毕业设计(论文)绞车传动装置设计.doc

扬州工业职业技术学院毕业设计绞车传动装置设计【摘 要】减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间的传动装置，本次设计的是绞车传动机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器。运用AutoCAD进行传动的二维平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。【关键词】圆柱齿轮 齿轮传动 减速器The Design of The Winchs GearDou XuClass of 1201 Machinery designAbstract：Reduction gear is that one kind of reason closes independent component been composed of by gear run , column gear run within stiffness moonlike, the one stage column gear wheel reduction gear being to take the dyadic transport plane to use designing that time in the actuator between driving force machine and working machine in common use. Apply AutoCAD to carry out tradition two thinking graphic designing, accomplish column gear wheel reduction gear flat surface part picture and assembling picture drawing. Pass graduation practice ,set up correct design thought ,train the theory wielding the machinery design course synthetically and studying a courses other first and produce the problem and resolving machinery design to come to analyses the know-hows ability and study machinery design sort method and step. Have the machinery design sort law in hand, training carrying out machinery design basic skills: The date and handbook for instance, secretly scheming against , drawing , looking up, wield the standard and the norm , carry out computer-aid design and training drawing.Keywords：Column gear Gear run Reduction gear一、传动装置的总体设计（一）传动方案分析1、传动装置的布局要求：在分析传动方案时，首先应该满足机械设计的基本要求，此外还要保证工作可靠，传动效率高，结构简单，工艺性能好等，同时应注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：1）带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；2）蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡青铜，否则可选用铝铁青铜；3）开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；4）锥齿轮、斜齿轮宜放在高速级；所以，绞车与减速器之间应该选用开式齿轮进行传动，开式齿轮应置于减速器低速传动轴。 2、传动系统方案的拟定绞车传动系统方案如下图所示：电动机1联轴器2斜齿圆柱齿轮减速器3开式齿轮4卷筒5 电动机1通过联轴器2将动力传入斜齿圆柱齿轮减速器3，再经过斜齿圆柱齿轮减速器3将动力传至开式齿轮4，由开式齿轮4通过卷筒5传送到工作机上工作。采用单级圆柱齿轮减速器，传递功率可达数万千瓦，效率较高。工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。3、确定减速器类型由于单级圆柱齿轮减速器由三种：直齿、斜齿和人字齿轮，根据以下工作条件和技术资料分析，因此选定斜齿圆柱齿轮减速器。表1.1 工作条件和技术资料：工作条件工作期限工作班制载荷性质生产方式10年两班制平稳成批生产技术数据卷筒圆周力卷筒的转速卷筒的直径滚筒的长度F=7500Nn=55r/minD=400mmL=800mm动力来源电动机，三相交流，电压380/220V其它要求双向运转，间歇工作，每隔2 min工作一次，停机5min。总减速比允差5%；体积最小，强度足够（二）电动机的选择电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1、电动机类型和结构型式的选择电动机有交流电动机和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。