(說明書)(joooooolw)--聯(lián)軸器-一級蝸桿-聯(lián)軸器,F=3200,v=0.6,D=400,16小時300天10年(高下低上)

1、 目錄第一章 設計任務書31.1設計題目31.2設計步驟3第二章 傳動裝置總體設計方案32.1傳動方案32.2該方案的優(yōu)缺點4第三章 電動機的選擇43.1選擇電動機類型43.2確定傳動裝置的效率43.3選擇電動機的容量43.4確定電動機參數(shù)53.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)74.1電動機輸出參數(shù)74.2高速軸的參數(shù)74.3低速軸的參數(shù)74.4工作機軸的參數(shù)7第五章 減速器蝸桿副傳動設計計算95.1選擇蝸桿傳動類型95.2選擇材料95.3按齒面接觸疲勞強度進行設計95.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸115.5校核齒根彎曲疲勞強度115.6驗算效率

2、125.7熱平衡計算12第六章 軸的設計136.1高速軸設計計算136.2低速軸設計計算18第七章 滾動軸承壽命校核257.1高速軸上的軸承校核257.2低速軸上的軸承校核27第八章 鍵聯(lián)接設計計算288.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核288.2低速軸與渦輪鍵連接校核288.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核29第九章 聯(lián)軸器的選擇299.1高速軸上聯(lián)軸器299.2低速軸上聯(lián)軸器29第十章 減速器的密封與潤滑3010.1減速器的密封3010.2軸承的潤滑31第十一章 減速器附件設計3111.1油面指示器3111.2通氣器3111.3放油孔及放油螺塞3211.4窺視孔和視孔蓋3211.5定位銷3211.6啟

3、蓋螺釘3311.7螺栓及螺釘33第十二章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸33第十三章 設計小結(jié)34第十四章 參考文獻35第一章 設計任務書1.1設計題目 一級蝸桿減速器，拉力F=3200N，速度v=0.6m/s，直徑D=400mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設計計算 6.傳動軸的設計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設計 9.聯(lián)軸器設計 10.潤滑密封設計 11.箱

4、體結(jié)構(gòu)設計第二章 傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，減速器為一級渦輪蝸桿減速器器。2.2該方案的優(yōu)缺點 一級渦輪蝸桿減速器機械結(jié)構(gòu)緊湊、體積外形輕巧、小型高效；熱交換性能好、散熱快；安裝簡易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護檢修；運行平穩(wěn)、噪音小、經(jīng)久耐用；使用性強、安全可靠性大；第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.98 閉式蝸桿傳動效率：=3=0.8 工作機效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=12233w=0

5、.7163.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=3200×0.61000=1.92kW3.4確定電動機參數(shù) 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=1.920.716=2.68kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.63.14×400=28.66rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，一級蝸桿減速器傳動比范圍為：10-40因此理論傳動比范圍為：10-40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(10-40)×28.66=287-1146r/min。進行

6、綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-6的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880電機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×

7、;8010×333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=96028.66=33.496（2）分配傳動裝置傳動比 減速器傳動比為i1=ia=33.5第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)功率：P0=Pd=2.68kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×2.68960=26660.42Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×1=2.68×0

8、.99=2.65kW轉(zhuǎn)速：n1=n0=960rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.65960=26361.98Nmm4.3低速軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=2.65×0.98×0.8=2.08kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=96033.5=28.66rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×2.0828.66=693091.42Nmm4.4工作機軸的參數(shù)功率：Pw=P2×w×1×22=2.08&#

9、215;0.97×0.99×0.98×0.98 =1.92kW轉(zhuǎn)速：nw=n2=28.66rpm扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=1.9228.66=639776.69Nmm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.6826660.4296010.99軸2.652.626361.9825834.740496033.50.78軸2.082.04693091.42679229.591628.6610.96工作機軸1.921.88639776.69626448

10、.0128.66第五章 減速器蝸桿副傳動設計計算5.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）5.2選擇材料考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度未4555HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計（1）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按Z1=1，故取效率=0.8 T2=9.55×106×P2n2=693091.42Nmm（2）確定載荷系數(shù)K 因工作

11、載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)K=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1；則K=KA×KV×K=1×1×1=1（3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa。（4）確定渦輪齒數(shù)z2z2=z1×i12=1×33.5=34（5）確定許用接觸應力H 根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力H'=268MPa。應力循環(huán)系數(shù) NL=60×n

12、×j×Lh=8.254×107故壽命系數(shù)為：KNH=8107NL=81078.254×107=0.77H=KNH×H'=206MPa（6）計算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1×693091.42×48034×2062=3255.22因z1=1，故從表11-2中取模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63mm5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）中心距a=12×d1+d2=0.5×63+214.2=139mm（2）

