联轴器-一级直齿圆柱-链传动减速器

1、机械设计减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一章 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第二章 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第三章 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3计算电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四章 计算传动装置运动学和动力学参数34.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4第五章 链传动设计计算5第六章 减速器齿轮传动设计计算6第七章 轴的设计97.1高速轴设计计算97.2低速轴设计计算14第八章 滚动

2、轴承寿命校核208.1高速轴上的轴承校核208.2低速轴上的轴承校核21第九章 键联接设计计算219.1高速轴与联轴器键连接校核219.2低速轴与大齿轮键连接校核229.3低速轴与链轮键连接校核22第十章 联轴器的选择2210.1高速轴上联轴器22第十一章 减速器的密封与润滑2311.1减速器的密封2311.2齿轮的润滑2311.3轴承的润滑23第十二章 减速器附件2312.1油面指示器2312.2通气器2412.3六角螺塞2412.4窥视孔盖2412.5定位销2512.6启盖螺钉25第十三章 减速器箱体主要结构尺寸25第十四章 设计小结27参考文献27第一章 设计任务书1.1设计题目 一级直

3、齿圆柱减速器，拉力F=2700N，速度v=2.2m/s，直径D=450mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：365天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.链传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方

4、案的优缺点 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。3.2确

5、定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 链传动的效率：c=0.96 工作机的效率：w=0.97a=1×23×3×c×w=0.8773.3计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2700×2.21000=5.94kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=5.940.877=6.77kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×2.2×450=93.42rpm 经查表按推荐

6、的合理传动比范围，链传动比范围为：26，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：630。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(630)×93.42=561-2803r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。Pd=6.77nw=93.42方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150

7、014404Y132S2-27.530002900 电机主要尺寸参数 图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×21014.542×11012×373.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=97093.42=10.383 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 减速器传动比为i1=iaic=3.46ia

8、=10.383ic=3i1=3.46第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=6.77kWn0=nm=970rpmT0=9550000×P0n0=9550000×6.77970=66653.09Nmm4.2高速轴的参数P=P0×1=6.77×0.99=6.7kWn=n0=970rpmT=9550000×Pn=9550000×6.7970=65963.92Nmm4.3低速轴的参数P=P×2×3=6.7×0.99×0.98=6.5kWn=ni1=9703.46=280.35rp

9、mT=9550000×Pn=9550000×6.5280.35=221419.65Nmm4.4工作机的参数P=P×c×2×2×w=6.5×0.96×0.99×0.99×0.97=5.93kWn=ni2=280.353=93.45rpmT=9550000×Pn=9550000×5.9393.45=606008.56Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9706.7766653.09高速轴9706.765963.92低

10、速轴280.356.5221419.65工作机93.455.93606008.56第五章 链传动设计计算 （1）确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 实际传动比i=z2/z1=3.08 （2）确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数：Kz=1.22 取单排链,则计算功率为:查表得：Km=1mmPca=KA×KzKm×P=1.1×1.221×6.5kW=8.723kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=8.723kW，n1=280.35r/m

11、in，查图选择链号20A-1，节距p=31.75mm。 （3）计算链长 初选中心距a0=40×p=40×31.75=1270mm 则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×127031.75+25+772+31.751270×25-772×2=132.714节 取Lp=133节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×31.75×2

12、15;132.714-25+77=1272.93mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1×n×p60×1000=25×280.35×31.7560×1000=3.709，合适 按v=3.709m/s，链号20A，查图选用滴油润滑。 （4）作用在轴上的力 有效圆周力F=1000×Pcav=1000×8.7233.709=2352N 作用在轴上的力Fp1.15×F=1.15×2352=3058N 链轮尺寸及结构 分度圆直径d1=psin180°z1=31.75sin180°25=2

13、53.45mmd2=psin180°z2=31.75sin180°77=778.8mm第六章 减速器齿轮传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=720MPa，FE1=595MPa（表11-1），大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，FE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则H1=Hlim1SH=7201.1=655MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559MPaF1=Flim1SF=5951.25=47

14、6MPaF2=Flim2SF=5101.25=408MPa （2）按齿面接触强度设计 设齿轮按7级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=3.46则d12.32×3K×T1d×u+1u×ZEH2=2.32×31.3×65963.921×3.46+13.46×189.85592=54.2mm 齿数取Z1=28，则Z2=i×Z1=3.46×28=97。故实际传动比i=9728=3.464 模数m=d1z1=54

15、.228=1.94mm 齿宽 b=d×d1=54.2mm 取b1=60mm b2=55mm 按表4-1取m=2mm，实际的d1=m×z1=2×28=56mmd2=m×z2=2×97=194mm 则中心距a=z1+z2×m2=28+97×22=125mm （2）验算轮齿弯曲强度 齿形系数YFa1=2.55，YFa2=2.186，YSa1=1.61，YSa2=1.787F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=2×1.3×65963.92

16、×2.55×1.6155×56×2=114.3MPa<F1=476MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=114.3×2.186×1.7872.55×1.61=108.76MPa<F2=408MPa （3）齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×56×97060×1000=2.85 可知选用7级精度是合适的。参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数Mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.

