1、課程設計課程名稱機械設計基礎題目名稱一級直齒圓柱齒輪減速器專業班級*學生姓名*學號*指導教師何老師張老師二一四年一月三日目 錄3.67.88V1011.142223.2324.2426272機械設計基礎課程設計任務書一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器試按下列的運動簡圖、工作條件和原始數據，設計一帶式輸送機的傳動裝置。1、運動簡圖1、電動機；2 、三角帶動；3、減速器；4、聯軸器；5 、傳動滾筒；6 、運輸平皮帶2、工作條件輸送機連續工作，單向運轉，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限10 年（每年工作日300 天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%。3、

2、原始數據已知條件題號12345678輸送帶拉力 FN8008509009501150900800950輸送帶速度 vm/s1.51.61.71.51.62.522滾筒直徑 Dmm250260270240260400350400二、課程設計的目的本課程設計運用所學的制圖、機械制造基礎、機械設計基礎的知識進行一次較全面的設計能力的訓練，其基本目的是：1、培養學生利用所學知識，解決工程實際問題的能力。2、培養學生掌握一般機械傳動裝置、機械零件的設計方法及設計步驟。3、達到對學生進行基本技能的訓練，例如：計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、標準、圖冊和規范等）的能力。三、要求3要求每位學生在設計過程

3、中， 充分發揮自己的獨立工作能力及創造能力， 對每個問題都應進行分析、比較，并提出自己的見解，反對盲從，杜絕抄襲。在設計過程中必須做到：（ 1）隨時復習教科書、聽課筆記及習題；（ 2）做好準備工作， 充分發揮自己的主觀能動性和創造性， 及時查閱相關資料；（ 3）認真計算和制圖，保證計算正確和圖紙質量；（ 4）按預定計劃循序完成任務。四、設計內容1、電動機的選擇及運動參數的計算；2、V 帶的傳動設計；3、齒輪傳動的設計；4、軸的設計；5、滾動軸承的選擇（低速軸）；6、鍵的選擇計算（低速軸）；7、聯軸器的選擇；8、潤滑油及潤滑方式的選擇；9、繪制零件的工作圖和裝配圖（用AutoCAD 繪制）（ 1

4、）繪制零件的工作圖大小齒輪的零件圖高速軸的零件圖注：零件的工作圖包括：(1)尺寸的標注； (2) 公差； (3)精度； (4)技術要求（ 2）減速器的裝配圖（高速軸可以畫成齒輪軸）裝配圖包括：（ 1）尺寸標注（ 2）技術要求及特性（ 3）零件編號(4)編寫零件明細表、標題欄。10、編寫設計說明書（ 1） 目錄；（ 2） 設計題目：原始數據及工作條件，傳動裝置簡圖；（ 3） 設計計算：要有詳細的設計步驟及演算過程；（ 4） 對設計后的評價；（ 5） 參考文獻資料。五、設計工作要求4（1）、設計說明書 1 份（2）、減速器裝配圖1 張（3）、減速器零件圖3 張六、進度安排按教學計劃規定， 機械設計

5、基礎課程設計總學時數為 2 周，設計進度及時間大致分配如下：序號設計內容天數（約占比例）1設計準備0.52傳動裝置的總體設計13各級傳動的主體設計24減速器裝配圖的繪制45零件工作圖繪制16編寫課程設計說明書1.55一、傳動方案擬定設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器、工作條件：輸送機連續工作，單向運轉，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限 10 年（每年工作日 300 天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%。、原始數據：滾筒圓周力 F=90 N；帶速 V=2.5 m/s；滾筒直徑 D=400 m；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合， 即可滿足傳動比要求， 同時由

6、于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。運動簡圖（圖 1-1 ）圖 1-1運動簡圖1、電動機；3、減速器；5、傳動滾筒；2、三角帶動；4、聯軸器；6、運輸平皮帶；6二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（ 1）： d w/aKW由式 (2)： w V/1000KW因此d =FV/1000aKW由電動機至運輸帶的傳動總效率為： 總=

