1、华 南 农 业 大 学全套图纸，加 153893706机械设计课程设计班 级： 05 机化 2 班 设 计 者： 指导老师： 日 期： 2目录第一部分题目及已知基本参数3第二部分传动装置的总体设计3一选择电动机3二确定传动比5三计算运动参数和动力参数5第三部分传动零件的设计计算4一设计齿轮4二设计轴和轴承装置18三键联接的选择及计算27四 联轴器的选择28第四部分润滑与密封29第五部分减速机机体设计29第六部分减速器附件设计 30第七部分设计总结31第八部分参考文献323第一部分题目及已知基本参数1设计题目：带式输送机传动装置2设计参数：传动方案：两级圆柱齿轮减速器输送带的牵引力 F,(KN)
2、 输送带的速度 v,(m/s) 提升机鼓轮的直径D,(mm)7 0.5 2903设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为 0.97。43).工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时。第二部份传动装置的总体设计一选择电动机1)选择电动机类型和机构形式按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2)选择电动机的容量电动机所需要的实际功率即电动机的输出功率电动机的输出功率 dPaFv10工作机的输出功率 wp由已知知 F=7KN，v=0.5m/s，所以 kw5.3wp由电动机至运输带的传动总效率a卷 筒联
3、轴 器齿 轮轴 承开 式 齿 轮 24查机械设计课程设计表 23 得：0.99， =0.96， 0.98， 0.99；由题知 0.97，所轴 承 开 式 齿 轮 齿 轮 联 轴 器 卷 筒以可得 0.85a所以可求得 电动机所需功率 kwpawd12.485.03确定电动机转速输出端转速 min/9.214.3.606rDvnw推算电动机转速得可选范围，查表可知，齿轮传动常用传动比为 35。因此，电动机转速可选范围为 i/r58.53ww3 ） （齿 ind符合这一转速的同步转速有，1000r/min，1500r/min 和 3000r/min，根据容量和转速，由有关手册查出三种适合的电动机型
4、号，分别为 Y132S-4，Y132M2-6 和 Y160M2-8。电动机转速 n（r/min）方案电 动 机型 号额定功率（KW ） 同步转速 满载转速电 动 机质量kg2 Y132S-4 5.5 1500 1440 683 Y132M2-6 5.5 1000 960 8454 Y160M2-8 5.5 750 720 119考虑电动机和传动装置的尺寸，我选择的电动机的型号是 Y132S-4，额定功率为 5.5KW，同步转速为 1500r/min，满载为 1440r/min，其主要外形尺寸如下表：二确定传动比总传动比 74.392.10wmani外部齿轮传动取 则减速器的传动比3齿i 9.1
5、047.3i分配减速器的各级传动比按展开式布置，取 3，则 齿1i 6.9102齿i三计算传动装置的运动和动力参数1 计算各轴的转速轴 min/140rn轴 i/8312i齿轴 in/2.6.4023rin齿卷筒轴 mi/1.334i齿2计算各轴的输入功率轴 kw04.9.01241 承联 dp轴 138.2 齿承中心高 H外形尺寸L （AC/2AD） HD底角安装尺寸A B地脚螺栓孔直径 K轴身尺寸D E装键部位尺寸F G D132 475（270/2210） 315 216 140 12 38 80 10 33 386轴 kw80.39.01323 齿承 p卷筒轴 6184 开 式 齿承3
6、输出转矩电动机的输出转矩 mNnpTmdd .327140.950轴 Td .86.32.71承联 轴 i .95798612 承齿齿轴 mN124.03.523承齿齿卷筒轴 iT .341.74承开 式 齿齿 对计算结果加以汇总，列出表格，如下：功 率 P（KW ） 转 矩 T（ ）mN轴 名输入功率输出功率输入转矩输出转矩转 速n（r/min）传 动 比 效 率电机轴4.12 27.32 1440高速轴4.04 26.78 1440 1 0.98中间轴3.91 77.95 480 3 0.97低速轴3.80 274.51 132.2 3.63 0.97卷筒轴3.61 1043.57 33.