目前应用最广泛的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小，超载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、确定电动机的功率电动机功率的选择直接影响到电动机的工作性能和经济性能的好坏。如果所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，使电动机经常超载而提早损坏；如果所选电动机的功率过大，则电动机经常不能满载运行，功率因子和效率较低，从而增加电能消耗、造成浪费。因此，在设计中一定要选择合适的电动机功率。确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于电动机功率Pd，即PedPd，这样电动机在工作时就不会过热。根据绞车传动机，其工作机所需要的电动机输出功率为：式中：PW为工作机所需输入功率，即指运输带主动端所需功率，单位为KW；为电动机至工作机主动端之间的总功率。由卷筒轴的工作转速得：工作机所需功率PW由机器的工作阻力和转速求得，根据设计任务给定的工作机参数（T、n）按下式计算：式中：F为工作机的工作阻力，单位为N；v为工作机卷筒的线速度，单位元为m/s；W为工作机的效率。所以 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为式中1、2、3、4、5、6分别为弹性联轴器、齿轮传动的轴承、斜齿圆柱齿轮传动、开式齿轮传动、卷筒轴的轴承及卷筒的效率（按表1.2 机械传动和摩擦副的效率概略值）。取10.99、20.98、30.97、40.95、50.99、60.96。则W0.990.9820.970.950.990.960.83所以表1.2 机械传动和摩擦副的效率概略值序号种类效率18级精度的一般齿轮传动（油润滑）0.972加工齿的开式齿轮传动（脂润滑）0.940.963弹性联轴器0.990.9954球轴承（稀油润滑）0.99（一对）5滚子轴承（稀油润滑）0.98(一对)6卷筒0.963、确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为nW55r/min按推荐的合理传动比范围，取开式齿轮传动的传动比i135，单级圆柱齿轮传动比i035，则合理总传动比的范围为i925，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min，再根据计算出的容量，由附表8.1 Y系列（IP44）电动机的技术资料1查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）Ped/kW同步转速满载转速1Y180L-8117507302Y160L-6111000970方案电动机型号总传动比开式齿轮单级齿轮1Y180L-813.273.53.792Y160L-617.6444.41综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和单级齿轮减速器的传动比，比较两个方案可知：方案1电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案2适中，比较适合。因此选定电动机型号为Y160L-6，所选电动机的额定功率Ped11kW，满载转速nm970r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB160645417.5385254254地脚螺栓孔直径轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG三）总传动比的确定及分配由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nW，可得传动比为所以 总传动比i是开式齿轮传动比i1与单级圆柱齿轮传动比i0的和。因开式齿轮传动比 i14，所以单级圆柱齿轮传动比由开式齿轮传动和齿轮减速器组成的传动中，一般应使开式齿轮传动的传动比小于齿轮传动比。（四）各种运动和动力参数计算为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至绞车机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。1、各轴转速nn0970 r/min2、各轴的输入功率轴 PPd1210.390.990.98kW10.08kW轴 PP3210.080.970.98kW9.68kW轴 PP4569.680.950.990.96kW8.65kW3、各轴输入转矩轴轴轴运动和动力参数的计算结果列于下表： 轴名 参数轴轴轴转速n/（r/min）输入功率P/kW输入转矩T/（Nm）97010.0899.24219.959.68420.354.998.651502.23传动比i效率4.410.9740.95二、传动件和轴的设计计算（一）开式齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是减速器外的开式齿轮，并经查表常见机器中齿轮的精度等级得，开式齿轮应选择8级精度。