一级减速器设计说明书1-一级减速器设计.pdf

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1、.机械设计课程设计说明书设计题目设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号班级学号：学生姓名学生姓名：指导老师指导老师：完成日期完成日期：.v.设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器一级直齿圆柱齿轮减速器一、传动方案简图二、已知条件：1、有关原始数据：运输带的有效拉力：F=错误！链接无效。错误！链接无效。KN运输带速度：V=错误！链接无效。错误！链接无效。m/S鼓轮直径：D=错误！链接无效。错误！链接无效。mm2、工作情况：使用期限 8 年，2 班制（每年按 300 天计算），单向运转，转速误差不得超过5%，载荷平稳；3、工作环境：灰尘；4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动

2、力来源：电力，三相交流，电压380220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1)运动参数的计算，电动机的选择；3)带传动的设计计算；2)齿轮传动的设计计算；4)轴的设计与强度计算；5)滚动轴承的选择与校核；6)键的选择与强度校核；7)联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张；2）减速器零件图二张；.v.目录一、传动方案的拟定及说明错误错误!未定义书签。未定义书签。二、电机的选择错误错误!未定义书签。未定义书签。1、电动机类型和结构型式错误错误!未定义书签。未定义书签。2、电动机容量错误错误!未定义书签。未定义书签。3、电动机额定功率Pm错误错误!未定义书签。未定义

3、书签。4、电动机的转速错误错误!未定义书签。未定义书签。5、计算传动装置的总传动错误错误!未定义书签。未定义书签。三、计算传动装置的运动和动力参数错误错误!未定义书签。未定义书签。1各轴转速错误错误!未定义书签。未定义书签。2.各轴输入功率为(kW).错误错误!未定义书签。未定义书签。3.各轴输入转矩（N m）错误错误!未定义书签。未定义书签。四、传动件的设计计算错误错误!未定义书签。未定义书签。1、设计带传动的主要参数错误错误!未定义书签。未定义书签。2、齿轮传动设计错误错误!未定义书签。未定义书签。五、轴的设计计算错误错误!未定义书签。未定义书签。1、高速轴的设计错误错误!未定义书签。未定

4、义书签。2、低速轴的设计 12六、轴的疲劳强度校核 141、高速轴的校核 142、低速轴的校核 14七、轴承的选择及计算 181、高速轴轴承的选择及计算182、低速轴的轴承选取及计算19八、键连接的选择及校核201、高速轴的键连接 202、低速轴键的选取 20九、联轴器的选择 21十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及的选择211、铸件减速器机体结构尺寸计算表212、减速器的选择 22十一、润滑与密封 221、润滑 222、密封 23十二、参考文献 24.v.设计计算及说明结果一.传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速（包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总

5、传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即nw60000V600001.55=错误！链接无效。错误！链接无效。r/mind3.14310二.电机的选择1、电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列（IP44）三向异步电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部的特点。2、电动机容量1)、工作机所需功率PW FV 1.471.55=错误！错误！链接无效。链接无效。KW2)、电动机输出功率PdPdpW2传动装置的总效率12345式中，12.为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表 3-

6、1 查得：齿轮传动效率为10.97,，滚动轴承传动效率为2 0.99，联轴器传动效率为30.99，带传动效率4 0.96，工作机效率5 0.96包含轴承。2则总 0.97 0.99 0.99 0.96 0.96=错误！链接无效。错误！链接无效。故PdPW总=错误！链接无效。错误！链接无效。KW3、电动机额定功率Pm.v.设计计算及说明由【1】表 17-7 选取电动机额定功率Pm结果3kW4、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置(包括 V 带和一级减速器)传动比范围i 6 20，则电动机转速可选范围为 nWi 95.54(6 20)错误！链接无效

7、。错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。ndr/min可见同步转速为 1000r/min 的电动机均符合。由【1】表 17-7 选定电动机的型号为 Y132S-6。主要性能如下表：电机型号Y132S-6额定功率3KW满载转速960r/min堵转转矩2.0最大转矩2.25、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比1）、总传动比i总nm960=错误！链接无效。错误！链接无效。（符合 6i总24）nw95.542)、分配传动比取带传动的传动比i1错误！链接无效。错误！链接无效。，则齿轮的传动i总10.05错误！链接无效。错误！链接无效。比i2i12.5三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转

