一级圆柱直齿减速器课程设计30.9%1.8%260%110%链.doc
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计30.9%1.8%260%110%链,减速器课程设计
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1 机械设计课程设计 设计计算说明书 一级圆柱齿轮减速器的设计 班 级 ： 10 机制（ 2）班 姓 名 ：王金虎 学 号 ： 2010035212 学习小组 ： 同组成员 ： 指导教师 ：潘天丽 2012 2011 学年 第 1 学期 nts 2 第一 章 传动方案 . 1 1.1 传动方案拟定 . 1 1.2 传动系统的作用及传动方案的特点： . 1 1.3 方案分析 . 2 第二章 电动机的选择计算 . 3 2.2 电动机容量的选择 . 4 第三章 运动参数及动力参数计算 . 5 第四章 链传动 的设计计算 . 6 第五章 圆柱斜齿轮传动的设计 . 7 5.1 齿轮参数计算 . 7 第六章 轴的 设计 . 10 6.1 轴的概述 . 11 6.2 轴的结构设计 . 12 6.3 轴的校核 . 错误 !未定义书签。 4 第七章 轴承的设计 与 校核 . 16 7.1 主动轴轴承的设计与校核 . 错误 !未定义书签。 6 7.2 从动轴轴承的设计与校核 . 17 第八章 键连接的选择和校核 . 18 第九章 联轴器的选用 . 18 第十章 箱体设计 . 19 第十一章减速器润滑密封 . 21 第十二章 PROE 效果图 . 22 第十三章设计心得 . 24 参考文献 . 24 nts西北农林科技大学 机械设计 1 第 一 章 传动方案 1.1 拟定传动方案 设计单级圆柱齿轮减速器和链传动，总体布置简图如下： 图 1-1 传动方案设计简图 原始数据： 带送带最大有效拉力 F=900N 2600N； 传送带带速 V=1.80m/s； 滚筒直径 D=260mm； 400mm； 工作条件： 链 式输送机在常温下连续 单向运转，启动载荷为名义载荷的 1.25 倍，工作时有中等冲击； 2 班制（每班按 8 小时计算），要求减速器使用期限 10 年，大修期为 2-4 年，大批量生产；输送带工作速度 v 允许误差为 5， 滚筒的传动效率（不包括轴承） 0.96， 三相交流电源电压为 380/220V。 1.2 传动系统的作用及传动方案的特点： 本设计中原动机为电动机，工作机为 链式 输送机。传动方案采用了两级级传动，第一级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 链传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲 击和振动，故布置在传动的低速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现nts西北农林科技大学 机械设计 2 代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成。 1.3 方案分析 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。 设计这种减速器时应注意： 1)轴的刚度宜取大些； 2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻 载荷沿齿宽分布的不均匀； 3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 nts西北农林科技大学 机械设计 3 第二章 电动机的选择计算 2.1 电动机容量的选择 电动机功率的选择 （ 1） 传动装置的总功率： cy：输送机滚筒效率 cy=0.96 b：一对滚动轴承的效率 b=0.98 g：闭式圆柱齿轮传动效率 g=0.97 c：联轴器效率 c=0.99 4w：传动卷筒效率 4w=0.96 h： 为滚子链传动效率（闭式） h=0.91 则： 01= c=0.99 23= g b=0.97 0.99=0.9603 12= b=0.99 34= h=0.96 4w=0.96 则： 3=h b g cy c 总=0.789 （ 2） 电机所需的工作功率： 工作机所需功率： Pw=FV/(1000)=9 0 0 1 . 8 0 / 1 0 0 0 0 . 7 8 9（ ）=2.053KW 电动机的输出功率： 总d WPP = 则 Pd=Pw/ =2.053/0.789=2.602KW (3)确定电动机转速： 一般机械中，用得最多的是同步转速为 1500r/min或 1000r/min的电动机。 nts西北农林科技大学 机械设计 4 计算滚筒工作转速： nw=60 1000V/ D=60 1000 1.8/ 260=132.289r/min 总传动比mwi =n /n总初步选定同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机。 查表可得如下两种方案 表 2 1 两种方案比较 方案 电动机型号 额定功率 kw 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比 i 外伸轴径 D/mm 轴外伸长度 E/mm 1 Y132S-6 3 1000 960 7.257 20 40 2 Y132L-4 3 1500 1420 10.734 20 40 图 2-2 电动机的有关参数 比较后可以看出：方案 1 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为7.257，故选方案 1较为合理。 