1、燕山大學機械設計課程設計說明書題目：蝸桿-齒輪二級減速器學院系：機械工程學院年級專業(yè)：學號：學生姓名:指導教師:1 .傳動方案的擬定12 .電動機的選擇及傳動比確定11 .性能參數(shù)及工況12 .電動機型號選擇13 .運動和動力參數(shù)的計算31 .各軸轉速32 .各軸輸入功率33 .各軸輸入轉距34 .傳動零件的設計計算41 .蝸桿蝸輪的選擇計算42 .斜齒輪傳動選擇計算85 .軸的設計和計算131 .初步確定軸的結構及尺寸132 .3軸的彎扭合成強度計算176 .滾動軸承的選擇和計算217 .鍵連接的選擇和計算22八、聯(lián)軸器的選擇22九.減速器附件的選擇23十.潤滑和密封的選擇24十一.拆裝和調

2、整的說明24十二.主要零件的三維建模24十三.設計小結28十四.參考資料29結果設計及計算過程.傳動方案的擬定本設計要求設計一臺應用于帶式輸送機上的二級減速器,原動機為三相異步電動機,工作機為卷筒.輸送機多用在室內,選用閉式齒輪傳動,對于傳動比擬大的減速器,利用蝸輪蝸桿的大傳動比可以使減速器尺寸結構緊湊,為提升承載水平和傳動效率將蝸輪蝸桿傳動布置在高速級,低速級用斜齒輪傳動,可提升減速器的平穩(wěn)性.初步估算蝸桿分度圓圓周速度,v45m/s,采用蝸桿下置.整體結構如圖1所示：F=2287NV=sD=PW=圖1減速器機構簡圖二.電動機的選擇及傳動比確定1 .性能參數(shù)及工況運輸機皮帶牽引力：F=228

3、7N運輸機皮帶作速度：V=s滾筒直徑：D=使用地點：室內生產批量：大批載荷性質：平穩(wěn)使用年限：五年一班2 .電動機型號選擇根據(jù)室外使用條件,選擇Y系列三相異步電動機.運輸機所需工作功率：cFV22870.31,PW0.709Kw10001000聯(lián)軸器效率刀1=,軸承效率打2=,一對斜齒輪嚙合傳動效率刀3=,蝸輪蝸桿嚙合傳動效率刀4=,卷筒的效率刀5=可得減速器總效率為24總123450.7014電動機所需功率PW0.709P1.010KW總0.7014卷筒輪轉速士601000、,6010000.31廣,.n卷V14.4a/minD360蝸桿一齒輪減速器總傳動比合理范圍為：i總=6090所用電機

4、轉速范圍n電n卷i總14.45(6090)8671300.5(r/min)選取Y100L-6型號的電機,主要性能參數(shù)如表1:表1Y100L-6型電機性能參數(shù)P電=n卷=r/min電動機型號電動機額定功同步轉速滿載轉速起動轉矩最大轉矩Y100L-6型號率(Kw)(r/min)(r/min)額定轉矩額定轉矩n0=1000Y100L-61000940r/minnm=940總傳動比為.na94036505心n卷1445.齒輪傳動比i2=()i總,所以齒輪傳動比范圍為i齒(0.040.07)65.052.6024.5535根據(jù)i總i齒,蝸,那么i蝸i總/i齒142925,蝸桿取兩頭,那么傳動比在1532

5、范圍內.可取i蝸=20,i齒i總/口65.05/203.25三.運動和動力參數(shù)的計算設電機軸為0軸,蝸桿為1軸,蝸輪軸為2軸,齒輪軸為3軸,r/mini總=i蝸=20i齒=卷筒軸為4軸.1 .各軸轉速n0=ni=nm=940r/minn2=nm/ii=940/20=47r/minn3=n4=n2/i2=47=/min2 .各軸輸入功率：P0=Pl=P0T1=X=P2=Pl42T4=xx=P3=P24243=XX二P4=P3Tl1Tl2=XX二3 .各軸輸入轉距：T0=9550X0/nm=9550X940=NmTi=9550X1/ni=9550X940=NmT2=9550X2/n2=9550X4