8、速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴，滚筒轴为轴。各轴的转速为（r/min）高速轴的转速n19602.5错误！链接无效。错误！链接无效。n1错误！链接无效。错误！链接无效。/错误！链接无效。错误！链接无效。i2低速轴的转速n2.v.设计计算及说明=错误！链接无效。错误！链接无效。滚筒轴的转速结果nw n2错误！链接无效。错误！链接无效。2.各轴输入功率为(kW)高速轴的输入功率P1 Pm4 2.630.96 错误！链接无效。错误！链接无效。低速轴的输入功率P2 P121 2.520.990.97 错误！链接错误！链接无效。无效。滚筒轴的输入功率P3 P223 2.420.99

9、0.99错误！链接错误！链接无效。无效。3.各轴输入转矩（Nm）1）、轴的转矩为T19550P1错误！链接无效。错误！链接无效。n19550P2错误！链接无效。错误！链接无效。n29550P3错误！链接无效。错误！链接无效。n32）、轴的转矩为T23）、轴的转矩为T3将各数据汇总如下表 1传动参数的数据表转速 n(rmin)功率 PkW转矩 T(Nm)轴错误！链接错误！链接无效。无效。错误！链接错误！链接无效。无效。错误！链接错误！链接无效。无效。轴错误！链接错误！链接无效。无效。错误！链接错误！链接无效。无效。错误！链接错误！链接无效。无效。轴错误！链接错误！链接无效。无效。错误！链接错误！

10、链接无效。无效。错误！链接错误！链接无效。无效。四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，所需传.v.设计计算及说明递的额定功率 p=错误！错误！链接无效。链接无效。kw 小带轮转速n1错误！错误！链接无效。链接无效。r/min大带轮转速n2错误！链接无效。错误！链接无效。r/min，传动比i1错误！链接无效。错误！链接无效。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经选择了V 带传动，所以带的设计按V 带传动设计方法进行）1）、计算功率papa=KAP 1.1

11、错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。kw结果n1由图 8-102)、选择 V 带型根据pa、机械设计 p157 选择 A 型带（d1=112140mm）3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速 v(1)、初选小带轮的基准直径dd，由（机械设计 p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮基准直径dd1125mm（2）、验算带速 vv ddn11601000125960601000m/s 错误！链接无效。错误！链接无效。m/s因为 5m/s错误！链接无效。错误！链接无效。m/s90包角满足条件（6）.计算带的根数单根 V 带所能传达的功率根据n1=960r

12、/min 和dd1=125mm 表 8-4a用插值法求得p0=1.37kw单根 v 带的传递功率的增量 p0已知 A 型 v 带，小带轮转速n1=960r/min转动比i=n1=dd1/dd2=2n2查表 8-4b 得 p0=0.11kw计算 v 带的根数查表 8-5 得包角修正系数k=0.96,表 8-2 得带长修正系数kL=0.99pr=(p0+p0)kkL=(1.37+0.11)0.960.99=1.41KWZ=pc=错误！链接无效。错误！链接无效。/1.41=错误！链接无效。错误！链接无效。故取 3 根.Pr（7）、计算单根 V 带的初拉力和最小值.v.设计计算及说明结果F0min50

13、0*(2.5 k)pc+qVV=178.9NZVk对于新安装的 V 带,初拉力为:1.5F0min=268N对于运转后的 V 带,初拉力为:1.3F0min=232.5N（8）计算带传动的压轴力FPFP=2ZF0sin(1/2)=1064.8N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V 带轮的结构形式为:腹板式.C结构图（略）2、齿轮传动设计1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度（GB1009588）。(3)、材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料 40Cr（调质），硬

14、度 280320HBS,大齿轮材料为 45（调质），硬度为 250290HBS。二者硬度差为 40HBS 左右。(4)、选小齿轮齿数z124，齿轮传动比为 i2=错误！链接无效。错误！链接无效。，则大齿轮齿数z224错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。，取z2错误！链接无效。错误！链接无效。2）、按齿面接触疲劳强度设计2KtT1u1 ZEZHZ3d1tduH进行计算。由设计计算公式进行计算，即3）、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数2Kt1.3T1错误！链接无效。错误！链接无效。nm(2)、计算小齿轮传递的转矩。.v.设计计算及说明(3)、由表【2】10-