7、 ×22× × × 5式中： 1 、 2、 3、 4、 5 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。由表9.11 取 =0.96， 2 0.98， 3=0.97 4=0.99， 5=0.96則： 總=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85所以：電機所需的工作功率：Pd = FV/1000 總=(900× 2.5)/(1000× 0.85)=2.7 KW3、確定電動機轉速卷筒工作轉速為：n 卷筒 60×1000·V/ （ ·D）=(

8、60×1000×2.5)/（400· ）=119.4r/min根據表 2.12 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 1=3。取帶傳動比 1=。則總傳動比理論范圍為：a。故電動機轉速的可選范為N =I a× n 卷筒=(1624)×119.4=716.42865.6 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000 和 1500r/min7根據容量和轉速，由表 14.1 2查出三種適用的電動機型號見表2-1：表 2-1 電動機型號方電 動額 定 電動機轉速電動機 參傳動裝置傳動比機 型功率(r/min)重量考案號同步轉

9、滿載轉 N價總傳動 V 帶傳 減速速速格比動器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比， 可見第 2 方案比較適合此選定電動機型號為 Y132M2-6 ，三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉速 nm 和工作機主動軸轉速 n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia = nm/n= nm/n 卷筒 =960/119.4=8總傳動比等于各

10、傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比i a=i0×i（式中 i 0、 i 分別為帶傳動比和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據表 2.12 ，取 i 0=2.8（普通 V 帶 i=24）因為：i ai 0×i所以：i ia/i0 8/2.8 2.86四、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i 0,i1， .為相鄰兩軸間的傳動比 01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P ，P， .為各軸的輸入功率KW8T ，T， .為各軸的輸入轉矩N· mn ,n,.為各軸的輸入轉數r/min1、 運動參數及動力參數的計算（ 1）計算

11、各軸的轉數：軸： n=nm/ i 0=960/2.8=342.86 r/min軸： n= n / i 1=342.86/2.86=120 r/min卷筒軸： n= n（ 2）計算各軸的功率：軸：P=Pd× 01 =Pd × 1=2.7×0.96=2.59（ KW ）軸：P= P ×12= P ×2×3=2.59× 0.98×0.97=2.46 KW卷筒軸：P = P×23= P×2×4=2.46× 0.98×0.99=2.39 KW計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉

12、矩為：Td=9550· Pd/nm=9550×2.7/960=26.86 N·m軸：T = Td× i0×01= Td×i 0×1=26.86×2.8×0.96=72.20 N· m軸： T = T ×i 1×12= T× i1×2×4=72.20× 2.86×0.98× 0.99=200.34 N·m卷筒軸輸入軸轉矩： T = T ×2×4=200.34×0.98×

13、 0.99 =194.37 N·m計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故： P=P × 軸承 =2.59×0.98=2.54KW9P= P ×軸承 =2.46×0.98=2.41KW計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=72.20× 0.98=70.76 N·mT= T×軸承=200.34×0.98=196.33N·m五、 V 帶的設計（ 1）選擇普通 V 帶型號由 Pca=KA× P=1.3×

14、;2.7=3.51 KW查圖 8-111 知可選 V 帶帶型為 A 型（ 2）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：則取小帶輪d1=100mmd2=id1=2.8×100=280mm由表 8-91 取 d2=280mm帶速驗算：V =n1×d1× /（1000×60）=960× 100·/（1000×60）=5.024 m/s介于 530m/s 范圍內，故合適（ 3）確定基準長度和中心距a：0.7×（ d1+d2） a02×（ d1+d2 ）0.7×（ 100+274） a02×（ 100+

15、274）262.08 a0748.8初定中心距 a0=500 ，則基準長度為L0 =2× a0+×（ d1+d2） /2+（ d2-d1） 2/(4× a0 )2=2×500+×（ 100+280）/2+（280-100） /(4×500)1由表 8-2 選用基準長度 L d=1640 mm實際中心距：a=a0+(L d-L 0)/2=500+(1640-1613.1)/2=513.45 mm（ 4）驗算小帶輪上的包角 110 1=180-(d2-d1)× 57.3/a=180-(280-100)× 57.3/51