13、蝸桿軸向齒距pa=19.782mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=75.6mm；齒根圓直徑df1=47.88mm；分度圓導程角=5°42'35"；蝸桿軸向齒厚sa=10mm（3）渦輪渦輪分度圓直徑d2=m×z2=6.3×34=214.2mm渦輪齒頂圓直徑da2=d2+2×ha2=214.2+2×6.3=226.8mm渦輪齒根圓直徑df2=d2-2×hf2=214.2-2.4×6.3=199.08mm渦輪咽喉母圓半徑r02=a-da22=139-226.82=25.6mm5.5校核齒根彎曲疲勞強度F=1

14、.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×YF當量齒數(shù)zv2=z2cos3=34cos5.713=34.51根據(jù)zv2=34.51，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.44。螺旋角系數(shù)Y=1-140°=1-5.71°140°=0.96許用彎曲應力F=F'×KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應力F'=56MPa。壽命系數(shù)KFH=9106NL=91068.254×107=1F=F'×KFN=0.61×56=3

15、4.16MPaF=1.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×Y=1.53×1×693091.4263×214.2×6.3×2.44×0.96=29.22MPa彎曲強度是滿足要求的。5.6驗算效率=0.950.96×tantan+v=0.96×tan5.71tan5.71+2.28=0.684已知=5°42'35"；v=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關(guān)。Vs=×d1×n160×1000&

16、#215;cos=×63×96060×1000×cos5.71=3.18代入得=0.684，因此不用重算。5.7熱平衡計算取油溫t=70，周圍空氣溫度t0=20，通風良好，取Ks=15W/(m2)，傳動效率為0.684，則散熱面積為：A=1000×P1×1-Ks×t-t0=1000×2.65×1-0.68415×70-20=1.12m2第六章 軸的設計6.1高速軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=2.65kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=26361.98Nmm（2

17、）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于蝸桿受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×32.65960=15.71mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×d=1+0.05×15.71=16.5mm查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端

18、固定方式。可按軸上零件的安裝順序。b.確定各軸段的直徑和長度。 第1段：d1=40mm，L1=80mm 第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm 第3段：d3=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=22mm 第4段：d4=55mm（軸肩），L4=63.7mm 第5段：d5=75.6mm（蝸桿段），L5=80mm 第6段：d6=55mm（軸肩），L6=63.7mm 第7段：d7=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=22mm（5）蝸桿的受力分析a.畫蝸桿的受力圖如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在蝸桿的力蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Ft1=Fa2=2

19、5;T1d1=836.89N蝸桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑）Fa1=Ft2=2×T2d2=2354.11N蝸桿所受的軸向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=6471.44N第一段軸中點到軸承中點距離La=110mm，軸承中點到蝸桿中點距離Lb=113.7mm，蝸桿中點到軸承中點距離Lc=113.7mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)軸承A和軸承B在水平面內(nèi)的支承反力為：RA

20、H=RBH=Ft1×LcLb+Lc=836.89×113.7113.7+113.7=418.44N軸承A在垂直面內(nèi)的支承反力為：RAV=Fr1×Lc+Fa1×d12Lb+Lc=836.89×113.7+6471.44×632113.7+113.7=280.62N軸承B在垂直面內(nèi)的支承反力為：RBV=Fr1-RAV=2354.11-280.62=2073.49N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=418.442+280.622=503.82N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=418.442+2073.492=2

21、115.29Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，蝸桿受力點截面C處彎矩為：MCH=RAH×Lb=418.44×113.7=47576.63Nmm在垂直面上，蝸桿受力點截面C左側(cè)彎矩為：MCV左=RAV×Lb=280.62×113.7=31906.49Nmm在垂直面上，蝸桿受力點截面C右側(cè)彎矩為：MCV右=RBV×Lc=2073.49×113.7=235755.81Nmm合成彎矩，蝸桿受力點截面C左側(cè)為MC左=MCH2+MCV左2=47576.632+31906.492=57284.9Nmm合成彎矩，蝸桿受力點截面C右側(cè)為MC右

22、=MCH2+MCV右2=47576.632+235755.812=240508.5Nmmf.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=25834.74Nmmg.校核軸的強度由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面右側(cè)為危險截面其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=12265.62mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=24531.25mm3最大彎曲應力為=MW=19.61MPa剪切應力為=TWT=1.07MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=19.65MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的

23、許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。6.2低速軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n2=28.66r/min；功率P2=2.08kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=693091.42Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3P2n2=112×32.0828.66=46.72mm由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×d

24、=1+0.07×46.72=49.99mm查表可知標準軸孔直徑為50mm故取dmin=50（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=2×2mm(GB/T 1096-2003)，長L=6mm；定位軸肩直徑為55mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。第1段：d1=50mm，L1=110mm第2段：d2=55mm（軸肩），L2=47mm第3段：d3=60mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=42mm（由