6、7=NmT3=9550X3/n3=9550X=NmT4=9550X4/n4=9550X=Nm表2運動及動力參數(shù)n1=940r/minn2=47r/minn3=r/minP1=P2=P3=P4=To=NmTi=NmT2=NmT3=N-mT4=N-m蝸輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自?機械設計?第102頁113頁蝸桿材料用軸號功率P(Kw)轉矢巨T(Nm)轉速nrr/min)傳動比i電機軸9401軸940202軸473軸卷筒軸四.傳動零件的設計計算1.蝸桿蝸輪的選擇計算(1)選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度等級考慮到蝸桿傳遞功率不大,速度不高,故蝸桿選45號鋼,調質處理,HB=240,選用普通的阿基米德蝸桿

7、.初步估計蝸桿相對滑動速度Vs5.2104nqT25.21049403161.042.66m/sm/s故蝸輪齒冠選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl砂型鑄造bb=220MPa,(rS=140MPa.蝸輪輪心選用Q235,砂模鑄造.選用8級精度.(2)確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù)根據(jù)蝸輪蝸桿傳動比i1=20,選取蝸桿頭數(shù)Zi=2,那么蝸輪齒數(shù)Z2=i1-Zi=2X20=40(3)按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準那么,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度.計算公式m3q9.47coskT2(-ZE-)2Z2H45鋼,蝸輪選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl蝸桿傳動精度8級Zi=

8、2Z2=40載荷系數(shù)K=Ka,Kb,Kv=1x1=查機械設計課本表7-6得載荷平穩(wěn)Ka=1,設載荷為變載荷,那么6=1,設蝸輪圓周速度V2<3m/s,Kv=查機械設計課本表7-7得丫=彈性系數(shù)ZE=155、MPa由表7-9得應力循環(huán)次數(shù)N=60nt=60X47X300X8X75=X10H0.8b81070.82200_107_4.17107147.23MPa將數(shù)據(jù)代入上式可得3_m3q9.261.05161.03915540147.232一一一31084.63mm3k=Ka=1K3=K/=1Ze=155MPah147.23MPam3q=mm3,m=5,d1=40mm,q=8查機械設計課本

9、表7-4,取m3q=1000mm3,m=5,d=40mm,q=8(4).計算蝸輪圓周速度、相對滑動速度、傳動效率蝸輪圓周速度mmZ247540-,八5,V20.492m/s601000601000相對滑動速度V20.492八,vs2.028m/ssinsin14.04,Zi,2其中arctanarctan-14.04q8嚙合效率tantan14.04-0.8383tan(v)tan(14.042.57)其中當量摩擦角少v由Vs查機械設計課本表7-10得攪油效率Y2取為,滾動軸承效率Y3取為對.總效率T=T1Y2Y3=XX=復核m3qm3q9.47coskT2(-ZE一)2Z2H0.821552

10、9.47cos14.041.05161.0390.840147.231112.43mm31000mm3(6)計算中央距蝸輪分度圓直徑d2mZ2540200mm傳動中央距1、40200a1(d1d2)120mm22(7)校核蝸輪齒根抗彎疲勞強度蝸輪齒根抗彎校核公式1.64KT2f廿2YfYfd1d2mK、0、m、和d1、d2同前,當量齒數(shù)Zv=Z2/cos3Y=4=d2=200mma1=120mmYf=1.76查機械設計課本表7-8得齒形系數(shù)Yf176螺旋角系數(shù)14.04Y1=1=0.8997140140許用彎曲應力計算公式9頗f(0.25s0.08b).-VN2其中s140MPab220MPa

11、N260n2t260478300512.35107將數(shù)據(jù)代入許用彎曲應力計算公式得9旗f(0.25s0.08b)JVN29|106(0.251400.08220).-712.3510730.80MPa齒根甯曲應力1.641.05161.04d-eg5F1.760.899740200510.98MPa<30.80MPa蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度.(8)熱平衡核算減速器潤滑油工作油溫+1000P(1)tt0KdA其中室溫t0=20C,刀=,P1-,考慮到減速器用于室外取Kd=15W/(m2C)箱體散熱面積1.751.75a1202A0.330.330.45m2100100那么工作油溫為,100

12、0(10.82)1.0“八CC八t20146C80C150.45Y0.8997F30.80MPa蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度油溫滿足溫度要求齒根圓直徑df2d12m(hac)200251.2188mm蝸輪外徑de2da2m2105215mm喉圓母圓半徑rg2ada212021015mm22齒寬b22m(0.5q1)25(0.5,81)35.3mmha15mmh111mmda150mmdf128mmb164mmPx15.7mmPa31.4mmda2210mmdf1188mmde2215mmrg215mmb235mm齒輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自?機械設計?第75頁100頁Z3=30油溫滿足溫度要求.(

