機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機傳動機構(gòu)設(shè)計

1、目錄一、設(shè)計任務(wù).3二、傳動方案擬定.4 三、電動機的選擇.5 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比.6 五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.7六、傳動零件的設(shè)計計算.8 七、軸的設(shè)計計算16 八、滾動軸承的選擇及校核計算26 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算28 十、聯(lián)軸器的選擇.29十一、潤滑與密封.29十二、參考文獻30十三、附錄（零件及裝配圖）30一、設(shè)計任務(wù)1、帶式輸送機的原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力f/kn4輸送帶速度v/(m/s)2.0滾筒直徑d/mm4502、工作條件與技術(shù)要求1）輸送帶速度允許誤差為：5%；2）輸送效率：0.96；3）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；4）工作年限：8年；5）工作

2、環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；6）動力來源：電力，三相交流，電壓380v，7）檢修年限：四年一大修，兩年一中修，半年一小修；8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、設(shè)計任務(wù)量：1) 減速器裝配圖一張（a0）；2) 零件工作圖（包括齒輪、軸的a3圖紙）；3）設(shè)計說明書一份。計 算 及 說 明結(jié) 果二、傳動方案擬定方案一：1、結(jié)構(gòu)特點：1）外傳動機構(gòu)為帶傳動；2）減速器為一級齒輪傳動。2、該方案優(yōu)缺點：優(yōu)點： 適用于兩軸中心距較大的傳動；、帶具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動；過載時打滑防止損壞其他零部件；結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉。缺點： 傳動的外廓尺寸較大；、需張緊裝置；

3、由于打滑，不能保證固定不變的傳動比 ；帶的壽命較短；傳動效率較低。方案二：1、結(jié)構(gòu)特點：1）外傳動為聯(lián)軸器傳動；2）減速器為二級斜齒圓柱齒輪傳動。2、該方案的優(yōu)缺點：優(yōu)點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，徑向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。缺點：減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)

4、構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。故選擇方案二較合理。三、電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380v。2.確定電動機效率pw 按下試計算 式中fw=4000n v=2m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 =0.96 代入上式得=8.33kw電動機的輸出功率功率 按下式 式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由式 由機械設(shè)計課程設(shè)計表2-2滾動軸承效率=0.99：聯(lián)軸器傳動效率= 0.99：齒輪傳動效率=0.98（7級精度一般齒輪傳動）則=0.91所以電動機所需工作功率為 kw 因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率p

5、w只需要稍大于即可。按機械設(shè)計課程設(shè)計表16-1中y系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率為11kw。3.確定電動機轉(zhuǎn)速按機械設(shè)計課程設(shè)計表2-3推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為則根據(jù)電機的轉(zhuǎn)速以及電機的額定功率有機械設(shè)計課程設(shè)計表16-1查得：電機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/總傳動比y160l-611100097011.42y160m-4111500146017.19綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000的y系列電動機y160l-6,其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,

6、電動機的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在機械設(shè)計課程設(shè)計16-2,表16-37中查的。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由上一步得總傳動比=11.422、傳動比的分配 初選=3.9 =2.9=11.31 又 所以五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸=248.72軸=85.77 滾筒軸=85.772、各軸轉(zhuǎn)速輸入功率=9.13kw軸=9.04 kw軸 =8.77 kw軸=8.51 kw 滾筒軸 =8.34 kw3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 軸 =89.00軸 =336.74軸 =947.54 工作軸 =928.61 電機軸 =89.89六、傳動零件的設(shè)計計算（一

7、）高速級齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)3）材料選擇。由機械設(shè)計表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235hbs，大齒輪為45鋼，正火，硬度為190hbs，二者材料硬度差為45hbs。4）選小齒輪齒數(shù)=24，則：=93.6 取=94齒數(shù)比u=3.91675）初選螺旋角=2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）確定公式內(nèi)的各項數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=1.62）由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.4333）由機械設(shè)計圖10-26查得=0.788 =0.86

8、3；則：=+=1.6514）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=89.00=8.95）由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)=1。6）由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8（大小齒輪均采用鍛造）7）由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa；由圖10-21c按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限=390mpa。8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60=2.7936；2.7936/3.9167=7.1325 9）由機械設(shè)計圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94=1.02。10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1% ，安全系數(shù)s=1，=0.94550mpa=517mpa=1.023