Y132S-6型三相异步电动机的额定功率 Pe=3KW，满载转速 nm=960r/min。查表 可得 电动机中心高 H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直 径和长度分别为 D=20mm， E=40mm。 nts西北农林科技大学 机械设计 5 第 三章 运动参数及动力参数计算 0 轴 (电动机轴 )： n0=nm=960/min P0=Pd=2.68KW T0=9550P0/n0=9550 2.68/960=26.66 Nm 1 轴 (减速器高速轴 )： n1=n0/i01=960r/min P1=Pd c=2.68 0.99=2.653KW T1=9550P1/n1=26.392 Nm 3 轴 (减速器低速轴 )： 3n=mn/i1=417.391r/min P3=P1 g b=2.522KW T3=9550P2/n2=58.939 Nm 4 轴 (输送机滚筒轴 ): 4n =n3/if=181.475r/min P4=P3 bh=2.249KW T4=9550 p3/n3=118.352 Nm 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 表 3.1 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/KW 转矩 T/N.m 转速 n/（ r/min） 效率 0 轴 2.68 26.66 960 1 1 轴 2.653 26.392 960 2.3 3 轴 2.522 58.939 417.391 nts西北农林科技大学 机械设计 6 4 轴 2.249 118.352 181.475 第四章 链传动 的设计计算 1 选择链轮齿数 根据传动比为 i=2.3 初步选定小链轮的齿数 Z3=25，则大连轮的齿数Z4=i Z3=25 2.3=57.5，取整数为 57. 2 确定计算功率 由 查 表可知 该 链传动属于 中等 冲击，故取工况 系数 KA=1.4，这里设计的为单排链。 则计算功率为： Pca=KA P3=1.4 2.191=3.067KW 3 选择链条型号和节距 20 CMPP KK 估计此链条传动工作于机械设计基础书图 13-33 图左侧 1 . 0 82 = 2 5 / 1 9 1 . 3 4 5k 采用单排链， km=1.0，故 0 = 3 . 0 6 7 / 1 . 3 4 5 1 K W = 2 . 2 8 K Wp 查表的 10A 链的传动功率为 4.5KW 2.28KW ,故采用 10A链条 ,节距 p=15.875。 6 计算实际中心距 a0 = 4 0 = 6 3 5a p m m5 计算链速 v，确定润滑方式 v=(n3 Z3P)/60 1000 =417.391 25 15.875/(60 1000) =2.761m/s 6 计算压轴力 Fq 1.()3 1 . 5q ef f : 取 =1.3qeff 有效圆周力为： Fe=1000P3/v=1000 3.067/2.761 1110.829N 则压轴力为： Fq=1.3 Fe=1.3 1110.829=1444.078N 7 确定链轮主要结构尺寸 nts西北农林科技大学 机械设计 7 链轮齿形 （ 齿形按 3R GB1243-1997 规定制造 ） 三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表 13-14， P585 链轮的基本参数和主要尺寸（机械设计书 表 9-3） 链条节距 P=25.4mm 齿数 Z3=21 Z4=74 套筒的最大外径 d1=15.88mm 小链轮： 分度圆直径 d3=P/sin(180。 /Z3)=126.66mm 齿顶圆直径 da3min=d3+P(1-1.6/Z3)-d1=131.359mm da3max=d3+1.25P-d1=136.34mm 大链轮： 分度圆直径 d4=P/sin(180。 /Z4)=288.01mm 齿顶圆直径 da4min=d4+P(1-1.6/Z4)-d1=293.279mm da4max=d4+1.25P-d1=297.694mm 第五章 圆柱斜齿轮 传动 的设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达 150m s(最高 300m s)，直径能做到 10m 以上，单级传动比可达 8 或 更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算（参照机械设计书 P218） 1、选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 查 表选择小齿轮 45 钢 （调质热处理） 平均 硬度 235HBs ，lim 1 = 5 9 0h mpa1 = 4 5 0pe mpants西北农林科技大学 机械设计 8 大齿轮 45 钢（ 正火 热处理） 平均 硬度 190HBs，lim 2 = 3 8 0h m pa2 = 3 1 0pe mpaSH=1.2 ， SF=1.3 选择初选螺旋角 =,13 度，取 Z2=26， Z3=Z2 i23=26 3.155=82,故实际传动比为 i=3.155. 2、按齿面接触强度设计 按式（ 10-21）试算，即 d2t 213H2 +1 () d t H B EkT z z zuu（ 1）确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 kt=1.2。 2) 查阅图 10-30 查得，选取区域系数 zH=2.5。 