一級渦輪蝸桿減速器

1、浙江農(nóng)林大學(xué)課 程 設(shè) 計 課程名稱 機(jī)械設(shè)計 題目名稱 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置設(shè)計 學(xué)生學(xué)院 工程學(xué)院 專業(yè)班級 機(jī)械設(shè)計及自動化104班 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2013 年 1月 20日 1. 設(shè)計題目32. 傳動方案的分析、擬定43. 電動機(jī)選擇與計算54. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)75. 傳動零件的設(shè)計計算96. 軸的設(shè)計計算137. 鏈及鏈輪的選擇198. 滾動軸承的選擇及校核計算219. 鍵連接的選擇及校核計算2310.聯(lián)軸器的選擇及校核計算2411. 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇2512. 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計2613.設(shè)計小結(jié)2714.推薦參考文獻(xiàn)27一、設(shè)計題目：帶

2、式傳輸機(jī)的傳動裝置設(shè)計題目數(shù)據(jù)F(KN)：4.0V()：0.6D()：500一、 運(yùn)輸機(jī)工作條件工作環(huán)境:室外、多塵；工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷有輕微沖擊；工作條件: 空載起動、連續(xù)；工作年限為10年，年工作日250天，二班制；三年一小修，五年一大修；輸送帶允許速度誤差：±4%；生產(chǎn)批量：小批。二、 設(shè)計任務(wù)1. 選擇電動機(jī)型號；2. 計算帶傳動參數(shù)；3. 選擇聯(lián)軸器型號；4. 設(shè)計蝸輪蝸桿減速器。三、 設(shè)計成果要求1. 蝸桿傳動減速器裝配圖A1一張；2. 零件工作圖2張；畫蝸輪軸和蝸輪零件工作圖3. 設(shè)計計算說明書1份（約2530頁）。二、總體傳動方案的選擇與分析（1）傳動方案的選擇該傳動

3、方案在任務(wù)書中已確定，采用個一級蝸輪蝸桿封閉式減速器傳動裝置傳動，如下圖所示：（2）傳動方案的分析該工作機(jī)采用的是原動機(jī)為Y系列的三相異步電動機(jī)，三相異步電動機(jī)在室內(nèi)比較實用，傳動功率大，傳動轉(zhuǎn)矩也比較大，噪聲??；另外價格相對于其它種類的各種原動機(jī)稍微便宜，在室內(nèi)使用比較環(huán)保。傳動裝置采用一級蝸輪蝸桿減速器組成的封閉式減速器，采用蝸桿傳動能實現(xiàn)較大的傳動比，結(jié)構(gòu)緊湊,傳動平穩(wěn)，但效率低，多用于中、小功率間歇運(yùn)動的場合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承可以減小這缺點帶來的影響，但它常用于高速重載荷傳動，所以將它安放在高速級上。并且在電動機(jī)心軸與減速器輸入軸之間采用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，因為三相

4、電動機(jī)及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機(jī)械損耗。總而言之，此工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大的工作機(jī)，其各部分零件的標(biāo)準(zhǔn)化程度高，設(shè)計與維護(hù)及維修成本低；結(jié)構(gòu)較為簡單，傳動的效率比較高，適應(yīng)工作條件能力強(qiáng)，可靠性高，能滿足設(shè)計任務(wù)中要求的設(shè)計條件及環(huán)境。27計 算 結(jié) 果 及 說 明結(jié) 果三、原動機(jī)的選擇（1）、選擇電動機(jī)類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。（2） 、選擇電動機(jī)的容量 電動機(jī)所需的工作功由 式中：、單級蝸桿、軸承、聯(lián)軸器、鏈和卷筒的傳動效率。取=0.80（蝸桿，不包括軸承效率）,=0

5、.98（滾子軸承），=0.99（彈性聯(lián)軸器），=0.96（滾子鏈），=0.96則所以 =3.48KW(3)、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速計算卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 n=22.92按機(jī)械設(shè)計教材推薦的傳動比合理范圍，取一級蝸桿傳動比=1040，鏈傳動比=23.5則總傳動比=20140，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=·n=(20140)×22.92=458.43209符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500、3000。設(shè)計手冊可得如下表一的4種傳動方案。綜合各因素考慮得第2號方案比較適合。因此選點電動機(jī)型號為Y112M-4，其主要性能如下表二： 表一方案電動機(jī)型號額定 kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速 電動