2、按齿轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可由下式可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1 T1=420.3Nm（2）载荷系数，查表载荷系数表取K=1.1（3）齿数z1和齿宽系数d小齿轮齿数z1取25，则大齿轮齿数z2100，因开式齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，同时还要注意开式齿轮的支承刚度小，其齿宽系数应取小些，由表齿宽系数取齿宽系数d =1（4）许用接触应力由接触疲劳强度极限图查得Hlim1560MPa，Hlim2530MPa由表安全系数SH和SF查得安全系数SH1N160njLh60219.951（105280）5.49108N2N1/i5.49108/41.37108查图接触疲劳寿命系数得ZNT11.05，ZNT21.1由式可得故由表渐开线齿轮的模数取标准模数m43、主要尺寸计算（1）分度圆直径dd1m z1425mm100mmd2m z24100mm400mm（2）齿宽bb2bdd11100mm100mmb1b25mm105mm（3）标准中心距a（4）齿顶圆直径d a（我国规定的标准值为h a1，c0.25）齿顶高h ah amm4mmd a1d12h a10024=108mmd a2d22h a40024=408mm（5）齿根圆直径d f齿根高h f（h ac）m1.25 m5 mmd f1d12h f10025=90mmd f2d22h f40025=390mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核根据式，则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表标准外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.65，YF22.18。（2）应力修正系数YS由表标准外齿轮的应力修正系数YS查得：YS11.59，YS21.80。（3）许用弯曲应力F由图试验齿轮的弯曲疲劳极限查得Hlim1210MPa，Hlim2190MPa由表安全系数SH和SF查得SF1.3 ，由图弯曲疲劳寿命系数YNT查得YNT1YNT21由式得故齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度等级齿轮的加工方法可知选8级精度是合适的。（二）斜齿圆柱齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级由齿轮的失效分析可知，对齿轮材料的基本要求：（1）齿面应有足够的硬度，以抵抗齿的磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等。（2）齿芯应有足够的强度和较好的韧性，以抵抗齿根折断和冲击载荷。（3）应由良好的加工工艺性能及热处理性能，使之便于加工且便于提高其力学性能，常用齿轮材料为钢，还有铸铁，及一些非金属材料。因锻钢具有强度高、韧性好，便于制造，便于热处理等优点。故大多数齿轮都用锻钢制造。因为小齿轮受载荷次数比大齿轮多，为使两齿轮接近等强度，在确定大小齿轮硬度的应注意使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高3050HBS。在设计齿轮传动时，应根据齿轮的用途使用条件、传递的圆周角速度和功率大小等，选择齿轮精度等级，常用精度等级为69级。因传递功率较大，选用硬齿面齿轮组合。小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，硬度为5662HRC；大齿轮用40Cr表面淬火，硬度为5055HRC。2、按齿根弯曲疲劳强度设计按斜齿轮传动的设计公式可得确定有关参数与系数：（1）转矩T1T1=99.24Nm=9.924104 Nmm（2）载荷系数K查表载荷系数表取K=1.4（3）齿数z1、螺旋角和齿宽系数d因为是硬齿面传动，取z120，则z2i z14.4120=88.2，取z2为89。初选螺旋角=14。当量齿数zv为： zv1= z1/cos3=20/ cos314=21.8922 zv2= z2/cos3=89/ cos314=97.4297由表标准外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.75，YF22.1905。由表标准外齿轮的应力修正系数YS查得：YS11.58，YS21.7985。由表齿宽系数取齿宽系数d =b/d1=0.8（4）许用接触应力按图试验齿轮的弯曲疲劳极限Flim查得Flim，小齿轮按16MnCr5查取；大齿轮按调质钢查取，得Flim1880MPa，Flim2740MPa。由表安全系数SH和SF查得安全系数SF1.4N160njLh609701（105280）2.42109N2N1/i2.42109/4.415.49108查图弯曲疲劳寿命系数YNT得YNT1YNT21由式可得故因硬齿面，mn选大些。由表渐开线齿轮的模数取标准模数mn2.5mm。（5）确定中心距a及螺旋角传动的中心距a为：取a=140mm。确定螺旋角为此值与初选值相差不大，故不必重新计算。3、校核齿面接触疲劳强度确定有关系数与参数：（1）分度圆直径d（2）齿宽bbdd10.851mm40.8mm取b240mm，b145mm（3）齿数比u u=i=4.41（4）许用接触应力F由图试验齿轮的接触疲劳极限查得Hlim11500MPa，Hlim21220MPa由表安全系数SH和SF查得SH1.2，由图接触疲劳寿命系数ZNT查得ZNT11；ZNT21.03由式得由表弹性系数ZE查得弹性系数故H1H 2，齿面接触疲劳强度校核合格。4、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度等级齿轮的加工方法可知选8级精度是合适的。