二级直齿圆柱齿轮减速器_课程设计.pdf

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1、 整理为 word 格式 机械设计 课程设计说明书 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器 设计者：第四维 指导教师：刘博士 2011 年 12 月 23 日 整理为 word 格式 目录 一、设计题目 3 二、传动装置总体设计 3 三、选择电动机 3 四、确定传动装置传动比分配5 五、计算传动装置运动和动力参数5 六、齿轮的设计6 七、减速机机体结构设计13 八、轴的设计14 九、联轴器的选择23 十、减速器各部位附属零件设计 23 十一、润滑方式的确定24 整理为 word 格式 一.设计题目 设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。卷筒直径

2、 D=220mm,运输带的有效拉力 F=1500N,运输带速度1.1/vm s,电源 380V,三相交流.二.传动装置总体设计 1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下：三选择电动机 整理为 word 格式 1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压 380V，Y 型。2.选择电动机的容量 电动机所需的功率为：WdaPPKW 1000WFVPKW 所以 1000daFVPKW 由电动机到运

3、输带的传动总功率为 1a 1联轴器效率：0.99 滚动轴承的传动效率：0.98 圆柱齿轮的传动效率：0.97 卷筒的传动效率：0.96 则：24210.990.980.970.960.817a 所以 1.65=2.020.817daFVpKW 3.确定电动机转速 卷筒的工作转速为 60 100060 1000 1.196/min220wVnrD 二级圆柱齿轮减速器传动比=840i，总 所以电动机转速可选范围为 ,(840)96/min(7643822)/mindwni nrr总 符合这一范围的同步转速有 750、1000 和 1500r/min。根据容量和转速，由书本表 14.1 或有关手册选

4、定电动机型号为 Y100L-4。其主要性能如下表：整理为 word 格式 电动机型号 额定功率 KW 同步转速 r/min 额定转速 r/min 起动转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 Y100L1-4 2.2 1500 1420 2.2 2.2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为 Y100L1-4，其主要参数如下；四.确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比：1420=14.896nin电总卷 分配传动比：121.4ii，取14.55i，经计算23.25i 注：1i为高速级传动比，2i为低速级传动比。五.计算传动装置的运动

5、和动力参数 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；1，依次为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的的传动效率。1.各轴转速：11420/minmnnr 整理为 word 格式 1211420312.1/min4.55nnri 232312.196/min3.25nnri 4n=3n=96/minr 2.各轴输入功率：12.020.992.00dPPKW 212.000.980.971.90PPKW 321.900.980.971.81PPKW 431.81 0.980.991.76PPKW 3.各轴输入转矩：649.55 101.36 10dmpTNmmnd 411.34

6、10dTTN mm 4215.8 10TT iN m 1 53221.8 10TT iN m 531.74 10TTN m 卷 1-3 轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99。运动和动力参数结果如下表：功率 P/KW 转矩 T/(N mm)转速n/(r/min)传动比 i 效率 电动机轴 2.02 41.36 10 1420 1 轴 2.00 41.34 10 1420 1 0.99 2 轴 1.90 45.8 10 312.1 4.55 0.95 3 轴 1.81 51.8 10 96 3.25 0.95 卷筒轴 1.76 51.74 10 96 1 0.

7、97 整理为 word 格式 六.齿轮的设计.高速级大小齿轮的设计 1 材料选择,由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 2 选小齿轮齿数124z，大齿轮齿数24.5524109.2z，取2110z 3 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 213112.32()EtdHKTZudu（1）确定公式内内的各计算数值 1）试选载荷系数1.3tK 2）计算小齿轮的传递转矩 54195.5 102.021.36 101420TN mmN mm 3）由表 10-7 选取齿宽系数1d 4）由表 10

8、-6 查的材料的弹性系数12189.8EZMPa 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa。6）由式计算应力循环次数。9116060 1420 1(8 300 10)2.045 10hNn jL 9822.045 104.494 104.55N 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数10.90HNK,20.95HNK.8)计算疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式得 1lim110.90600540HNHKMPaMPaS 整理为 word 格式 2lim220.95 550522.5

9、HNHKMPaMPaS（2）计算 1）试算小齿轮的分度圆直径1td，代入H中较小的值。422133111.3 1.36 105.55189.82.32()2.32()32.87614.55522.5EtdHKTZudmmmmu 2）计算圆周速度 v.1132.876 1420/2.44/60 100060 1000td nvm sm s 3)计算齿宽 b。11 32.87632.876dtbdmmmm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数 1132.876/241.37ttdmmmmmz 齿高 2.252.25 1.373.082thmmmmm 32.87610.673.082bh 5）计算载荷系