9、90mpa=397.8mpa =457.4mpa（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑=60.433mm2）計算圓周速度v=3.0683）計算齒寬b及模數(shù)b=60.433mm=2.443mm4）齒高h=2.25=2.252.433mm=5.474mmb/h=11.045）計算縱向重合度=1.9036）計算載荷系數(shù)k由機械設(shè)計表10-2查得：使用系數(shù)=1；根據(jù)v=3.068m/s,8級精度、由機械設(shè)計圖10-8查得：=1.12；由表10-3查得：=1.4（假設(shè)/b100n/mm）由表10-4查得：8級精度、調(diào)質(zhì)處理小齒輪相對支承非對稱布置時：=1.46根據(jù)b/h=11.04 =1.46 由圖10-1

10、3查得：=1.4。故載荷系數(shù)=2.297)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=60.433=68.105mm8）計算模數(shù)=2.753mm3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)=2.1172）根據(jù)縱向重合度=1.903 由機械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88。3）計算當(dāng)量齒數(shù)=26.27=102.904)查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得：=2.590 =2.173 =1.598 =1.7945）由機械設(shè)計圖10-20c按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa, 由圖10-20b按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 =325m

11、pa。6）由機械設(shè)計圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.92 =0.947)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，=249.714mpa=218.214mpa8)計算大小齒輪的并加以比較=0.0166=0.0179大齒輪的數(shù)值大。（2）計算（按大齒輪）=1.72mm對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.72mm并就進圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑=68.105mm 重

12、新修正齒輪齒數(shù)，=33.04 取=34 則：=34x3.9=132.6 取=133 因此與原分配傳動比3.9接近。4、幾何尺寸計算（1）中心距計算=172.11mm 圓整后取a=172mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=（3）計算大小齒輪的分度圓直徑=70.036mm=273.964mm（4）計算齒輪寬度b=mm 圓整后取b=70mm 則： =75mm（小齒輪） =70mm（大齒輪）因有的系數(shù)發(fā)生了變化，故相應(yīng)的有關(guān)參數(shù)需要修正，然后再修正計算的結(jié)果，看齒輪的強度是否足夠。（5）修正計算結(jié)果1)= =37.15；=145.3；由機械設(shè)計表10-5查得：=2.43 =2.156 =1.66 =

13、1.8112)由機械設(shè)計圖10-26查得=0.80 =0.91 則：=+=1.713)=0.318=2.665根據(jù)縱向重合度=2.665 從機械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.854）=3.555根據(jù)v=3.555、8級精度。由機械設(shè)計10-8查得5）齒高由機械設(shè)計表10-4查得：8級精度、調(diào)質(zhì)處理的小齒輪相對支承非對稱布置時：=1.460根據(jù) 由圖10-13查得6）=2541.55n 故查取、時，假設(shè)是合適的。仍用；7）齒面接觸疲勞強度計算用載荷系數(shù)=2.412 齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)=2.39548）由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.449）=68.62510)= =

14、0.01615=0.01789, 大齒輪的數(shù)值大11）=1.54mm而實際的=70.036mm =2mm 均大于計算要求值，故齒輪的強度足夠。5、其他齒輪的設(shè)計過程同上6、齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 齒輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱高速級大齒輪低速級小齒輪低速級大齒輪轂孔直徑d656590輪轂直徑104/144輪轂寬度l70/105腹板最大直徑253/269孔板分布圓直徑178.5/206.5孔板直徑45/62.5腹板厚度c18/27小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu);大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設(shè)計的中間軸配合段直徑計算高速級大齒輪的結(jié)構(gòu)草圖如上圖。（其他齒輪結(jié)構(gòu)類似，參數(shù)如上，結(jié)構(gòu)草略）高速級齒

15、輪的傳動尺寸低速級齒輪的傳動尺寸名稱計算公式結(jié)果法面模數(shù)23法面壓力角螺旋角齒數(shù)341333499傳動比3.9122.912分度圓直徑70.036273.964104.812305.188齒頂圓直徑74.036277.964110.812311.188齒根圓直徑65.036268.96497.312297.688中心距172205齒寬7570110105七、軸的設(shè)計計算（一）軸的材料選擇和最小直徑估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%7%，兩個鍵

