卷揚機傳動裝置設計

1、機械設計課程設計 計算說明書設計題目：卷揚機減速器設計機械專業(yè)機制10-4班設計者：笑嘻嘻指導老師：笑嘻嘻2013年7月9日河南理工大學目錄一、設計任務書3二、傳動裝置的總體設計（附總體方案見圖）4（一）傳動方案擬定4（二）電動機的選擇4（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配6三、傳動零件的設計計算8（一）聯(lián)軸器的設計計算8（二）高速級斜齒輪副的設計計算10（三）低速級直齒輪的設計計算13四、軸系零件的設計計算17（一）、輸入軸的設計計算17(二)、中間軸的設計計算22（三）、輸出軸的設計計算25（四）滾動軸承的校核291、高速軸上軸承的壽命計算292、中間軸上軸承的壽命計算313、低速軸上軸承

2、的壽命計算33（五）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算34五、減速器的潤滑設計36六、箱體、機架及附件的設計37（一）、減速器箱體的結構設計37（二）、減速器箱體的附件設計39七、設計小結42一、設計任務書、原始數(shù)據(jù)鋼繩拉力F（kN）4.4鋼繩速度V（m/s）1.2滾筒直徑D（mm）490、已知條件1） 鋼繩拉力F；2）鋼繩速度V；3）滾筒直徑D；4）工作情況：兩班制工作，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作效率0.96；使用年限10年，大修3年，每年工作250天。5）制造條件及生產(chǎn)批量：專門工廠小批量生產(chǎn)。要求功率富裕量10%。6）提升速度允許誤差±5% 。、參考傳動方案二、傳動裝置的總體設

3、計（一）傳動方案擬定1、由參考方案可知電動機經(jīng)聯(lián)軸器將動力直接傳到高速軸上，然后通過二級圓柱齒輪減速器減速。2、高速級齒輪選用斜齒圓柱齒輪斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，常用在高速軸和要求傳動平穩(wěn)的場合。3、低速級選用直齒圓柱齒輪考慮到功率較大，低速級受到轉矩很大，所以采用直齒圓柱齒輪以減小軸向壓力。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）電動機的選擇1、選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2、選擇電動機的容量電動機工作功率為kW, kW因此 kW由電動機至運輸帶的傳動效率為式中：、分別為滾動軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、工作機的傳動效率。

4、取，。則 所以3、確定電動機轉速卷筒工作轉速為按指導書上表1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機的轉速范圍為符合這一范圍的同步轉速有750r/min 、1000 、1500 和3000r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案如表：方案電動機型號額定功率kW電動機轉速 r/min傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比減速器1Y132S2-27.53000290062.0117.762Y132S2-47.51500144030.798.803Y132S2-67.5100097020.745.93綜合考慮電動機

5、和傳動裝置的重量、噪聲和帶傳動、減速器的傳動比，可見方案1比較適合，因此選定電動機型號為Y132S2-2，其主要性能見下表：型號額定功率kW滿載時Y132S2-27.5轉速r/min電流(380V時)A效率%功率因數(shù)299031.40.820.812.02.34、 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸13212（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配1、總傳動比2、分配傳動裝置傳動比式中分別為外齒輪和減速器的傳動比。為使外齒輪傳動外廓尺寸不致過大，初步取，則減速器傳動比為：3、分配減速器的各級傳動比展開式布置?？紤]潤滑條件,為使兩級大齒輪直

6、徑相近,可由指導書圖21頁公式i1=1.3*i2，由i1*i2=i ,得i1=3.70，i2=4.80 （四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1、各軸轉速1軸 2軸 3軸 4軸 2、各軸輸入功率1軸 2軸 3軸 4軸 2、各軸輸出功率電動機 1軸 2軸 3軸 4軸 4、各軸輸入轉矩電動機軸輸入轉矩 1軸 2軸 3軸 4軸 5、各軸輸出轉矩1軸 2軸 3軸 4軸 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸名效率PkW轉矩T轉速nr/min傳動比i輸入輸出輸入輸出電動機軸6.4421.2129004.803.73.51軸6.386.3120.0120.80346.432軸6.136.061430.3796.

