北航机械设计课程设计

机械设计基础 课程设计

设计题目：带式运输机传动装置设计III

设计者：

班 级：

指导老师：

目录

第一章 设计任务书...................................................................... 错误!未定义书签。

1.1课题题目........................................................................... 错误!未定义书签。 1.2传动方案分析及原始数据：........................................... 错误!未定义书签。 第二章 传动方案的拟定.............................................................. 错误!未定义书签。

2.1整体方案........................................................................... 错误!未定义书签。 2.2 减速器说明...................................................................... 错误!未定义书签。 第三章 电动机的选择.................................................................. 错误!未定义书签。

3.1类型和结构形式的选择：............................................... 错误!未定义书签。 3.2 确定电机的额定功率：.................................................. 错误!未定义书签。 第四章 传动系统的运动和动力参数.......................................... 错误!未定义书签。 第五章 传动零件的设计计算和校核.......................................... 错误!未定义书签。

5.1 闭式齿轮传动设计.......................................................... 错误!未定义书签。 5.2 开式齿轮传动设计.......................................................... 错误!未定义书签。 第六章 轴的设计计算和校核...................................................... 错误!未定义书签。

6.1高速轴的设计与校核：................................................... 错误!未定义书签。 6.2低速轴的设计与校核....................................................... 错误!未定义书签。 第七章 滚动轴承的选择和寿命计算.......................................... 错误!未定义书签。

7.1高速轴轴承的选择........................................................... 错误!未定义书签。 7.2低速轴轴承的选择........................................................... 错误!未定义书签。 第八章 键和联轴器的选择.......................................................... 错误!未定义书签。

8.1 键的选择.......................................................................... 错误!未定义书签。 8.2 联轴器的选择.................................................................. 错误!未定义书签。 第九章 润滑的选择...................................................................... 错误!未定义书签。

9.1闭式减速齿轮的润滑....................................................... 错误!未定义书签。 9.2滚动轴承的润滑............................................................... 错误!未定义书签。 第十章 密封形式的选择.............................................................. 错误!未定义书签。 第十一章 减速器机体各部分结构尺寸其它技术说明............ 错误!未定义书签。

11.1 减速器集体各部分尺寸 ................................................ 错误!未定义书签。

11.2其它技术说明： ............................................................. 错误!未定义书签。 参考文献........................................................................................ 错误!未定义书签。

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第一章 设计任务书

1.1课题题目

 带式运输机传动装置设计III

1.2传动方案分析及原始数据：

 设计要求：

1) 设计用于带式运输机的传动装置

2) 带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为

50%。

3) 使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。

 原始数据：

1) 运输带卷筒所需功率P/(kW)：3.4； 2) 运输带卷筒工作转速n (r/min)：76 3) 卷筒中心高H (mm)：300

 设计任务：

1) 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；

2) 零件工作图2张（大齿轮、低速轴，A3图纸）；

3) 设计计算说明书1份，6000～8000字。说明书内容应包括：拟定机械系

统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。

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第二章 传动方案的拟定

2.1整体方案

根据设计任务书，该方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分，如错误!未找到引用源。所示。

图 2- 1 带式运输机传动装置设计参考图

2.2 减速器说明

减速器为一级闭式圆柱齿轮和一级开式齿轮组成，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率与稳定性、可靠性，同时闭式减速器采用水平剖分、封闭结构，这样有利于在粉尘较大的环境下工作。设计时闭式齿轮传动均采用斜齿轮，这是因为斜齿轮相对于直齿轮啮合性能好，重合度大，机构紧凑，而设计制造成本基本与直齿轮相同。开式齿轮传动一般用于低速，为使支承结构简单，常采用直齿轮，本设计中则采用直齿轮。

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第三章 电动机的选择

3.1类型和结构形式的选择：

按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列全封闭自扇冷式三相异步电动机，电压为 380/220V；

3.2 确定电机的额定功率：

（1）运输带卷筒所需功率

P卷筒=3.4Kw

（2）从电动机到卷筒间各个运动副的总机械效率总

总123456

1=3=5=0.99 — 滚动轴承效率；

2=0.97 — 开式齿轮传动效率；

4=0.97 — 闭式齿轮传动效率；

6=0.99 — 联轴器效率；

所以：

总1234560.990.97（3）电动机所需功率为： 𝑃𝑑=

𝑃卷筒ῃ总

3.4

42

=0.9038=3.7618kW

查《机械设计综合课程设计》附录表6-164系列电动机的技术数据 4 Kw 取P电动机可见有三种Y系列三相异步电动机可用，分别为： Y112M-4、 Y132M1-6、

