二级直齿减速器课程设计463.2%0.9%280
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计463.2%0.9%280,减速器课程设计
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1 机械设计基础课程设计成绩综合评定表 设 计 质 量 机械原理部分 1 机构运动简图、速度、加速度、力分析图正 确程度 好 中 差 2 位移图、速度图正确程度 好 中 差 3 原理图纸图面质量 好 中 差 4 原理部分计算说明书规范性和完整性 好 中 差 机械设计装配图 5 减速器装配图总体结构合理性 合理 一般 不合理 6 减速器装配图有无零件定位及结构干涉错误 无 较少 有一定数量错误 很多 7 减速器装配 图中其它结构不合理错误 基本无 少 多 8 不符合制图规范的制图错误 基本无 少 多 9 尺寸标注、零件明细表和技术要求是否齐全、 规范 齐全、基本规范 齐全但存在错误 不齐全 10 装配图绘制的图面品质 优 良 中 及格 不及格 机械设计零件图 11 轴零件图结构标注的规范性、完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐全，有错误 12 齿轮零件图标注的规范性、完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐 全，有错误 13 零件图的图纸质量 好 中 差 机械设计计算说明书 14 设计计算格式书写规范性、完整性 好 中 差 设计工作态度 15 不旷课、不迟到、不早退、积极学习、态度 端正 好 中 差 设计工作能力 16 独立工作能力强弱，设计进度快慢等 好 中 差 综合评定成绩 优 良 中 及格 不及格 评阅老师签字 评分标准： 优 ：带的项目必须达到优、好、合理等，其余评分项为良的不超过 3 项且没有中及以下的评分项； 良 ：不够优的标准，各评分项平均达到良好以上（带的项目必须为良），且没有及格及以下的评分项； 中 ：带的评分项必须达到中及以上，其余各项平均评分为中，且没有不及格的项； 及格 ：带的项目必须及格及以上，其余各项平均应为及格，且为差，不及格的项目应不多于 3 项； 不及格 ：达不到及格的标准。 nts 2 运动简图： 1电动机 2联轴器 3减速器 4卷筒 工作条件： 寿命十年，单班制 工作时 有中度冲击 在室外工作 原始资料： 绳索牵引力 F(N)： 3200 牵引速度 V(m/s): 0.9 卷筒直径 D(mm): 280 nts 3 目 录 1 引言 5 2 传动装置设计 5 2.1 传动方案 5 2.2 选择电机 6 2.3 传动比分配 7 2.4 传动装置的运动和动力参数 8 3 传动零件设计 8 3.1 高速级减速齿轮设计 8 3.2 低速级 减 速齿轮设计 11 4 轴的设计 错误 !未定义书签。 4.1 高速轴的设计参数 及材料 错误 !未定义书签。 4.2 中间轴的设计 参数 及材料 错误 !未定义书签。 4.3 低速轴的设计 参数 及材料 错误 !未定义书签。 5.计算力的大小 错误 !未定义书签。 5.1 计算支座反力 错误 !未定义书签。 5.2 轴的弯矩和扭矩 20 5.3 校核轴的强度 21 6滚动轴承的选择 21 7 联轴器、键连接的选择 22 7.1 联轴器的选择 22 7 .2键连接的选择 23 8 润滑 和 密封 23 8.1 润滑 23 8 .2 密封 23 9箱体及其附件的结构设计 23 10设计小结 24 参考文献 25 nts 4 计 算 内 容 计算结果 一、 引言 机械设计课程设计是机械系学生的第一次较全面的机械设计训练，其目的是： 1、 培养我们综合实际问题的能力，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计步骤和进行方式。 进行机械设计设计基本技能训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计数据（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据进行经验估算和数据处理等，为后继课程学习、毕业设计、今后工作奠定扎实的基础。 二 、 传动装置设计 2.1 传动方案 展 开 式 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 ， 如 图 1 所示。图 1 减速器传动方案 第 1 页 共 xx 页 nts 5 计算内容 2.2 选择电机 2.2.1 类型 Y 系列三相异步电动机。 2.2.2 型号 1、 确定电动机容量 （ 1）工作机所需输入功率： Ww VFp 1000 ， spw 卷筒的效率 96.0p、滑动轴承的效率 98.0SKWPW 96.1（ 2）电机所需功率 ：342231 wawdPPP 电动机的效率 传动装置的总效率 342321a1 2 3 4 分别为弹性联轴器、齿轮联轴器、闭式圆柱齿轮、滚动联轴器效率，查表得 994.01 ， 94.902 ， 7.903 ，988.04 9.0a 则 KWPPP wawd 18.2342231 电动机的额定功率edP略大于dp即可。由手册选择电动机的额定功率为 2.2KW 2、选择电动机转速 螺旋机转速 m in/3.57300 9.01060106033 rD vn W 由表 2-3 推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动范围，i = ,2,1ii =840 。 电 动 机 转 速 的 可 选 范 围 为：计算结果 KWP W 96.1 9.0a KWPd 18.2 min/3.57 rn W nts 6 m in/22924.4583.57)408(, rn ni wm 符合这一转速范围的有 750、 1000、 1500r/min 三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格， 选定电动机型号为 Y100L1-4， 其参数为额定功率 kwped 2.2，转速 min/1430 rnm 。 