減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)2.doc

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：展開(kāi)式二級(jí)齒輪減速箱 班級(jí)：09機(jī)化xx姓名：xxx學(xué)號(hào)：xxxx指導(dǎo)老師：xxx目 錄1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)12. 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明23. 主要部件的選擇 24. 電動(dòng)機(jī)的選擇25. 分配傳動(dòng)比36. 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)37. 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算48. 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算119. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算2210. 聯(lián)軸器的選擇2211. 減速器附件的選擇2212. 潤(rùn)滑與密封2213. 設(shè)計(jì)小結(jié)2414. 參考資料目錄25xxxx大學(xué)工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)專(zhuān)業(yè)：xxxx 班級(jí)：1班 姓名：xxx設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)參數(shù)：傳動(dòng)方案輸送帶的牽引力F,(KN)輸送帶的速度,(m/s)提升機(jī)鼓輪的直徑D,(mm)80.35450設(shè)計(jì)要求：1）. 輸送機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2）. 輸送帶鼓輪的傳動(dòng)效率取為0.97。3）. 工作壽命為8年，每年300個(gè)工作日，每日工作16小時(shí)。設(shè)計(jì)內(nèi)容：1) 裝配圖1張；2) 零件圖3張；3) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。指導(dǎo)教師：xxx日期：2011.12.11一、傳動(dòng)方案選擇：電機(jī) 帶傳動(dòng) 兩級(jí)圓柱齒輪減速器 工作機(jī)二、各主要部件選擇部件選擇動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪直齒輪軸承深溝球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器帶傳動(dòng)V帶三、電動(dòng)機(jī)的選擇工作機(jī)所需功率為 Pw=FV=8000N0.35m/sV帶傳動(dòng)的效率 1=0.96滾動(dòng)軸承的效率（一對(duì)） 2=0.99閉式齒輪傳動(dòng)的效率 3=0.97聯(lián)軸器的效率 4=0.99傳動(dòng)滾筒的效率 5=0.96傳動(dòng)裝置的總效率為=0.960.9940.9720.990.96=0.825電動(dòng)機(jī)輸出功率為Pd=FV1000=80000.3510000.825kw=3.39kw確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速nw=601000vD=6010000.35450rmin=14.85r/min通常V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為24，二級(jí)圓柱齒輪減速器為840，則總傳動(dòng)比的范圍為ia=16160故電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ianw=(16160) 14.85r/min=2382376r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000和1500r/min，現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速1500、1000、750r/min三種方案進(jìn)行比較方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)質(zhì)量/kg價(jià)格/元傳動(dòng)比ia1Y112M-44.01500/1440499182.00i2Y132M1-64.01000/9607514331.33i3Y160M1-84.0750/7201181815i由上表知，方案1電動(dòng)機(jī)的質(zhì)量小，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外輪廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，故不可取。而方案2、3相比較，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量、價(jià)格、以總傳動(dòng)比?？梢钥闯觯鐬槭箓鲃?dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案3較好。如考慮電動(dòng)機(jī)的價(jià)格和質(zhì)量，則應(yīng)選用方案2?，F(xiàn)選用方案2，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6。四、分配傳動(dòng)比1、 總傳動(dòng)比：i a=nmnw=96014.85=64.65 r/min2、 分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 取V帶傳動(dòng)比 i 01=3 ，則減速器的傳動(dòng)比i為i=iai01=64.653=21.55 取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比i12=1.3i=1.321.55=5.293則低速級(jí)的傳動(dòng)比i23=ii12=21.555.293=4.071五、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算0軸（電動(dòng)機(jī)軸）:P0=Pd=3.39kwN0=nm=960r/minT0=9550P0n0=95503.39960Nm=33.72Nm1軸（高速軸）:P1=P001= P01=3.39kw0.96=3.25kwn1=n0i01=9603r/min=320r/minT1=9550P1n1=95503.25320Nm=96.99Nm2軸（中間軸）:P2=P112= P123=3.250.990.97=3.12kwn2=n1i12=3205.293r/min=60.46r/minT2=9550P2n2=95503.1260.46Nm=492.82Nm3軸（低速軸）:P3=P223= P223=3.120.990.97=2.996kwn3=n1i12=60.464.071r/min=14.85r/minT3=9550P3n3=95502.99614.85Nm=1926.72Nm4軸（滾筒軸）:P4=P334= P324=2.9960.990.99=2.94kwn4=n3i34=14.851r/min=14.85r/minT4=9550P4n4=95502.9414.85Nm=1890.70Nm運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果應(yīng)加以匯總，列出下表格，供以后設(shè)計(jì)計(jì)算使用。