同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计机械设计课程设计 设计题目设计题目 胶带式输送机传动装置 设计者 黄金城 班级 11 机自 04 学号 11523654875 指导老师 张三 时间 2011 06 目录目录 一 设计任务 书 3 二 传动方案拟 定 4 三 电动机的选 择 4 四 传动装置的运动和动力参数计 算 6 五 高速级齿轮传动计 算 7 六 低速级齿轮传动计 算 12 七 齿轮传动参数 表 18 八 轴的结构设 计 18 九 轴的校核计 算 19 十 滚动轴承的选择与计 算 23 十一 键联接选择及校 核 24 十二 联轴器的选择与校 核 25 十三 减速器附件的选 择 26 十四 润滑与密 封 28 十五 设计小 结 29 十六 参考资 料 29 一一 设计题目 设计题目 设计带式运输机传动装置 简图如下 1 电动机 2 联轴器 3 二级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 卷筒 6 运输带 原始数据 数据编号 04 运送带工作拉力 F N 2200 运输带工作速度 v m s 0 9 卷筒直径 D mm 300 1 工作条件 两班制 连续单向运转 载荷较平稳 空载启动 室内工作 有 粉尘 2 使用期 使用期 10 年 3 检修期 3 年大修 4 动力来源 电力 三相交流电 电压 380 220V 5 运输带速度允许误差 5 6 制造条件及生产批量 中等规模机械厂制造 小批量生产 设计要求 1 完成减速器装配图一张 A0 或 A1 2 绘制轴 齿轮零件图各一张 3 编写设计计算说明书一份 二二 电动机设计步骤电动机设计步骤 1 传动装置总体设计方案 本组设计数据 第四组数据 运送带工作拉力 F N 2200 运输带工作速度 v m s 0 9 卷筒直径 D mm 300 1 外传动机构为联轴器传动 2 减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器 3 该方案的优缺点 瞬时传动比恒定 工作平稳 传动准确可靠 径向尺寸小 结构紧凑 重量轻 节约材料 轴向尺寸大 要求两级传动中心距相同 减速 器横向尺寸较小 两大吃论浸油深度可以大致相同 但减速器轴向尺寸及重量 较大 高级齿轮的承载能力不能充分利用 中间轴承润滑困难 中间轴较长 刚度差 仅能有一个输入和输出端 限制了传动布置的灵活性 原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机 总体来讲 该传动方案满足工作机的性能要求 适应工作条件 工作可靠 此外还结构简单 尺寸紧凑 成本低传动效率高 三 电动机的选择三 电动机的选择 1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机 全封闭自扇冷式结 构 电压 380V 2 确定电动机效率 Pw 按下试计算 1000 ww w w kw VF P 试中 Fw 2200N V 0 9m s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率 取 0 94 w 代入上试得 2 11 1000 ww w w kwkw VF P 电动机的输出功率功率 按下式 oP w o kw P P 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试 由表 2 4 滚动轴承效率 0 99 联轴器传动效率 223 gcr r c 0 99 齿轮传动效率 0 98 7 级精度一般齿轮传动 g 则 0 91 所以电动机所需工作功率为 2 11 2 32 0 91 w o kw P P 因载荷平稳 电动机核定功率 Pw 只需要稍大于 Po 即可 按表 8 169 中 Y 系 列电动机数据 选电动机的核定功率 Pw 为 3 0kw 3 确定电动机转速 按表 2 1 推荐的传动比合理范围 两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 25 9 i 而工作机卷筒轴的转速为 4 4 6 10 6 100 9 min57 32 min 300 w w nrr D V 所以电动机转速的可选范围为 min 12 1433 92 515 min32 57 25 9 rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750和 1000两种 综合考虑电动机 minrminr 和传动装置的尺寸 质量及价格等因素 为使传动装置结构紧凑 决定选用同 步转速为 1000的 Y 系列电动机 Y132S 其满载转速为960r min 电 minr w n 动机的安装结构形式以及其中心高 外形尺寸 轴的尺寸等都在 8 186 表 8 187 中查的 四四 计算传动装置的总传动比计算传动装置的总传动比并分配传动比并分配传动比 i 1 总传动比为 i 960 16 75 57 32 m w n i n 2 分配传动比 i ii 考虑润滑条件等因素 初定 67 4 i59 3 i 3 计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴的转速 I 轴 min960rnn m II 轴 min57 205r i n n III 轴 min26 57r i n n 卷筒轴 min26 57rnnw 4 各轴的输入功率 I 轴 o c 2 32 0 99 2 30kw P P II 轴 2 30 0 99 0 98 2 23kw PP rg III 轴 2 23 0 99 0 98 2 16kw P rg P 卷筒轴 w c 2 16 0 99 0 99 2 12kw P r P 5 各轴的输入转矩 I 轴 2 30 9550955023 94 960 T N m P n II 