轴径mmD 28 2.3、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1. 总传动比： 253.571430 wma nni 2.各级传动比分配：21 iiia 二级减速器安展开式布置，考虑润滑条件，取高速级传动比 21 4.1 ii 则 92.51 i ， 23.42 i 2.4、确定传动装置的运动和动力参数和各轴转速 各轴的输入功率： KWnppnmdm 得 轴 17.2994.018.2PP1ed1 kw 轴 08.2988.097.017.2PP4312 kw 轴 kw99.10 . 9 8 80 . 9 708.2PP4323 轴 kw95.1988.0994.099.1PP4234 各轴转速；imn m01 得 轴 m in/14301 rnn m 轴 m in/55.24192.51430112 rinn 轴 m in/1.5723.455.241223 rinn 轴 m in/1.5734 rnn kw17.2P1 kw08.2P2 kw99.1P3 kw95.1P4 m in/14301 rnn m min/55.2412 rn min/1.573 rn min/1.574 rn nts 7 各轴输入转矩 ：nPT mdd 9550， nmndm iTT 轴 mNnPmd 47.14994.014302 . 1 895509550TT 11d1 轴 mNiTT .10.8292.5988.097.047.1413412 轴 mN .82.3324 . 2 30 . 9 80 . 9 710.82iTT23423 轴 mN .85.326988.00 . 9 9 482.332TT4234 运动参数如表 1： Label1 轴号 功率 P（ kw） 扭矩 T(N.m) 转速 n(r/min) 电机轴 3.56 960 轴 3.52 35.06 960 轴 3.31 139.13 213.3 轴 2.73 429.66 61.64 轴 2.39 370.72 61.64 三、 传动零件设计 3.1、 高 速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1、齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，锻选项毛坯， 大齿轮采用 45 号钢，正火处理，小齿轮采用 40Cr，调质处理，均用硬齿面 。齿轮精度用 7级，轮齿表面精糙度为 Ra3.2，硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 z1=24， 则14392.524Z 112 iZ 2、按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） 3 121 1)(32.2 uudKH TZd Et （ 1）确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数 Kt=1.3， 2）小齿轮传递的转矩 1T =14.47N.m mN 47.14T 1 mNT .10.822 mN .85.326T 4 mN .82.332T 3 z1 =24 1432 Z nts 8 3）由表 10-7 选取齿宽系数 8.0d 4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 21E .8Mpa189Z 5 ）由表 10-21d 接 齿 轮 硬 度 查 得 小 齿 轮 接 触 疲 劳 极 限 HILim=1100Mpa， 大齿轮接触疲劳极限 HILin=1100Mpa 6）由式 10-13 计算应力循环次数 911 1006.2)1030081(1143060j L hn60N 892 103 . 4 85 . 9 2 1006,2N 7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.9KHN1 , 0.94KHN2 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念为 1%，安全系数 S=1，由系数（ 10-12）得 99011009.0 l i m 111H SK HN Mpa， 1 0 3 41 1 0 094.0 l i m 222H SK HN Mpa （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径t1d,代人 H 中较小的值 279.2399092.58.0 8.18992.61047.143.12 . 3 2d 3 2 231 t mm 2） 圆周速度 v smn /742.1100060 dv 11t 3） 计算齿宽 b mmt 6232.18279.238.0db 1d 4）计算齿宽与齿高之比 b/h，及模数 mnt模数 97.0242 3 . 2 7 9Zdm11 。tntmm 齿高 2 .1 8 2 5 m m97.025.225.2h ntmnts 9 8.5332.182518.6232hb 5）计算载荷系数 根据 V=1.742m/s， 7 级精度。由图 10-8 查得的动载系数 Kv=1.06，查表 10 3 得 1KKFH ，由表 10-2 查得使用系数 KA =1.5 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对布置时 1.284KH ，考虑到轮为 7 级精度 1.284KH ，取由 8.533hb ， 1.28KF 故载荷系数 0416.21 . 2 8 411 . 0 61 . 5KKKKKH H VA 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（ 10-10a）得2 7 .0 5 9d 311 tt kkd mm 7）计算模数 mn1127.1m11n Zdmm 3.