13、9)計算蝸桿傳動其他尺寸齒頂高haiham155mm全齒高hi2hamcm2150.2511mm1)、蝸桿齒頂圓直徑da1d12ham4021550mm齒根圓直徑df1d12ham2cm4021520.2528mm蝸桿螺旋局部b12m、Z2125,40164.03mm取b1=64mm蝸桿軸向齒距Pxm3.14515.7mm蝸桿螺旋線導程PaZR215.731.4mm2)、蝸輪喉圓直徑da2d22mha200251210mm取b235mm2.斜齒輪傳動選擇計算(1)選擇材料、熱處理方式及精度等級對于一般動力傳遞,選用8級精度斜齒輪,小齒輪材料為45鋼,調質處理,齒面硬度為HB3=240,大齒輪材

14、料為45鋼,正火處理,齒面硬度為HR=200,HB3-HB4=40,熱處理方式適宜.(2)初步確定大小齒輪齒數(shù)根據(jù)小齒輪齒數(shù)推薦范圍20-40,取Za=30,那么大齒輪齒數(shù)為Z4i2Z33.253097.5取Z4=98,那么實際傳動比為Z4uZ398303.27Z4=98u3.27傳動比誤差ui2i2在允許的范圍內.3.273.253.25100%0.51%(3)初算傳動主要尺寸對于閉式軟齒面齒輪,按接觸疲勞強度設計d32KT2u1ZhZeZZ1)確定載荷系數(shù)查機械設計課本表查機械設計課本圖6-4,考慮微振工況取Ka=16-11b取Kv=初步取螺旋角=15,端面重合度1.883.21Z31co

15、sZ4軸向重合度1.8813.2一30198cos151.68bsindZ3tan130tan152.05其中d查機械設計課本表6-7取d0.8總重合度3.73查機械設計課本圖6-13取1.45查機械設計課本圖6-17取1.12那么KKaKvKK11.011.451.121.64Ka=1Kv=1.682.053.73K1.45K1.12K1.642材料的彈性系數(shù)ZE=<MPazh=查機械設計課本表6-5得Ze=JMPa3節(jié)點區(qū)域系數(shù)由=15,查機械設計課本表6-19取Zh=4重合度系數(shù)Z431-其中>1,取=1,那么Z0.775)螺旋角系數(shù)Zcos.cos150.9836)接觸疲勞

16、強度極限查機械設計課本圖6-27(c)取(THlim3=590MPa查圖6-27(b)取bHlim4=470MPa7)計算應力循環(huán)次數(shù)N360n3jLh60471830053.38107Z0.983N3N4u3.3841071.041073.25查機械設計課本圖6-25得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=,KHN4=8計算接觸疲勞許用應力取平安系數(shù)S=1佚效概率為1%Khn3Hlim31.25590737.5MPa川由3590MPa川松470MPaN3=X107N4=X107KHN31.25KHN41.3H3737.5MPaH611MPaKhn4HHm41.3470611MPa取H611MPa9試算小

17、齒輪分度圓直徑d1d121,64161.0393.251189.82,420.770.980.83.2561167.143mm4確定傳動尺寸1)校核圓周速度d3n2v601000修正載荷系數(shù)VZ310067.14470.165m/s601000Kv1.03)4)0.16530-=0.0495m/s查機械設計課本圖校正分度圓直徑d3d33一Kv確定模數(shù)計算法向模數(shù)mnd3'cosZ3取標準值mn5計算中央距amnZ3Z41006-11b得Kv1.067.141.066.92mm1.0166.92cos152.15mm302cos圓整取a=165mm2.5mm2.5(3098)165.64

18、mm2cos156按圓整后的中央距修正螺旋角arccosmnZ3Z42a2.53098arccos15.452165值改變不大,故不必對相關參數(shù)進行修正7確定傳動尺寸d1m13cos2.530o77.81mmcos15.45d366.92mmmn2.5mma=165mm15.45od1=d2=,mnZ42.598.,Qd2o254.18mmcoscos15.458計算齒寬bdd30.877.8162.25mm圓整取b4=63mm,b3=70mm5校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度校核公式2燈2VvvvF3；YFa3YSa3YYF3bd3mnF3YFa4YSa4F4F2YFa3YSa31計算重