10、数。根据 v=2.44m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.08vK，直齿轮，1HFKK,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，1.415HK 由10.67,1.415HbKh查图 10-13 得1.35FK,故载荷系数 1 1.08 1 1.4151.528AVHHKK K KK 6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 整理为 word 格式 33111.52832.87634.6951.3ttKddmmmmK 7）计算模数。1134.695/241.45dmmmmmz 4.按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的

11、设计公式为 13212()FaSadFY YKTmz (1)确定公式内的各计算数值 1）由式查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数10.86FNK,20.90FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4S,由式得 1110.86500307.141.4FNFEFKMPaMPaS 2220.90 380244.291.4FNFEFKMPaMPaS 4)计算载荷系数 K。1 1.081 1.351.418AVFFKK K KK 5)查取齿形系数。由表 10-5 查得 12.65aY，22.1

12、7aY 6）查取应力校正系数。由表 10-5 查得 11.58saY，21.80saY 7）计算大小齿轮的 FaSaFY Y并加以比较。1112.65 1.580.01363307.14FaSaFYY 整理为 word 格式 2222.17 1.800.01599244.29FaSaFYY 大齿轮的数值大。（2）设计计算 4322 1.458 1.36 100.015991.031 24mmmmm 对此计算结果，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，仅与齿轮直径有关，可

13、取由弯曲强度算得的模数 1.03 并就近圆整为标准值 m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径134.695d，算出小齿轮齿数 1134.695281.25dzm 大齿轮齿数 24.5528127.4z，取2128z 5几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 1128 1.2535dz mmmmm 22128 1.25160dz mmmmm(2)计算中心距 1235 16097.522ddammmm(3)计算齿轮宽度 11 3535dbdmmmm 取235Bmm,140Bmm .低速级大小齿轮的设计：1.材料选择.由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr,硬度为 280HBS，大齿轮材料为45

14、钢硬度为 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。2.选小齿轮齿数324z，大齿轮齿数43.25 2478z 3.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 整理为 word 格式 213312.32()EtdHKTZudu（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1.3tK 2）计算小齿轮的传功转矩 54395.5 101.905.81 10312.1TN mm 3）由表 10-7 选取齿宽系数1d 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim3600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim4

15、550HMPa 6）由式计算应力循环次数 9316060312.1 1(8 300 10)4.49410hNn jL 9844.494 101.383 103.25N 7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数30.95HNK,40.98HNK 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式得 1lim130.95600570HNHKMPaMPaS 2lim240.98 550539HNHKMPaMPaS（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值 422333311.3 5.81 104.25189.82.32()2.32()53.47713.25539E

16、tdHKTZudmmmmu 2）计算圆周速度 v 3153.477312.1/0.87/60 100060 1000td nvm sm s 整理为 word 格式 3）计算齿宽 b 31 53.47753.477dtbdmmmm 4）计算齿宽与齿高之比bh 模数 3353.477/242.228ttdmmmmmz 齿高 2.252.252.2285.01thmmmmm 53.47710.675.01bh 5）计算载荷系数。根据 v=0.87m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.04VK 直齿轮，1HFKH 由表 10-2 查得使用系数1AK 由表 10-4 用差值法查得 7 级精

17、度，小齿轮相对支承非对称布置时1.420HK 由10.67bh,1.420FK查图 10-13 得1.35FK,故载荷系数 1 1.04 1 1.4201.477AVHHKK K KK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式得 33331.47753.47755.801.3ttKddmmmmK 7）计算模数 m 3355.80/242.33dmmmmmz 4.按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 3232()FaSadFY YKTmz（1）确定公式内的各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3500FEMPa，大齿轮的弯曲 整理为 word 格式 强

18、度极限 整理为 word 格式 4380FEMPa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数10.90FNK,20.92FNK 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 1130.90 500321.431.4FNFEFKMPaMPaS 2240.92380249.711.4FNFEFKMPaMPaS 4）计算载荷系数 K 1 1.041 1.351.404AVFFKK K KK 5）查取齿形系数 由表 10-5 查得 32.65FaY,42.222FaY 6）查取应力校正系数。由表 10-5 查得 31.58SaY,41.768SaY 7）计算大小齿轮的 FaSaFY