5、几何尺寸计算（1）分度圆直径（2）齿顶圆直径齿顶高ha=mn=2.5mmd a1d12h a5122.5=56mmd a2d22h a22922.5=234mm（3）齿根圆直径齿根高h f1.25mn1.252.5=3.125mmd f1d12h f5123.125=44.75mmd f2d22h f22923.125=222.75mm全齿高h=hah f2.5+3.125=5.625mm（4）标准中心距a a=140mm（5）齿宽b b145mm b240mm（三）两轴的结构设计及从动轴的强度校核1、从动轴的设计及强度校核（1）受力分析圆周力：径向力：Fr2= Ft2tan=4556tan20=1658N（标准的法向啮合角=20）轴向力：Fa2= Ft2tan=4556tan148=1257 N（2）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表 轴的常用材料及部分机械性能查得强度极限b650MPa,再由表轴的许用弯曲应力得许用弯曲应力-1b 60MPa。（3）按扭矩强度估算轴径根据表常用材料的值和C值查得C=107118。又由式得：考虑到该轴段上开有键槽，故将估算直径加大3%5%，取为38.943.8mm。由设计手册取标准直径d=40mm（4）设计轴的结构由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装开式齿轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图1-a)，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。2)确定各轴段的直径如下图1-a)，轴段（外伸端）直径最小，d1=40mm；考虑到要对安装在轴段上的开式齿轮进行定位，轴段上应有轴肩，同时为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2为45mm；用相同的方法确定轴段、的直径d3=50mm、d4=60mm，d6=45mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6209型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=52mm。3)确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为40mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l3=38mm；为保证齿轮端面于箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为19mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l4=10mm、l5=10mm、l6=20mm,轴承支点距离l=98mm，根据箱体结构及开式齿轮距轴承盖要有一定距离的要求，取l2=97mm；根据开式齿轮的齿轮宽度，取l1=100mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：键槽1的键宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为30mm。键槽2的键宽b为12mm，键高h为8mm，键长L为90mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图1-a）（5）按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（图1-b）。2）作水平面内的弯矩图（图1-c）。支点反力为：-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩为：M H=227829Nmm= 66 062Nmm图13）作垂直面内的弯矩图（图1-d）支点反力为：FVB=Fr2-FVA=1658-(-354.24)= 2012N-截面左侧弯矩为：-截面右侧弯矩为：-截面处的弯矩为：M V= FVB29=201229= 58 348Nmm4）作合成弯矩图（图1-e）-截面：-截面：5）作转矩图（图1-f）T= 420 295Nmm6）求当量弯矩因减速器双向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：7)确定危险截面及校核强度由图1可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩M eM e，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表轴的许用弯曲应力得-1b=60MPa，满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。（6）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。2、主动轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表 轴的常用材料及部分机械性能查得强度极限B650MPa,再由表轴的许用弯曲应力得许用弯曲应力-1b 60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表常用材料的值和C值查得C=107118。又由式得：考虑到该轴段上开有键槽，故将估算直径加大3%5%，取为24.727.8mm。由设计手册取标准直径d=25mm（3）设计轴的结构由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。1）确定轴的固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图2)，轴的左、右端用轴肩（或轴环）定位。这样小齿轮轴向位置完全确定。