7、1 4 0.95第三部份传动零件的设计计算一设计齿轮1-1 减速箱高速级齿轮的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7根据机械设计（第八版）所述，在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸。即斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。还有，硬齿面齿轮传动的几何尺寸明显小于软齿面齿轮传动的几何尺寸。故选用斜齿圆柱齿轮传动；输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 1009588）；材料及热处理选择，由机械设计（第八版） 的表101 选得大小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC；选小齿轮齿数 ，大齿轮齿
8、数 ,取 ；241Z212齿iZZ选取螺旋角，初选螺旋角 。0（2）按齿面接触强度设计按公式 试算12231()tuHEdKTZt因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小得齿宽系数，现取 。8.0d试选 1.6t计算小齿轮传递的转矩 mNnpT4110678.2950由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9aEMPZ由图 10-30 选取区域系数 43.H由图 10-26 查得 ， ，则7.0170264.121由图 10-21e 查得 。limHaP1li由式 10-13 计算应力循环次数 91 1038.)6308(460hjLnN992 1.38.由图 10-19 查得接触疲劳寿命
9、系数 ,92.01HNK98.0HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1,安全系数 S=1,由式(10-12)得MPaSKHN012lim8MPaSKHN10782lim2H4521试计算小齿轮分度圆直径 ,代入td1HmZiTkdEdtt 57.923211 齿齿计算圆周速度 v smndvt /491.106齿宽 b td56.471计算齿宽与齿高之比 b/h模数 mzmtt 1.2cos1齿高 ht4.5.279.8b计算纵向重合度 52.1tan318.0zd计算载荷系数根据 , 7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 ;由表 10-3 查得smv/49. 12.vk；由表 10-2
10、 查得使用系数 ,1FaHk 1Ak由表 10-4 中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6 级精度、。考虑齿轮为 7 级精度，取285. 295.H故动载系数 031.2HvAkk按实际的载荷校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 mkdtt5.64319计算模数 mzd608.2cos1（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为 321cosFSadYzYkTm确定公式里各计算参数由图(10-20d)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FEMPa620由图(10-18) 弯曲疲劳寿命系数 , 86.01FNk9.Nk根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数52tan3
11、8.0zd0.88Y计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得aFENFMPSk86.3011aFEF57.922计算载荷系数另由图 10-13 查得 6.1Fk97vAk计算当量齿数。26.2731cos/zv78.812查得齿形系数由表 10-5 查得, , ;60.21FaY2.Fa查取应力校正系数由表 10-5 可查得, , .59.1Sa712SaY10计算大,小齿轮的 并加以比较FSaY0189.1FSaY6.2FSa小齿轮数值大设计计算1.138321cosFSadYzYkTm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数
12、 m 的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取模数 2.5mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数d50.6413.25cos1dz取整 1大齿轮齿数为 7512齿iz取 6几何计算中心距 mza1.30cos2)(1将中心距圆整为 130mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 795.132)(arcos1z因 值变化不多，故参数 等不必修正。HZK,计算大、小齿轮的分度圆直径 mz64cos/d111mz192cos/d2齿宽bd.51取 BB,12确定齿轮尺寸mbdz5641mbdz59271-2 减速箱低速级齿轮的设
13、计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数同样，选用斜齿圆柱齿轮传动；故选用 7 级精度（GB 1009588）；材料及热处理选择，选大小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC；选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ,取 ；241Z 12.8763.2412齿iZ87Z选取螺旋角，初选螺旋角 。0（2）按齿面接触强度设计按公式 试算12231()tuHEdKTZt因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小得齿宽系数，现取 。8.0d试选 1.6t计算小齿轮传递的转矩 mNT410795.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9aEMPZ由图 10-30 选取区域系