15、7 选取齿宽系数d1。(4)、由表 10-61差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2结果,ZH 2.5(5)、由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2580MPa。4）、计算应力循环次数。N160nijLh603841(283008)8.85108N8.8510N21 2.21084.024.02(1)、由【2】图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN21.01。(2)、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1,则KHN1lim1 0.93650 605MPaSKHN2li

16、m2H21.01580 585.5MPaSH185）、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人H中较小的值。2KtT1u1 ZEZHZd1t3duH=错误！链接无效。错误！链接无效。mm(2)、计算圆周速度2v d1tn160100051.12384601000错误！链接无效。错误！链接无效。m/s6）、计算齿宽。b dd1t1错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。mm7）、计算齿宽与齿高之比。模数mt无效。无效。mmd1t错误！错误！链接无效。链接无效。/24=错误！错误！链接链接z1齿高h 2.25mt2.25错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！错误！.v.设计

17、计算及说明链接无效。链接无效。mm结果齿高比=错误！链接无效。错误！链接无效。b链接无效。链接无效。/错误！错误！链接无效。链接无效。错误！错误！h8）、计算载荷系数。根据v 错误！链接无效。错误！链接无效。m/s，9 级精度，由【2】图 10-8 查得动载系数KV1.04;直齿轮，KH=KF=1。由【2】表 10-2 查得使用系数KA1.25。由【2】表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH1.314。由b10.67，KH1.422查【2】图 10-13 得KF1.32，故载荷系数hK KAKVKHKH1.251.0411.314 1.719）、按实际的载荷系数

18、校正所算得的分度圆直径d1 d1t310）、计算模数 m。K1.71 51.123错误！链接无效。错误！链接无效。mmKt1.3m d1错误！链接无效。错误！链接无效。/24=错误！链接无效。错误！链接无效。z111）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。m 32KT1YFaYSa()2 dz1F12）、确定公式内的各计算值：(1)、由【2】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 550MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 390MPa。(2)、由【2】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN10.91，KFN2 0.95。.v.设计计算及说明13)、计算弯曲疲劳许用应力。取弯

19、曲疲劳许用安全系数S=1.4，则KFN3FE30.91550357.5MPaS1.4KFN4FE40.95390F2 264.6MPaS1.4F1结果14）、计算载荷系数 K。K KAKVKFKF1.251.0411.32 1.7215）、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得YFa12.65;YFa22.177。16）、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得YSa11.58;YSa21.793。17）、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。YFa1YSa12.691.58 0.011712F1357.5YFa2YSa22.1771.793 0.014752F2264.6大齿轮的数值

20、大。18）、设计计算321.3762.7210m 30.014752 错误！链接无效。错误！链接无效。mm2124对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由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弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数错误！链接无效。错误！链接无效。mm，并就近圆整为标准值为m=错误！链接无效。错误！链接无效。mm，按接触强度算得的分度圆直径d1错误！链接无效。错误！链接无效。mm，算出小齿轮齿数z1d1错误！链接无效。错误！链接无效。/2=错误！链接无效

21、。错误！链接无效。，取z1错误！链接无效。错误！链接无效。mz2错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。，取z2错错误！链接无效。误！链接无效。.v.设计计算及说明19)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径d1=错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。mmd2=错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。mm(2)、计算中心距结果a d1d2错误！链接无效。错误！链接无效。+错误！链接无效。错误！链接无效。/2=错误！链接无

22、效。错误！链接无效。mm220）、计算齿轮宽度b dd11错误！链接无效。错误！链接无效。=错误！链接无效。错误！链接无效。mm取 b2=错误！链接无效。错误！链接无效。mm,b1=错误！链接无效。错误！链接无效。mm。五、轴的设计计算选取轴的材料为 45 钢调质，查【2】表 15-1 得许用应力为-1 60MPa。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为2T1262.721032T22242.06103Ft12240N ,Ft22161Nd156d2224Fr1Ft1tan200815N ,Fr2Ft2tan200787N1、高速轴的设计(1)、

