課程設計二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的設計

1、目錄目錄1一、課程設計任務書3題目D：設計熱處理車間的鏈板式運輸機傳動裝置31. 設計要求32.設計內容及完成的工作量4二、傳動方案的確定5三、電機的選擇61、選擇電機類型和結構型式62、選擇電動機的容量63、確定電動機轉速6四、確定傳動裝置的有關的參數(shù)81、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比82、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8五、齒輪傳動的設計11（一）高速級齒輪設計11（二）、低速級齒輪設計15六、軸的設計計算20（一）輸入軸的設計計算20（二）中間軸的設計計算23（三）輸出軸的設計計算26七、滾動軸承的選擇及校核計算291. 滾動軸承的類型292. 滾動軸承的型號293. 對軸承進行壽命

2、校核30八、鍵的校核計算311輸入軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核計算312傳動軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核計算323輸出軸鍵的校核計算32九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算331.輸入軸處聯(lián)軸器的選擇332.輸出軸處聯(lián)軸器的選擇33十、減速箱的附件選擇341.檢查孔和視孔蓋342放油螺塞343.油標344通氣器355起吊裝置356定位銷35十一、潤滑及密封351、傳動件的潤滑352、滾動軸承潤滑363、密封36十二、心得體會37十三、參考資料目錄38一、課程設計任務書題目D：設計熱處理車間的鏈板式運輸機傳動裝置 1. 設計要求 鏈板式運輸機由電機驅動。電機轉動，經傳動裝置帶動鏈板式運輸機的驅動鏈輪轉動，拖動輸送鏈移

3、動，運送熱處理零件。該機也可用于加工線或裝配線上運送零件。整機結構要求，電機軸與運輸機的驅動鏈輪主軸垂直布置，使用壽命為10年，每日兩班制工作，連續(xù)運轉，單向轉動，載荷平穩(wěn)。允許輸送鏈速度偏差為5%。工作機效率為0.95，按小批生產規(guī)模設計，要求結構緊湊。1-電機 2-傳動裝置 3-驅動鏈輪 4-輸送鏈 鏈板式運輸機的傳動示意圖題 號D-1D-2D-3D-4D-5D-6D-7D-8輸送鏈拉力F (N)25002400230022002100200019001800輸送鏈速度V (m/s)1.21.251.31.351.41.451.51.55驅動鏈輪直徑D (mm)20021022023024

4、02502602702.設計內容及完成的工作量 1）設計傳動方案；2）設計減速器部件裝配圖；3）繪制軸、齒輪和箱體零件圖各一張；4）編寫設計計算說明書一份（約7000字）。二、傳動方案的確定為了滿足鏈板式運輸機的工作要求，圖2-1提供了三種傳動方案。其中：方案（a）采用二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器，能夠實現(xiàn)較大傳動比的傳動，使用和維護方便，但結構尺寸現(xiàn)對較大；方案(b)采用渦輪蝸桿減速器，結構緊湊，但傳動效率低；方案（c）采用一級圓錐齒輪減速器，但不能實現(xiàn)較大傳動比的傳動，否則錐齒輪的尺寸將會加大，成本增加。從上述分析可見，雖然這三種傳動方案都能滿足鏈板式運輸機的功能要求，但是結構、性能和經濟性

5、都不同，根據(jù)工作要求選擇方案（a）較好。 （a） （b） （c）三、電機的選擇1、選擇電機類型和結構型式電動機分交流和直流電機兩種。由于直流電機需要直流電源，結構較復雜，價格較高維護不方便，因此用交流電動機，一般用三相交流電源。交流電機有異步和同步電機兩類。異步電機有籠型和繞線型，其中一普通籠型異步電機應用最多。其機構簡單、工作可靠、價格便宜、維護方便。 根據(jù)工作要求和條件，選擇用三籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2、選擇電動機的容量電動機所需工作功率：=KW式中 KW ； 、分別為聯(lián)軸器、滾動軸承效率（一對）、閉式齒輪傳動效率和工作機的傳動效率。取凸緣聯(lián)軸器效率，閉式齒輪傳動

6、效率，滾動軸承效率（一對），工作機的傳動效率。則： 所以因為載荷平穩(wěn)，所以電動機額定功率略大于即可，選電機額定功率為4KW。3、確定電動機轉速驅動鏈輪的工作轉速為 二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器傳動比為 815 ， 故電機轉速的可選范圍為：（815）（881.921653.6）符合這一范圍的同步轉速有1000 r/min和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊及上網(wǎng)查出有兩種適用的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下表3-1：方案電動機型號額定功率(kw)電動機滿載轉速（r/min）電動機總質量(N)參考價格(元)傳動比1Y112M441440499181.52Y132M6496075143