19、合度系數(shù)075075Y0.250.250.6961.682計算螺旋角系數(shù)1545°Y1-12.05:0.7361200120°3計算當量齒數(shù)zV3z33033.50coscos15.45Zv43-3._109.44coscos15.454查取齒形系數(shù)查機械設計課本圖6-21得YFa3=,YFa4=5查取應力集中系數(shù)查機械設計課本圖6-22得YSa3=YSa4=6查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)查機械設計課本圖6-28b.6-28c得dFlim3=450MPa,Flim4=390MPa查機械設計課本圖6-26得壽命系數(shù)KFN1=KFN2=17計算彎曲疲勞許用應力b3=70mmb

20、4=63mm丫=丫=ZV3=ZV4=YFa3=YFa4=YSa3=YSa4=Fiim3450MPaFlim4390MPaKFn1=Kfn2=1o閂=Kfno-Flim/S取平安系數(shù)S=1(取失效概率為1%)那么F31450450MPaF41390390MPa8)計算彎曲應力21.64161.047077.812.52.551.620.6960.73675.62MPaF3F475.622.181.822.551.6272.63MPaF4齒根彎曲疲勞強度滿足條件.端面模數(shù)mtmn2.5coscos15.45齒頂局hahamn12.52.5mm齒根高hf(hac)mn1.252.53.125mm齒頂

21、隙cc;mn0.252.50.625mm齒頂圓直徑dda4a3d：d432ha77.8122.582.81mm2ha254.1822.5259.18mm(6)計算齒輪傳動其他尺寸齒根圓直徑df3d32hf77.8123.12571.56mmdf4d42hf254.1823.125247.93mm五.軸的設計和計算1.初步確定軸的結構及尺寸(1)蝸桿軸設計及計算以下圖是蝸桿軸與蝸桿材料一致選擇45號鋼調質處理,HB=240,考慮到蝸桿為下置,有軸向力,所以選用一對角接觸軸承,一個深溝球軸承,一端固定,一段游動,稀油潤滑,橡膠密封.軸的結構設計如以下圖S=1F3450MPaF4390MPa齒根彎曲

22、疲勞強度滿足條件mt2.59mmha2.5mmhf3.125mmc0.625mmda382.81mmda4259.18mmdf371.56mmdf4247.93mm軸的計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自?機械設計?第137頁第157頁軸的材料選用常用的45鋼,調質處理圖2蝸桿軸的結構設計1初算軸頭按需用切應力初算didc需di段直接與電機相連,不受彎矩,查機械設計課本表10-2取c=112那么31.00d111211.43mm940軸頸上有單鍵,軸頸虛增大3%,d1=x=考慮到蝸桿軸剛度較小,需增大軸徑,取d1=18mm查?機械設計指導手冊?126頁選取LT2型聯(lián)軸器l1=42mm2計算d2、l2該段軸

23、與聯(lián)軸器想連,起定位作用,但不承受軸向力,且前要考慮號封圈內徑為標準值,所以取d2-20mm,l2需伸出端蓋1520mm,由作圖決定,作圖后的l2-40mm.3計算d3、l3該段與圓螺母配合,考慮圓螺母的標準值.所以取d3-25mm,l3-17.4計算d4、l4該段與軸承配合,所以選取d4-30mm,選取7206c軸承,長度l4為兩個軸承寬度16mm,考慮到還需添加套筒和濺油板,故l4-53mm5計算d5、l5d1-18mml1-42mmd2-20mm(L-40mm)d3-25mml3-17mmd4-30mml4-53mmd5-36mml5-5mmd6-41mml6-5mmd7-34mml7-

24、40mmd8-30mml8-32mm該段主要是固定7油板所以取ds=36,其厚度為10,所以取15=56計算d6、16該段為軸向固定濺油板,所以取d6=41mm,長度取5mm.7計算d7、17該段為過渡段,取d7=34mm,17由作圖決定,取40mm.8計算d8、18該段與軸承配合,所以選取d8=30mm,選取6206軸承,長度18為軸承寬度16mm,考慮到還需添加套筒和濺油板,故18=32mm.22軸設計計算選用45號鋼調質處理,HB=240,軸的結構設計如圖3所示.圖3軸2結構設計1初算軸頭按需用切應力初算d2d2段與蝸輪配合,受彎矩,查機械設計課本表c=112那么d2112J07928.