按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2m3Faa21d1 SF YYZKT （ 1）确定公式内各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 620FE1 Mpa，大齿轮的弯曲强度极限 620FE2 Mpa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳系数 0.82K FN1 , 0.87K FN2 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（ 10-12）得 14.6331 . 4 62082.0 F E111F SK HN Mpa29.8531 . 4 06287.0 F E222F SK HN Mpa 4)计算载荷系数 K 0352.21 . 2 81 . 41 . 0 61 . 5KKKKK F F VA nts 10 5)查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.2Y1Fa 1456.2Y2Fa 6)查取应力校正系数 查表 10-5 查得Sa1Y=1.58 2SaY=1.8244 7)计 算大小齿轮的 YY F FaSa并加以比较 01153.014.36358.165.2YY1FF a 1S a 1 1016.0029.385 8244.11456.2 YY2FF a 2S a 2 小齿轮的数值大 （ 2） 设计计算 1 . 1 3 81153.00240 . 8 1047.140352.22m 3 2 3 mm 取 m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 33.39mmd1 算出小齿轮齿数 543.18dZ11 nm，取 19Z1 大齿轮齿数 1 1 2 .65 .9 219Z 2 ，取 1132 Z4、 几何尺寸计算 （ 1） 中心距 mma mzz n 992 21 ,取 a=99mm （ 2） 分度圆直径 mmmZ n 5.285.119d 11 mmmZ n 5.1695.1113d 22 （ 3） 计算齿轮宽度 mm8.228 .528.0db1d 圆整后取 25B2 mm, 30B1 mm 3.2、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1、齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速19Z1 1132 Z a=99mm d1=28.5mm d2=169.5mm B1=30 B2=25 nts 11 不高，材料按表 7-1 选取，锻选项毛坯， 大齿轮采用 45 号钢，正火处理，小齿轮采用 40Cr，调质处理，均用硬齿面 。齿轮精度用 7级，轮齿表面 粗 糙度为 Ra3.2，硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 z3=24 则52.10123.424Z 134 iz ，取 102Z4 2、按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） 3 223 1)(32.2 uudKH TZd Et （ 1）确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数 Kt=1.3, 2）小齿轮传递的转矩 2T =82.10N m, 3）由表 10-7 选取齿宽系数 8.0d 4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 21E .8Mpa189Z 5 ）由表 10-21d 接 齿 轮 硬 度 查 得 小 齿 轮 接 触 疲 劳 极 限 HILim=1100Mpa， 大齿轮接触疲劳极限 HILin=1100Mpa 6）由式 10-13 计算应力循环次数 8H23 104 7 8 3.3)1030081(155.24160jLn60N 884 108223.04 . 2 3 103 . 4 7 8 3N 7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.93KHN3 , 0.98KHN4 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念为 1%，安全系数 S=1，由系数（ 10-12）得1 0 2 31 1 0 093.0 l i m 333H SK HN Mpa1 0 7 81 1 0 098.0 l i m 444H SK HN Mpa （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径t1d,代人 H 中较小的值 39.41102323.48.0 )8.189()14 . 2 3(100010.823.12 . 3 2d 3 2 23 t mm nts 12 2)圆周速度 v 523.0100060dv 23t nm/s 3)计算齿宽 b 112.334 1 . 3 98.0db3d tmm 4）计算齿宽与齿高之比 b/h，及模数 mnt2模数 1 .7 2 52439.41Zdm132 tntmm 齿高 88.325.2h2 ntmmm 532.83.88112.33hb 5）计算载荷系数 根据 v=0.523m/s， 7 级精度。由图 10-8 查得的 动载系数 Kv=1.02。查表 10-3 1.0KKF H ,由表 10-2查得使用系数 KA =1.5,由表 10-4用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对布置时 1.285KH ，由 532.8hb ， 1.27KF 。 故载荷系数 1 . 9 6 61 . 2 8 511 . 0 21 . 5KKKKKH H VA 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（ 10-10a）得51.473.11 . 9 6 64 1 . 3 9d 3311 tt kkd mm 7）计算模数 m 1 .9 824 51.473m 3n2 Zdmm 3.