6、機(jī)重 量 N同步轉(zhuǎn)速滿在轉(zhuǎn)速1Y112M-24 300028904502Y112M-44 150014404703Y112M-64 10009607304Y112M-847507201180型 號額定功率 額定電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率因數(shù) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流最大轉(zhuǎn)矩噪聲振動速度 重量額定轉(zhuǎn)矩額定電流額定轉(zhuǎn)矩1級2級kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY112M-448.8144084.50.822.27.02.368741.847表二=0.69=3.48kwn=22.92電動機(jī)型號為Y112M-4四、傳動裝置的數(shù)據(jù)處理由前面的傳動計算可得傳動裝置的總傳動比=1440/22.92=6

7、2.83。由式=·來分配傳動裝置的傳動比，式中、分別為鏈傳動和減速器的傳動比。由查設(shè)計手冊得（常用傳動機(jī)構(gòu)的性能及使用范圍）滾子鏈的傳動比=3，則減速器的傳動比為 =62.83/3=20.94（1)、確定各軸轉(zhuǎn)速 軸 軸 =1440/20.94=68.77 卷筒軸 =68.77/3=22.92（2） 、確定各軸輸入功率 軸 =3.48×0.99=3.45KW 軸 =3.45×0.98×0.8=2.70KW 卷筒軸 2.70×0.98×0.96 =2.54KW I-軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承功率0.98(3).確定各軸的轉(zhuǎn)距 電動

8、機(jī)的轉(zhuǎn)距 =9550=9550×3.48/1440=23.08N·m 軸 軸 =22.85×0.98×0.80×20.94=375.10N·m卷筒軸 375.10×0.98×0.96×3= 1058.68N·mI-軸的輸出轉(zhuǎn)距分別為輸入轉(zhuǎn)距乘軸承功率0.98 運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表： 軸 名 效率P KW轉(zhuǎn)距TN·m轉(zhuǎn)速n 傳動比 i效 率 輸 入輸 出輸 入輸 出電動機(jī)軸3.4823.08144010.99 軸3453.3822.8522.401440 20.940.78

9、軸2.70265375.10367.6068.77 3 0.94卷筒軸2.542.491058.681037.5122.92 五、傳動零件的設(shè)計計算Ø 蝸桿傳動的設(shè)計計算1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。2、選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用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,硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅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。3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲

10、勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由教材P254式(1112),傳動中心距(1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩按=2,=0.98×0.80=0.784=375.10(2)確定載荷系數(shù)K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表115選取使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。(4)確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖1118中可查得=2.9。(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,

11、 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材P254表117查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。由教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則(6)計算中心距(6)取中心距a=160mm,因i=20.94,故從教材P245表112中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸桿分度圓直徑=63mm這時=0.394從教材P253圖1118中可查得接觸系數(shù)=2.78因為<,因此以上計算結(jié)果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(1) 蝸桿軸向尺距3.14×6.3=19.782mm; 直徑系數(shù);齒頂圓直徑63+2×1×6.3=75.6mm齒根圓直徑63-2×(1×6

12、.3+1)=48.4mm;分度圓導(dǎo)程角;蝸桿軸向齒厚=9.891mm。(2) 蝸輪蝸輪齒數(shù)41;變位系數(shù)=-0.1032;演算傳動比mm,這時傳動誤差比為=0.02=2.0,是允許的。蝸輪分度圓直徑（6.3×41）=258.3mm蝸輪喉圓直徑=（258.3+2×6.3）=270.9mm蝸輪齒根圓直徑（258.3-2×1.2×6.3）=243.2mm蝸輪咽喉母圓半徑（160-×270.9）=24.55mm5、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)=43.48根據(jù)=-0.1032，=43.48從教材P255圖1119中可查得齒形系數(shù)=2.47螺旋角系數(shù)1-=

13、0.9192從教材P255知許用彎曲應(yīng)力從教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56。由教材P255壽命系數(shù)0.5730.573MPa=32.1MPa2.47×0.9192=15.37MPa可見彎曲強(qiáng)度是滿足的。6、驗算效率已知=;與相對滑動速度有關(guān)。=4.844m/s從教材P264表1118中用插值法查得=0.02231,1.28°代入式中得=0.895,大于原估計值,因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機(jī)械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度,側(cè)隙種

14、類為f,標(biāo)注為8f GB/T100891988。然后由設(shè)計手冊查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =140m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。8.熱平衡核算初步估計散熱面積：=0.75取(周圍空氣的溫度)為。,取=20+=<85合格六、軸的設(shè)計計算1、 蝸桿軸的設(shè)計（1）選擇軸的材料因為傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用材料45 鋼，調(diào)制處理。（2）初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，根據(jù)教材P370表15-3得A=126103，考慮到軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取A=106，則考慮鍵槽的影響，將計算值