14、数 43.2H由图 10-26 查得 ， ，则7.01057.121由图 10-21e 查得 。limHaP12li由式 10-13 计算应力循环次数 91 106.)308(460hjLnN12992 1035.6.10N由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ,19.HNK04.2HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1,安全系数 S=1,由式(10-12)得MPaSKHN3091limH42li2Pa5.1621试计算小齿轮分度圆直径 ,代入td1HmZiTkdEdtt 4.65232211 齿齿计算圆周速度 v smndvt /641.106齿宽 b td451计算齿宽与齿高之比 b/
15、h模数 mzmtt 80.cos1齿高 ht6.425.80.b计算纵向重合度 52.1tan318.0zd计算载荷系数根据 , 7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 ;由表 10-3 查得smv/12. 07.1vk；由表 10-2 查得使用系数 ,FaHk Ak13由表 10-4 中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6 级精度、。考虑齿轮为 7 级精度，取285.1Hk 295.1Hk故动载系数 864.1HvAk按实际的载荷校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 mkdtt 5.6831计算模数 mz7.2cos1（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为 321co
16、sFSadYzYkTm确定公式里各计算参数由图(10-20d)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FEMPa620由图(10-18) 弯曲疲劳寿命系数 , 86.01FNk9.Nk根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数52tan38.0zd0.88Y计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得aFENFMPSk86.3011aFEF57.922计算载荷系数另由图 10-13 查得 6.1Fk97vAk计算当量齿数。26.2731cos/zv1495.3632cos/zv查得齿形系数由表 10-5 查得, , ;60.21FaY18.2Fa查取应力校正系数由表 10-5 可查
17、得, , .59.1Sa792SaY计算大,小齿轮的 并加以比较F0189.1FSaY7.2FSa小齿轮数值大设计计算1.449321cosFSadYzYkTm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取模数 2mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数d85.614.3cos1dz取整 1大齿轮齿数为 79.12齿iz取 0几何计算中心距 mza68.157cos2)(1将中心距圆整为 158mm。15按圆整后的中心距修正螺旋
18、角 73.12)(arcos1mz因 值变化不多，故参数 等不必修正。HZK,计算大、小齿轮的分度圆直径 mz94.67cos/d122齿宽db4.51取 mBB0,12确定齿轮尺寸bdz456831bdz45261-3 减速器外部开式齿轮的设计计算选用直齿圆柱齿轮传动，用 7 级精度。材料选择：选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质),硬度为 240HSB,两者材料硬度差为 40HBS.由于是开式齿轮传动，故选择小齿轮齿数 ,大齿轮齿数18Z72312齿iZ1 按齿面接触强度设计由设计计算公式(10-9a), 得3211iHEDt ZkTd齿齿
19、选取载荷系数 .t计算小齿轮传递的转矩 mNT51074.2由表 10-7 选取齿宽系数 由表 10-61d查得材料的弹性影响系数 由图 10-21d 按齿面218.9aEMPZ16硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极aHMP601lim限 aHMP502lim由式 10-13 计算应力循环次数 81 1046.30812.36hnjLN782.40.3由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ,98.01HNK08.12HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1,安全系数 S=1,由式(10-12)得MPaSKHN581limH942li2试计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中
20、较小的值td1HmZiTkdEDtt 41.8332.211 齿齿计算圆周速度 v snvt /57.0160齿宽 b mdt4.831计算齿宽与齿高之比 b/h模数 ztt 6.1齿高 mht43.025.97.b计算载荷系数根据 , 7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 ;sv/5.0 16.vk直齿轮， ；1FaHk17由表 10-2 查得使用系数 ；1Ak由表 10-4 用插值法查得 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,；421.Hk由 , , 由图 10-13 查得 ,故动载系数97.hb421.Hk 3.1Fk；3vAk按实际的载荷校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)
21、得 mkdtt5.9831计算模数 mz47.12 按齿根弯曲强度设计由式(10-3)得弯曲强度设计公式为321)(FSadYzkTm确定公式里各计算数值由图(10-20c) 查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ; 大齿轮的弯曲疲劳aFEMP501寿命系数 aFEMP3802由图(10-18) 弯曲疲劳寿命系数 , 86.01FNk9.1FNk计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式(10-12) 得aFENFPSk14.30711aFEFM29.22计算载荷系数40.1FvAkk查得齿形系数由表 10-5 查得, , ;65.21FaY2.Fa18查取应力校正系数由表 10-5 可