轴 2 23 95509550103 60 205 57 T N m P n III 轴 2 16 95509550360 25 57 26 T N m P n 工作轴 2 12 95509550353 58 57 26 T w w w N m P n 电动机轴 2 32 9550955022 98 960 T o o m N m P n 将上述计算结果汇总与下表 以备查用 项目电动机轴 轴 轴 工作轴 转速 r min 960960205 5757 2657 26 功率 P kw 2 322 302 232 162 12 转矩 T Nm 22 9823 94103 60360 25353 58 传动比 i 14 673 571 效率 0 990 970 970 93 五五 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按简图所示的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 软齿轮面闭式传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由 机械设计 选择小齿轮材料为 40Gr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 则大齿轮齿数 21 1 z07 9867 4 21 12 z iz 取 99 2 z 1 按齿轮面接触强度设计 1 设计准则 先由齿面接触疲劳强度计算 再按齿根弯曲疲劳强度校核 2 按齿面接触疲劳强度设计 即 2 3 1 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 mmN n P T 4 6 1 10381 2 10559 3 按软齿面齿轮非对称安装 由 机械设计 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 MPaZE8 189 5 由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 计算应力循环次数 9 1 10364 3108236519606060 h jLnN 8 1 2 10203 7 i N N 7 由 机械设计 图 6 6 取接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S 1 MPaMPa S K HHN H 54060090 0 1lim 1 1 MPaMPa S K HHN H 5 52255095 0 2lim2 2 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H mm Z u uKT d H E d t 563 39 1 32 2 2 3 1 1 2 计算圆周速度 v sm nd v t 988 1 100060 960563 39 100060 11 计算齿宽 b bd 1 1 39 56339 563 t mmmm d 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 1 1 39 563 1 884 21 t t mmmm d m z 齿高 2 252 25 1 8844 24 t hmmmm m 39 563 9 331 4 24 b h 3 计算载荷系数K 查表 10 2 得使用系数 1 0 根据 由图 10 8 A Ksmv988 1 得动载系数 直齿轮 由表 10 2 查的使用系数 10 1 V K1 FKK 1 AK 查表 10 4 用插值法得 7 级精度查 机械设计 小齿轮相对支承非对称布置 1 417 K 由 b h 9 331 由图 10 13 得故载荷系数 1 417 K 1 34 FK 1 1 10 1 1 4171 559 AV KK K K K 4 校正分度圆直径 1 d 由 机械设计 mmmmKkdd tt 325 433 1 559 1 563 39 3 3 11 5 计算齿轮传动的几何尺寸 1 计算模数m mmzdm063 221 325 43 111 2 按齿根弯曲强度设计 公式为 1 3 1 2 1 2 FaSa F Y YKT m dz 1 确定公式内的各参数值 1 由 机械设计 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 MPa F 580 1lim MPa F 380 2lim 2 由 机械设计 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 1 FN K92 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 应力修正系数 得 0 2 ST Y MPa S YK FESTFN F 29 3144 1 88 0 500 11 1 MPa S YK FESTFN F 71 2474 1 92 0 380 22 2 4 计算载荷系数 K 1 1 10 1 1 341 474 AV FF KK K K K 5 查取齿形系数 和应力修正系数 1Fa Y 2Fa Y 1Sa Y 2Sa Y 由 机械设计 表查得 76 2 1 Fa Y18 2 2 Fa Y56 1 1 Sa Y79 1 2 Sa Y 6 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 013699 0 1 11 F SaFaY Y 015753 0 2 22 F SaFa YY 大齿轮大 7 设计计算 4 3 1 2 2 1 747 2 381 10 0 0163371 358 1 21 mmmmm 对比计算结果 由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲 1 m 