按齿根弯曲强度设计 由 式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2m3Faa23d2 SF YYZKT （ 1）确定公式内各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 620FE1 Mpa，大齿轮的弯曲强度极限 620FE2 Mpa 2）由图 10-18 取弯曲疲劳系数 0.88K FN3 , 0.91K FN4 V=0.523 B=33.112 nts 13 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（ 10-12）得 714.3891 . 4 62088.0 F E333F SK HN Mpa 4031 . 4 62091.0 F E444F SK HN Mpa 4）计算载荷系数 K 9431.11 . 2 711 . 0 21 . 5KKKKK F F VA 5）查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.2YFa3 1784.2Y4Fa 6)查取应力校正系数 查表 10-5 查得 58.1YSa3 7916.1Y4Sa 7）计算大小齿轮的 YY F FaSa并加以比较 . 0 1 0 7 4 40714.3891 . 5 865.2YY3FF a 3S a 3 . 0 0 9 6 8 404031 . 7 9 1 61 7 8 4.2YY4FF a 4S a 4 小齿轮的数值大 （ 2）设计计算 1 . 9 5. 0 1 0 7 4 40248.0 1010.829 4 3 1.12m 3 2 3n2 取 2m2 n，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 51.47d3 mm 算出小齿轮齿数 7 5 5.23251.47dZ 33 nm，取 z3=24， 大齿轮齿数 52.10123.424Z 4 ，取 1024 z。 5、 几何尺寸计算 （ 4） 中心距 : mmmzza n 1262 43 ,取 a=126mm （ 5） 计算大小齿轮的分度圆 2m 2 n z3 =24 1024 z a=126mm nts 14 mmmZ n 48224d 11 mmmZ n 2042102d 42 （ 6） 计算齿轮宽度 mm4.38488.0db1d 圆整后取 40B2 mm, 45B1 mm 齿轮参数如表 2： 高速轴 模数 mmmn1 1.5 低速轴 模数 mmmn2 1.5 传动比1i 4.5 传动比2i 3.46 小 齿数1z 20 小 齿数3z31 小 分度圆1d（ mm） 29.57 小 分度圆3d（ mm） 45 小 齿根圆1fd（ mm） 24.75 小 齿根圆3fd（ mm） 43 小 齿顶圆1ad（ mm） 28.5 小 齿顶圆3ad（ mm） 52 小 齿宽1b（ mm） 30 小 齿宽3b（ mm） 45 大 齿数2z 113 大 齿数 4z 102 大 分度圆2d（ mm） 169.5 大 分度圆4d（ mm） 204 大 齿根圆2fd（ mm） 165.75 大 齿根圆4fd（ mm） 199 大 齿顶圆2ad（ mm） 172.5 大 齿顶圆4ad（ mm） 208 大 齿宽2b（ mm） 25 大 齿宽4b （ mm） 40 d1=48 d2=204 B1=45 B2=40 nts 15 中心距 a（ mm） 99 中心距 a（ mm） 126 四 、 轴的设计 4.1.高速轴的设计参数 及材料 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢 ,调质处理 . 1.初估轴径 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=112，则 : mmnpA 87.12143017.2112D 33111 m i n mm 即 联 轴 器 最 小 孔 径 为 12.87mm ， 联 轴 器 的 转 矩mNTKT Aca .493.2747.149.11 ，查手册选用 LX1 弹性柱销联轴器，公称转矩为 250N.m，孔径为 16mm。 2.高速轴的结构 3.各轴直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =16mm, 2d =18mm,3d=20mm, 4d =25mm,5d=30mm,6d=28mm,7d=25mm。 4.各轴段长度的确定 1l =30mm， 2l =31mm。3l=33mm， 4l =56mm，5l=30mm， mml 66 ，LX1 弹性柱销联轴器 nts 16 mml 257 。 5.轴上倒角与圆角 为保证 6004 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 0.6mm 根据标准 GB6004.4-1994，轴的左右端倒角均为 452 。 4.2 中间轴的设计 参数 及材料 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢 ,调质处理 . 1.初估轴径 按滚动轴承初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=112，则 : mmnpA 96.2255.24108.2112D 33222 m i n 即滚动轴承的最小孔径为 22.96mm，查手册选取 6005 124725 的轴承，孔径为 25mm。 2.中间轴的结构 3.各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =25mm, 2d =30mm,3d=40mm, 4d =30mm,5d=25mm。 4.各轴段长度的确定 1l =40mm， 2l =45mm，3l=20mm， 4l =21mm，5l=35mm。 nts 17 5.轴上倒角与圆角 为保证 6005 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 0.6mm 根据标准 GB6005.4-1994，轴的左右端倒角均为 452 。 