22、查得, , .58.1SaY72Sa计算大,小齿轮的 并加以比较F01362.1FSaY.2FSa大齿轮数值大设计计算 mYzkTmFSad 37.)(231对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取 ,按齿面接触强5度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数d53.9817.91dz取整 201大齿轮齿数为 8312齿iz取 03 几何计算分度圆直径 mz1d1402中心距 da521齿宽19mdb10取 BB95,2确定齿轮尺寸mbdz10
23、mbdz954082二设计轴和轴承装置1. 高速轴和高速轴轴承的设计计算（1） 高速轴上的功率 ，转速kw04.1pmin/140rn转矩 mNT.7826（2）求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径 d641=837N1dTFt837 313.68Ncostanr 79.13cos20tan=205.43NaFt（3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3 查得，选取,于是140A=16.078mm310minPd输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴1D器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩
24、,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故取 =1.5,则1AcaTK AK=35516N.mm1AcaTK20按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,选用 LT5 型弹性套柱销联轴器,caT其公称转矩为 125000N.mm，许用最大转速为 4600|钢 r/min轴孔直径 d1、d2、dz| 钢(mm): 30，32，35轴孔长度|L(mm) 推荐: 50 半联轴器的孔径 d1=30,取 =30mm;半联轴器长度 L=82mm,半联轴器与轴配合1D的毂孔长度 L1=60mm.（4）轴的结构设计a由于采用轴肩定位比采用长定位套筒结构简单，定位性能好，质量适中，因此这里选用轴肩和短套筒装配方
25、案。 b确定轴上各段直径和长度第一段轴直径 =30mm，左端直接通过联轴器与电动机相接，因此第一段要有1D一轴肩，已知半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=60mm，因此选取第一段轴长度=65mm。；取第二段轴直径 32mm 50mm；该轴左端用轴端挡圈定1L22L位，取挡圈直径 D=35mm 。第三段轴段，安装轴承的。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。21根据工作要求 33mm，初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32007，2D其尺寸为：dDT= 35mm62mm18mm，所以， 35mm， =18mm。3D3L轴承的定位肩高度 h=3mm 。故
26、40mm。取 65mm。44L第五段轴段 取 48mm。 10mm。用来定位齿轮。55第六段轴段与小齿轮配合，前面已得小齿轮齿宽 ，故取 53mm。mb516L取 43mm6D第七段轴段 套筒， 40mm =12mm77L第八段轴段 轴承 取 35mm =18mm8D8选择键类型，选用平键连接。联合器轴端键选择 b=8mm,h=7mm,L=45mm;键 845 GB 1096-79高速级小齿轮轴端键选择 b=12mm,h=8mm,L=36mm;键 1236 GB 1096-79（5）拟定轴上零件的装配方案22画出计算简图求轴上的载荷。查得 32007 型圆锥轴承的 ma15于是两支点的距离 m
27、D1582,NFNH9.2431FH.93， ，M87NNV9.01 NFV6.142,V.1M762mVH.421N382223mNdFTt .267841(7).按弯扭合成应力校核轴的强度 aca MPdhbTWTM85.2)(3)(212212 因 160,caP故 安 全 。2 中间轴和中间轴承的设计计算（1） 中间轴上的功率 ，转速kw91.32pmin/4802r转矩 mNT.9572（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮直径 小齿轮直径d12d35.41小齿轮的 =3437.7N1TFt1288.35Ncostanr=843.74NaFt大齿轮的 =811.98N2dTt811.98
28、 304.3NcostanrF79.13cos20tan=199.29Nat（3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3 查得，选取,于是140A=22.94mm310minPd由于轴上有两个键槽，因此要适当增大直径，并经过圆整后取 30mmmind24（4）轴的结构设计a由于采用轴肩定位比采用长定位套筒结构简单，定位性能好，质量适中，因此这里选用轴肩和短套筒装配方案。 b确定轴上各段直径和长度第一段和第七段安装轴承， 35mm ， 第二段装套筒，取71D38mm， 15mm，第三段与低速级小齿轮配合，根据小齿轮尺寸2D2L，取 40mm， 45
29、mm。第四段为定位轴肩，取mbd45,681133L50mm， 15mm。第五段与高速级大齿轮配合，根据大齿轮尺寸4，取 40mm， 53mm。,925D536mm， 12mm，6D6L选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求和 35mm ，初步选取 0 基本游71D隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32007，其尺寸为：dD T= 35mm62mm18mm， 额定动载荷：43200N； 润滑方式：脂润滑； 极限转速：5600r/min。因此， mL1871小齿轮、大齿轮和轴之间都采用平键连接。查表 6-1 得平键 1 截面， ，平键 2 截面mhb1232， ，取轴端倒角为 ，各8L40045圆