2)确定各轴段的直径如下图2，轴段（外伸端）直径最小，d1=25mm；考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径为d2=30mm；由于小齿轮的齿顶圆直径为59.82mm，即d4=59.82mm；用相同的方法确定轴段的直径d6=30mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6206型滚动轴承的安装高度为3mm，取d3=d5=36mm。3)确定各轴段的长度小齿轮轮毂宽度为45mm，则轴段的长度取l4=45mm；为保证小齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，根据从动轴的齿轮与箱体间的距离，取该间距为13.5mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为16mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l3=l5=18.5mm、l6=16mm,轴承支点距离98mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l2=75mm；查阅有关联轴器手册取l1=60mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：键槽3的键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为50mm。图25）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图2）（四）齿轮的结构设计1、斜齿圆柱齿轮的设计当圆柱齿轮的齿顶圆直径da200500mm时，采用腹板式结构，故斜齿圆柱的大齿轮应采用腹板式齿轮。d1=1.6ds=1.650mm=80mmD1= da(1012)mn=237.82(1012)2.5=207.82212.82mm，取D1=210mmD0=1/2（D1d1）=1/2（21080）mm=145mmd0=0.25（D1d1）=0.25（21080）mm=32.5mmc=0.3b=0.340mm=12mm n=0.5mn=0.52.5=1.25mm斜齿圆柱齿轮样图（如图3）：图3斜齿圆柱齿轮轮齿的各部分尺寸见下表（单位：mm）：法向模数mn齿顶高ha齿根高h f分度圆直径d中心距a2.52.53.125229140齿顶圆直径d a齿根圆直径d f齿距齿厚齿槽宽234222.757.853.9253.9252、开式齿轮的设计如果圆柱齿轮的齿根圆直径和轴径相差不多，则可制成齿轮轴；如果圆柱齿轮的齿根圆至键槽底部的距离x2.5mt（mt为端面模数），可制成实心式齿轮；当齿顶圆直径da200500mm时，可采用腹板式结构。因此，小齿轮用实心式齿轮，大齿轮用腹板式结构。开式齿轮传动中的小齿轮各部分尺寸见下表：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿高h100459齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m108902504对于大齿轮采用腹板式结构，依据经验公式确定齿轮的轮毂、轮辐、轮缘等各部分的尺寸。假设卷筒的轴径ds为50mm，则d1=1.6ds=1.650mm=80mmD1= da(1012)m=390(1012)4=342350mm，取D1=344mmD0=1/2（D1d1）=1/2（34480）mm=212mmd0=0.25（D1d1）=0.25（34480）mm=66mmc=0.3b=0.3100mm=30mm n=0.5mn=0.54=2mm开式齿轮传动中的大齿轮各部分尺寸见下表：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿高h400459齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m4083902504开式齿轮啮合的样图（如图4）：图4（五）滚动轴承的选择 根据安装轴承的直径和安装尺寸B的大小来选择轴承代号，而B的大小由轴承与减速器连接的结构来确定。并经查表10.1深沟球轴承得：主动轴两端选择新标准的代号为6206的轴承；从动轴两端选择新标准的代号为6209的轴承。两轴承的基本尺寸如下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBrs minda minDa maxras max620630621613656162094585191.152781 两轴承的示意图（如图5）：图5（六）联轴器的选择和强度校核 1、联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。因为弹性柱销联轴器传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，用于轴向窜动较大、正反转或启动频繁的场合。而弹性套柱销联轴器易磨损、寿命较短，故选用弹性柱销联轴器。因为轴直径为25mm，查表弹性柱销联轴器可知选用HL2型号，该型号联轴器的基本数据如下表：公称扭矩/Nm许用转速/（r/min）轴孔直径（d1、d2）轴孔长度许用补偿量Y型J、J1、Z型径向Y轴向X铁钢mmLL1Lmm3155600560025，286244620.1512、联轴器的校核联轴器的计算转矩可按下式计算：Tc=KT式中T为名义转矩，单位为Nm；Tc为计算转矩，单位为Nm；K为工作情况系数，由表联轴器和离合器的工作情况系数K得：K=1.4名义转矩T=99.24Nm，则Tc=1.499.24Nm=138.94Nm由上表知：额定转矩Tm=315Nm；许用转速n=5600 r/min。