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 即模数与齿数 的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 1 358 并就进圆整为标准值 2mm 1 m 接触强度算得的分度圆直径 43 668mm 算出小齿轮齿数 1 d 1 1 1 43 325 22 2m d z 大齿轮 取 74 10267 4 22 12 z iz103 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲 疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 2 集合尺寸设计 1 计算分圆周直径 1 d 2 d mmmzd44222 111 mmmzd2062103 122 2 计算中心距 mm dd a1252 20644 2 21 3 计算齿轮宽度 mmdb d 44441 1 取 mmB45 2 mmB50 1 3 轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下 轴孔直径43mm 轮毂长度 与齿宽相等 dl 轮毂直径 45 mml 178 1 mmD 轮缘厚度 板厚度 10 0 mm 14 mmc 腹板中心孔直径 腹板孔直径 130 0 mmD 20 0 mmd 齿轮倒角 取 2 mmn 齿轮工作图如下图所示 六六 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按简图所示的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 软齿轮面闭式传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由 机械设计 选择小齿轮材料为 40Gr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 则大齿轮齿数 21 3 z39 7559 321 34 z iz 取 75 4 z 2 按齿轮面接触强度设计 1 设计准则 先由齿面接触疲劳强度计算 再按齿根弯曲疲劳强度校核 2 按齿面接触疲劳强度设计 即 2 3 3 3 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 mmN n P T 4 6 3 1036 10 10559 3 按软齿面齿轮非对称安装 由 机械设计 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 MPaZE8 189 5 由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 计算应力循环次数 9 3 10720 0 1082365157 2056060 h jLnN 83 4 102001 0 i N N 7 由 机械设计 图 6 6 取接触疲劳寿命系数 96 0 3 HN K98 0 4 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S 1 MPaMPa S K HHN H 57660096 0 3lim3 3 MPaMPa S K HHN H 53955098 0 4lim4 4 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d3 H mm Z u uKT d H E d t 363 64 1 32 2 2 3 3 3 2 计算圆周速度 v sm nd v t 692 0 100060 57 205363 64 100060 3 计算齿宽 b bd 3 1 64 36364 363 t mmmm d 计算齿宽与齿高之比 b h 1 1 64 363 3 065 21 2 252 25 3 0656 896 64 363 9 33 6 896 t t t mmmm hmmmm b h d m z m 3 计算载荷系数K 查表 10 2 得使用系数 1 0 根据 由图 10 8 A Ksmv692 0 得动载系数 直齿轮 由表 10 2 查的使用系数 10 1 V K1 FKK 1 AK 查表 10 4 用插值法得 7 级精度查 机械设计 小齿轮相对支承非对称布置 1 423 K 由 b h 9 33 由图 10 13 得故载荷系数 1 423 K 1 35 FK 1 1 10 1 1 4231 565 AV KK K K K 4 校正分度圆直径 1 d 由 机械设计 mmmmKkdd tt 626 703 1 565 1363 64 3 3 33 5 计算齿轮传动的几何尺寸 1 计算模数m mmzdm36 3 21 626 70 332 2 按齿根弯曲强度设计 公式为 3 3 2 2 3 2 FaSa F KTY Y m dz 1 确定公式内的各参数值 1 由 机械设计 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa F 580 3lim 大齿轮的弯曲强度极限 MPa F 380 4lim 2 由 机械设计 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 92 0 3 FN K94 0 4 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 应力修正系数 得 0 2 ST Y MPa S YK FESTFN F 57 3284 1 92 0 500 33 3 MPa S YK FESTFN F 14 2554 1 94 0 380 44 4 4 计算载荷系数 K 1 1 10 1 1 351 485 AV FF KK K K K 5 查取齿形系数 和应力修正系数 