3) 查阅图 10-19 可得 ，接触疲劳寿命系数 kHN1=0.9， kHN2=0.95 4) 查阅图 10-21d 可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限11mH=590Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限21mH=380Mpa 5) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 s=1机械零件设计手册 1H = lim1HHs=590/1.2 491.667 Mpa 2H = lim2HHs=380/1.2 316.667 Mpa H=(491.667+316.667)/2=404.167Mpa 6) 查阅 P205 表 10-7 可得，选取持宽系数d=1.1 7) 查阅 P201 表 10-6 可得，材料的弹性影响系数 zE=189.8 21Mpa 齿轮材料为锻钢 ， ZH=2.5(标准齿 ),zB= COS =0.987 8) 小齿轮传递的转矩 T1=26.392 Nmm， u=3.155 （ 2） 计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式 d2t 23 2 )(12 H EHt zzuuTk 得 d2t 3 23 2 1 . 2 2 6 . 3 9 2 1 0 3 . 1 5 5 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 9 8 71 1 . 6 5 3 . 1 5 5 3 1 6 . 6 6 7 （ ）54.944mm,取 55mm nts西北农林科技大学 机械设计 9 1) 计算圆周速度 v=100060 2nd t = 3 . 1 4 5 4 .9 4 4 9 6 06 0 1 0 0 0=2.761m/s 2) 计算齿宽 b 及模数 mn. b= dd2t=154.944=60mm mn=2t2 cosd z= 0c o s5 4 .944 1342=2.05mm h=2.25mnt=2.252.5=5.625mm hb=21/5.625=3.73 3) 计算模数 mt mt=cosnm=2.053 （ 3） .几何尺寸计算 中心矩 a=cos2 )( 32 nmzz += (26 82) 22 cos13=110mm 圆整中心矩 a=135mm 按圆整中心矩修正螺旋角 =arccosa mzz n2 )( 32 += arccos(26 82)22 110=10.942 =10 56 31 因 值改变不多，故参数 、k、 zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 d2=cos2 nmz= 26 2cos10.942=55mm d3=cos3 nmz= 82 2cos10.942=167mm nts西北农林科技大学 机械设计 10 计算齿轮宽度 b=2dd=60mm 圆整后取 B2=65mm， B3=60mm 斜齿轮传动各参数见表 5-1。 表 5-1 斜齿轮参数表 名称 符号 计算公式 高速齿轮数值 低速齿轮数值 螺旋角 13 法面模数 nm 2 端面模数 tm cosmm nt 2.05 法面压力角 n 20 法面顶高系数 *anh 1 法面顶系数 *nc 0.25 分度圆直径d cosnzmd 55 167 齿跟高 fh fh = nm （ *anh + *nc） 2.5 2.5 齿顶圆直径 ad ah2 dda 63 175 齿 根圆直径 fd fh2 dd f 50 162 标准中心距 a c o s2 )(2 )(2 dda 212121 zzmnzzmt =110 nts西北农林科技大学 机械设计 11 第六章 轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的 材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。 6.1 轴的概述 一、 轴的分类 按轴受的载荷和功用可分为： 1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如 .车辆轴和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴 ,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。 3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。 二、 轴的材料 主 要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取： 1. 碳素钢 优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如： 35、 45、 50 等优质碳素钢。一般轴采用 45 钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢 Q235、 Q275 等。 2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例 如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用 27Cr2Mo1V、 38CrMoAlA 等。滑动轴nts西北农林科技大学 机械设计 12 承的高速轴，采用 20Cr、 20CrMnTi等。 3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。 6.2 轴的结构设计 （一） 拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴结构设计的前提，它决定着轴的基本形 式，例如图 6-1。 