7、3（表3-1）綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，結合題目要求結構緊湊，可見第2方案比 較合適。因此選定電機型號為Y132M-6。經查有關資料電機主要外形和安裝尺寸列于下表3-2：（表3-2） KW四、確定傳動裝置的有關的參數(shù)1、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。由選定電動機滿載轉速和工作主動軸轉速,可得傳動裝置總傳比 式中： =960 r/min，=110.24 r/min。(2)分配傳動裝置傳動比 式中為減速器的傳動比。為錐齒輪傳動比，為直齒圓柱齒輪傳動比。由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配，圖（b） =2.5，所以2、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

8、（a） 圖（b） (1)各軸的轉速 軸 r/min 軸 r/min 軸 r/min鏈輪軸 r/min 式中：分別為.軸的轉速；電機滿載轉速 。(2)各軸輸入功率 軸 KW 軸 KW軸 KW鏈輪軸 KW式中：Pd電動機的輸出功率，kw，,軸的輸入功率，kw(3)各軸輸入轉矩電機輸出轉矩Nm 軸 Nm 軸 Nm 軸 Nm鏈輪軸 Nm將各軸運動和動力參數(shù)的計算結果匯總列出表格（表4-1），供以后設計計算使用。軸名功率 P/Kw轉矩T/N.m轉速傳動比輸入輸出輸入輸出電機軸35335.11960軸3.53342234.39134.0479601軸3.3203.25482.5780.9193842.5軸

9、3.193.126277.7272.146109.73.5鏈輪軸3.093.028269263.62109.71表4-1 各軸運動和動力參數(shù)五、齒輪傳動的設計（一）高速級齒輪設計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度210HBS；根據(jù)教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra1.63.2m2、按齒面接觸疲勞強度設計由標準直齒錐齒輪的設計公式： （教材P227式10-26）（1）確定公式內的個計算數(shù)值1）試選2）由教材P201表10-6選取彈性影響系數(shù)3) 傳動比取小齒輪，大齒輪4

10、) 許用接觸應力H取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)安全系數(shù)S=1.由教材205式10-12得由教材P209圖10-21（d）查得：Hlim1=580Mpa Hlim2=540Mpa由教材P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N式中：n-齒輪轉速；j-每轉一圈同一齒面的系數(shù)?。?-齒輪的工作壽命。N2=N1/i= /2=1.382×109 由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：=0.91; =0.935）小齒輪的傳遞轉矩查表4-1得6）由教材P224取常用值R=0.3（2）計算1) 小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2) 計算圓周速度3)

11、計算模數(shù)4）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，動載系數(shù)可按教材P194圖10-8中低一級精度及查得；齒間載荷分配系數(shù) 式中是軸承系數(shù)，可由P226表10-9中查得=1.25,即故載荷系數(shù)5）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材P式（10-10a）得：6）計算模數(shù)3、按齒根彎曲疲勞強度設計由教材P218式（10-17）即 （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù) 2）計算當量齒數(shù)分度錐角3）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：5）查取應力校正系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：6）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7) 由教材P206圖10

12、-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)。8) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)為，由教材P205式（10-12）得：9）計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)，大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.5mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，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)，于是有：取=25，則=225=50實際傳動比(3) 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距：取中心距2）算大小齒輪的分度圓直徑3）計算齒輪寬度圓整后取4）結構設計因大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜；而小齒輪齒頂圓

13、直徑小于160mm，故選用實心結構為宜。（二）、低速級齒輪設計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為260280HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度230HBS；根據(jù)教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra1.63.2m2、按齒面接觸疲勞強度設計由標準直齒圓柱齒輪的設計公式： （教材P203式10-9）（1）確定公式內的個計算數(shù)值1）試選2) 傳動比取小齒輪，大齒輪3) 許用接觸應力H取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)安全系數(shù)S=1.由教材P205式10-12得由教材P209圖10-

14、21查得：Hlim1= 580Mpa Hlim2=540Mpa由教材P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N式中：n-齒輪轉速；j-每轉一圈同一齒面的系數(shù)取；Lh-齒輪的工作壽命。由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：=0.93 ； 4）小齒輪的傳遞轉矩查表4-1得 5）由教材P205表10-7取d=16）由教材P201表10-6查得材料的彈性系數(shù)（2）計算1) 小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2) 計算圓周速度3) 計算齒寬及模數(shù) 4）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，由教材P194圖10-8查得動載系數(shù)用差值法計算得：得出： 由教材P198圖10-13查得由教材P195表10-3查得故