各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率 P/kw轉(zhuǎn)矩 T/Nm轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出n/(r/min)i電動(dòng)機(jī)軸3.3933.7296030.961軸3.253.2296.9996.023205.2930.962軸3.123.09492.82487.8960.464.0710.963軸2.9962.971926.721907.4514.8510.98滾筒軸2.942.911890.701871.7914.85六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1)減速器外部傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)帶傳動(dòng) 6.1確定計(jì)算功率并選擇V帶的帶型 6.1.1確定計(jì)算工率 由1表87查的工作情況系數(shù)，故 6.1.2選擇V帶的帶型 根據(jù)，由圖1315選用A型。6.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由1表13-9，取小帶輪的基 。2.驗(yàn)算帶速。按1式（813）驗(yàn)算帶的速度 因?yàn)?，故帶速合適。3.計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。由式（13-9）,計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表13-9，圓整為。6.1.4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 1.根據(jù) 初定中心距為。 2.由式（13-2）計(jì)算所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表13-2對(duì)A型選帶輪基準(zhǔn)長(zhǎng)度。3.按1式（823）計(jì)算實(shí)際中心距。 6.1.5驗(yàn)算帶輪包角 合適。 6.1.6計(jì)算帶的根數(shù) 1.計(jì)算單根V帶的額定功率 由和，查表13-3得 根據(jù)，和A型帶， 查表13-5得 根據(jù)1=155.82，查表13-7得，表13-7得，于是 2.計(jì)算V帶的根數(shù)Z 取4根 6.1.7確定帶的初拉力和壓軸力由表13-1得A型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量，所以 應(yīng)使帶的 壓軸力最小值6.1.8帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實(shí)心式，大帶輪選用腹板式（4孔）具體尺寸參照1表810圖814確定。2)減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)6.2高速級(jí)齒輪傳動(dòng)6.2.1選擇精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用8級(jí)精度。 2)材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為235HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 6.2.2齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.選取直齒 初選螺旋角=0 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由1表11-6選取齒寬系數(shù) 4）由1表11-4差得材料的彈性影響系數(shù)。 5）由1表11-1按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由輔助設(shè)計(jì)軟件算出接觸疲勞許用應(yīng)力為 7）對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，選取區(qū)域系數(shù)8）端面重合度 （2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算幾何尺寸取，模數(shù)齒高 分度圓直徑4) 中心距6.2.3驗(yàn)算齒輪的彎曲強(qiáng)度 1）查齒形系數(shù) 由圖11-8查得； 2）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由圖11-9查得； 3）由表11-1查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 4）由彎曲疲勞強(qiáng)度壽命圖，取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 5）由輔助軟件計(jì)算出彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得 6）由式11-5滿足要求。6.2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。6.3低速級(jí)齒輪傳動(dòng)6.3.1選擇精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用8級(jí)精度。 2)材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為235HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 6.3.2齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.選取直齒 初選螺旋角=0 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由1表11-6選取齒寬系數(shù) 4）由1表11-4差得材料的彈性影響系數(shù)。 5）由1表11-1按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由輔助軟件計(jì)算出接觸疲勞許用應(yīng)力，取s=1 7）對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，選取區(qū)域系數(shù)8）端面重合度 （2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算幾何尺寸取，模數(shù)齒高 分度圓直徑4) 中心距6.3.3驗(yàn)算齒輪的彎曲強(qiáng)度 1）查齒形系數(shù) 由圖11-8查得； 2）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由圖11-9查得； 3）由表11-1查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 5）由輔助軟件計(jì)算出彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得 6）由式11-5滿足校核要求。