3Fa Y 4Fa Y 3Sa Y 4Sa Y 由 机械设计 表查得 76 2 3 Fa Y26 2 4 Fa Y56 1 3 Sa Y 764 1 4 Sa Y 6 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 013104 0 3 33 F SaFa YY 015625 0 4 44 F SaFa YY 大齿轮大 7 设计计算 4 3 2 2 2 1 485 10 36 10 0 0156252 22 1 21 mmmmm 对比计算结果 由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲 2 m 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 即模数与齿数 的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 2 22 并就进圆整为标准值 2 5mm 接触强度算得的分度圆直径 70 626mm 算出小齿轮齿数 2 m 3 d 3 3 2 70 623 28 2 5 d m z 大齿轮 取 52 10059 3 28 34 z iz100 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲 疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 2 集合尺寸设计 1 计算分圆周直径 1 d 2 d mmmzd705 228 233 mmmzd2505 2100 244 2 计算中心距 mm dd a1602 25070 2 43 3 计算齿轮宽度 mmdb d 70701 3 取 mmB70 2 mmB75 1 3 轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下 轴孔直径48mm 轮毂长度 与齿宽相等 dl 轮毂长度 与齿宽相等 l 70 mml 轮毂直径 取 8 76486 16 1 1 mmdD 76 1 mmD 轮缘厚度 腹板厚度 10 0 mm 22 mmc 腹板中心孔直径 腹板孔直径 154 0 mmD 24 0 mmd 齿轮倒角 取 2 mmn 齿轮工作图如下图所示 七七 齿轮传动参数表齿轮传动参数表 高速级低速级名称符 号 单位 小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 中心距 amm125160 传动比 i4 673 59 模数 mmm22 5 压力角 2020 齿数 Z22210328100 分度圆直径 dmm44206670250 齿顶圆直径 damm4821075255 齿根圆直径 dfmm3920163 75243 75 齿宽 bmm50457570 旋向左旋右旋右旋左旋 材料 40Cr4540Cr45 热处理状态调质调质调质调质 齿面硬度 HBS280240280240 八八 轴的结构设计轴的结构设计 1 初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 热处理为正火回火 1 轴 考虑到联轴器 键槽的影响 取 d1 30 3 1 14 72 P dCmm n 2 轴 取 d2 35 3 2 24 31 P dCmm n 3 轴 取 d3 38 3 3 36 88 P dCmm n 2 初选轴承 1 轴选轴承为 30207 2 轴选轴承为 30207 3 轴选轴承为 30208 各轴承参数见下表 基本尺寸 mm安装尺寸 mm基本额定 kN轴承代号 dDBdaDa 动载荷 Cr静载荷 Cor 30207357217426254 263 5 30208408018476963 074 0 3 确定轴上零件的位置和固定方式 1 轴 由于高速轴齿根圆直径与轴径接近 将高速轴取为齿轮轴 使用圆锥滚 子轴承承载 一轴端连接电动机 采用弹性柱销联轴器 2 轴 高速级采用实心齿轮 采用上端用套筒固定 下端用轴肩固定 低速级 用自由锻造齿轮 自由锻造齿轮上端用轴肩固定 下端用套筒固定 使用圆锥 滚子轴承承载 3 轴 采用自由锻造齿轮 齿轮上端用套筒固定 下端用轴肩固定 使用圆锥 滚子轴承承载 下端连接运输带 采用凸缘联轴器连接 4 各轴段长度和直径数据见下图 九九 轴的校核计算轴的校核计算 1 1 轴强度校核 1 1 高速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢 调制处理 由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 735Mpa b 2 计算齿轮上受力 受力如图所示 b 切向力 N d T Fte1088 44 1094 2322 3 1 1 径向力 NFF tere 396364 0 108820tan 3 计算弯矩 水平面内的弯矩 max 396 134 47 13779 05 181 re y F ab MN mm l 垂直面内的弯矩 max 1088 134 47 37857 59 181 te z F ab MN mm l 故 2222 13779 0537857 5940287 21 yz MMMN mm 取 0 6 计算轴上最大应力值 2 223 2 1 max 3 40278 210 6 23 94 10 0 1 38 MT W 故高速轴安全 合格 77 93735 b MPaMPa 弯矩图如下 2 1 低速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢 调制处理 由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 735Mpa b 2 计算齿轮上受力 受力如图所示 b 切向力 N d T Fte2882 