15、加大5%， 應(yīng)為14.89mm（3）結(jié)構(gòu)設(shè)計1）軸承部件的結(jié)構(gòu)形式。為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)。軸承部件的的固定方式初定采用兩端固定的方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從 處開始設(shè)計。2）聯(lián)軸器及軸段1。為使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相應(yīng)適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：=1.3×22.85=29.705按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,所以選用LM 型梅花型彈性聯(lián)軸器（GB/T5272-2002），所選電機(jī)為Y112M-4，電機(jī)軸軸徑D=28mm。查設(shè)計手冊 得，選擇LM 型梅花型彈性聯(lián)軸器LM5

16、 GB/T 5272-2002，聯(lián)軸器主動端軸孔直徑28mm。相應(yīng)地，取軸段1直徑=28mm，軸段1 的長度應(yīng)比聯(lián)軸器軸孔長度略段，則軸段1的長度為=46mm。3)密封圈與軸段2。在確定軸段2的直徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的固定和密封圈的尺寸。由教材P364計算得軸肩高度= 1.96 2.8mm相應(yīng)的軸段2直徑的范圍的=31.9233.6mm，軸段2 的直徑最終由密封圈確定。由設(shè)計手冊唇形密封圈尺寸確定 =32mm 。4）軸承與軸段3及軸段5。蝸桿轉(zhuǎn)動時有軸向力，暫取軸承型號為30209，由設(shè)計手冊確定軸承內(nèi)徑、外徑及軸肩定位直徑，因此=40mm考慮到蝸桿帶動的油滴對軸承的沖擊，因此軸段3 和軸段5需

17、要加擋油板。5）軸段4。軸段4 為蝸桿螺旋線和退刀槽部分，同時用于軸向固定擋油板，因此初選軸徑=45mm ，為防止蝸輪與機(jī)體內(nèi)壁相干涉=172mm，初取該軸段長 ，其中，蝸桿螺旋線部分長度L=100mm。6）機(jī)體與軸段2、3 及5 的長度。為避免聯(lián)軸器不與機(jī)體外壁相碰，而且便于軸承蓋上的螺栓退出，聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋間應(yīng)有足夠的間距K，可取K=30mm，軸承端蓋總寬度為20mm，故取=50mm 。軸承T = 22.75mm ，故取=30mm 。則跨距，=60mm，=50mm ，=30mm 。兩軸承跨距L =140mm < 350mm，所以軸承部件采用兩端固定的方式合適。2、 蝸輪軸的

18、設(shè)計(1) 選擇軸的材料因為傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用材料45 鋼，調(diào)制處理。(2）初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，根據(jù)教材P370表15-3得A=126103，取A=126，則考慮鍵槽的影響，將計算值加大10%15%， 應(yīng)為48mm(3)結(jié)構(gòu)設(shè)計1）鏈及軸段1。初步可選鏈的鏈號為24A-1。軸段1 的長度應(yīng)比鏈輪輪轂長度略短，則軸段1的內(nèi)徑=60mm，長度=120mm。2）軸段2。在確定軸段2 的直徑時，應(yīng)考慮鏈輪的固定和軸承?？紤]鏈輪右端用軸肩固定，由教材P364計算得軸肩高度= 4.2 6mm相應(yīng)的軸段2直徑的范圍的68.272mm，軸段2 的直徑70mm。

19、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，故取=40mm。3）軸承與軸段3及軸段6?？紤]蝸輪有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承。軸段3 上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承型號為30216，由設(shè)計手冊確定，軸承內(nèi)徑d = 80mm，外徑D = 140mm，寬度B = 28.25mm，定位軸肩直徑 =90mm。故軸段3故軸段3的直徑=80mm 。軸段3 上裝有擋油板及軸套，取擋油板外徑d = 90mm ，擋油板寬度= 15mm。軸套長 = 10mm。所以軸段3長度=100mm 。軸段6處擋油板寬度 =13mm，軸段6 長度 =10