又Tc=138.94NmTm=315Nm；n=970 r/minn=5600 r/min，所以选择该联轴器合适。（七）键的选择和强度校核1、键的选择键应该选择平键A型，平键连接结构简单、装卸方便，对中较好，故应用很广泛。根据轴径及查表键的主要尺寸可得：从动轴轴段上键槽的键宽b为12mm，键高h为8mm，键长L为90mm；从动轴轴段上键槽的键宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为30mm；主动轴轴段上键槽的键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为50mm。2、键的校核对于键的校核，选择从动轴轴段上的键进行校核，其他键同样的原理和步骤进行校核。从动轴轴段上平键连接的受力情况（如图6）：图6键的工作长度l=L-b=90-12=78mm。T为被固定零件传递的转矩，单位为Nmm；T=420.3Nm=420 300Nmm。由于键载荷性质为轻微冲击，经查表键连接的许用应力得：键连接中最弱材料的许用挤压应力jy=100120MPa；又jy=4T/dhl=(4420300)/(40878)=67.36MPajy因此，选用该键是合适的。三、减速器的结构设计（一）轴、滚动轴承的组合设计1、轴的结构设计轴的强度与工作应力的大小和性质有关。因此在选择轴的结构形状时应注意以下几个方面：（1）使轴的形状接近于等强度条件，以充分利用材料承载能力；（2）尽量避免各轴段剖面突然改变以降低局部应力集中，提高轴的疲劳强度；（3）改变轴上零件的布置，有时可以减小轴上的载荷；（4）改进轴上零件的结构也可以减小轴上的载荷。同时，零件在轴上的固定要根据零件的作用来确定。轴与其他零件相配合时，轴头或轴颈、端面应该缩过23mm，以保证轴上零件的压紧，为了保证零件端面紧靠定位面，轴肩处的圆角半径R不能太大，应使RC或RR，若同一轴的多个轴段上有键槽时，为了减少键槽加工时的装夹次数，各键槽在轴同一侧表面线上加工。2、滚动轴承的组合设计滚动轴承的标准部件，设计时只需要选择轴承的类型和型号，并进行轴承的组合设计即可，轴承类型是根据载荷大小、方向和极限转速高低、旋转精度、工作条件及经济性等要求来选择尺寸大小，由轴承的寿命计算来确定；为使轴正常工作通常采用如下调整措施：保证滚动轴承应有的间隙，轴承底座及壁应有足够的厚度，并用加强肋加强其刚性。轴承的组合设计包括轴承套圈的轴向固定、轴组件的轴向固定、轴承的预紧、滚动轴承的配合与装拆，轴承的润滑与密封。（二）箱体的结构设计1、箱体的结构分析一般绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，只有载荷很大，工作条件恶劣，在转速很高的场合才采用滑动轴承。箱体时减速器中的一个重要零件，是被用来支承和固定轴系零件保证传动零件的正确啮合，使箱体内零件具有良好的润滑及密封，箱体的形状较为复杂，其重量占整个减速器总重量的一半，因此箱体结构设计对减速器工作性能，制造工艺，材料消耗很重要及成本有很大影响，设计时必须全面考虑。减速器根据其毛坯制造方法和箱体部分等可分为：铸造箱体和焊接箱体箱体大多数时铸造而成，材料多采用灰铸铁HT200或HT250，对于重型箱体，为了提高承受振动和冲击的能力，可采用球墨铸造或铸钢。铸造箱体刚性好，易切削并可得到合理的复杂外形，但重量大，适宜用于成批生产。在单件生产中，特别是大型减速器，为了减轻重量和缩短生产周期，箱体常采用Q215或Q235钢板焊接而成。轴承底座部分用于铸钢制成，焊接箱体的壁厚可比铸造箱体壁厚薄20%30%。为使箱体零件装卸方便，箱体常制成剖分式，其剖分面常与轴线平面重合，由水平和倾斜两种，前者加工方便应用较多，后者有利于各级齿轮传动的润滑，但部分处结合面加工困难，应用较少。2、箱体的结构尺寸名 称符号计算公式结果箱座厚度=0.025a+188箱盖厚度11=0.02a+188箱盖凸缘厚度b1b=1.5112箱座凸缘厚度bb=1.512箱座底凸缘厚度b2b=2.520地脚螺钉直径dfdf=0.036a+12M18地脚螺钉数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d1d1=0.75dfM14盖与座联结螺栓直径d2d2=（0.50.6）dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）dfM8视孔盖螺钉直径d4d4=（0.30.4）dfM6定位销直径dd =（0.70.8）d28df，d1，d2至外箱壁的距离C1见表凸台及凸缘的结构尺寸242016df，d1，d2至凸缘边缘距离C2见表凸台及凸缘的结构尺寸221814轴承旁凸台半径R1R1=C218外箱壁至轴承座端面的距离l1l1= C1+ C2+（510）43齿轮顶圆与内箱壁距离111.215齿轮端面与内箱壁距离2215箱盖，箱座肋厚m1、mm1=0.851；m=0.8577轴承端盖外径D2D2=D+(55.5)d3102125轴承旁联结螺栓距离SSD2102125（三）减速器的附件结构设计1、通气器通气器的结构不仅要由通气能力，而且还要有能防止灰尘进入箱体内；故通气孔不仅要直通顶端，较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属网，以减少灰尘随空气吸入箱体，通气器选择通气帽式的，并选用d为M271.5的通气器。通气器的各部分尺寸如下表：dD1BhHD2H1aM271.51530154536326Kbh1b1D3D4L孔数41082263218326通气器样图（如图7） 2、油标油标的作用是观察箱体内油面的高度，它设置在便于检查及油面稳定之处。常用的油标有圆形油标、长形油标、管状油标和杆式油标等。一般多用带有螺纹的杆式油标。