16、3.45=159.9>120 合適（ 5）確定帶的根數Z=Pca/（(P0+ P0)· K L·K ）=3.51/（0.95+0.11）× 0.99×0.95）= 3.52故要取 4根A型V帶（ 6）計算軸上 -的壓力由式 8-271 的初拉力公式有F0=500· Pca·（2.5-K ）/z· K v+qv2=500×3.51×（ 2.5-0.95）/（ 4× 0.95×5.02）+0.105×5.022 =145.25 N1由課本 8-31 得作用在軸上的壓力Fp

17、=2×z×F0× sin(/2)=2×4×145.25×sin(155.01/2)=1142.54 N六、齒輪傳動的設計 ：(1)選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45 號鋼調質，齒面硬度為 250HBS，大齒輪選用 45 號鋼正火，齒面硬度為 200HBS。齒輪精度初選 8 級(2)初選主要參數Z1=25，u=3.4Z2=Z1·u=25×3.4=85（ 3）按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑d1t2kt T1u 1 Z HZ E)23(H d u

18、1)確定各參數值載荷系數取 K=1.2小齒輪名義轉矩T1=9.55× 106× P/n1=9.55×106×2.59/342.86=7.2× 104 N·mm11齒寬系數d1材料彈性影響系數Z E = 189 .8 MPa區域系數 Z H2.5重合度系數 t =1.88-3.2×（ 1/Z1+1/Z2）12=1.88-3.2×（ 1/20+1/90）=1.694 t4 1.69Z =0.7733由圖 10-25d 1 查得小齒輪和大齒輪的齒面接觸疲勞強度極限為 H lim 1 610MPaH lim2 560M P

19、 a計算應力循環次數N 160n1 jL h60 9601 2 8300 10=2.76109 ，N 20.61 109由圖 10-23 1取接觸疲勞壽命系數 K HN 1 0.87, KHN2 0.93取失效概率為 1，安全系數 S=1，由式可得K HN 1lim 10.87610MPa530.7MPaH 1SKHN2lim 20.93560MPa520.8MPaH 2S取兩式計算中的較小值，即H=520.8Mpa2）計算 d1t 32kt T1 u 1 ( Z H Z E ) 2d uH 1042= 321.27.24.51189.82.514.5520.8=55.97 mm計算圓周速度d

20、1tn m / s = 55.97 960 m / s =2.81m/sv601000601000 計算齒寬 bb= d d1t=155.97mm55.97mm12計算縱向重合度 0.318 d Z1 tan0.318 0.8 25 tan14 1.5863）計算載荷系數 K已知使用系數 K A =1, 根據 V=2.81m/s,8 級精度。由圖 10-8 1查得動載荷系數 K v 1.12由表 10-4 1查得 KH1.496由圖 10-131 查得 KF1.32由表 10-3 1查得 KHK F 1.2 , 故載荷系數11.11.21.4961.97K=4）按實際的載荷系數核正所算得分度圓

21、直徑，d1d1t3K55.973 1.97mm66.02mmK t1.2計算模數md166.022.64mmZ125mm取標準模數值 m=3（ 4） 按齒根彎曲疲勞強度校核計算2KT1 Fbd1 m YFS YF 小輪分度圓直徑 d1 =m×Z=3×25=75mm 齒輪嚙合寬度 b=d1× d =1.0× 75=75mm由圖 10-23 1 取接觸疲勞壽命系數 K HN 1 0.85, K HN 2 0.88 復合齒輪系數 Y FS1YFS2=4.38=3.95 重合度系數 Yt=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.69=0.6938由圖 10

22、-25d 1 查得小齒輪和大齒輪的齒根接觸疲勞強度極限為Flim1 =245MPaFlim2 =220Mpa取彎曲疲勞安全系數S=1.25則 F lim 1245F 1S196MPa1.25 F lim 2220F 2S176MPa1.2513 計算大小齒輪的 YFS并進行比較FYFS 14.380.02234YFS 23.95 0.022441961 7 6F 1F2YFS1YFS2< F 1F 2取較大值代入公式進行計算則有2KT12 1.20.721053.95 0.6938F 2YFS 2Y75753bd1 m=28.3< F2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求(5)幾何尺寸計算1