20、0mm 。4)蝸輪與軸段4。軸段4 上安裝蝸輪，應(yīng)比略大，而且考慮到受力增大，直徑也增大，故取= 90mm。蝸輪輪轂左端用套筒固定，為使套筒端面頂在蝸輪輪轂左端面上即靠緊，軸段4的長度應(yīng)比蝸輪輪轂略短，蝸輪輪轂長=108mm，則 =106mm 。5）軸段5。蝸輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段5 的直徑。由教材P364計算得軸肩高度= 6.3 9mm相應(yīng)的。所以取軸段5 直徑 =108mm 。軸段5 長度=10mm 。(4) 、軸的強(qiáng)度校核1）畫軸的受力簡圖。（a） 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉(zhuǎn)矩圖 （g）計算

21、彎矩圖2）計算支反力蝸輪的分度圓直徑 =258.3mm；轉(zhuǎn)矩T =375.10N·m=375100N·mm蝸輪的圓周力 =2×22.85×1000/63=725N蝸輪的軸向力=2904N蝸輪的徑向力=2904×tan20°=1051N在水平面上：N在垂直平面左端軸承的總支承反力1039N右端軸承的總支承反力370.6N3） 畫彎矩圖在水平面上554625在垂直平面上a-a 剖面左側(cè)158762a-a 剖面右側(cè)-12551合成彎矩a-a 剖面左側(cè)a-a 剖面右側(cè)4）畫轉(zhuǎn)矩圖5）校核危險截面a-a 剖面左側(cè)，因彎矩較大，有轉(zhuǎn)矩，故a-a

22、剖面左側(cè)為危險截面。校核危險截面C的強(qiáng)度由式（15-5）由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取=0.6, =8.5MPa前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。此軸強(qiáng)度足夠=62.83=3=20.94=1440r/min=1440r/min=68.77r/min=22.92r/minPd=3.48KWP1=3.45 KWP2=2.70KWP3=2.54KW=23.08 N·mT1=22.85 N·mT2=375.10 N·mT3=1058.68N·mT2=375.10K=1.

23、21=160=2.9=268MpaN=0.9498=254.5Mpa=50mma=125mm=19.782mm1075.6mm48.4mm=11°18´36"9.89mm=41-0.1032i=20.5258.3mm270.9mm243.2mmm24.55mm43.480.91920.573=32.1Mp=15.37Mpa4.844m/s=0.895= = =15.36mmd1=28mm=46mmd2=32mm=50mm d3=40mm=30mm d4=45mm=172mmd5=40mm=30mm =48mmd1=60mm=120mmd2=70mm=40mmd3=

24、80mm=100mm d4=90mm =106mm d5=108mm=10mmd6=80mm長度 =100mm725N2904N1051N362.5N954N-77N1039N370.6N5546251587628277938.5MPa七、鏈及鏈輪的選擇 1、選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪尺數(shù)=19,由前面計算知=3則大鏈輪齒數(shù)3×19=572、確定計算功率由教材P178表96查得,由教材P179圖913查得1.35,單排鏈,則由教材P178式(9-15)得計算功率為1.1×1.35×2.65=3.94kw3、選擇鏈條型號和齒距根據(jù)3.94及68.77r/min查教材P17

25、6圖9-11,可選24A-1。查教材P167表9-1得鏈條節(jié)距為P=38.1 mm。4、計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距38.1mm=11431905取1200mm由教材P180式916相應(yīng)鏈節(jié)數(shù)為查得102.15取鏈長節(jié)數(shù)=104節(jié),此時=2.237,教材P180表9-7得到中心距計算系數(shù)=0.24434,則由教材P180式917得鏈傳動的最大中心距。1229mm5、計算鏈速v,確定潤滑方式由教材P172式91 =0.83m/s由v=0.83m/s和鏈號20A-1查教材P181圖9-14可知采用滴油潤滑6、計算壓軸力有效圓周力為3192.8N鏈輪水平布置時的壓軸力，則壓軸力為1.15×

26、3192.83671.7N483.94KW1200mm1229mm=3192.8N3671.7N八、滾動軸承的選擇及校核計算1、滾動軸承的選擇（1）由上可知蝸桿軸承型號為30209（具體如何選擇在蝸桿結(jié)構(gòu)軸的設(shè)計中），軸承內(nèi)徑d = 45mm，外徑D = 85mm，寬度B =20.75mm。（2）由上可蝸輪軸承型號為30216（具體如何選擇在蝸輪軸的結(jié)構(gòu)的設(shè)計中），軸承內(nèi)徑d = 80mm，外徑D = 140mm，寬度B = 28.25mm2、現(xiàn)校核蝸輪軸承壽命根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： 10×250×16=40000小時由設(shè)計手冊查30216軸承得Cr = 160000