23、初步确定轴的最小直径。按公式dmin A03P初步计算轴的最小直径。轴的材料为45 钢，调质处n理。根据【2】表 15-3，取A01110。则.v.设计计算及说明结果dmin1 A013P1 20.6mmn1又因为高速轴有 1 个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大 5%-10%。现将轴增大 6%。则增大后的最小轴径dmin1 20.6(10.06)21.84mm，取为 25mm。(2)、轴上各段直径的初步确定。A 段:d1=25 由最小直径算出。B 段：d2=32，根据毡圈油封标准。C 段：d3=35，与轴承（深沟球轴承 6207）配合，取轴承内径 35mm。D 段：

24、d4=40，设计非定位轴肩高度 h=2.5mm，高速轴内径 40。E 段：d5=56，高速轴齿轮分度圆直径56。F 段：d6=40，设计定位轴肩高度h=2.5mm。G 段：d7=35，与轴承（深沟球轴承 6207）配合。(3)、轴上各段所对应的长度。A 段长度为L1 50mm；根据带轮轮毂宽度B 段长度为L2 38mm；根据毡圈油封标准。C 段长度为L3 26mm；由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽度决定，D 段长度为L48mm；定位轴肩E 段长度为L5 61mm；齿轮齿宽F 段长度为L6 8mm；定位轴肩G 段长度为L7 29mm。由轴承（深沟球轴承 6207）宽度及档油环宽度决定(

25、4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值）进行设计。2 2、低速轴的设计、低速轴的设计.v.设计计算及说明1)、初步确定轴的最小直径。按公式dmin A03结果P初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，n调质处理。根据表 15-3，取A02110。则dmin2 A023P2错误！链接无效。错误！链接无效。mmn2又因为低速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大 6%-10%。现将轴增大 6%。则增大后的最小轴径为d链接无效。链接无效。1.06=错误！错误！链接无效。链接无效。mm，圆整为 38mm。min2错误！错误！

26、低速轴的轮廓图如上所示。2)、轴上各段直径的初步确定。A 段：d1=38mm，与弹性柱销联轴器配合B 段：d2=43mm，设定轴肩高 h=2.5mm。C 段：d3=45,与轴承配合。D 段：d4=50mm，设定非轴肩高度为 2.5mm。E 段：d5=55mm，设定轴肩高为 2.5mm。F 段：d6=45mm,与轴承配合。3)、轴上各段所对应的长度。A 段长度为L1 68mm；根据弹性柱销联轴器宽度B 段长度为L2 39mm；根据轴肩与箱体之间的距离C 段长度为L3 42mm；根据轴承的宽度与档油环宽度D 段长度为L4 54mm；齿轮齿宽减速 2mm.v.设计计算及说明E 段长度为L510mm；

27、定位轴肩F 段长度为L6 29mm；根据轴承的宽度与档油环宽度4)、各轴段的倒角设计按【2】表 15-2（零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值）进行设计。结果六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft，Fr 的方向如下图所示（1）轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=错误！链接无效。错误！链接无效。N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA=RB=Fr62/124=458N（2）画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RA62=116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1=MC2=RA62=4

28、1.09 Nm合成弯矩：MC1 MC2MC2MC12116.65241.092123.68Nm（3）画转矩图：T=Ftd2/2=错误！链接无效。错误！链接无效。Nm（4）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：MeC2MC2(T)2 307.56Nm.v2.设计计算及说明（5）判断危险截面并验算强度1右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=307.56Nm,由课本表 13-1 有:-1=60Mpa则：e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603

29、)=14.24 Nm-12右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：2MD（T）0.691.52 54.912Nm结果e=MD/W=MD/(0.1D13)=54.9121000/(0.1453)=6.026 Nm-1所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：.v.设计计算及说明结果2、低速轴的校核（1）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=错误！链接无效。错误！链接无效。N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA=RB=Fr62/124=430N（2）画弯矩图右起第四段剖面 C

30、处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RA62=119.72 Nm垂直面的弯矩：MC1=MC2=RA62=59.86 Nm合成弯矩：.v.设计计算及说明结果MC1 MC 2MC MC1119.72259.862133.85Nm（3）画转矩图：T=Ftd2/2=错误！链接无效。Nm（4）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面C 处的当量弯矩：22MeC 2MC 2(T)2 330.7Nm（5）判断危险截面并验算强度2 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=330.7Nm,由课本表 13-1 有:-1=6