23、)計算中心距a(Z1Z 2 )mn(2585) 3 mm 165mm222)主要幾何尺寸d1mn z132575mmd 2mn z2385255mmb d d1175mm75mm取 b280mm，則取 b175mmd a1d12ha75479mmd a2d 22ha2554259mmd f 1d1 - 2h f75- 570mmd f 2d2 - 2h f255- 5250mm七、傳動軸的設計軸的設計1 輸入軸上的功率 P1、轉速 n1 和轉矩 T1:P1 =2.59KWn1 =342.86 r/minT1 = 72.20 N· m2 求作用在齒輪上的力 :已知小齒輪的分度圓直徑為

24、:14d1 = 55.97mm則:Ft = 2× 72.20×1000/55.97 = 2580NFrt× tantan= F3 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 鋼（調質），根據參表 15-3 3 ，取 A 0，得：= 1123P1dmin = A0×= 21.98mmn1顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取 : d12 = 22.87 mm。帶輪的寬度： B = (4-1)×e+2×f = (3-1) ×18+2×8 = 34 mm，為

25、保證大帶輪定位可靠?。?l12 = 32 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為 : d23 = 26 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取: l23 = 35 mm。4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取: d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用： 6206 型深溝球軸承，其尺寸為: d×D×T = 30×62× 16 mm，軸承右端采用擋油環定位， 由軸承樣本查得： 6206。型軸承

26、的定位軸肩高度： h = 3 mm，故?。?d45 = d67 = 36 mm，?。?l45 = l67 = 5 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于: d1 2d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以: l56 = 68 mm；則 :l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml 78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（圖7-1a ）:根據 6208 溝球軸承查表 12-1 3 得 T = 16 mm帶輪中點距左支點距離 L 1 = (34/2+35+16/2)mm =

27、60 mm 齒寬中點距左支點距離 L 2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mm 齒寬中點距右支點距離 L 3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm152）計算軸的支反力：水平面支反力（圖7-1b ）：FtL3FNH1 = L2+L3= 548.4NFNH2=FtL2=531NL2+L3垂直面支反力（圖7-1d ）：FNV1=FrL3-FQ(L1+L2+L3)= -724.9NL2+L3FNV2 =FrL2+FQL1= 494.7 NL2+L33）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1 L2 = 548.4× 61

28、 N· mm = 33452 N·mm截面 A 處的垂直彎矩：M V0 = FQL 1 = 623.7×60 N·mm = 37422 N·mm截面 C 處的垂直彎矩：M V1 = FNV1 L 2 = -724.9×61 N·mm = -44218.9 N·mmM V2 = FNV2 L3 = 494.7× 63 N·mm =31166.1 N·mm分別作水平面彎矩圖（圖7-1c ）和垂直面彎矩圖（圖7-1e ）。截面 C 處的合成彎矩：22M 1=MH+M V1= 65911 N&

29、#183;mmM=22= 67337 N·mm2MH+M V2作合成彎矩圖（圖7-1f ）。4）作轉矩圖（圖 7-1g ）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式14-4 1 ，取= 0.6，則有：2)2659112+(0.6×55.8× 1000)2ca =Mca=M 1+(T1MPaWW=0.1×633= 3 MPa = 60 MPa16故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受

30、力圖 ( 圖 7-1)I圖 7-1軸 I 的彎扭受力圖17II 軸的設計1 求輸出軸上的功率 P2、轉速 n2 和轉矩 T2：P2 =2.46 KWn2 = 120 r/minT2 =200.34 N·m2 求作用在齒輪上的力 :已知大齒輪的分度圓直徑為 :d2 = 280 mm則:2T2Ft = 2×200.34×1000/280 = 1431Nd2Fr = Ft×tantan3 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 鋼（調質），根據表 15-3 1 ，取: A0 = 112，得 :3P2dmin = A0×=

31、30.65mmn2由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯軸器型號為 : LT7 型，其尺寸為：內孔直徑40 mm，軸孔長度 84 mm，則： d12 = 40 mm，為保證聯軸器定位可靠?。簂12 = 82mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位， 按軸徑選用軸端擋圈直徑為： D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為： d23 = 45 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV 、VI-VII 上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故?。篸34 = d67 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用 : 6210 型深

32、溝球子軸承，其尺寸為：d×D× T = 50mm× 90mm×20mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為： l = 20 mm，l23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內徑為： d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠?。?l 45 = 61 mm，齒輪右端采用軸肩定位，18軸肩高度： h 0.07d = 0.07× 58 = 4.06 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×4.06 =0 mm，所以： d56 = 67 mm，l 5