19、 Y并加以比较 3332.65 1.580.01302321.43FaSaFYY 4442.222 1.7680.01573249.71FaSaFYY 大齿轮的数值大（2）设计计算 4322 1.404 5.81 100.015731.651 24mmmmm 对此计算结果，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强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度做决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.65 并就近圆整为标准值 m=2，按接触强度算得的分度圆直径355.80dmm，算出小齿轮齿数 3355.8028

20、2dzm 整理为 word 格式 大齿轮齿数 43.252891z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑。避免浪费 5.几何尺寸计算（1）几何分度圆直径 3328 256dz mmmmm 4491 2182dz mmmmm（2）计算中心距 345618211922ddammmm（3）计算齿轮宽度 31 5656dbdmmmm 取456Bmm，361Bmm 七减速器机体结构尺寸如下 名称 符号 计算公式 结果 机座厚度 0.02538a 10 机盖厚度 1 10.0238a 10 机盖凸缘厚度 1b 111.5b 15 机座凸缘厚度 b 1.

21、5b 15 机座底凸缘厚度 2b 22.5b 25 地脚螺钉直径 fd 0.03612fda M16 地脚螺钉数目 n 2504an时，4 轴承旁联结螺栓直径 1d 10.75fdd M12 盖与座联结螺栓直径 2d 2d=（0.5 0.6）fd M10 轴承端盖螺钉直径 3d 3d=（0.40.5）fd 8 视孔盖螺钉直径 4d 4d=（0.30.4）fd 5 整理为 word 格式 定位销直径 d d=（0.70.8）2d 8 fd，1d，2d至外箱壁的距离 1C 查手册表 112 34 22 18 fd，2d至凸缘边缘距离 2C 查手册表112 28 16 外箱壁至轴承端面距离 1l 1

22、l=1C+2C+（510）50 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 11.2 15 齿轮端面与内箱壁距离 2 2 16 箱盖，箱座肋厚 mm,1 110.85,0.85mm 1m7 m7 轴承端盖外径 2D 轴承孔直径+（55.5）3d 72（I 轴）77（II 轴）97（III 轴）轴承旁联结螺栓距离 S 2SD 72（I 轴）77（II 轴）97（III 轴）八轴的设计 轴的设计 轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。1 中间轴 图 4-1 轴的材料选用 45 钢，调质处理。按文献【一】表15-3，取 A0=110mm。于是2332min021.9011020.09312

23、.1PdAmmn，取2min25dmm。输出轴最小直径显然是安装轴承处直径，由文献【二】表 12.1，根据轴最小直 整理为 word 格式 径是 30mm，轴承可选圆柱滚子轴承 N205E 型，其基本尺寸为dDB=255215mm,故此处轴的直径为 25mm，即段上的直径 d1=25mm。此段长度 l1=15mm。段轴直径取230dmm,229.5lmm 段处轴肩的高度 h=（0.070.1）d1=2.13mm。因为该轴肩不承受轴向力，故取 h=2mm，此处有键，直径增大 5%，则此处轴的直径 d3=35mm。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略小于齿宽，取 l3=32mm。段，齿轮的定位轴肩高

24、度 h=（0.070.1）d2=2.53.4mm，因为它不承受轴向力，故取 h=3mm，即 d4=47mm。取 l4=20mm。段与齿轮配合，其直径与处相等，即 d5=3d=35 mm。该段长度应略小于齿轮的宽度，取 l5=58 mm。段轴直径与段相等，即 d6=2d=30 mm。l6=27mm。段轴直径与段相等，即725dmm，715lmm。中间轴的总长1234567=1529.53220582715=196.5mmllllllllmm总 2 输入轴 图 4-2 轴的材料选用 45 钢，调质处理。按文献【一】表 15-3，取 A0=110mm。于是1331min02.0011012.3314

25、20PdAmmn，因为处有单键槽轴应增大 5%，则取1min14dmm，即 d1=14mm。l1=32mm。段处轴肩的高度 h=（0.070.1）d1=1.261.8mm。而且该段安装轴承，轴需与轴承配合，由文献【二】表 12.1，故轴承可选圆柱滚子轴承N204E,其基本尺寸为20 47 14dD Bmm,故轴的直径220dmm，2103lmm。整理为 word 格式 段与齿轮配合，其长度应略小于齿宽 B，轴肩的高度3(0.070.1)1.752.5hdmm，取2hmm，故324dmm，340lmm 段定位轴肩高度4(0.070.1)2.032.9hdmm，取3hmm，故430dmm，410l