16、槽時，d增大10%15%。值由所機械設(shè)計表15-3確定：高速軸=126，中間軸=120，低速軸=115。高速軸：=mm=26.51mm 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，則：=mm。再考慮選用y160l-6的電機軸的直徑取42mm。中間軸：=39.40mm 圓整后取55mm低速軸：=53.24mm 因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，則：=56.97mm 參見機械設(shè)計課程設(shè)計聯(lián)軸器選擇，取連軸器的孔徑，=60mm（二）減速器裝配草圖的設(shè)計（三）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段直徑的確定：最小直徑安裝聯(lián)軸器的外伸段，所以：=42mm：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要

17、求，定位高度，定位高度h=（0.070.1）。以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=50mm（這時密封圈的=49mm）。：滾動軸承處軸段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=：過渡軸段，由于各段齒輪傳動的線速度均小于2m/s,滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取=60mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸與齒輪的材料和熱處理方式一樣。均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。：滾動軸承處的軸段，=55mm。2）各軸段的長度確定：由聯(lián)軸器的轂孔寬=84mm確定，=82mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定=80mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=50mm。：由裝

18、配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=120mm。：由高速級小齒輪寬度=75mm，確定=75mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=50mm3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查的高速級段聯(lián)軸器處鍵=（t=5mm，r=0.3mm），聯(lián)軸器與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查機械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸的表面粗糙度見下圖。高速軸結(jié)構(gòu)2，中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=. ：低速小齒輪段，考慮低速小齒輪的分度圓直徑. =65mm.：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸

19、向定位要求。=80mm。：高速大齒輪軸段，=65mm。：滾動軸承段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=.2）各軸段的長度確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=52mm。：低速級小齒輪的轂孔寬度=110mm確定，=108mm。：軸環(huán)寬度，=12.5mm。：由高速級大齒輪的轂孔寬度=70mm確定，=68mm。:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=52mm。3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查出高速級大齒輪處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速級小齒輪處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公

20、差選為；查機械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸的表面粗糙度見下圖。中間軸結(jié)構(gòu)3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段的直徑確定：根據(jù)滾動軸承軸段，=80mm。滾動軸承選取30216，其尺寸為=。：低速大齒輪軸段，=90mm。：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=110mm。：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，=100mm。：根據(jù)滾動軸承軸段，=80mm。滾動軸承選取30216，其尺寸為=。：密封處的軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=75mm（氈圈的內(nèi)徑=73mm）：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，=60mm。2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤

21、及裝配關(guān)系等確定，=52mm。：由低速級大齒輪的轂孔寬=105mm。 =103mm。：軸環(huán)寬度，=15mm。：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=70.5mm。；由滾動軸承、擋油盤、及裝配關(guān)系等確定，=50mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，=70mm。：由聯(lián)軸器的轂孔寬=107mm確定，=105mm.3)細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查出低速聯(lián)軸器處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速大齒輪處鍵=（t=9.0mm，r=0.5mm）齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查機械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸

22、的表面粗糙度見下圖。（四）軸的校核這里以中間軸為例1）軸的力學(xué)模型的建立1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點，因此可確定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的30208軸承由機械設(shè)計課程設(shè)計表12-6查得它的負(fù)載中心至軸承軸段a=20mm，故可以作出支點跨度=240.48mm，取=240mm；低速小齒輪至左端支點a的距離=79.99mm，取=80mm兩齒輪的作用點=100.5mm。取mm。高速大齒輪至右端支點b的距離=59.99mm，取=60mm.2、繪制力學(xué)模型圖初定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速

23、級小齒輪也為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學(xué)模型圖見圖。二）計算軸上的作用力齒輪2：=2541.55n；=2541.55=949.29n；=585.64n。齒輪3：=6425.60n；=6425.60=2363.20n；=1519.18n。三）計算支反力1，垂直面支反力（xz平面）參見下圖b)由繞支點b的力矩和=0，得：=-130322.2284n；=-130322.2284/240n=-543.0093n,方向向下。同理，由繞支點a的力矩和=0，得：=-182977.00n。=-182977.00/240n=-762.404n，方向向下。由軸上的合力=0.校核：