25、69mm14710-2取d2=35mm12=40mmd1=30mm11=55mmd3=40mm考慮到軸上有單鍵,需增大軸徑3%,d2=考慮到軸承內徑為d4=35mm標準值,取d2=35mm14=67mm12取決于蝸輪輪轂寬度,蝸輪輪轂寬度取L=42mmd5=30mm取L=42mm,考慮到軸肩定位,所以取12=42-2=40mm15=42mm2計算di、1i該段軸與軸承配合,所以取di=30mm,選取軸承6206,考慮到脂潤滑,軸承內側斷面距箱體內壁為872mm,取10mm,齒輪斷面距離箱體內壁取25mm,在考慮軸肩定位2mm,所以1i=16+10+27+2=55mm.3計算d3、13d3與d2

26、的過渡軸肩為定位軸肩承受軸向力,所以取d3=d2+5=40mm,13日勺氏度居響到期不十軸承座局大齒牝是有十涉,由作圖決定.4計算d4、14d3到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力,所以取d4=d3-5=35mm,長度由小齒輪優(yōu)度減去13mm的定位距離來確定,14=675計算d5,15該段與軸承配合,取d5=30mm,15=42mm33軸設計計算軸的材料選用常用的45鋼,調質處理HB=240軸的結構設計如卜圖d1=45mm11=82mmd2=48mm12=51mmd3=50mm13=29mm圖4軸3的結構設計1初算軸頭按需用切應力初算didc/pdi段直接與聯(lián)軸器相連,不受彎矩,查機械設計課

27、本表10-2取c=112那么3,“c10.76.d1112J41.96mmV14.45考慮到軸上有鍵槽,需增大軸徑,取d=><=d1段軸不受彎矩,且考慮到與聯(lián)軸器配合取d1=45mm查?機械設計指導手冊?126頁選取LT7型聯(lián)軸器取l1=82mm2計算d2、l2該段軸與聯(lián)軸器相連,起定位作用,但不承受軸向力,且需要考慮號封圈內徑為標準值,所以取d2=48mm,I2需伸出端蓋1520mm,由作圖決定,作圖后的l2=51mm.3計算d3、|3d3段與軸承配合,所以選取d3=50mm,選取6210軸承,長度I3為軸承寬度20mm,甩油板伸出箱體內壁13mm,取2mm,所以l3=20+7+

28、2=29mm4計算d4、|4d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力,所以取d4=d3+5=55mm,長度由作圖決定,得l4=90mm.d4=55mml4=90mmd5=60mml5=10mmd6=55mml6=60mmd7=50mml7=45mmFt=Fa=Fr=R'a=R'b=RA=RB=5計算d5、15d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力,所以取d5=d4+5=60mm,長度由作圖決定,得15=10mm.6計算d6、16大齒輪要和小齒輪嚙合傳動所以,大齒輪的位置由小齒輪來確定,通過作圖可得d6=55mm,16=60mm7計算d7,17該段和d3一樣都是與軸承配合所

29、以d7=d3=50mm,長度17=45mm2.3軸的彎扭合成強度計算1計算大斜齒輪受力Ft2T2d32161.0410377.814139.31NFaFttan4139.31tan15.451563.07N_Fttann3144.4tan20Frcoscos15.451144.04N2計算軸承支反力水平面:)Ra1144.04127.091563.071482091801.97N)Rb1144127156361209238.97N豎直面：Ra41391482092930.97N413961RB2091208.03N畫出水平彎矩Mxy圖,垂直面彎矩Mxz圖和合成彎矩22xyMxz圖,分析圖5至圖

30、10可知在合成彎矩最大處最危軸的結構尺寸,及受力分析如以下圖所示:水平面受力圖353中TrSJ'MIIIIIIITWmw1293MPa1169MPa0527MPa%102(11111圖7水平面平矩圖t0325MPa0.110.04Ra豎直面受力圖:M=209876N-mmT=502990N.mm(T=o-m=01%1?SF一圖8垂直面彎矩圖/zfZ|1U1T=am=8.225MPak1.82圖9合成甯矩圖圖10軸3扭矩圖0.810.76S8.144計算軸的平安系數(shù)軸選用45號鋼,b對稱循環(huán)疲勞極限10.45b0.4510.26b0.26脈動循環(huán)疲勞極限00.81b0.8100.50b0