采用杆式油标时，应使箱座油标座孔的倾斜位置便于加工和使用，油标安置的部位不能太低，以防油进入油标座孔而溢出。油标的各部分尺寸如下表：dd1d2d3habcDD1M1641663512852622 油标样图（如图8） 图7 图8 3、放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成放油孔方向倾斜11.5，并在其附近做成一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。根据减速器箱体结构选择六角螺塞M10，其尺寸如下表：dd1DeSLhbb1RCD0HM1018.51812.7112010320.50.7182六角螺塞样图（如图9）图94、吊环螺钉、吊耳和吊钩为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上装有吊环螺钉或铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。比较简单的加工方法是在箱盖上直接铸出吊耳环，箱座两端也铸出吊钩，用以起吊或搬运整个箱体。吊耳环的尺寸大小根据下列公式计算：d=b(1.82.5)1=(1.82.5)8mm=14.420mm，取d=18mmR(11.2) d=(11.2)18mm=1821.6mm，取R=20mme(0.81) d=(0.81)18mm=14.418mm，取e=16mm吊耳环结构示意图（如图10）吊钩的尺寸大小根据下列公式计算：K=C1+C2=16+14mm=30mmH0.8K=0.830mm=24mmh0.5 H=0.524mm=12mmrK/6=30/6mm=5mmb(1.82.5) =(1.82.5) 8mm=14.420mm，取b=18mmH1按结构确定，取H1=32mm吊钩结构示意图（如图11） 图10 图115、定位销为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各设1个圆锥定位销,两销间的距离尽量远些，以提高定位精度。6、起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于箱盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成大倒角或半圆形，以免顶坏螺纹。 7、窥视孔和窥视盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙等，还可用于注入润滑油。窥视孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，尺寸大小以便于观察为宜。窥视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫片密封。箱体上开窥视孔处应凸出宜块，以便技工处与孔盖的接触面。窥视孔盖采用钢板，样图（如图12）图128、轴承端盖在确定轴承端盖的尺寸之前，首先对轴承的位置进行分析，轴承的位置必须适当，根据前面轴承的位置可以判断，轴承是采用油润滑方式。轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴盖的结构形式由凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承端盖的密封性能好，调整轴承间隙方便，因此使用较多。而嵌入式轴承端盖结构简单、密封性能差，调整间隙不方便，因而选用凸缘式轴承端盖，端盖采用铸铁件，设计制造时要考虑铸造工艺性，尽量使整个端盖的厚度均匀。（1）主动轴两旁的轴承端盖设计由滚动轴承6206可查表深沟球轴承得D=62mm，根据表4.5减速器轴承端盖与轴承套环结构尺寸得：d0=d31mm=81mm=9mmD0=D2.5 d3=622.58mm=82mmD2=D02.5 d3=822.58mm=102mme=1.2 d3=1.28mm=9.6mm 又e1e，取e1=16mmD4=D(1015)mm=62(1015)mm=4752mm,取D4=50mm由于d1、b1由密封尺寸确定，经查表毡圈油封及槽得：轴径D0d0bBmin304431615456046715由表知：d1=d0=31mm，b1=Bmin=15mmm由结构确定，取m=31mm其结构图（如图13）：图13（2）从动轴两旁的轴承端盖设计由滚动轴承6209可查表深沟球轴承得D=85mm，根据表4.5减速器轴承端盖与轴承套环结构尺寸得：d0=d31mm=81mm=9mmD0=D2.5 d3=852.58mm=105mmD2=D02.5 d3=1052.58mm=125mme=1.2 d3=1.28mm=9.6mm又e1e，取e1=15mmD4=D(1015)mm=85(1015)mm=7075mm,取D4=72mm由表知：d1=d0=46mm，b1=Bmin=15mmm由结构确定，取m=28mm其结构图（如图14）：图14（四）减速器的润滑与密封 1、润滑减速器润滑的目的时为了减轻箱内传动零件的磨损，提高传动的效率，延长使用寿命，此外润滑还起到冷却散热、吸振、防锈和降低噪声等作用。绝大多数减速器均采用油润滑。油润滑有浸油润滑和喷油润滑两种方法。传动体和齿轮传动时借助油的粘度将油带到啮合处进行润滑，通常取齿轮顶圆到油池底面的高度为3050mm。滚动轴承常用油润滑或脂润滑。当浸油齿轮圆周速度小于2m/s或dn2105mmr/mim(d为轴承内径，n为转速)时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环。润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/31/2.2、轴伸端的密封轴伸端密封的作用是防止轴承处的油溢出和外界的污物，灰尘和水气进入