24、+-=762.404+543.0093+949.29-2363.20=0n。計算無誤2，水平面支反力（xy平面）參見下圖d)由繞支點b的力矩和=0，得：=2541.5560+6425.60160=1180589n=4919.120833n，方向向下。同理，由繞支點a的力矩和=0。=6425.6080+2541.55180=971527n=4048.29167n，方向向下。由軸上的合力=0，校核：+-=0.260，計算無誤。3，a點總支反力=4949.000795n。b點總支反力=4119.456918n。四）繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1，垂直面內(nèi)的彎矩圖參見下圖c)。 c處彎矩：=-=-543.0093

25、80nmm=-43440.744nmm。=-=-43440.744-1519.1852.406=-123054.8911nmmd處彎矩：=-+=-762.40460+585.64136.982=34477.89848nmm；=-=-45744.24nmm；2.水平面內(nèi)的彎矩圖參見下圖e)，c點彎矩：=-=-4919.12083380nmm=-393529.6666nmm；d點彎矩：=-=-4048.2916760=-242897.5002nmm。3，合成彎矩圖，參見下圖f)c處：=395920.0636nmm；=412320.3908nmm。d處：=245332.2667nmm=247167.

26、4151nmm;4,轉(zhuǎn)矩圖，參見下圖g)=3367405，當(dāng)量彎矩圖，參見下圖h)因為單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭矩切應(yīng)力視為脈動循環(huán)應(yīng)力，折算系數(shù)=0.6.=202044c處：=395920.0636nmm； = =459162.1528nmm；d處：=317820.2307nmm；=247167.4151nmm。五）彎扭合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面c）的強度。=8.7326mpa;根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計表15-1查得=60mpa.因=933.54n.所以a處1軸承被壓緊，b處2軸承放松。故：=+=1244.72n，=311.18

27、n。3，當(dāng)量動載荷p根據(jù)工況（無沖擊或輕微沖擊），由機械設(shè)計表13-6查得載荷系數(shù)=1.1。軸承：因=0.25150.4=e。由機械設(shè)計課程設(shè)計表12-4查得：當(dāng)時，=4949.000795n；軸承：因=，由機械設(shè)計課程設(shè)計表12-4查得：當(dāng)時，=949.29n。4，驗算軸承壽命因，故只需驗算軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為=其中，溫度系數(shù)（軸承的工作溫度小于，軸承具有足夠的壽命。九、鍵聯(lián)接的選擇及計算這里只以中間軸上的鍵為例，由中間軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速級大齒輪處鍵1為=（t=7.0mm，r=0.3mm），標(biāo)記：鍵；低速級小齒輪處鍵2為：=（t=7.0mm，r=0.3mm）；標(biāo)記：鍵；由

28、于是同一根軸上的鍵，傳動的轉(zhuǎn)矩相同，所以只需校核短的鍵1即可。鍵的工作長度；鍵的接觸高度；傳遞的轉(zhuǎn)矩.由機械設(shè)計表6-2查得鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力=100mpa（鍵、齒輪輪轂、軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)）。mpa=52.33mpa，鍵的聯(lián)接強度足夠。十、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉(zhuǎn)矩變化很小，取，則1，高速級聯(lián)軸器：=115.7n.m。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或機械設(shè)計手冊，選取hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，許用轉(zhuǎn)速5000，都滿足要求。故設(shè)計合理。標(biāo)記：hl3聯(lián)軸器.2，低速級聯(lián)軸器：=1231

29、.802n.m。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或機械設(shè)計手冊，選取hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，許用轉(zhuǎn)速2500，都滿足要求。故設(shè)計合理。標(biāo)記：hl5聯(lián)軸器。十一、潤滑與密封1.潤滑本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為85.77，所以浸油高度約為3050。取為60。2）.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。3）.潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用l-an15潤滑油。2.密封形式用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。十二、參考文獻1，機械設(shè)計（第八版） 高等教育出版社2，機械設(shè)計課程設(shè)計 機械工業(yè)出版社3，理論力學(xué) 清華大學(xué)出版社4，金屬工藝學(xué)（第五版） 高等教育出版社5，機械設(shè)計手冊(2008電子版) 化學(xué)工業(yè)出版社按方案二設(shè)計=8.33kw kw電機的額定功率電機型號為：y160l-6=11.42初選=3.9 =2.9=248.72=85.77=85.77=9.13kw=9.04 kw=8.7