四個(gè)齒輪的參數(shù)列表如表21表21齒輪模數(shù)齒數(shù)Z分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬B軸徑中心距高速級(jí)小齒輪22754584955無(wú)170高速級(jí)大齒輪1432862902815052低速級(jí)小齒輪330909682.595無(wú)228低速級(jí)大齒輪122366372358.59087七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1 中間軸的設(shè)計(jì)7.1.1選擇材料材料牌號(hào)：40Cr調(diào)質(zhì) 硬度(HB)：230抗拉強(qiáng)度：750MPa 屈服點(diǎn)：550MPa彎曲疲勞極限：350MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限：200MPa許用靜應(yīng)力：300MPa 許用疲勞應(yīng)力：194MPa7.1.2初步確定軸的最小直徑d=37.23mm考慮軸上有一鍵，軸徑加大5%7%，dmin=37.23（1+7%）=39.8mm，圓整為40mm7.1.3求作用在齒輪上的受力26齒輪2（大齒輪）Ft1=3591.82NFr1=Ft=1307N齒輪3（小齒輪）Ft2=10951.6NFr2=3986N7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1） 擬定軸上零件的裝配方案 I II III IV V VI VII1) I-II段軸用于安裝軸承6310和裝擋油環(huán)，故取直徑為50mm。2) II-III段為大齒輪，略大軸承直徑52mm。3) III-IV段分隔兩齒輪，直徑為60mm。4) IV-V段為小齒輪，齒根直徑為82.5mm，分度圓直徑為90mm，齒頂直徑為96mm。5) V-VI段軸肩用于間隔齒輪和擋油環(huán)，直徑為56mm.6) VI-VII段安裝套筒和軸承，直徑為50mm2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1. I-II段軸承寬度為27mm，擋油環(huán)為18mm，軸與齒輪間隙2mm，所以總長(zhǎng)度為47mm。2. II-III段為大齒輪，長(zhǎng)度為軸直徑ds1.2=62mm，軸長(zhǎng)比齒輪寬略小2mm,為60mm。3. III-IV段用于隔開(kāi)兩個(gè)齒輪，長(zhǎng)度為10mm。4. IV-V段用于安裝小齒輪，為齒寬95mm。5. V-VI軸肩間隔擋油環(huán)和齒輪，長(zhǎng)度為7mm。6. VI-VII段用于裝軸承和擋油環(huán)，長(zhǎng)度為42mm.7.1.5求軸上的載荷 I II III IV V VI VII 垂直方向上的剪力圖垂直方向上的彎矩圖水平方向上的剪力圖水平方向上的彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖7.1.6軸的強(qiáng)度校核軸承的支反力為Fr1=6684N，F(xiàn)r2=8996N計(jì)算當(dāng)量彎矩Me和彎曲應(yīng)力大齒輪Me=M2+(T)2=4480352+(0.6985643.4)2=7419338.5Nb=Me0.1d3=74193380.1523=52.7MPa小齒輪Me=M2+(T)2=730946.852+(0.6985643.4)2=940223.8Nb=Me0.1d3=940223.80.182.53=16.7MPa因?yàn)?2.7MPa16.7MPa，所以危險(xiǎn)截面在大齒輪處。bP1，軸承2為危險(xiǎn)軸承，3.校核軸承2Cr=fPPft60n106Lh1=1.289901(6060.4610638400)13=55.88KN查表得6310基本額定動(dòng)載荷為61.8KN，故軸承2安全，推出軸承1也安全。7.2高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.2.1選擇材料材料牌號(hào)：40Cr調(diào)質(zhì) 硬度(HB)：230抗拉強(qiáng)度：750MPa 屈服點(diǎn)：550MPa彎曲疲勞極限：350MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限：200MPa許用靜應(yīng)力：300MPa 許用疲勞應(yīng)力：194MPa7.2.2初步確定軸的最小直徑d=23.17mm考慮軸上有一鍵，軸徑加大5%7%，dmin=23.17（1+7%）=24.79mm，圓整為25mm7.2.3求作用在齒輪上的受力Ft1=3591.82NFr1=Ft=1307N7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1） 確定軸上零件的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度a) I-II由于連接小帶輪，選為25mm。b) II-III考慮到帶輪的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選30。c) III-IV該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用6207型，即該段直徑定為35mm。d) IV-V該段軸為過(guò)渡軸段，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為41mm。e) V-VI齒輪軸，齒頂圓為58mm,齒根圓直徑為49mm。 f) VI-VII軸肩固定軸承，直徑為41mm。g) VII-VIII該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。3）各段長(zhǎng)度的確定（各段長(zhǎng)度的確定從左到右分述如下）a) I-II該段由小帶輪孔長(zhǎng)決定為50mmb) II-III該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及帶輪安裝尺寸，定為60mm。c) III-IV該段軸安裝軸承和擋油盤(pán)，軸承寬17mm，該段長(zhǎng)度定為27mm。d) IV-V該段軸為過(guò)渡段，考慮箱體內(nèi)壁寬，定位120.5mm。e) V-VI該段齒輪軸段，齒輪寬為55mm，定為55mm。f) VI-VII該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11.5mm。g) VII-VIII該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取8mm（采用油潤(rùn)滑），軸承寬17mm，定為27mm。7.2.5軸的強(qiáng)度校核垂直面剪力圖垂直面彎矩圖水平面剪力圖水平面彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖 支反力計(jì)算 距左端距離 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 118.5mm -323.43N -889.08N 距左端距離 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 342.5mm -936.55N -2574.5N 內(nèi)力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 118.5 35 0 0 285 49 157522.55 157522.53 342.5 35 3.53 3.53 彎曲應(yīng)力校核如下： 危險(xiǎn)截面的x坐標(biāo)：285mm 直徑：49mm 危險(xiǎn)截面的彎矩M：157522.55Nmm 扭矩T：96992.19Nmm 截面的計(jì)算工作應(yīng)力：14.58MPa 許用疲勞應(yīng)力：194MPa 285mm處彎曲應(yīng)力校核通過(guò) 結(jié)論：彎曲應(yīng)力校核通過(guò)7.1.7滾動(dòng)軸承校核1.