4.3 低速轴的设计 参数 及材料 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用 材料 45 钢 ,调质处理 . 1.初估轴径 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=112，则 : mmnpA 584.361.5799.1112D 33333 m i n 即联轴器的最小孔径为 36.584mm，联轴器的转矩：MNTKT Aca .3 5 8.6 3 23 ，查手册选取 LX4 弹性柱销联轴器 ，公称直径为 2500N.m,孔径为 40mm。 3.低速轴的结构 3.各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =40, 2d =46mm,3d=50mm, 4d =56mm,5d=66mm,6d=56mm,7d=50mm nts 18 4.各轴段长度的确定 1l =84mm ， 2l =58mm 。3l=43mm ， 4l =38mm ，5l=50mm ，mml 126 , mmd 147 . 5.轴上倒角与圆角 为保证 6010 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆 角半径为 1mm 根据标准 GB6010.4-1994，轴的左右端倒角均为 452 。 5 计算力的大小 画轴的受力简图如下： 5 . 1 (1) 计算支座反力。 高速级大齿轮 73.9685.16910.822d2222 TF tN 59.35220ta n22 tr FF N 低速级小齿轮 83.3 4 2 04810.822d2333 TF tN 08.1 2 4 520ta n33 tr FF N 在水平面上 nts 19 61112154 321 ttNH FFF HttNH FFFF 1232 NF NH 5.20591 NF NH 06.23302 在垂直面 上 061154112 312 rNVr FFF 3221 rrNVNV FFFF NF NV 75.2361 NF NV 74.6552 5.2 轴的弯矩和扭矩 轴的扭矩与弯矩图如下： 5 .3 校核轴的强度 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 A 为危险截面 。先将计算出的截面 C处的值列于下表： nts 20 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 5.20591 NF NH 06.23302 NF NV 75.2361 NF NV 74.6552 弯矩 M MaHm =142.13N mm MaHn =86.57N mm MaVm=40N mm MaVn=9.94N mm 总弯矩 65.1474013.142 22 mM N mm 07.8794.95.86 22 nM N mm 扭矩 T T3=82.1N m 根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 ，轴的计算应力 Mpa6.57 ca1 Mpa37 ca2 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 MPa601 。因此 1-ca1 ， 1-ca2 故安全 ,故满足要求。 6 滚动轴承的选择 由于轮齿为 直 齿，承受径向载荷和轴向载荷，选用 深沟 球轴承。 三轴所用轴承型号及尺寸列表如 下： 轴号 轴承型号 d D B 轴 6004 20 42 12 轴 6005 25 47 12 轴 6010 50 80 16 7 联轴器、键连接的选择 7.1 联轴器的选择 nts 21 输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩3TkT caca ,查表 14-1.考虑到转矩很小，取 9.1Ak 。 则： mNTk Aca 358.63282.3239.1T 3 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LX4弹性柱销型联轴器，其公称转矩为 2500N m。 半联轴器的孔径d=40mm。 半联轴器长度 L=112mm。 半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL 841 。 同理，输入轴的联轴器选用 LX1弹性柱销型联轴器 ,孔径 d=16mm半联轴器长度 L=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 301 。 7.2 键连接的选择 8 润滑与密封 8.1 润滑 由上述计算可知，高速级大齿轮线速度 v 2m/s,所以采用脂润滑 。 8.2 密封 输入输出轴的外伸端，为防止灰尘、水汽及其它杂质的渗入，防止润滑油外泄，必须在端盖轴孔内安装密封件。考虑到减速器转速较低，可采用毛毡式密封。该密封方法结构简单价格低廉，但与轴表面摩擦较大。 齿轮 键宽 键高 键长 高速级小齿轮 5 5 18 高速级大齿轮 8 7 14 低速级小齿轮 12 8 28 低速级大齿轮 16 10 32 nts 22 9箱体及其附件的结构设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体 的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚 。 根据经验公式： mmT 81.04 （ T 为低速轴转矩， N m）可取mm8 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性， 且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2）减速器附件的结构设计 （ 1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （ 2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油
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