图 6-1 如图 6-1 所示为一齿轮 减速器中的的 低 速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有： 1. 便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。 为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴， 中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。 2. 保证轴上零件的准确定位和可靠固定 轴上零件 的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。 nts西北农林科技大学 机械设计 13 1） 轴向定位的固定 轴肩 或轴环 ：轴肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。 套筒和圆螺母： 定位套筒用于轴上两零件的距离较小，结构简单，定位可靠。圆螺母用于轴上两零件距离较大，需要在轴上切制螺纹，对轴的强度影响较大。 性挡圈和紧定螺钉： 这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。 轴端挡圈圆锥面： 轴端挡圈与轴肩、圆锥面与 轴端挡圈联合使用，常用于轴端起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场 合。 3，轴的尺寸如下 图 6 1 二 、轴的结构设计 轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分nts西北农林科技大学 机械设计 14 别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡，配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。轴的结构与装配图如图 6.3。 图 6.3 轴的结构与装配 6-轴的校核 1、 作用在齿轮上的力 圆周力： 2t22 2 2 6 3 9 2 0= 9 6 05 4 . 9 7TFND 径向力： nrt t a n 9 6 0 t a n 2 0 = 3 5 6c o s c o s 1 0 .9 4 2F F N oo横向力： tan t =FF=186N L=134， K=88mm ， d1=167mm, F=1444N （ 1）求垂直面的支撑反力（如图 b） 21 / 2 d / 2 166raV F L FF L N F2v=Fr-F1v=190N (2)F 力在支点产生的反力（如图 d） F1F=（ F*K） /L=948N F2F=F+F1F=2392N nts西北农林科技大学 机械设计 15 (3)求水平面的支承力（如图 C） F1H=F2H=Ft/2=480N (4)绘垂直弯矩图（如图 b） Mav=F2v*L/2=51N/M Mav=F1v*L/2=11N/M (5)绘制水平面弯矩图（如图 C） MaH=F1H*L/2=32N/M (6)F 力产生的弯矩图（如图 d） M2F=F*K=127N/M a-a 截面 F 力产生的弯矩为 MaF=F1F*L/2=64N/M (7)求合成弯矩图（如图 e） 考虑到不利的情况，可取 MaF= 22aV aHMM图 6 4 nts西北农林科技大学 机械设计 16 Ma= 22aV aHMM+MaF= 2251 32 +64=124N/M Ma= 22( ) ( )a V a HM M M a F=98N/M (8)求轴的转矩（如图 f） T=Ft*d2/2=960*0.167/2=80N/M (9)求危险截面的当量弯矩（如图 g） 从图 g 可知， a-a 截面最危险，其当量弯矩为 Me= 22()aM aT如认为轴的扭切应力是循环应力，取折合系数 a=0.6，代入上式得 Me= 221 2 4 ( 0 .6 8 0 )=133N/M (10)计算危险截面处轴的直径 轴的材料用 45 钢，调质处理，查表可知 - 1 b= 6 5 0 m p a = 6 0 m p ab，则 d 333- 1 b1 3 3 1 00 .1 0 .1 6 0Me=28.09MM 考虑到键槽对轴的削弱，将 d 值加大 5%，故 d=1.05*28.09=30 七 滚动轴承校核 根据条件，轴承预计寿命 Lh=20000h 7-1 输入轴的轴承设计计算 查表的，df=1.5, tf=1, 3 由前面的计算得：1n 960r/m in（ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=356N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 111 36660 1 . 5 3 5 6 6 0 9 6 0 2 0 0 0 01 0 1 1 0d htfP nCLf （ ） （ ） =615168N nts西北农林科技大学 机械设计 17 （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6206 轴承 Cr=19.5KN 由课本式 11-3 有 66 31 0 1 0 1 1 9 5 0 0()6 0 6 0 9 6 0 1 . 5 3 5 6trh dfCLn f P （ ）=845390Lh 预期 寿命足够 7-2 输出轴的轴承设计计算 由前面的计算可知： （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=261N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值112366 60 1 . 