初選6207，已知支反力Fr1=2601N ，F(xiàn)r2=1176N2.只受徑向力，所以當(dāng)量動(dòng)載荷為P=Fr，由于P1 P2，軸承1為危險(xiǎn)軸承，3.校核軸承1Cr=fPPft60n106Lh1=1.226011(6060.4610638400)13=16.17KN查表得6207基本額定動(dòng)載荷為25.6KN，故軸承1安全，推出軸承2也安全。7.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.3.1選擇材料材料牌號(hào)：45鋼（調(diào)質(zhì) ） 硬度(HB)：230抗拉強(qiáng)度：750MPa 屈服點(diǎn)：550MPa彎曲疲勞極限：350MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限：200MPa許用靜應(yīng)力：300MPa 許用疲勞應(yīng)力：194MPa7.3.2初步確定軸的最小直徑d=62.76mm考慮軸上有兩鍵，軸徑加大10%15%，dmin=62.76（1+10%）=69.03mm，圓整為70mm7.3.3作用在齒輪上的力Ft1=10951.6NFr1=Ft=3986N7.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸上零件的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑70808594968785長(zhǎng)度105494558.51010247.57.3.5軸的強(qiáng)度校核水平面剪力圖水平彎矩圖垂直面剪力圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖支反力計(jì)算 距左端距離 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 168mm -1433.25N -3937.91N 距左端距離 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 403mm -2552.73N -7013.67N 內(nèi)力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 168 85 0 0 318.5 87 630689.09 630689.08 403 85 3.53 3.53彎曲應(yīng)力校核如下： 危險(xiǎn)截面的x坐標(biāo)：318.5mm 直徑：87mm 危險(xiǎn)截面的彎矩M：630689.09Nmm 扭矩T：1926720.54Nmm 截面的計(jì)算工作應(yīng)力：22.61MPa 許用疲勞應(yīng)力：180MPa 318.5mm處彎曲應(yīng)力校核通過(guò) 結(jié)論：彎曲應(yīng)力校核通過(guò)7.3.6滾動(dòng)軸承校核1.初選6217，已知支反力Fr1=4359N ，F(xiàn)r2=8128N2.只受徑向力，所以當(dāng)量動(dòng)載荷為P=Fr，由于P2P1，軸承2為危險(xiǎn)軸承，3.校核軸承2Cr=fPPft60n106Lh1=1.281281(6060.4610638400)13=50.52KN查表得6217基本額定動(dòng)載荷為83.2KN，故軸承2安全，推出軸承1也安全。八、鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算代號(hào)直徑（mm）工作長(zhǎng)度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（Nm）極限應(yīng)力（MPa）許用應(yīng)力（MPa）高速軸8740（單頭）25322.896.9886.589101中間軸161056（單頭）52404492.28118135低速軸201290（單頭）70704.81926.7268.5135251490（單頭）8765561926.72121.68135由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以上述鍵皆安全。九、聯(lián)軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點(diǎn)，所以考慮選用它。低速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算由于裝置用于工作機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為由于聯(lián)軸器一端與低速軸相連，其孔徑受工作機(jī)機(jī)外伸軸徑限制，選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器LX5（GB/T5014-2003）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長(zhǎng)，十、潤(rùn)滑和密封方式的選擇、潤(rùn)滑油和牌號(hào)的確定1) 齒輪的潤(rùn)滑a) 采用浸油潤(rùn)滑，由于低速級(jí)周向速度為0.27m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為30mm。2) 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑a) 由于高速軸軸承dn值為11200mm r/min，中間軸dn值為3023mm r/min，低速軸dn值為1262mm r/min，均小于2105mmr/minb) 所以宜開(kāi)設(shè)油溝、飛濺潤(rùn)滑。3) 潤(rùn)滑油的選擇a) 齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-CKJ潤(rùn)滑油。4) 密封方法的選取a) 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。b) 密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。c) 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十一、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和選擇11.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表31名稱(chēng)符號(hào)齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑20地角螺栓數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑12連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷(xiāo)直徑8至外箱壁距離26/21/18至凸緣邊緣距離24/16軸承旁凸臺(tái)半徑16凸臺(tái)高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過(guò)度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離8箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過(guò)低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底