17、0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齿数Z2897齿顶高Ha22齿根高Hf2.52.5分度圆直径D56194齿顶圆直径Da60198齿根圆直径Df51189齿宽B6055中心距A125125 图6-1 大齿轮结构图第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算 1.已知的转速、功率和转矩 转速n=970r/min；功率P=6.7kW；轴所传递的转矩T=65963.92Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为=70MPa 3.按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩

18、较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.7970=21.33mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×21.33=22.4mm 查表可知标准轴孔直径为24mm故取dmin=24 4.确定各轴段的直径和长度。 图7-1 高速轴示意图 (1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑载荷变动小，故取KA = 1.5，则:Tca=KA×T=98.95Nmm 按照联轴器

19、转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为24mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，键长L=40mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 29 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm，则l34 = l78 = B=

20、17 mm。 由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 (3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 60 mm，d56 = 60 mm (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -5 = 67 mm (5)5）取小齿轮距箱体内壁之距离1

21、 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 5 mm，则l45=l67= 1+ =10+5= 15 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径24293542604235长度52671715601517 5.轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td1=2×65963.9256=2355.854N 小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan=2355.854×tan20°=857.461N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=101.5mm，轴承

22、压力中心到齿轮支点距离l2=53.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=53.5mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 a.在水平面内 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×l2l2+l3=857.461×53.553.5+53.5= 429N 轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=857.461-429=428N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×l

23、2l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4292+11782=1253.68N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm 截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAH×l3=429×53.5=22952Nmm 截面

24、D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAV×l3=1178×53.5=63023Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=229522+630232=67072Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩和扭矩图T1=65963.92Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=M

25、B2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+×T2=670722+0.6×65963.922=77879Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm f.画弯矩图 弯矩图如图所示： 图7-2 高速轴受力及弯矩图 6.校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×42332=7269.88mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=14539.77mm3 最

26、大弯曲应力为=MW=10.71MPa 剪切应力为=TWT=4.54MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=12.02MPa 查表得40MnB调质处理，抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 1.已知的转速、功率和转矩 转速n=280.35r/min；功率P=6.5kW；轴所传递的转矩T=221419.65Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，许用弯曲应力为=60MPa 3.

27、按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.5280.35=31.94mm 由于最小轴段直径安装链轮，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×31.94=34.18mm 查表可知标准轴孔直径为35mm故取dmin=35 4.确定各轴段的长度和直径。 图7-3 低速轴示意图 (1)低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=35mm，L1长度略小于小链轮轮毂长度，取L1=76mm。选用普通平键，A型，b×h = 10×8mm(GB T 1096-2

28、003)，键长L=63mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d67 = 45 mm。 (3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 48 mm；已知大齿轮轮毂的宽度为b2 = 55 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 48 mm，故取h = 3 mm

29、，则轴环处的直径d56 = 54 mm。 (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与链轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 19 -5 = 65 mm (5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 5 mm，已知滚动轴承的宽度B = 19 mm，则l34= B+2+2=19+5+12.5+2= 38.5 mml56=+2=5

30、+12.5 = 17.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径354045485445长度766538.55317.519 5.轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2×Td2=2×221419.65194=2282.677N 大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tan=2282.677×tan20°=830.826N 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=55.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=55.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=112.5mm 轴承A和轴承B在水平面上的支

31、反力RAH和RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=3058NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1l1+l2=-3058×55.5+55.5+112.5+830.826×55.555.5+55.5=-5742NRBH=-Q-RAH+Fr=-3058-5742+830.826=3515N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141NRBV=Ft×l2l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141

32、N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-57422+11412=5854.27N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N a.计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=Q×l3=3058×112.5=344025Nmm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RAH×l1=-5742×55.5=-318681Nmm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm 在垂直面上

33、，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBV×l1=1141×55.5=63326Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=3440252+02=344025Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=-3186812+633262=324912Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩为：T=221419.65Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=MA+×T2=344025+0.6

34、15;221419.652=368786Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+×T2=3249122+0.6×221419.652=351023Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×221419.652=132852Nmm 图7-4 低速轴受力及弯矩图 6.校核轴的强度 因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×40332=6280mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=12560mm3 最大弯曲应力为=MW=23.04MP

35、a 剪切应力为=TWT=17.63MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=31.28MPa 查表得45钢调质处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。第八章 滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=29

36、200h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=4292+11782=1253.68NFr2=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1253.68+0×0=1253.68NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1253.34+0×0=1253.34N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n

37、5;ft×Crfp×Pr3=83675h>29200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。Cr=25.5kNLh=29200hFr1=1253.68N Fr2=1253.34NPr1=1253.68N Pr2=1253.34N寿命足够8.2低速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用6209深沟球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=31.5kN，额定静载荷C0r=20.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=29200h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+R

38、AV2=-57422+11412=5854.27NFr2=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×5854.27+0×0=5854.27NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×3695.55+0×0=3695.55N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=34275h>29200h 由此可知该

39、轴承的工作寿命足够。Cr=31.5kNLh=29200hFr1=5854.27N Fr2=3695.55NPr1=5854.27N Pr2=3695.55N寿命足够第九章 键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=32mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=49MPa<p=120MPab×h=8mm×7mm9.2低速轴与大齿轮键

40、连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=26mm 大齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=79MPa<p=120MPab×h=14mm×9mm9.3低速轴与链轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。 键的工作长度 l=L-b=53mm 链轮材料为45，可求得键连接的许用挤

41、压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=60MPa<p=120MPab×h=10mm×8mm第十章 联轴器的选择10.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.5 计算转矩Tc=K×T=98.95Nm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=24mm，轴孔长度L1=52

42、mm。 Tc=98.95Nm<Tn=1250Nm n=970r/min<n=4700r/min第十一章 减速器的密封与润滑11.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛

43、毡封油圈。11.2齿轮的润滑 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。11.3轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿

44、轮圆周速度判断。由于V齿2m/s，所以均选择油润滑。第十二章 减速器附件12.1油面指示器 显示箱内油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 图12-1 油标示意图12.2通气器 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。12.3六角螺塞 为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的油污，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°2°，使油易于流出。 图12-2 六角螺塞示意图12.4窥视孔盖 在减速器箱盖顶部开有窥视孔，可以看到传动零件齿合区，并有足够的空间能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机