31、.50650MPa,s360MPa650293MPa650169MPa650527MPa650325MPaS8.72S5.953軸設計合理210210由式00得0.110.04由圖9和圖10可得危險截面處彎矩M=209876Nmm.最大轉矩為T=502990Nmm.M1M1Wd3bt9t)2322d35532209876_=2166(556)=14.74MPa255軸承的計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自?機械設計?第159頁第173頁Fa=X=,Y=fP=Lh102196811h選用6210型軸承符合要求W,3bt(dt)d162d502990一55316一一一2166(556)25516.45MPa

32、16.458.225MPa在該截面上有無軸直徑變化,有鍵連接,其應力集中可在表b650MPa花10-10由b查彳導k1.82k外表狀態(tài)系數(shù)0.92(Ra=,bb=650MPa)對于55碳鋼其尺寸系數(shù)0.810.76kN1ka平安系數(shù):12938.141.8214.740.920.81QkN1Ska1.620.920.7611698.728.2250.048.225綜合平安系數(shù)S2S2&14&725.958.1428.722根據(jù)校核,危險截面足夠平安六.滾動軸承的選擇和計算該傳動裝置采用蝸輪-蝸桿一斜齒輪傳動,輸出軸采用深溝球軸承,軸承型號為6210,d=50mm,D=90mm,

33、B=20mm,根本額定動載荷Cr=35100N,根本額定靜載荷C0r=23200N由表11-6,i=1,Fa=,C0r=23200N,所以Fa/C0巳并且Fa/Fr=,可查得X=,丫=.又由表11-7,查得載荷系數(shù)fp=所以PXFrYFa0.561563.071.711144.042831.63NLh10106C10660n2P6014.453351002196811.2h2831.63折合為年為250年,大于工作要求5年,應選用6210型深溝球軸承符合要求.七.鍵連接的選擇和計算1軸鍵槽局部的軸徑為18mm,所以選擇普通圓頭平鍵鍵A6X32GB/T1095-2003,材料為Q255A2軸兩端

34、鍵槽局部的軸徑為35mm,所以選擇普通圓頭平鍵蝸輪鍵A10X32GB/T1095-2003,材料為Q255A小齒輪鍵A10X50GB/T1095-2003,材料為Q255A3軸外伸局部的軸徑為45mm,所以選擇普通圓頭平鍵鍵A14X70GB/T1095-2003,材料為Q255A大齒輪處軸徑為55mm,所以選擇普通圓頭平鍵鍵A16X45GB/T1095-2003,材料為Q255A校核由于靜連接,取p135Mpa,輸出軸,聯(lián)軸器段鍵的接觸長度能傳遞的轉矩為：1'1T-hldD-X95645135=765.45Nm>T34p43輸出軸,大齒輪配合段鍵的接觸長度能傳遞的轉矩為：1 &#

35、39;1Thld°-X102955135=538.31Nm>T4 p4校核通過結論：鍵平安八、聯(lián)軸器的選擇1 .電動機與輸入軸之間：為了減小啟動轉矩,減小轉動慣量和良好的減震性能,采用彈性柱銷聯(lián)軸器.輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑,為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號.查得軸外伸直徑D=18mm,選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器,半聯(lián)軸器的孔徑d=18mm,半聯(lián)軸器長度L=42mm,.額定轉矩為2 .輸出軸與卷筒軸之間：選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩為,半聯(lián)軸器的孔徑d1=45,半聯(lián)軸器長度L=82mm.3 .、聯(lián)軸器校核T輸入=10.27Nm<

36、;TT輸出=502.99Nm<T結論,聯(lián)軸器平安.九.減速器附件的選擇窺視孔蓋窺視孔蓋的規(guī)格為140x100mm.箱體上開窺視孔處設有凸臺5mm,一邊機械加工支撐蓋板的外表,并用墊片增強密封,蓋板材料為Q235A鋼,用8個M6螺栓緊固.通氣器減速器運轉時,箱體內溫度升高,氣壓加大,密封不利,故在窺視孔蓋上安裝通氣器,使箱體內熱膨脹氣體自由逸出,以保證壓力均衡,提升箱體縫隙處的密封性能.選用帶金屬濾網的通氣器.啟蓋螺釘在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠,為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘.其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度,螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形,以免破壞螺紋.定位銷為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度,在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷,兩銷盡量遠些,以提升定位精度.定位銷的直徑為d=8mm,長度為30mm.吊環(huán)和吊鉤為了便于拆卸和搬運,在箱蓋鑄出吊環(huán),并在箱座上鑄出吊鉤.油標尺油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處.先確定油面面高度,再確定油標尺的高度和角度,應使油孔位置在油面以上,以免油溢出.油標尺應