33、6 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l 34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（圖7-2a ）:根據 6210 深溝球軸承查 12-1 3 得 T= 20 mm齒寬中點距左支點距離 L 2 = (63/2-2+43.5+61-20/2)mm = 124 mm 齒寬中點距右支點距離 L 3 = (63/2+6+37.5-20/2)mm = 65 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（圖7-2b

34、 ）：NH1FtL3= 1180.8*65/(124+65) = 406.1 NF=L2+L3FNH2 =FtL2= 1180.8*124/(124+65) = 774.7 NL2+L3垂直面支反力（圖7-2d ）：NV1FrL3= 210.8 NF= L2+L3FrL2FNV2 = L2+L3= 402.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1L 2 = 406.1× 124 N·mm = 50356.4 N· mm截面 C 處的垂直彎矩：M V = FNV1L 2 = 210.8×124 N· mm

35、= 26139 N·mm 分別作水平面彎矩圖（圖 7-2c ）和垂直面彎矩圖（圖 7-2e ）。截面 C 處的合成彎矩：22M =MH+MV= 76430 N·mm作合成彎矩圖（圖7-2f ）。4）作轉矩圖（圖7-2g ）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：19通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式14-4 1 ，取= 0.6，則有：ca =Mca=M 12+(T3)2764302+(0.6× 212.2×1000)2WW=3MPa0.1× 58=

36、 7.6 MPa = 60 MPaW時，忽略單鍵槽的故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算影響）。軸的彎扭受力圖（圖7-2 ）20圖 7-2軸 II的彎扭受力圖21八、滾動軸承的設計根據條件，軸承預計壽命Lh=10×300×8×2=48000 小時1.輸入軸的軸承設計計算（ 1）初步計算當量動載荷 P因該軸承在此工作條件下只受到Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=900N（ 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值P60·n190060342.861（）6）C'· 6Lh148000f t10105048.38N（ 3）選擇軸承型號1

37、查表 13-5，選擇 6208 軸承Cr=29.5KN106ft C106（129500 3Lh()342.86） 2913133 1460060nf d P60900預期壽命足夠故此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（ 1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到 Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=1369.61N （ 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值f d ·P·11369.616077.221C'（60 n 1.2（6）6）f t·Lh11014600106696.63N（ 3）選擇軸承型號查表 13-51 ，選擇 6211 軸承Cr=43.

38、2KN由 式 13-51 有6ft C 6L h10 (10（ 1432003)） 3919545 1460060nf d P60 77.221.21369.61預期壽命足夠故此軸承合格22九、聯軸器的設計（1）類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉平穩，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯。（2）載荷計算計算轉矩Tca = KA T2 = 1.2×200.34= 240.4 Nm，其中 KA 為工況系數，查表 14-1 1 ，由于轉矩變化很小，故取 : K A = 1.2 （3）型號選擇根據 Tca，軸徑 d，軸的轉速 n， 查標準 GB/T 50142003，選用 LT6 型

39、彈性柱銷聯，其許用轉矩 T=250Nm, 許用最大轉速 n=3800r/m ,軸頸為 3242 之間，故符合要求十、鍵聯接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算：校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為： b× h× l = 6mm×6mm×28mm，接觸長度 : l' =28-6 = 22 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25×6×22× 21×120/1000 = 83.2 N·m TT1 ，故鍵滿足強度要求。2 輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的

40、鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b× h× l = 16mm×10mm× 50mm，接觸長度 :l ' = 50-16 = mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25×10×34× 58×120/1000 = 591.6 N·m TT2 ，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b× h× l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度 : l' =70-12 = 58 mm，則鍵

41、聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25× 8× 58×40×120/1000 = 556.8 N· m TT2 ，故鍵滿足強度要求。23十一、密封和潤滑的設計1.密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙， 達到密封的目的。 毛氈具有天然彈性， 呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。 軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的

42、潤滑油， 用以潤滑和散熱。 同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 3050mm。對于單級減速器， 浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0 =0.350.7m3 。(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。十二、箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2

43、) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。 所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。 在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。 對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋螺釘，