26、mm。段轴直径524dmm，592.5lmm。段轴直径620dmm，614lmm 输入轴的总长123456=+=32+103+40+10+92.5+14=291.5mmlllllllmm总 3 输出轴 图 4-3 轴的材料选用 45 钢，调质处理。按文献【一】表 15-3，取 A0=110mm。于是3333min031.8111029.2896PdAmmmmn，有单键槽轴应增大 5%，故 取3min32dmm，即132dmm。158lmm。段安装轴承，轴需与轴承配合。由文献【二】表12.1，故轴承可选圆柱滚子轴承 N207E 型，其基本尺寸为35 72 17dD Bmm。故轴的直径235ddm

27、m，279lmm。段，故轴的直径340dmm。轴长374lmm。段轴肩的高度 h=（0.070.1）d3=3.855.5mm，取 h=4mm，故d4=55mm。l4=10mm。段与齿轮配合，其长度略小于齿宽 B，545dmm，553lmm。段轴直径6235ddmm，646.5lmm。整理为 word 格式 输出轴的总长123456=+=58+79+74+10+53+46.5mm=320.5mmlllllll总 轴的校核 1 输入轴的校核 (1).计算齿轮受力 圆周力：422 1.34 10765.735tTFNNd 径向力：tantan 20278.7rtntFFFN (2).计算支反力 F=

28、0,Ft1+Ft2Ft=0 MD=0，FtL3Ft1(L2+L3)=0 解得：Ft1=549.35N,Ft2=216.35N F=0,Fr1+Fr2=Fr MD=0，FrL3Fr1(L2+L3)=0 解得：Fr1=200N,Fr2=78.7N C 处水平弯矩 MH=Ft1L2=549.3551=42.8 10 Nmm 垂直弯矩 MV=Fr1L2=20051=41.02 10 Nmm 合成弯矩 M=MH2+MV2=42.98 10 Nmm 弯矩合成强度校核 =0.6,查文献【一】表 15-1 知，1=60MPa 222213298000.6 1340022.330.1 24caMTMPaW 所以

29、，安全。(3).精确校核轴的疲劳强度 1）危险截面为齿轮截面 2）齿轮截面左侧截面校核 抗弯截面系数 333320.10.120800Wdmmmm 抗扭截面系数 333320.20.2201600TWdmmmm 弯矩M为4451202.98 101.8 1051MN mmN mm 整理为 word 格式 截面弯曲应力为41.8 1022.64800MMPaW 扭转切应力为 41.34 108.3751600TTMPaW 由文献【一】表 15-1，B=640MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献【一】附表 3-2 查取=2.01，=1

30、.38 又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数，q=0.74，q=0.77 故有效应力集中系数为 1(kq 1)=1.75 1(kq 1)=1.29 由附图 3-2 的尺寸系数0.88 由附图 3-3 的扭转尺寸系数0.9 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数0.92 轴未经表面强化处理，即1q。综合影响系数为：1kK1=2.08 1kK1=1.52 钢特性系数为 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 计算安全系数caS的值，则 12758.21.75 19.20maSK 115521.771.295.3120.05 5.312maSK 整理为 word 格式 22

31、7.661.5caSSSSSS，故可知其安全。整理为 word 格式 3）齿轮截面右侧截面校核 抗弯截面系数 333340.10.1 302700Wdmmmm 抗扭截面系数 333340.20.2305400TWdmmmm 弯矩 M 为4451202.98 101.8 1051MN mmN mm 截面弯曲应力为 41.8 106.672700MMPaMPaW 扭转切应力为 41.34 102.485400TTMPaW 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献【一】附表 3-2 查取=2.0，=1.31 又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数，q=0.74，q=0.77 故有效应力集中系

32、数为 1(kq 1)=1.74 1(kq 1)=1.24 由附图 3-2 的尺寸系数 0.83 由附图 3-3 的扭转尺寸系数0.88 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数 轴未经表面强化处理，即1q。0.92 综合影响系数为：1kK1=2.2 1kK1=1.5 钢特性系数为 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 计算安全系数caS的值，则 12759.42.2 13.670maSK 整理为 word 格式 115531.61.24 3.780.05 3.78maSK 228.51.5caSSSSSS，故可知其安全。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强

