(1)tb9254311848-F=3500-v=1-D=400-16×300×8-聯(lián)軸器-一級蝸桿-鏈傳動-左側向下

減速器設計說明書系別：班級：姓名：學號：指導教師：職稱：第1節(jié)課程設計任務書1.1設計題目一級渦輪蝸桿減速器器，拉力F=3500N，速度v=1m/s，直徑D=400mm，兩班制，每班8小時，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟1.確定傳動裝置總體設計方案。2.選擇電動機,計算傳動裝置的運動和動力學參數(shù)。3.設計計算及校核傳動零件和軸。4.選擇及校核計算軸承、聯(lián)軸器、鍵、潤滑、密封和連接件。5.減速器箱體結構設計及其附件選擇。6.繪制裝配圖。7.繪制零件圖。8.編寫設計說明書。

第2節(jié)總體設計方案本傳動裝置采用減速器為一級渦輪蝸桿減速器器和鏈傳動，其中電動機的主要作用是把電能轉換為機械能，輸出扭矩；一級渦輪蝸桿減速器器的主要作用是傳遞功率，提高輸出扭矩；鏈傳動的主要作用是在兩軸相距較遠的情況下傳遞功率，提高扭矩，傳遞的扭矩較大；聯(lián)軸器的主要作用是傳遞扭矩以及緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能，防止聯(lián)機件承受過大的載荷而損壞；帶式輸送機的主要作用是承載物料、牽引物料移動、完成物料輸送的目的。優(yōu)點:高減速比：單級蝸桿減速器能夠提供非常高的減速比，通?？梢赃_到幾十到幾百。這對于需要大幅度降低轉速的應用非常有用。自鎖功能：在某些情況下，蝸桿減速器具有自鎖特性，即當停止驅動時，負載無法反向驅動蝸桿旋轉。這在一些安全要求較高的應用中是一個重要的優(yōu)勢。平穩(wěn)運行：蝸桿和蝸輪的嚙合面較大，使得動力傳輸更加平穩(wěn)，減少了振動和噪音。結構緊湊：盡管提供了很高的減速比，但蝸桿減速器的設計相對緊湊，適合空間受限的應用場合。可靠性：如果得到適當?shù)木S護，蝸桿減速器通常具有較長的使用壽命和較高的可靠性。方向變換：蝸桿減速器可以改變力傳遞的方向，通常為90度角，這對于某些機械設計非常有用。缺點效率較低：由于蝸桿和蝸輪之間的滑動摩擦，蝸桿減速器的效率通常低于齒輪減速器。特別是在低速重載的情況下，效率會進一步下降。熱生成：高的滑動摩擦會導致較多的熱量產生，如果沒有良好的散熱措施，可能會引起過熱問題，影響潤滑油的質量和壽命。成本較高：蝸桿和蝸輪的制造工藝較為復雜，尤其是蝸輪的加工難度較大，因此制造成本相對較高。磨損較快：由于滑動摩擦的存在，蝸桿和蝸輪的磨損速度可能比齒輪快，尤其是在潤滑不良或超負荷工作的情況下。安裝與調整要求高：蝸桿減速器對安裝精度有很高的要求，如果安裝不當，如軸線不對齊或齒輪間隙不合適，會導致早期磨損或損壞。反向驅動困難：雖然自鎖功能在某些情況下是優(yōu)點，但在需要反向驅動的應用中，蝸桿減速器的表現(xiàn)不如齒輪減速器靈活。維護復雜性：當發(fā)生故障時，更換或修理蝸桿和蝸輪較為困難，特別是對于內部組件。這增加了維修的時間和成本。材料限制：為了保證足夠的強度和耐磨性，蝸輪通常采用青銅等較軟的材料，而蝸桿則采用硬質鋼。這種材料組合的選擇受到一定限制。