15、載荷系數(shù)5）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材P204式（10-10a）得6）計算模數(shù)3、按齒根彎曲疲勞強度設計由教材P201式（10-5）即 （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù) 2）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5查取如下：3）查取應力校正系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：4）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。5) 由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)。6) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)為，由教材P205式（10-12）得：7）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比結果，由齒面接觸疲勞強

16、度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，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)，于是有：取，則=取實際傳動比傳動比誤差： (3) 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距：2）算大小齒輪的分度圓直徑 3）計算齒輪寬度圓整后取4）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜。六、軸的設計計算（一）輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255HBS根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸入軸轉速r。（實心軸）則：

17、考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則。圓整后取。2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的輸入軸上的錐齒輪直徑小于160mm，則可將齒輪和軸做成一體且相對兩軸承做懸臂布置，兩軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯(lián)軸器軸向用軸肩和軸端擋圈固定，周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑，聯(lián)軸器的計算轉矩，查教材P351表14-1，取則：查標準凸緣聯(lián)軸器型YL5，其公稱轉矩，半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。初選32006型圓錐滾子軸承，其尺寸為d&#

18、215;D×T=30mm×55mm×17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離a=10mm ，滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度及直徑如下：（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器的周向固定采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度, 同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷求分度圓直徑：已知求轉矩：已知作用在齒輪

19、上的力根據(jù)教材P225（10-22）式得根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下,由于該軸懸臂布置，根據(jù)幾何尺寸算得：L1=75mm L2=49mm 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： （6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據(jù)P343式（15-5）及上述(3)中的數(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，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1查得。因此，故安全。（二）中間軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255HBS根據(jù)教材P

20、370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸入軸轉速。（實心軸）則： 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 圓整后取2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的中間軸可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，因為齒輪的直徑，所以與軸做成一體，齒輪用軸肩與套筒固定，兩個滾動軸承兩端分別用端蓋和套筒固定。齒輪周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度 初選32006型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×55mm×17mm?？紤]齒輪端面

21、和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離，滾動軸承距箱體內壁的距離，各段長度及直徑如下 （3）軸上零件的周向定位齒輪的周向固定采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度, 同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷 求分度圓直徑：已知求轉矩：已知求作用在齒輪上的力根據(jù)教材P198（10-3）式得所受的力分別為 根據(jù)教材P225（10-14）式得所受的力分別為 根據(jù)軸的

22、結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下由于該軸兩軸承非對稱，根據(jù)幾何尺寸算得 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： （6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據(jù)P343式（15-5）及上述(3)中的數(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，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1查得。因此，故安全。（三）輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217255HBS根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸

23、入軸轉速。（實心軸）則： 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則，圓整后取2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的聯(lián)軸器一端用軸肩固定另一端用軸端擋圈固定，齒輪相對于軸承做不對稱轉動，齒輪一端由軸肩定位，另一端用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩、套筒和端蓋定位。（2）確定軸的各段直徑和長度因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑，聯(lián)軸器的計算轉矩，查教材P351表14-1，取則：查標準GB/T5014-1995選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。由于軸承只受徑向力的作用，故初選60

24、08型深溝球軸承，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取套筒長為24mm，取齒輪距箱體內壁的距離a=16mm ，滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度及直徑如下：（3）軸上零件通過鍵進行周向定位齒輪、半聯(lián)軸器于軸的周向固定均采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度, 同時為了保證齒輪輪轂與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選

25、軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷求分度圓直徑：已知求轉矩：已知求作用在齒輪上的力根據(jù)教材P198（10-3）式得所受的力分別為 根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下由于該軸兩軸承非對稱，根據(jù)幾何尺寸算得 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： （6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據(jù)P343式（15-5）及上述(3)中的數(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，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1

26、查得。因此，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算1. 滾動軸承的類型應根據(jù)所受載荷的大小，性質，方向，轉速及工作要求進行選擇。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，軸的轉速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時承受較大的徑向力和軸向力，或者需要調整傳動件的軸向位置，則應選擇角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。經過分析比較后，選用圓錐滾子軸承和深溝球軸承。2. 滾動軸承的型號(從機械設計手冊第二卷第四冊查)根據(jù)各軸的安放軸承出的直徑大小，經過分析和比較，軸承的選擇如下：（1）輸入軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸承 32006 GB/T 297-1994尺寸：它的基本額定載荷 （2）中間軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸

27、承 32006 GB/T 297-1994尺寸：它的基本額定載荷 （3）輸出軸選用軸承的標記為：深溝球軸承 6008 GB/T 276-1994尺寸：d×D×B=40mm×68mm×15mm 它的基本額定載荷 3. 對軸承進行壽命校核根據(jù)已知條件，軸承預計壽命軸承的壽命可由教材P320式（13-5a）即 進行校核。根據(jù)P319頁（對于球軸承，；對于滾子軸承）取。由教材P320表13-4并結合該軸承的工作環(huán)境，取=1.0；由于軸承受徑向和軸向載荷作用，則(教材P321式13-9a)；由教材P321表13-6，取=1.0；(1) 對輸入軸的軸承進行壽命校核

28、由 查教材P321表13-5得查機械設計手冊第二版第四卷P39-81得 則：= =>故所選軸承可滿足壽命要求。(2) 中間軸的軸承進行壽命校核由 查教材P321表13-5得, 則：= 故所選軸承可滿足壽命要求。(3) 輸出軸的軸承進行壽命校核由 查教材P321表13-5得 則：=故所選軸承可滿足壽命要求。八、鍵的校核計算1輸入軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核計算鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力=120150，取 =140。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 =0.5×6mm=3mm (8.1)鍵的工作長度=406mm=34mm (8.2)則有：（合適）(8.3)2傳動

29、軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核計算安裝大錐齒輪段 GB/T 1096-1979 鍵10×8×36鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力=120150，取 =140。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 =0.5×8mm=4mm (8.4)鍵的工作長度=3610mm=26mm (8.5)則有：=55（合適） (8.6)3輸出軸鍵的校核計算安裝齒輪段段 GB/T 1096-1979 鍵14×9×50安裝聯(lián)軸器段 GB/T 1096-1979 鍵8×7×50鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由P106表6-2查許用擠壓應力，取=140

30、。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 =0.5×9mm=4.5mm (8.7) =0.5×7=3.5mm鍵的工作長度=5014mm=36mm =508mm=42mm (8.8)則有：=（合適）=（合適）(8.9)九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算根據(jù)傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被連接件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。1.輸入軸處聯(lián)軸器的選擇1）類型選擇 由于裝置原動機為電動機，聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選擇凸緣聯(lián)軸器。2）載荷計算轉距：=9550=9550×3.492/960=34.738N·m由P351表14-1

31、，考慮到轉矩變化很小校正系數(shù)后，取計算轉矩：3）型號的選擇選擇凸緣聯(lián)軸器的型號為：YL5凸緣聯(lián)軸器GB/T5014-1985許用轉矩為63N·m,許用轉速5700r/m軸徑為2232mm之間,由前面計算可知此聯(lián)軸器適用。2.輸出軸處聯(lián)軸器的選擇1）類型選擇由于此處并無劇烈沖擊、功率小、傳動平穩(wěn)。則在輸出軸處選擇彈性銷聯(lián)軸器。2）載荷計算名義轉矩：由P351表14-1，考慮到轉矩變化很小校正系數(shù)后，取計算轉矩：3）型號的選擇選擇彈性銷聯(lián)軸器的型號為：HL3彈性銷聯(lián)軸器GB/T50141995許用轉矩為650N·m,許用轉速5000r/m軸徑為3048mm之間,由前面計算可知此

32、聯(lián)軸器適用。十、減速箱的附件選擇1.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機玻璃制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質，如減速器部件裝配圖。2放油螺塞放油孔應設在箱座底面的最低處，或設在箱底。在其附近應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與

33、放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇M16×1.5的外六角螺塞（2表7-11）。 3.油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。常用油標有圓形油標（2表7-7），長形油標（2表7-8）和管狀油標（2表7-9）、和桿式油標（2表7-10）等。由2表7-10得M14的桿式油標。4通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以免由于運轉時，箱內油溫升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字型孔，常設置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速

34、器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成2表11-3。6定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體聯(lián)接凸緣上相距較遠處安置兩個圓柱銷，并盡量不放在對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。選擇銷 GB/T 11986 A8×30。十一、潤滑及密封1、傳動件的潤滑減速器傳動件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩檫、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。減速器潤滑對減速器的結構設計有直接影響，如油面高度和需油量的確定，關系到箱體高度的設計；軸承的潤滑方式影響軸承軸向位置和階梯軸的軸向尺寸。因此，在設計減速器結構前，應先確定減速器潤滑的有關位置。高速級齒輪在嚙合處的線速度： (前面已經計算出)則采用浸油潤滑，箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。2、滾動軸承潤滑對齒輪減速器，當浸油齒輪的圓周速度 v2m/s 時，滾動軸承