33、度校核。所以，该轴是合格的。2 输出轴的校核 (1).计算齿轮受力 圆周力：53422 1.8 101978182tTFNNd 径向力：tantan 20720rtntFFFN(2).计算支反力 F=0,Ft1+Ft2Ft=0 MD=0，FtL3Ft1(L2+L3)=0 解得：Ft1=679N,Ft2=1299N F=0,Fr1+Fr2=Fr MD=0，FrL3Fr1(L2+L3)=0 解得：Fr1=247.2N,Fr2=472.8N C 处水平弯矩 MH=Ft1L2=679120.5=48.18 10 Nmm 垂直弯矩 MV=Fr1L2=247.2120.5=2.98104 Nmm 合成弯矩

34、 M=MH2+MV2=48.7 10 Nmm 弯矩合成强度校核 =0.6,查文献【一】表 15-1 知，1=60MPa 22425213(8.7 10)0.6 1.8 1015.220.1 45caMTMPaW 所以，安全。(3).精确校核轴的疲劳强度 1）危险截面为齿轮截面 2）齿轮截面左侧截面校核 抗弯截面系数 333340.10.1 5516637.5Wdmmmm 抗扭截面系数 333340.20.25533275TWdmmmm 整理为 word 格式 弯矩M为44120.5268.7 106.82 10120.5MN mmN mm 截面弯曲应力为 46.82 104.116637.5M

35、MPaMPaW 扭转切应力为 51.8 105.433275TTMPaMPaW 由文献【一】表 15-1，B=640MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献【一】附表 3-2 查取=1.91，=1.28 又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数，q=0.78，q=0.81 故有效应力集中系数为 1(kq 1)=1.71 1(kq 1)=1.23 由附图 3-2 的尺寸系数 0.71 由附图 3-3 的扭转尺寸系数 0.83 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数 轴未经表面强化处理，即1q。0.92 综合影响系数为：1kK1=2

36、.50 1kK1=1.57 钢特性系数为 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 m=0,m=7.035 MPa;a=4.15 MPa,a=7.035 MPa 计算安全系数caS的值，则 1a27526.52.504.150mSK 整理为 word 格式 1a15513.601.577.0350.05 7.035mSK 整理为 word 格式 2212.101.5caSSSSSS，故可知其安全。3）齿轮截面右侧截面校核 抗弯截面系数 333360.10.1 354287.5Wdmmmm 抗扭截面系数 333360.20.2358575TWdmmmm 弯矩 M 为44120.52

37、68.7 106.82 10120.5MN mmN mm 截面弯曲应力为 46.82 1015.94287.5MMPaMPaW 扭转切应力为 51.8 10218575TTMPaMPaW 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献【一】附表 3-2 查取=1.35，=1.11 又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数，q=0.75，q=0.79 故有效应力集中系数为 1(kq 1)=1.26 1(kq 1)=1.09 由附图 3-2 的尺寸系数 0.67 由附图 3-3 的扭转尺寸系数 0.85 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数 轴未经表面强化处理，即1q。0.92 综合影响

38、系数为：1kK1=1.97 1kK1=1.37 钢特性系数为 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 m=0,m=8.25 MPa;a=4.87 MPa,a=8.25 MPa 计算安全系数caS的值，则 整理为 word 格式 127528.651.974.870maSK 整理为 word 格式 115513.231.378.250.05 8.25maSK 2212.011.5caSSSSSS，故可知其安全。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。所以，该轴是合格的。九.联轴器的选择 输入轴联轴器选择 联轴器的计算转矩1caATK T,查表 14-1,考虑到转

39、矩变化很小,故取1.3AK,则:411.3 1.34 1017420caATK TN mmN mm,按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩条件,查手册,选用 ML1 型弹性联轴器,其公称转矩为25000N mm,轴孔直径 14mm,半联轴器长度35Lmm。输出轴联轴器选择 511.3 1.8 10234000caATK TN mmN mm，查手册，选用 LT6 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 250000N mm，轴孔直径 35mm,半联轴器长度60Lmm。十.减速器的各部位附属零件的设计 1 窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,大小只要够手伸进操作可。以便检查齿

40、面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.2 放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放 油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。3 油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。4 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏 整理为 word 格式,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制

41、成.5 启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6 定位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.7 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。8 调整垫片 用于调

42、整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.9 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.10 键的设计 输入轴联轴器段配合键,取平键5 5 20,中间轴配合键取平键10 8 20、平键10 8 45，输出轴配合键取平键10 8 40、平键14 9 40。十一.润滑方式的确定 因 为 传 动 装 置 属 于 轻 型 的，且 传 速 较 低，所 以 其 速 度 远 远 小 于5(1.5 2)10./minmm r，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度。友情提示：本资料代表个人观点，如有帮助请下载，谢谢您的浏览！