7、9095.933軸5.895.824623.01344.48341.044軸5.655.374485.251156.651099.28三、傳動零件的設計計算（一）高速級斜齒輪副的設計計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料及熱處理由課本表10-1選得小齒輪的材料均為并經(jīng)調質及表面淬火，齒面硬度為280HBS,而大齒輪的材料為45鋼（調質），吃面硬度為240HBS，兩者相差為40HBS；（2）精度等級選用8級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒輪傳遞的轉矩由前面計算可知， 3）由課本表10-7

8、取。4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5）由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限6）由式計算應力循環(huán)次數(shù)7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8）計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)9）許用接觸應力。10）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11）1由圖10-26查得，則。（2）計算1）試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得2）計算齒輪的圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)得模數(shù)取24）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承非對稱布置、8級精度、。另由圖10-

9、13查得=1.32,故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計算模數(shù)取模數(shù)為23、按齒根彎曲強度設計由式（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限4）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 5）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 6）計算當量齒數(shù)7）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 8）查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 9）計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得小齒輪的數(shù)值大。（2) 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)相差不大，取

10、，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 ，取，則，取。4、幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整后取。（2）按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度取齒寬 ：=40mm, =45mm（三）低速級直齒輪的設計計算1、精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料及熱處理由課本表10-1選得大、小齒輪的材料均為鋼并經(jīng)調質及表面淬火，齒面硬度為280HBS（2）精度等級選用7級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取。2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算 數(shù)

11、值1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒輪傳遞的轉矩由前面計算可知，3）取。4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5）由圖由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限6）由式計算應力循環(huán)次數(shù)7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8）計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)（2）計算1）試計算小齒輪的分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算齒輪的圓周速度3）計算齒寬b4）計算齒寬與齒高之比5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)直齒輪從表10-4中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承非對稱布置、6級精度、,考慮到齒輪為7級精度，取。另由圖10-13查得=1.

12、289,故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由式（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限3)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 4)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 5)查取齒形系數(shù)由表10-5查得 6)查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 7)計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得小齒輪的數(shù)值大。(2) 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。

13、于是由 ，取，則，取。4、幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度取齒寬 ：=50mm, =55mm高、低速級齒輪參數(shù)名稱高速級低速級中心距a(mm)116127法面摸數(shù)(mm)1.52螺旋角（°）無齒頂高系數(shù)11頂隙系數(shù)0.250.25壓力角齒數(shù)2527125100分度圓直徑（mm）37.554(mm)187.5200齒寬（mm）4555（mm）4050齒輪等級精度  87材料及熱處理小齒輪的材料均為，大齒輪材料為并經(jīng)調質及表面淬火，小齒面硬度為280，大齒面硬度240HBS大、小齒輪的材料均為并經(jīng)調質及表面淬火，齒面硬度為280HBS

14、四、軸系零件的設計計算（一）、輸入軸的設計計算1、輸入軸上的功率、轉速、轉矩 2、求作用在齒輪1上的力因已知齒輪分度圓直徑3、初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為鋼，調質處理。根據(jù)表153，取，于是得：高速軸的最小直徑顯然是裝聯(lián)軸器處的直徑，即聯(lián)軸器的軸孔直徑，因為裝聯(lián)軸器的軸上有鍵槽，故將最小直徑增加7%，為了使軸與聯(lián)軸器孔相適應，故需選聯(lián)軸器的型號 。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，故選擇，按照轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩條件，查標準選用LT3型彈性套柱銷，公稱轉矩31.5，LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器的公稱直徑d=18mm，長度為L=42mm，與軸配合的輪轂孔

15、長度為38mm。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下所示，（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）根據(jù)計算的最小直徑取軸的直徑=18mm。為了滿足聯(lián)軸器軸向定位要求，1-2軸右端需制出一軸肩，故2-3段得直徑。由聯(lián)軸器的寬度而確定軸張。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù),由參考文獻表14-7中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為32905，其尺寸為,查得a=8.7mm.故，而左邊軸承采用套筒定位，右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊查得32905型軸承的定位高度h=2.5mm，因此取，。3）取齒輪與軸

16、承為一體，根據(jù)齒輪的輪轂寬度，取齒輪軸段5-6的長度。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離，L=10故取。5）取齒輪距箱體內壁之間的距離,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取是。已知滾動軸承寬度T=12mm，則為使1軸與2軸齒輪正確嚙合，兩軸承之間距離相等，。致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，由參考資料表12-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm ，聯(lián)軸器與軸的配合采用。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合

17、來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取左軸端與2處倒角為，2，3處圓角R=1mm,其余圓角R=2mm。（5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承32905,由手冊中可查得a=23.0mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下：對水平面進行計算：對垂直面進行計算：求總的彎矩，即合成彎矩：將計算結果列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T（6）按彎曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉

18、切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為40Cr鋼，調質處理，查表的70Mpa,因此均小于，故安全。(二)、中間軸的設計計算1、中間軸上的功率、轉速及轉矩2、求作用在齒輪上的力因已知齒輪分度圓直徑3、初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據(jù)表153，取，于是得：中間軸的最小直徑顯然是軸承處直徑（圖4）。為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。查標準選用LT3型彈性套柱銷，選取型號為32905單列圓錐滾子軸承，0基本游隙組、標準精度級，其尺寸為。查得a=8.7,所以。4、軸的結構設計（1)擬定軸上零件的裝

19、配方案如下圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1） 取安裝齒輪處的軸段23的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的長度為40mm，為了使套筒端面可靠地壓緊大齒輪，此軸段應略短于輪轂長度，故取=38 mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)34處的直徑。取。2） 5處為非定位軸肩，則取，由于小直齒輪的齒寬，所以除去軸向緊固空隙，。3）確定兩端軸承處的軸段長度取齒輪距箱體內壁之距離?？紤]到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離S，取S值為8mm。已知軸承寬度T=12mm ，則（3） 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，

20、查表查得平鍵截面，鍵長為32mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為50mm。齒輪輪轂與軸的配合配合采用。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其余各處取圓角為R=2mm。(5)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承32905,由手冊中可查得a=8.7mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下圖：對水平面進行計算：對垂直面進行計算：求總的彎矩，即合成彎矩：將各計算結果列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎

21、曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為40Cr，調質處理，查表的70Mpa,因此<，故安全。（三）、輸出軸的設計計算1、輸入軸上的功率、轉速及轉矩2、作用在齒輪上的力因已知齒輪分度圓直徑3、初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據(jù)表153，取，于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸得直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查表16-4,考慮到轉矩變化很小,故取,則聯(lián)

22、軸器的轉矩計算，按照計算轉矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉矩得條件，查手冊。選用LT7型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為500000N·mm。聯(lián)軸器的孔徑，故取，聯(lián)軸器長度L112mm，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度65mm。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故2-3段的直徑。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=48mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時

23、受到徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，并根據(jù),由參考資料表14-1中初步選取深溝球軸承，其型號為61911，其尺寸為,故取。3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊輪齒，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm，則取直徑。左端軸承用套筒定位。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面間的距離，,故取，取齒輪距箱體內壁之距離?？紤]到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內

24、壁一段距離S，取S值為8mm。已知軸承寬度T=10mm ，則由于跟中間軸在同一水平面上右一對齒輪嚙合，故取，致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為56mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為45mm，齒輪輪轂與軸的配合配合采用。聯(lián)軸器與軸的配合采用。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，3處圓角半徑R=2mm，其余圓角半徑R=2.5mm。(5)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,作為簡支梁的軸

25、的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下圖：對水平面進行計算：對垂直面進行計算：求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T(6）按彎曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為40Cr，調質處理，查表的70Mpa,因此<，故安全。（四）滾動軸承的校核1、高速軸上軸承的壽命計算軸承型號為32905，查表得基本額定動載荷C=21000N,查得溫度系數(shù)。（1）求軸承所受的徑向載荷Fr故（2） 求軸承的計算軸向力對于32905

26、型圓錐滾子軸承，其派生軸向力由手冊查得32905型圓錐滾子軸承Y=1.9，e=0.32又故軸承1放松，軸承2被壓緊。（3）求比值（4）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 查表取=1.0-1.2，取=1.1，則（5）驗算軸承的壽命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。2、中間軸上軸承的壽命計算軸承型號為32905，查表得基本額定動載荷C=21000N,查得溫度系數(shù)。（1）求軸承所受的徑向載荷Fr故（2）求軸承的計算軸向力對于30000型圓錐滾子軸承，其派生軸向力由手冊查得30312型圓錐滾子軸承Y=1.9，e=0.32故軸承2放

27、松，軸承1被壓緊。因此(3) 求比值(4）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 查表取=1.0-1.2，取=1.1，則(5)驗算軸承的壽命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。3、低速軸上軸承的壽命計算深溝球軸承軸承型號為61911，查表得基本額定動載荷C=15900N,查得溫度系數(shù)。（1）求軸承所受的徑向載荷Fr故（2） 求軸承的計算軸向力由于低速軸上采用的是直齒輪，因此受純徑向力左右。軸向力為零。（3）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 查表取=1.0-1.2，取=1.1，則（4）驗算軸承的壽

28、命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。（五）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算1、低速軸上聯(lián)軸器的計算1） 類型選擇 選用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器2） 載荷計算公稱轉矩 查得查得HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為，許用轉速為3600r/min，計算轉矩故聯(lián)軸器滿足使用要求。2、鍵聯(lián)接的計算 (1) 低速軸鍵的計算應選用普通平頭平鍵連接。鍵、軸和輪轂的材料都是40Cr，由表查得許用擠壓應力,鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 (2)中間軸鍵的計算選用普通平頭平鍵連接。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是40Cr，由表查得許用擠壓應力,鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高