31、0Mpa则：e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=330.71000/(0.1653)=12.04 Nm-1 2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：2MD（T）0.6504.0 302.4Nme=MD/W=MD/(0.1D13)=302.41000/(0.1503)=24.19Nm-1所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：.v.设计计算及说明结果七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207 型 Cr=31.5kN2）、计算轴承的径向载荷A 处轴承径向力Fr1FNH12FNV12 1092279521351N2

32、222C 处轴承径向力Fr2FNH2FNV2 1053 767 1303N所以在 C 处轴承易受破坏。3）、轴承的校验(1)、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P fpFr2,查.v.设计计算及说明【2】表 13-6 得载荷系数fp1.2。结果P 1.213511621N(2)、轴承的使用寿命为 8 年，2 班制，即预计使用计算寿命Lh163008 38400h轴承应有的基本额定动载荷值C P60nLh106,其中3，则C 16213603843840018864N 18.864kN Cr106(3)、验算 6207 轴承的寿命106Cr3106315003Lh()()70325h

33、38400h60nP603841621综上所得 6207 轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6209 型，Cr=31.5kN。2）、计算轴承的径向载荷FrF2NH2F2NV2 1053276721303N3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P fpFr,查表【2】13-6 得载荷系数fp1.2。P 1.213031564N轴 承 的 使 用 寿 命 为8年，即 预 计 使 用 计 算 寿 命Lh163008 38400h轴 承 应 有 的 基 本 额 定 动 载 荷 值C P60nLh106,其中 3，则C 156436095.54384

34、0013628N 13.628kN Cr6104）、验算 6209 轴承的寿命.v.设计计算及说明结果106Cr3106315003Lh()()75264h 38400h60nP6095.541564综上所得 6209 轴承符合设计要求。八、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接1）、高速轴键的选取查【1】表 14-26 普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取 A 型键，bhL=8742。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2P=100120MPa。2）、强度校核2T103262.72103p 40MPa pkld3.5x32x25故满足设计要求。2、低

35、速轴键的选取1）、连接大齿轮的键：查【1】表 14-26 普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取 A 型键，bhL=14941，轴的直径为50mm。连接 联轴器的 键：查【1】表 14-26 普 通平键的 型式和尺 寸（GB/T1096-2003）选取 A 型键，bhL=12863，轴的直径为36mm。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2P=100120MPa。2）、强度校核2T1032242.06103p 79.69MPa pkld0.59(4114)50.v.设计计算及说明故也符合设计要求结果九、联轴器的选择在减速器输出轴与卷筒之间联接用的联轴器

36、。查表得选用Lx2 型号的轴孔直径为 38 的弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=560NmK=1.3T1错误！链接无效。错误！链接无效。nmTc=1.3xT2=错误！链接无效。错误！链接无效。Nm选用 Lx2 型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩TnTT=560，Cn。采用 J 型轴孔，A 型键轴孔直径 d=3040，选 d=38，轴孔长度 L=82十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径机盖与机座连接螺符号1bb1pdfnd1d2减速器及其形式关系0.025a+1mm8m

37、m,取8mm0.80.858,取 8mm1.5=12mm1.51=12mm2.5=20mm 取 20mm0.036a+12=17.47mm 取20mma250mm,n=612mm10mm.v.设计计算及说明栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径df、d1、d2至外机壁距离df、d1、d2至凸缘边缘距离凸台高度大齿轮顶圆与内机壁距离小齿轮端面与内机壁距离机座肋厚启盖螺钉轴承端盖凸缘厚度2md5e1h45mm8mmd3d4d8mm6mm6mm结果c126mm,18mm,16mmc224mm,16mm、14mm10mmm=0.85=8.5mm10mm10mm2、减速器的选择包括：轴承盖，窥

38、视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。十一、润滑与密封1、润滑1）、减速器内传动零件采用浸油润滑(L-AN46GB443-1989)，减速器的滚动轴承采用油润滑。2）、其他零件采用油脂润滑。.v.设计计算及说明结果2、密封1）、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。2）、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。3）、伸出轴端处采用毡圈密封。4）、轴承端盖采用调整十二、参 考 文 献1李育锡.机械设计课程设计M.：高等教育出版社，2008.2濮良贵.机械设计（第九版）M.：高等教育出版社，2012.3成大仙.机械设计手册（第 5 版）M.：化学工业出版社，2007.v