27、N ，=212000N由教材P322表137查得查得圓錐滾子軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承I、II 的內(nèi)部軸向力分別為=371N=132N、 的方向如下圖所示。與FA 同向，則132+2904=3036N顯然， ,因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)圖分析可知軸承I 將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為3036N=132N比較兩軸承受力，因，故只需校核軸承I 。3) 計算當(dāng)量動載荷。因2.9，查參設(shè)計手冊30216 軸承得e=0.42，設(shè)計手冊可知X = 0.4，Y = 1.4 。當(dāng)量動載荷0.4×1039+1.4×30365=42927N3) 校核軸承壽命。軸承在100

28、 以下工作，由教材P320表13-4得，載荷情況為輕微沖擊，由教材P321表13-6得軸承I 的壽命由教材P319式13-5得=140000h已知減速器使用10 年，兩班工作制，則預(yù)期壽命=10×250×16=40000顯然， ，故軸承壽命足夠。1039N370.6N=888.3N=427.8N4547.8N427.8Ne=0.42X = 0.4Y = 1.4 P=42927N九、鍵連接的選擇及校核計算1、聯(lián)軸器與蝸桿軸連接采用平鍵連接（1）鍵連接的選擇軸徑d1=28mm，L1=46mm查機(jī)械零件設(shè)計手冊 得選采用A型普通平鍵連接，得：b=8mm h=7mm L=36mm即

29、：鍵A8×7 GB/T 1096-2003 （2）鍵的校核=36-b=36-8=28mm =22.85N·m 根據(jù)教材P106式6-1得p=/=2×22.85×1000/3.5×28×28=16Mpa<p(110Mpa)2、 蝸輪軸與蝸輪輪轂連接采用平鍵連接軸徑=90mm =106mm =24.90N·m查機(jī)械零件設(shè)計手冊 得選采用A型普通平鍵連接，得：b=24mm h=15mm L=90mm即：鍵A24×15 GB/T1096-20033、 蝸輪軸與鏈輪連接用平鍵連接軸徑=60mm L1=120mm =36

30、7.68N.m查機(jī)械零件設(shè)計手冊P291 選用A型平鍵，得：b=18mm h=11mm L=100mm即：鍵A18×11 GB/T1096-2003十、聯(lián)軸器的選擇及校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟：1、 蝸桿端聯(lián)軸器（1）、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器（2） 、載荷計算：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：=1.3×25.41=33.033按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5272-2002，選用LM 型梅花型彈性聯(lián)軸器LM，其公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為=50。(3) 、型號選擇：依據(jù)蝸桿軸的設(shè)計與計算中知：選擇LM 型梅

31、花型彈性聯(lián)軸器LM5 GB/T 5272-2002，聯(lián)軸器主動端軸孔直徑28mm。十一、減速器的潤滑方式和密封類型的選擇在以上設(shè)計選擇的基礎(chǔ)上，對該減速器的結(jié)構(gòu)，減速器箱體的結(jié)構(gòu)，軸承端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結(jié)構(gòu)本課題所設(shè)計的減速器，其基本結(jié)構(gòu)設(shè)計是在參照機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計圖10-8裝配圖的基礎(chǔ)上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結(jié)零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結(jié)構(gòu)，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以

32、確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標(biāo)尺用于檢查箱內(nèi)油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔，在箱體底部設(shè)有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機(jī)架或地基上。 減速箱體的結(jié)構(gòu)該減速器箱體采用鑄造的剖分式結(jié)構(gòu)形式具體結(jié)構(gòu)詳見裝配圖3、 軸承端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸詳見零件工作圖4、 減速器的潤滑與密封（1）蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為118cSt（10

33、0°C）查表5-11機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計（2）軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為ZL-2查表5-13機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標(biāo)，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)及裝配詳見裝配圖。鍵A8×7 GB/T 1096-2003 鍵A20×12 GB/T1096-2003鍵A16×10 GB/T1096-2003十二、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、減速器結(jié)構(gòu)減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖及零件圖。采用下置剖分式蝸桿減速器（由于Vs=4.84m/s5m/s時，蝸桿下置）。鑄造箱體，材料HT150。2、 鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系 名稱減速器型式及尺寸關(guān)系箱座壁厚 =11mm 箱蓋壁厚1 1=10mm箱座凸緣厚度b1，箱蓋凸緣厚度b，箱座底凸緣厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.1=15mm b2=2.5=28mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目4檢查孔蓋螺釘直徑 d4=6mmDf，d1，d2至外壁距離 df，d2