29、度合適 合適(3)高速軸鍵的計算選用普通平頭平鍵連接。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是40Cr，由表查得許用擠壓應力,鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度合適五、減速器的潤滑設計潤滑的目的是為了減少摩擦及摩損，延長疲勞壽命，排出摩擦熱、冷卻，也有防止生銹、腐蝕的效果。齒輪的潤滑：減速器內的傳動零件的潤滑，通常有油池浸油潤滑和噴油潤滑。而浸入油中的圓周速度小于12m/s，才適合浸油潤滑，此減速器的大齒輪的圓周速度小于12m/s，所以，選用浸油潤滑是比較合理的。浸油高度取為35mm。根據(jù)齒輪的運轉速度、載荷大小、工作環(huán)境和潤滑裝置等各種主要要素，選用N150中負荷工業(yè)齒輪用油，它的運動黏度13

30、5165/s（40°），75.991.2/s（50°）；閃點170；凝點-8。滾動軸承的潤滑因為浸油齒輪的圓周速度在1.57m/s以上，靠近機體旁的4個軸承，可以采用飛濺潤滑?？拷鼨C體內油的飛濺直接潤滑軸承或經(jīng)機體剖分面上的油溝，然后流進軸承進行潤滑。3） 減速器的密封密封的目的： 為了防止減速器內的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達到預期的工作壽命。而同軸式二級減速器的密封部位主要在軸伸端處和箱體接合面處。密封方法：軸伸端處的密封在輸入或輸出軸的外伸

31、處，為了防止灰塵、水汽及其他雜質滲入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內裝密封件。在輸入軸的外伸端處，采用毛氈密封；在輸出軸的外伸端出，軸徑比較大，故利用安裝溝槽使密封圈受到壓縮而密封，在介質壓力的作用下產(chǎn)生自緊作用而增強密封效果。箱體接合面的密封箱座與箱蓋的密封常在箱蓋與箱座接合面上涂上密封膠或水玻璃的方法實現(xiàn)。為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油槽使?jié)B入接合面之間的潤滑油重新流回箱體內部。六、箱體、機架及附件的設計（一）、減速器箱體的結構設計減速器箱體結構尺寸(由手冊上查得近似值)減速器機體結構尺寸如下：機體結構尺寸，主要依據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過底版固定，

32、而地腳螺栓的尺寸又根據(jù)兩齒輪的中心矩a=269mm來確定的。名稱代號減速器箱體薦用尺寸齒輪減速器具體數(shù)值（mm）機座壁厚二級0.025a+3810機蓋壁厚二級0.02a+389機座凸緣厚bb=1.515機蓋凸緣厚b1b1=1.5113.5機座凸緣厚b2b2=2.525地腳螺栓直徑 =0.036a+12M24地腳螺栓的數(shù)目n時，n=66軸承旁直徑d1d1=0.75dfM20機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d2d2=（0.50.6）M12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)l=150200180軸承蓋螺栓直徑d3d3=（0.40.5）M10窺視孔蓋螺栓直徑d4d4=（0.30.4）M10定位銷直徑dd=（0.70.8）d2

33、M8螺栓至機壁距離C1至外機壁距離查表40C1至外機壁距離查表26C1至外機壁距離查表26螺栓至凸緣距離C2至凸緣邊緣距離查表16C2至凸緣邊緣距離查表16軸承旁凸臺半徑R1R1=C216R1R1=C216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定50外壁至軸承座端面距離=C1+C2+（510）50大齒輪齒頂圓與箱體內壁距離1>1.215齒輪端面與內機壁距離1>15機蓋筋厚m1m10.85 8機座筋厚mm0.858軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑+（55.5）d3輸入160中間190輸出220軸承端蓋凸緣厚度tt=（11.2）d310軸承旁聯(lián)接螺栓距離SSD2輸入160中間220輸出240（二）、減速器箱體的附件設計1)通氣器通氣器用于通氣，能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內、外氣壓平衡一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油沿箱體接合面、軸伸及其他縫隙滲漏出來。因為此減速器工作環(huán)境灰塵較大，應選用網(wǎng)式通氣器dd1d2d3d4Dhabch1RD1SkefM36M64×2208308070281328321205315010222)油塞為了排除油污，更換減速器箱體內的油污，在箱體底部油池的最低處設置有排油孔。排油孔設置在箱體底部油池的最低處，箱體內底面常做成1°1.5°外斜面，在排油孔附近做成凹