250 1025 36022 3 4 3 径向力 NFFtere1049364 0 288220tan 3 计算弯矩 水平面内的弯矩 max 1049 67 119 5 45033 88 186 5 re y F a b MN mm l 垂直面内的弯矩 max 2882 67 119 5 123725 11 186 5 te z F ab MN mm l 故 2 222 45033 88123725 11131666 07 yz MMMN mm 取 0 6 计算轴上最大应力值 2 223 2 3 max 3 131666 070 6 360 25 10 0 1 48 MT W 故低速轴安全 合格 22 89735 b MPaMPa 弯矩图如下 中间轴的校核 具体方法同上 步骤略 校核结果合格 十十 滚动轴承的选择及寿命校核滚动轴承的选择及寿命校核 考虑轴受力较小且主要是径向力 故选用的是单列深沟球轴承 轴 30207 两个 轴 30207 两个 轴 选用 30208 两个 GB T297 1994 寿命计算 轴 1 查机械设计课程设计表 8 159 得深沟球轴承 30207 54 2 r CkN 0 63 5 r CkN 2 查 机械设计 得 X 1 Y 0 3 计算轴承反力及当量动载荷 在水平面内轴承所受得载荷 12 544 2 te r Hr H F FFN 在水平面内轴承所受得载荷 12 198 2 re r Vr V F FFN 所以轴承所受得总载荷 2222 1211 544198578 91 rrrr Hr V FFFFFN 由于基本只受轴向载荷 所以当量动载荷 1 21 578 91 0694 76 pra PfXFYFN 4 已知预期得寿命 10 年 两班制 hL h 584003651082 10 基本额定动载荷 33 66 6060 960 58400 694 7610 4154 2 1010 h rr nL CPkNCkN 所以轴承 30207 安全 合格 轴 1 查机械设计课程设计表 8 159 得深沟球轴承 30208 63 0 r CkN 0 74 0 r CkN 2 查 机械设计 得 X 1 Y 0 3 计算轴承反力及当量动载荷 在水平面内轴承所受得载荷 12 1441 2 te r Hr H F FFN 在水平面内轴承所受得载荷 12 524 5 2 re r Vr V F FFN 所以轴承所受得总载荷 2 222 1211 1441524 51533 49 rrrr Hr V FFFFFN 由于基本只受轴向载荷 所以当量动载荷 1 21 1533 4901840 19 pra PfXFYFN 4 已知预期得寿命 10 年 两班制 hL h 584003651082 10 基本额定动载荷 33 66 6060 57 26 58400 1840 1926 0763 0 1010 h rr nL CPkNCkN 所以轴承 30208 安全 合格 中间轴上轴承得校核 具体方法同上 步骤略 校核结果轴承 30207 安全 合 格 十一十一 键联接选择及校核键联接选择及校核 1 键类型的选择 选择 45 号钢 其许用挤压应力 150 p Mpa 1 轴 左端连接弹性联轴器 键槽部分的轴径为 32mm 轴段长 56mm 所以选择单圆头普通平键 A 型 键 b 8mm h 7mm L 45mm 2 轴 轴段长为 73mm 轴径为 43mm 所以选择平头普通平键 A 型 键 b 12mm h 8mm L 63mm 轴段长为 43mm 轴径为 43mm 所以选择平头普通平键 A 型 键 b 12mm h 8mm L 35mm 3 轴 轴段长为 68mm 轴径为 48mm 所以选择圆头普通平键 A 型 键 b 14mm h 9mm L 58mm 右端连接凸缘联轴器 键槽部分的轴径为 38mm 轴段长 78mm 所以选择单圆头普通平键 A 型 键 b 10mm h 8mm L 69mm 2 键类型的校核 1 轴 T 23 94N m 3 p 22 23 94 10 11 6 32 37 3 5 p T Mpa dlk 则强度足够 合格 2 轴 T 103 60N m 3 p 22 103 60 10 36 5 43 33 4 p T Mpa dlk 则强度足够 合格 3 轴 T 360 25N m 3 p 22 360 25 10 80 3 38 59 4 p T Mpa dlk 则强度足够 合格 均在许用范围内 十二十二 联轴器的选择联轴器的选择 由于减速器载荷平稳 速度不高 无特殊要求 考虑装拆方便及经济问题 选 用弹性套柱销联轴器 1 减速器进口端 1250 1 mNT 选用 TX3 型 GB T 5014 2003 弹性套柱销联轴器 采用 Z 型轴孔 A 型键 轴孔直径 d 22 30mm 选 d 30mm 轴孔长度 为 L 45mm 2 减速器的出口端 400 4 mNT 选用 GY5 型 GB T 5843 2003 弹性套柱销联轴器 采用 Y 型轴孔 C 型键 轴孔直径 d 50 71mm 选 d 50mm 轴孔长度 为 L 60mm 十三十三 减速器附件的选择减速器附件的选择 1 箱体设计 名称符号参数设计原则 箱体壁厚 100 025a 3 8 箱盖壁厚 180 02a 3 8 箱座 b151 5 箱盖 b1121 5 1 凸缘厚度 底座 b2252 5 箱座肋厚 m80 85 型号 dfM16 地脚螺钉 数目 n4 0 036a 12 轴承旁联接螺栓直径 d1M120 75 df 箱座 箱盖联接螺栓直径尺寸 d2M12 0 5 0 6 df 连接螺栓的间距 l160150 200 轴承盖螺钉直径 d38 0 4 0 5 df 观察孔盖螺钉 d46 0 3 0 4 df 定位销直径 d9 6 0 7 0 8 d2 d1 d2 至外箱壁距离 C122C1 C1min d2 至凸缘边缘距离 C216C2 C2min df 至外箱壁距离 C326 df 至凸缘边缘距离 C424 箱体外壁至轴承盖座