30、角半径如图。拟定轴上零件的装配方案小齿轮的径向力和轴向力都比大齿轮的大，因此可判断出危险截面为C。首先计算轴 3，由输出轴的功率，转速和转矩得，md246 NdTFt 16.35246105.7231 25NFntr 6.124973.cos0tan16.35cosa1 ta7.t01于是 Nat 3.4cos2Fntr 6.172计算得出各种载荷值如下：,NNH3.461NH38.52， ，mM925FV.19NFNV38.29,V.81 m02VH.21N34522mdFTt.681(7).按弯扭合成应力校核轴的强度 aca MPdhbTWTM2.5)(32)(12212 因 160,ca
31、P故 安 全 。3.输出轴及其支撑轴承的设计计算（1） 轴上的功率，转速 ，转矩kwP80.3min/2.13rnmNT.512743（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮直径 ，则d4623335.27N23TFt261249.97NcostanrF818.60Nta开式小齿轮直径 md1025490.2N23TFt1998.3Ncostanr（3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢，调质处理。由表查得 15-3，选取于是0124,A37.98mm30minpd由于轴上有两个键槽，因此要适当增大直径，并经过圆整后取40mmin（4）轴的结构设计a如前述选用轴肩和短套筒定
32、位装配方案。 拟定轴上零件的装配方案b确定轴上各段直径和长度取第一段轴承 45mm，取第二段轴直径 48mm；取第三段轴直径1D2D50mm；取 55mm， 48mm， 45mm， 43mm，3D45678D。m4027初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求和 45mm，初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的61D单列圆锥滚子轴承 32909，其参数为：轴承内径：45mm；轴承外径：75mm； 轴承宽度：20mm；润滑方式：脂润滑； 极限转速：5000r/min。确定 20mm， 15mm， 40mm， 10mm， 71mm，1L23L45L
33、20mm， 30mm， 95mm678（5）轴上零件的周向定位、轴端倒角和圆角半径低速大齿轮、开式齿轮和轴之间都采用平键连接。查表 6-1 得平键（大齿轮处）截面 ， 平键，（小齿轮处）截面mhb914L25， 取轴端倒角为 ，各圆角半径8280045如图。（6）求轴上的载荷。求轴上的载荷。查得 32009 型圆锥轴承的 ,已知取轴承端盖ma.16宽为 11mm，于是对危险截面为 C，计算得出各种载荷值如下：首先计算轴 3，由输出轴的功率，转速和转矩得,NFNH2.6051NFH7.94302， ，mM74V61 NFV6.2981,V.1 mM.82NVH.092134622mdFTt .8
34、11(7).按弯扭合成应力校核轴的强度 aca MPdhbTWTM2.8)(32)(212212 因 160,caP故 安 全 。28三键联接的选择及计算前已述及和选择键类型，本设计中所有键均选用平键连接。1.联合器轴端键选择及其强度校核b=8mm,h=7mm,L=45mm;键 845 GB 1096-79apMP120minmin3 79.13075.86pap MPkldT因此其强度符合要求。2.高速级小齿轮轴端键选择及其强度校核b=12mm,h=8mm,L=36mm;键 1236 GB 1096-79apMP120minmin3 02.134285.76pap MPkldT因此其强度符合
35、要求。3. 输出级大齿轮轴端键选择及其强度校核b=14mm,h=9mm,L=25mm;键 1425 GB 1096-79apMP120minmin3 6.975019.74pap MPkldT因此其强度符合要求。4. 开式小齿轮轴端键选择及其强度校核b=12mm,h=8mm,L=80mm;键 1236 GB 1096-79apMP120minmin3 46.50685.174pap MPkldT四 联轴器的选择1.选择联轴器的类型由于弹性柱销联轴器暖冲减振的性能优越，便于装拆、维护方便、成本低，并根据设计要求，因此选用弹性柱销联轴器以连接电动机和输入轴。2.载荷计算公称转矩 ；经查表得工况系数
36、 所以计算转矩mNT.782611.5,Ak为kAca .1740.53.型号选择29从 GB 1096-79 中查得 LT5 型弹性柱销联轴器的许用转矩为 125 ，Nm许用最大转速为 4600r/min,轴直径为 3035mm 之间，故适用。1. 联轴器强度校核已知 ，apM8mldmD82,30,10 因此 aAp PzldTK2.20所以，LT5弹性柱销联轴器标记为主动端：Z型轴孔，C型键槽，d1=25mm, L1=44mm;从动端：J型轴孔，B型键槽，d2=28mm, L=62mm, ZC75107ZC2544LT5 联轴器- GB5014-85JB2862第四部份 润滑与密封1.
37、润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度： smndV/83.410621/.3443由于 V1 、V 2 均大于 2m/s，即采用靠箱体内的飞溅直接润滑轴承， V3、V 4 均小于 2m/s 而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承采用脂润滑。齿轮靠机体油的飞溅润滑。由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 N200 工业齿轮油，轴承选用 ZGN2 润滑脂。2. 密封方式的选择输入轴和输出轴得外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨
38、损或腐蚀，要求设置密封装置。因轴的表面圆周速度35m/s，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单,价格低廉。30第五部分减速机机体设计箱体的结构尺寸名称 计算公式 结 果机座壁厚 63025.a10mm机盖壁厚 1 1 8mm机座凸缘壁厚 .b15 mm机盖凸缘壁厚 52112 mm机座底凸缘壁厚 . 25mm地脚螺钉直径 78.15036adf 20mm地脚螺钉数目 a250,n=4 4 轴承旁联接螺栓直径 f7.116 mm箱盖与箱座联接螺栓直径 d2 fd)6.05(12 mm联接螺栓 d2 间距 2L160 mm轴承盖螺钉直径 f).4(310 mm窥视孔螺钉直径 fdd08 mm定位销直径 28).(10 mm轴承旁凸台半径 21CRmRf2401轴承盖螺钉分布圆直径 315.dD(D 为轴承孔直径) D159732轴承座凸起部分端面直径 312.m023大齿顶圆与箱体内壁距离 1.114 mm