25、軸承寬度確定）第4段：d4=65mm（與渦輪內(nèi)徑配合），L4=102mm（等于渦輪輪轂寬度-2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=75mm（軸肩），L5=5mm第6段：d6=60mm（與軸承內(nèi)徑配合），L6=37mm軸段123456直徑(mm)505560657560長度(mm)1104742102537（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）Ft2=Fa1=2×T2d2=6471.44N渦輪所受的徑向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Fa2=Ft1=2

26、5;T1d1=836.89N渦輪所受的軸向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=2354.11Nc.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=113mm，軸承中點到渦輪中點距離Lb=54.045mm，渦輪中點到軸承中點距離Lc=54.045mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=2354.11×113+836.89×214.22113+54.045= 2129NRBH=Fr-RAH=-2354.11-2129=225N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=F

27、t×LaLa+Lb=6471.44×113113+54.045= 4378NRBV=Ft×LbLa+Lb=6471.44×54.045113+54.045= 2094N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=21292+43782=4868.22N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=2252+20942=2106.05Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，渦輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBH×La=225×1

28、13=25425Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm在垂直面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCV右=RAV×La=4378×113=494714Nmm在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=2094×113-836.89×214.22=146991Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成

29、彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH2+MCV左2=254252+1469912=149174Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH2+MCV右2=254252+4947142=495367Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.繪制扭矩圖T=679229.59Nmmh.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×679229.592=407538Nmm截面B處當量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C左側(cè)當量彎矩：MVC左=MC左=149174Nmm截面C右側(cè)當量彎矩：MVC右=MC右2+T2=4953672+0.6×679229.5

30、92=641464Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×679229.592=407538Nmmh.校核軸的強度因渦輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=21195mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=42390mm3最大彎曲應力為=MW=7.04MPa剪切應力為=TWT=16.35MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=20.84MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，

31、則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。第七章 滾動軸承壽命校核7.1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2根據(jù)前面的計算，選用30210軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力

32、：Fr1=RAH2+RAV2=418.442+280.622=503.82NFr2=RBH2+RBV2=418.442+2073.492=2115.29NFd1=Fr12Y=179.94NFd2=Fr22Y=755.46NFa1=Fae+Fd2=7226.9NFa2=Fd2=755.46NFa1Fr1=14.344eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×503.82+1.4×7226.9=10319.19NPr2=X2&

33、#215;Fr2+Y2×Fa2=1×2115.29+0×755.46=2115.29N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=54438.2h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)302126011022102根據(jù)前面的計算，選用30212軸承，內(nèi)徑d=60mm，外徑D=110mm，寬度B=22mm查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr

34、>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=102kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=21292+43782=4868.22NFr2=RBH2+RBV2=2252+20942=2106.05NFd1=Fr12Y=1622.74NFd2=Fr22Y=702.02NFa1=Fd1=1622.74NFa2=Fd1-Fae=785.85NFa1Fr1=0.333eFa2Fr2=0.37e查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1

35、因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×4868.22+0×1622.74=4868.22NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2106.05+0×785.85=2106.05N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=14745941h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八章 鍵聯(lián)接設計計算8.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（G

36、B/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=51mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=6MPa<p=120MPa8.2低速軸與渦輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=2mm×2mm（GB/T 1096-2003）,鍵長6mm。鍵的工作長度 l=L-b=4mm 渦輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=103MPa<p=120MPa8.3低速軸

37、與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度 l=L-b=76mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=81MPa<p=120MPa第九章 聯(lián)軸器的選擇9.1高速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=34.27Nmm 選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn

38、=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=40mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=34.27Nm<Tn=1250Nm n=960r/min<n=4700r/min9.2低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=901.02Nmm 選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500Nm，許用轉(zhuǎn)速n=3870r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=50mm，軸孔長度L1

39、=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。 Tc=901.02Nm<Tn=2500Nm n=28.66r/min<n=3870r/min第十章 減速器的密封與潤滑10.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m

40、/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。 蝸桿副及高速級軸承選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN100潤滑油潤滑，潤滑油深度為7.5cm，箱體底面尺寸為258.8×97cm，箱體內(nèi)所裝潤滑油量為V=7.5×258.8×97cm3=188277cm3 該減速器所傳遞的功率為3kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率，需油量為V0=350cm3，則該減速器所需油量為：V1=P0×V0=1050cm3 潤滑油量滿足要求。10.2軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于渦

41、輪圓周速度2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第十一章 減速器附件設計11.1油面指示器 用來指示箱內(nèi)油面的高度，油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。11.2通氣器 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。11.3放油孔及放油螺塞 為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°2°，使油易于流出。11.4窺視孔和視孔蓋 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。11.5定