5 2 6 1 6 0 4 1 7 . 3 9 1 2 0 0 0 01 0 1 1 0d htfP nCLf 3（ ） （ ） =3107N （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式 11-3 有 66 31 0 1 0 1 2 9 5 0 0()6 0 6 0 4 1 7 . 3 9 1 1 . 5 2 6 1th dfCLn f P 3 （ ）=17083483Lh 预期寿命足够 第 八 章 键连接的选择和校核 一、 输入轴连接带轮处键 nts西北农林科技大学 机械设计 18 输入轴外伸端直径 d=20mm，考虑到键在轴中部安装， 查表可知 ，选圆头普通 A型平键 bh=6mm6mm。键长 L=36mm。 选择 45 钢，则其挤压强度公式为 4P Tdhl34 2 6 .3 9 2 1 0 7 4 . 42 0 6 3 6 M P a查表 可知，当载荷平稳时，许用挤压应力 1 0 0 1 5 0P M P a ， PP ，故连接能满足挤压强度要求。 二、 输出轴外伸端键 直径 d=25mm,考虑到键在轴中部安装， 查表可知 ，选圆头普通 A 型平键，键 bhL=8mm7mm18mm。 选择 45 钢，则其工作表面的挤压应力为 34 4 5 8 . 9 3 9 1 0 = 2 6 . 92 5 7 5 0P T M P adhl 查表 可知，当 载荷平稳时，许用挤压应力 1 0 0 1 5 0P M P a ， PP ，故连接能满足挤压强度要求。 三、 安装低速齿轮处的键 选用圆头普通 A 型平键，根据安装齿轮处轴的直径为 d=45mm，查 表 得键的截面尺寸为键 b h 1 4 9m m m m ，键长取 L=40mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，查 表 得其许用应力 1 0 0 1 5 0P M P a ， 键工作长度 l=L-b=26mm，键与轮毂键槽的接触高度 0 . 5 0 . 5 8 4k h m m m m 。可得 34 1 0 5 0 .3 8 5PT MPk ld 由于键采用静联接，冲击轻微， PP ，所以 连接能满足挤压强度要求。 第 九 章 联轴器的选用 联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。 联轴器 的 选择原则： 转矩 T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有 金属弹性元件的挠性联nts西北农林科技大学 机械设计 19 轴器； T 有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器； 转速 n： n，非金属弹性元件的挠性联轴器； 对中性： 对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器； 装拆： 考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器； 环境： 若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器； 成本： 同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器； 半联轴器的材料常用 45、 20Cr 钢，也可用 ZG270 500 铸钢。链齿硬度最好为 40HRC 一 45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。 从前面设计轴时选出的联轴器可列出 LT3 型弹性 套柱销联轴器的主要参数见表 9-1： 表 9-1 LT3 型弹性套柱销联轴器 型 号 公称转矩 T（ N m） 许用转数 n（ r/min） 轴孔直径 d（ mm） 轴孔长度 L（ mm） 外径 D（ mm） 材料 轴孔 类型 键槽 类型 LT3 31.5 6300 22 52 95 HT200 Y 型 A型 第十章 箱体设计 减速器箱体的各部分尺寸见表 10-1 nts西北农林科技大学 机械设计 20 表 10-1 箱体尺寸 名称 符号 计算公式 结果 底座壁厚 0.025a+17.5 8 箱盖壁厚 1 (0.8 0.85) 8 8 底座上部凸缘厚度 h0 (1.5 1.75) 20 箱盖凸缘厚度 (1.5 1.75) 1 12 轴承座连接螺栓凸缘厚度 h5 (3 4)轴承座连接螺栓孔径 51 底 盖 加强肋厚度 m1 0.85) 9 箱 座 加强肋厚度 m 0.85) 8 地角螺栓数目 n 0.85) 4 地角螺栓直径 d (1.5 2) 16 轴承座连接螺栓直径 d2 0.75d 12 底座与箱盖连接螺栓直径 d3 (0.5 0.6)d 8 轴承盖固定螺钉直径 d4 (0.4 0.5)d 7 视孔盖固定螺钉直径 d5 (0.3 0.4)d 7 轴承盖螺钉分布圆直径 D1 D+2.5d4 56.25 螺栓孔凸缘的配置尺寸 C1 C2 D0 15 12 22 地角螺栓孔凸缘的配置尺寸 C1 C2 D0 22 20 32 nts西北农林科技大学 机械设计 21 名称 符号 计算公式 结果 箱体内壁与齿顶圆的距离 1.2 10 底座高度 H1 H1 a 20 外箱壁至轴承座端面距离 l1 C1+C2+(5 10) 25 轴承座连接螺栓间的距离 L L D2
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