第3節(jié)電動機的選擇3.1電動機類型的選擇按照要求選用三相異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率查《機械設計課程設計手冊第5版》表1-5得：聯(lián)軸器的效率η1=0.99滾動軸承的效率η2=0.99鏈傳動的效率ηc=0.96蝸輪蝸桿傳動的效率ηs=0.8卷筒的效率ηw=0.97η3.3選擇電動機容量卷筒所需功率為P電動機所需額定功率為P卷筒軸轉速：n查《機械設計課程設計手冊第5版》表1-6得推薦的傳動比范圍，鏈傳動傳動比范圍為：2～4，一級蝸桿減速器傳動比范圍為：10～40，所以合理的總傳動比范圍為：20～160?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(20～160)×47.75=955～7640r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-4的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=1440r/min，同步轉速為nt=1500r/min。表3-1電機選擇方案對比序號電動機型號同步轉速/(r/min)額定功率/kW滿載轉速/(r/min)1Y160M2-87505.57202Y132M2-610005.59603Y132S-415005.514404Y132S1-230005.52900圖3-1電動機的安裝及外形尺寸表3-2電動機尺寸中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×BK軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×GACAD132475×315216×1401238×8010×332752103.4計算總傳動比和分配傳動比3.4.1計算傳動裝置總傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和卷筒主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nm/nw=1440/47.75=30.1573.4.2分配傳動裝置傳動比取鏈傳動比：ic=3則減速器傳動比為：i=30.157/3=10.0523.5計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)電機軸的參數(shù)：PnT高速軸的參數(shù)：PP'nTT'低速軸的參數(shù)：PP'nTT'卷筒軸的參數(shù)：PP'nTT'各軸轉速、功率和轉矩列于下表表3-3各軸動力學參數(shù)表軸名輸入功率kW輸出功率/kW輸入轉矩/N·m輸出轉矩/N·m轉速n/(r/min)傳動比i效率η電機軸-4.84-32.0991440-0.99高速軸4.7924.74431.7831.462144010.0520.8低速軸3.7953.757252.991250.458143.25530.96卷筒軸3.6073.499721.37699.77147.752--

第4節(jié)鏈傳動設計計算4.1選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)z1=25，鏈輪齒數(shù)為z2=i×z1=75，所以取z2=76。實際傳動比i=z2/z1=3.044.2確定計算功率k由考《機械設計第十版》表9-6查得工況系數(shù)KA=1.1，主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz=0.743，，則計算功率為P4.3選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)Pca=3.1kW，n1=143.255r/min，查考《機械設計第十版》圖9-11，可選16A-1，查考《機械設計第十版》表9-1，鏈條節(jié)距p=25.4mm。4.4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a取a0=1016mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為L取鏈長節(jié)數(shù)Lp=132節(jié)查表9-7，采用線性插值，計算得到中心距計算系數(shù)f1=0.24475Lf則鏈傳動的最大中心距為：a4.5計算鏈速v，確定潤滑方式v由v=1.52m/s和鏈號16A，查考《機械設計第十版》圖9-13可知應采用滴油潤滑。4.6計算壓軸力Fp有效圓周力為F鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFp=1.15，則壓軸力為F4.7主要設計結論鏈條型號16A-1；鏈輪齒數(shù)z1=25，z2=76；鏈節(jié)數(shù)Lp=132，中心距a=1013mm（1）小鏈輪結構尺寸滾子直徑dr=15.88分度圓直徑d齒頂圓直徑dd齒根圓直徑d由d=202.66mm，查表得常數(shù)K=9.5輪轂厚度h輪轂長度l輪轂直徑d（2）大鏈輪結構尺寸滾子直徑dr=15.88分度圓直徑d齒頂圓直徑dd齒根圓直徑d由d=614.64mm，查表得常數(shù)K=9.5輪轂厚度h輪轂長度l輪轂直徑d

第5節(jié)蝸輪蝸桿設計計算5.1選擇材料考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼,硬度為45～55HRC。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。5.2按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)蝸桿傳動的設計準則，先安齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由《機械設計第十版》式(11-10)m25.2.1確定作用在蝸輪上的轉矩T2按Z1=4，故取效率η=0.8T=252991N·mm5.2.2確定載荷系數(shù)K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)Kβ=1；由《機械設計第十版》表11-5選取使用系數(shù)KA=1.25；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1.05；則K5.2.3確定蝸輪齒數(shù)z2z5.2.4確定許用接觸應力[σH]根據(jù)蝸輪材料為蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從《機械設計第十版》表11-7中查得蝸輪的基本許用應力[σH]'=268MPa。應力循環(huán)系數(shù)N故壽命系數(shù)為：K[σ]5.2.5計算m2×d1值m2因z1=4，故從《機械設計第十版》表11-1中取模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm5.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸5.3.1蝸桿軸向齒距pa=25.13mm；齒頂圓直徑da1=96mm；齒根圓直徑df1=60.8mm；分度圓導程角γ=21°48′0″；蝸桿軸向齒厚Sa=12.57mm蝸輪分度圓直徑為：d5.3.2中心距a齒頂高h齒根高h全齒高h齒頂圓直徑d齒根圓直徑d蝸桿螺旋部分長度為：b取b1=129mm蝸桿軸向齒距p蝸桿螺旋線導程p蝸桿圓周速度v5.3.3蝸輪齒頂高h齒根高h全根高h渦輪齒頂圓直徑d渦輪齒根圓直徑d外圓直徑d蝸輪齒寬b取b2=67mm蝸輪寬度B齒寬角θ咽喉母圓半徑r5.4校核齒根彎曲疲勞強度σ當量齒數(shù)z根據(jù)zv2=49.97，從《機械設計第十版》表11-8中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.32。螺旋角系數(shù)Y許用彎曲應力[σ]從《機械設計第十版》表11-9中查得由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造制造的蝸輪的基本許用應力[σF]'=90MPa。壽命系數(shù)K[σ]σ彎曲強度是滿足要求的。5.5驗算效率ηη已知γ=21°48′0″；φv=arctanfv=1.9°；fv=0.03與相對滑動速度Vs有關。v代入得η=0.87，因此不用重算。5.6蝸桿渦輪受力計算蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）F蝸桿所受的軸向力F蝸桿所受的徑向力F蝸輪所受的圓周力（d2為蝸桿的分度圓直徑）F蝸輪所受的軸向力F蝸輪所受的徑向力F

第6節(jié)軸的設計與校核6.1高速軸設計計算6.1.1已知參數(shù)功率P1=4.792kW；轉速n1=1440r/min；轉矩T1=31.78N·m6.1.2初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45正火，硬度為170～217HBW，根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得d高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5%d故選取:d12=40mm6.1.3結構設計為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩,取定位軸肩為4mm，故II-III段的直徑d23=48mm。半聯(lián)軸器寬度L=112mm，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I-II段的長度應比半聯(lián)軸器寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。圖6-1高速軸示意圖初步選擇滾動軸承。因為軸承只受到徑向力，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=48mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T×B=55×100×22.75×21mm，故d34=d78=55mm.軸承采用定距環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，取d45=d67=65mm。由于蝸桿為油潤滑，需要安裝甩油環(huán)，取軸承到軸承座內壁距離為Δ=2mm，則軸段l34=l78=Δ+B=2+21=23mm設計軸段l23的長度，除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件尺寸有關。取軸承座內伸部分端面的位置和箱體內壁位置。由箱座壁厚取δ=11mm,可知軸承端蓋厚e=10mm。端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為Δt=2mm。為方便不拆卸外部連接部件的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，并使輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝不干涉，故取外部連接部件輪轂端面與端蓋外端面的距離為K1=20mm。軸承座位外伸凸臺高Δt′=5mm,因蝸輪外圓距軸承座距離取為Δn=14mm,則根據(jù)結構草圖得軸承座長為L′=78mm，則有l(wèi)半箱體寬度為Bx=de2+Δn=de2/2+Δn=352/2+14=190,由蝸桿螺旋長度b1=129得蝸桿部分長度為l56=139.19mmld_56直徑即為蝸桿直徑，分度圓直徑為d1=80mm,齒頂圓直徑da1=96mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑40485565966555長度110872358.405139.1958.405231)軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=100mm,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H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)圓錐滾子軸承30211查手冊得壓力中心a=21mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到蝸桿支點距離:l蝸桿支點距離到軸承壓力中心:l6.1.4受力分析計算作用在蝸桿上的力蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）F蝸桿所受的軸向力F蝸桿所受的徑向力F計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=31780N·mm作轉矩圖（圖d）計算當量彎矩MMMMM圖6-2高速軸載荷分析圖1)校核軸的強度因C右側彎矩大，且作用有轉矩，故C右側為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得45正火處理，抗拉強度極限σB=600MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=55MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。6.2低速軸設計計算6.2.1已知參數(shù)功率P2=3.795kW；轉速n2=143.255r/min；轉矩T2=252.991N·m6.2.2初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45正火，硬度為170～217HBW，根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得d低速軸的最小直徑是安裝小鏈輪的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=38mm6.2.3結構設計為了滿足小鏈輪的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=46mm。小鏈輪輪轂寬度L=125mm，為了保證軸端擋圈只壓在小鏈輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比小鏈輪輪轂寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=123m。圖6-3低速軸示意圖初步選擇滾動軸承。因為軸承只受到徑向力，故選用圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)d23=46mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T×B=50×90×21.75×20mm，故d34=d67=50mm，l67=B=20mm根據(jù)非定位軸肩h=2,取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=54mm；則渦輪輪轂的寬度為b2=1.5×d45=1.5×54=81mm，為了使定距環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=79mm齒輪的右端采用軸肩定位，則取定位軸肩h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=64mm。軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與小鏈輪端面有一定距離K=20，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=11mm，則軸承座寬度為Ll取大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=10mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=5mm，大齒輪倒角為c2=2mm,則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-2軸的直徑和長度軸段123456直徑384650546450長度12365377915201)軸上零件的周向定位小鏈輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,小鏈輪與軸的配合為H7/k6，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=10×8mm，長度L=110mm,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H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)圓錐滾子軸承30210查手冊得壓力中心a=20mm渦輪輪轂寬度B=81mm渦輪倒角為c2=2mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到渦輪支點距離:l渦輪支點距離到軸承壓力中心:l6.2.4受力分析計算作用在軸上的力蝸輪所受的圓周力（d2為蝸桿的分度圓直徑）F蝸輪所受的軸向力F蝸輪所受的徑向力F根據(jù)圓錐滾子軸承30210查手冊得壓力中心a=20mm渦輪輪轂寬度B=81mm渦輪倒角為c2=2mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到渦輪支點距離:l渦輪支點距離到軸承壓力中心:l計算軸的支反力低速軸上外傳動件壓軸力Fq=2871.55N水平支反力FF垂直支反力FF截面B處的水平彎矩M截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=252991N·mm作轉矩圖（圖d）計算當量彎矩MMMMM圖6-4低速軸載荷分析圖1)校核軸的強度因C右側彎矩大，且作用有轉矩，故C右側為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ

第7節(jié)軸承的校核與壽命計算7.1高速軸上的軸承計算與校核表7-1軸承參數(shù)軸承型號內徑d(mm)外徑D(mm)B寬度T(mm)基本額定動載荷(kN)30211551002122.7590.8根據(jù)前面的計算，選用30211圓錐滾子軸承軸承，內徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm。查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/F_r>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=90.8kN，額定靜載荷C0r=115kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FF查表得系數(shù)Y=1.5FF由前面計算可知軸向力FA=1565.36N由FA+Fd1=1565.36+219.64=1698.59>Fd2=219.64N，軸有向右竄動的趨勢，軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”。對于“放松”軸承1，其所受軸向載荷為。F對于“壓緊”軸承2，其所受軸向載荷為。FFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2低速軸上的軸承計算與校核表7-2軸承參數(shù)軸承型號內徑d(mm)外徑D(mm)B寬度T(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902021.7573.2根據(jù)前面的計算，選用30210圓錐滾子軸承軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm。查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/F_r>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，額定靜載荷C0r=92kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FF查表得系數(shù)Y=1.4FF由前面計算可知軸向力FA=794.5N由FA+Fd2=794.5+1684.18=2478.68＜Fd1=2903.34N，軸有向右竄動的趨勢，軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”。對于“放松”軸承1，其所受軸向載荷為。F對于“壓緊”軸承2，其所受軸向載荷為。FFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.4查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。

第8節(jié)鍵的選擇和計算8.1高速軸與聯(lián)軸器連接鍵校核(1)鍵連接類型和尺寸的選擇選用A型鍵，參考軸的直徑d=40mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=100mm。(2)校核鍵連接的強度聯(lián)軸器、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=100-12=88mm。由式可得σ設計結論：選用GB/T1096-2003鍵A12×8×1008.2低速軸與大齒輪連接鍵校核(1)鍵連接類型和尺寸的選擇選用A型鍵，參考軸的直徑d=54mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。(2)校核鍵連接的強度大齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=70-16=54mm。由式可得σ設計結論：選用GB/T1096-2003鍵A16×10×708.3低速軸與小鏈輪連接鍵校核(1)鍵連接類型和尺寸的選擇選用A型鍵，參考軸的直徑d=38mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=110mm。(2)校核鍵連接的強度小鏈輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=110-10=100mm。由式可得σ設計結論：選用GB/T1096-2003鍵A10×8×110

第9節(jié)聯(lián)軸器的選型9.1電機軸上聯(lián)軸器的計算9.1.1類型的選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。9.1.2載荷的計算由前面計算已知T=32.099N·m由表查得KA=1.5，故由式得計算轉矩為：T9.1.3型號的選擇從GB/T5014-2017查得LX3型聯(lián)軸器許用轉矩為T=1250Nm，許用最大轉速為n=4700r/min。主動端軸孔直徑為38mm，軸孔長度為112mm。從動端軸孔直徑為40mm，軸孔長度為112mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。

第10節(jié)減速器的密封和潤滑10.1減速器的潤滑10.1.1渦輪的潤滑蝸桿副及高速級軸承選用蝸輪蝸桿油（SH0094-91），牌號為L-CKE680潤滑油，黏度推薦值為612～748cSt蝸桿浸入油中的深度通常宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免蝸桿轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成蝸桿齒面磨損，現(xiàn)取蝸桿齒頂距油池底面距離為75.4mm，,由于蝸桿全齒高h=17.6mm>10mm，取浸油深度為17.6mm，則油的深度為H=75.4+17.6=93mm10.1.2軸承的潤滑v軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)蝸輪的圓周速度判斷。由于蝸輪圓周速度>2m/s，所以采用油潤滑。即利用渦輪的轉動把潤滑渦輪的油甩到四周壁面上，然后通過適當?shù)挠筒郯延鸵氲捷S承中去。10.2減速器的密封為了防止箱體內潤滑劑外泄以及箱體外部雜質進入箱體內部影響箱體正常工作，在箱體的各零部件間，比如箱蓋與箱座間、軸與軸承蓋間，需設置相應的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需要根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮使用不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。高速軸與軸承蓋間v<3m/s，低速軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第11節(jié)減速器附件及箱體主要結構尺寸11.1減速器附件的設計與選取11.1.1窺視孔蓋窺視孔蓋為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側隙并向箱體內注人潤滑油,應在箱體的適當位置設置窺視孔蓋，窺視孔蓋設在上箱頂蓋,能夠直接觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時,窺視孔蓋用螺釘固定在箱蓋上。下圖中窺視孔蓋為長方形,其大小應允許將手伸入箱內,以便檢查齒輪嚙合情況。圖11-1窺視孔蓋A=90mm，B=60mmA1=120，A2=105，B1=90，B2=75δ=4mmd4=7mmR=5mm11.1.2放油孔及放油螺塞放油螺塞用于將含有雜質的潤滑油傾倒出箱體,放油螺塞的位置應放在油池最低處。減速器正常工作時,放油螺塞用螺塞堵住,因此放油螺塞處的機體外壁應凸起一塊,便于加工出螺塞頭的支承面,并加皮封油圈以加強密封。放油螺塞的直徑為箱座壁厚的2～3倍,采用細牙螺紋以保證緊密性。放油螺塞的結構及尺寸如下圖圖11-2放油塞11.1.3油面指示器油面指示器用于檢查箱體內油面高度，以保證傳動零件的潤滑。一般油標應設置在箱體上便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位。油面指示器用于顯示箱體內的油面高度。常用的形式有油標尺、圓形、長形等油面指示器結構簡單，應用較多。在檢查油面高度時，要拔出油面指示器，以桿上的油痕來判斷面高度。油面指示器上兩條刻線的位置分別表示極限油面的允許值油面指示器一般安裝在箱體側面，設計時應合理確定油面指示器插座的位置及傾斜角度，以免油從箱中溢出，同時要考慮油面指示器插取和加工的方便以及與其他結構是否有干涉、碰撞等確定時可參看下圖。圖11-3油面指示器11.1.4通氣器通氣器減速器工作時箱體內溫度升高，氣體膨脹，箱內氣壓增大。為了避免由此引起密封部位的密封性能下降而造成潤滑油向外滲漏，應在減速器上部設置通氣器，使箱體內的熱膨脹氣體能自由逸出，保證箱體內外壓力均衡，以提高其密封性能。查輔導書手冊，本設計采用手提式通氣器M10,結構如下:圖11-4通氣器11.1.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計算：圖11-5箱蓋吊耳b=(1.8～2.5)×δ1=(1.8～2.5)×11=22mmd=2×δ1=22mmR=(1～1.2)d=(1～1.2)×22=26.4mme=(0.8～1)d=(0.8～1)×22=22mm圖11-6箱座吊耳K=C1+C2=18+16=34mmH=0.8×K=0.8×34=27mmh=0.5×H=0.5×27=13.5mmr=0.25×K=0.25×34=8.5mmb=(1.8～2.5)×δ1=(1.8～2.5)×11=22mm11.1.6起蓋螺釘箱蓋、箱座裝配時在剖分面上所涂密封膠給拆卸箱蓋帶來不便,為此常在箱蓋的聯(lián)接凸緣上加工出螺孔,拆卸時,擰動裝于其中的起蓋螺釘便可方便地頂箱蓋。起蓋螺釘?shù)闹睆揭话闩c箱體凸緣聯(lián)接螺栓直徑相同,其螺紋長度應大于箱蓋凸緣的厚度,釘桿端部制成直徑較細的圓柱端或錐端,以免經(jīng)常擰動時損壞桿端螺紋。起蓋螺釘?shù)臄?shù)目一般為1～2只。圖11-7起蓋螺釘11.1.7定位銷定位銷為了精確地加工軸承座孔,并保證減速器每次裝拆