Y160M1-8，三者参数比较如下：

型号 同步转额定功速率（kw） （r/min） 1500 4 1000 750 满载转速额定转矩（r/min） 1420 960 720 2.2 2.0 2.0 堵转转矩最大转矩额定转矩尺寸 2.2 2.0 2.0 中 中 长 Y112M-4 Y132M1-6 Y160M1-8 《机械设计综合课程设计》附录表6-164 电动机选用 Y132M1-6型 综合考虑总传动比及尺寸大小，选取 Y132M1-6型 7 第四章 传动系统的运动和动力参数 1 计算总传动比： 运输带卷筒的转速为： n=76（r/min） 所以： i总= 2 传动比分配： 取i闭n满n=96076=12.63 4.21，则 i开=i总i闭=12.63=3 4.21i闭=4.21 i开=3 3 确定各轴运动和动力参数 0轴（电动机轴）： P03.7618Kwn0960r/minT09550P037.422Nmn0 1轴（低速轴、输入轴） P1P063.7242Kwn1n0960r/minT19550P137.048Nmn1 2轴（中间轴） P2P1453.5763Kwn21n1228.03r/mini1 T29550P2149.777Nm； n2 3轴（大齿轮轴） P3P2323.4343Kwn376.01r/minT39550P3431.49Nm； n3各轴的运动和动力参数列表如下： 轴名 电机轴 1轴 2轴 3轴 转速传动比i 4．21 功率P/kw 输入 输出 3．7618 转矩T/N·m 输入 输出 37．422 36．678 n/r/min 960 960 3．7242 2．6870 37．048 3．5763 3．5405 149．777 148．279 228．03 3 3．4343 3．4000 431．49 427．175 76．01 9 第五章 传动零件的设计计算和校核 5.1 闭式齿轮传动设计 考虑到主动轮的转速不是很高（约为960r/min）,传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度为HB=241~286，平均取为260HB，大齿轮用45号钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取240HB，精度等级选为8级。 注：表中图表来自于《机械设计》计算项目 （1）初步设计计算 转矩T1 [2] 计算结果 计算内容 T19.55106P n1T137.048Nm 齿宽系数d 接触疲劳极限Hlim 由图2-14，取d1.2 由图2-24得到； d1.2 Hlim1710MPa Hllim2580MPaHP!639MPa HP2522MPaAd756 初步计算需用接触应力HP HP!0.9Hlim10.9710MPaHP20.9Hllim20.9580MPa由表B-1，估计13取Ad756 Ad值 动载荷系数K 初步计算小齿轮直K1.4 K1.4 初取 d150mm 径（闭式软齿面） d1 由附录B中式（B-2）得 d1Ad3756KT1u12udHP31.437.0484.211 24.211.252243.937mm初步齿宽b （2）校核计算 bdd1 b60mm 圆周速度 精度等级 vd1n160100050960601000 v2.51m/s8级精度 取 由表2-1选择 取z124 z124，z2i21z1101.04,互质，取101 齿数z、模数m和螺旋角 z2101 mt2.083mm d2=210.383mm mtd1/z150/242.083mm d2mtz22.083101210.383mm 由表2-4取mn2 mn2mm 16.229 m2.arccosnarccosmt2.083 16.229使用系数 动载系数 由表教材2-7原动机均匀平稳，工作机有中等冲击 由教材图2-6 与估计值13°接近 KA1.5 KV1.12 Ft1481.92N KAFt100N/mm b先求Ft2T1/d1 KAFt1481.921.537.048N/mmb60齿间载荷分配系数 由表2-8，软齿面斜齿轮，精度等级 8级 KHKF1.75齿向载荷分布系数 KHb3ABC10bd12KH1.437 1.170.161.1220.6110360 1.437由图2-18查出区域系数 ZH2.43 ZH2.43 ZE189.8MPa 弹性系数 由表2-15查出ZE189.8MPa 11 由表2-5得 tan20 arctancos16.229ttannarctancost20.760 at1arccosd1costdb1arccosd2hda1a11 50cos20.760arccos30.0255022at2d2costdarccosb2arccosd2hda2a22at130.025 at223.418 210.383cos20.760arccos210.3832223.418 重合度系数 t20.760 t 由于无变位，端面啮合角tztantanat1t112z2tanat2tant1.628 1.628 2.671 bsin60sin16.229mn3.1421 2.67因为1,所以Z Z0.78 10.781.628 螺旋角系数 Zcos Z0.98SHlim 由表2-17取一般可靠度系数总工作时间许用接触应力 SHlim1.05 th1030016th48000h 应力循环次数 NL160n1thNL2 （单向运转取1） NL12.7648109 NL26.56722108NL12.7648109i4.2186.5672210 接触寿命系数ZNT由图2-27查出 ZN10.9 ZN21.03 齿面工作硬化系数 ZW1ZW2HB21301.21700 ZW1ZW21.14 接触强度尺寸系数ZX由表27-18安调质钢查 ZX1ZX21 润滑油膜影响系数取为 ZL1ZL2ZR1ZR2ZV1ZV21693.77N/mm2 HP17100.91111.141/1.05HP25801.031111.141/1.05654.9N/mm2HP1693.77N/mm2HP2654.9N/mm2 齿面接触应力：HZHZEZZKAKVKHKH验算 2.43189.80.780.98Ftu1d1bu1481.924.21150604.21HminHP1,HP2 合格 1.51.121.4371.75566.57N/mm2 （3）确定主要传动尺寸 中心距 ad1i1/2130.1875mm 圆取整a130mm cos螺旋角 1mn(Z1Z2)2a2(24101)2130 15.942 cos1端面模数 mtmn/cos2/cos15.942 mt2.08mm 分度圆直径 dmnz/cos d149.92mmd2210.08mm 13 bdd1 齿宽 取： b168mmb260mm （4）齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数zV1z1/cos326zV2z2/cos3114 由图2-10,查得YFaYFa12.71YFa22.26 YFa 应力修正系数由图2-21查得 YSa11.58YSa21.76 YSa 由图2-22查取 螺旋角系数YY0.870.75/cos2b 重合度系数Y 齿向载荷分布系数Y0.250.75/v0.250.679Y0.679 b/h60/2.25213.3 由图2-9查取 KF1.37 KF 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim 由表2-17查最小安全系数由图2-18确定尺寸系数Flim1300N/mm2Flim2270N/mm2SFmin1.25 YX1YX21.0 SFmin YX 由图2-32确定弯曲寿命系数YNT YST1YST22YVrelT1YVrelT21许用弯曲应力另外取YNT10.88YNT20.90YRrelT1YRrelT21 FtYFa1YSa1YYb1mn FP校核 F1KAKVKFKF1481.922.716021.580.6790.87124.38MPa1.51.121.371.73F1124.38N/mm2F2115.54N/mm2F2F1YFa2YSa/YFa1/YSa22 115.54MPa FP1 FP230020.88111422.4MPa1.25FP1422.4MPa FP2388.8MPa27020.90111388.8MPa1.25 静强度校核 F1FP1F2FP2合格 因传动无严重过载，故不作静强度校核 （5）小结：齿轮主要传动尺寸列表 压力角n 模数20 mmn 2mm 15.942 螺旋角 分度圆直径d 齿顶高d149.92mmd2210.08mm hahaham12 2mm 15 齿根高hf 齿顶间隙C 齿根圆直径hfhfm1.252 C0.25m0.252 df1d12hfdf2d22hfa2.5mm 0．5mm df df144.92mmdf1205.08mm 中 心 距a 1d1d22 130mm b168mm 齿 宽b b2bdd1 b1b5~10mmb260mm 齿顶圆直径da1d12ha da153.92mm da da2d22hada2214.08mm 5.2 开式齿轮传动设计 考虑到主动轮的转速不是很高（约为228.03r/min）,传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮和大齿轮都用45号钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取240HB，精度等级选为8级。由于开式齿轮的主要失效形式为弯曲疲劳折断和磨粒磨损，开式齿轮的设计按弯曲疲劳强度进行计算，并将得出的模数增大10%~20%来考虑磨损影响，由于磨损速度大大超过齿面疲劳裂纹扩展，故无需进行解除疲劳强度计算。为使支承结构简单，开式齿轮选用直齿圆柱齿硬齿面。 计算项目 （1）初步设计计算 转矩T1 计算内容 计算结果 T19.55106P n1T1149.777Nm 齿宽系数d 接触疲劳极限由表2-14，取d0.3 由教材《机械设计》图2-30得到； d0.3 Hlim1270MPaHllim2270MPaHlim Am值 动载荷系数由表B-4，估计0取Am12.6 Am12.6 K1.4 z125 K1.4 z125 K 初步估计齿轮齿数z1 齿形系数YFaz125 由图2-10,查得YFa YFa12.65 应力修正系数由图2-21查得 YSaYSa11.59 初取 初步计算小齿轮直径（开式软齿面） d1 mnAm312.632KTY1Fa1YSa1dZ12F11.4149.7772.651.590.32522703.27mmbdd1 mn3.5mm d187.5mm 初步齿宽b （2）校核计算 圆周速度 精度等级 b26.25mm vd1n160100087.5228.03601000 v1.045m/s8级精度 由表2-1选择 由z125 取z125，z276 z2i21z175,互质，取76 齿数z、模数m d2mnz23.576266mm 由表2-4取mn3.5 由表教材2-7原动机均匀平稳，工作机有中等冲击 由教材图2-6 d2=266mm mn3.5mm KA1.5 使用系数 动载系数 KV1.06 17 齿向载荷分布系数 KHb3ABC10bd12KH1.2 1.170.160.320.6110326.25 1.2由表2-5得 a129.53 a1darccosb1da187.5cos20arccos87.53.5229.53重合度系数 a2arccosdb2da2 a223.71 266cos20arccos2663.5223.71 1.628 1z1tana1tann2z2tana2tann1.719 齿形系数z125z276 由图2-10,查得YFa YFa YFa12.65YFa22.26 应力修正系数由图2-21查得 YSa11.59YSa21.76 0.75Y0.6863YSa 重合度系数Y Y0.250.75/v0.250.6863Ft2T1/d1  Ft3423.47N 齿间载荷分配系数 KF11.457 YKF1.457 齿向载荷分布系数b/h26.25/2.253.53.365KF1.14 KF 由图2-9查取 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim 由表2-17查最小安全系数由图2-18确定尺寸系数Flim1270N/mm2Flim2270N/mm2SFmin1.25 YX1YX21.0 SFmin YX 由图2-32确定弯曲寿命系数YNT YST1YST22YVrelT1YVrelT21许用弯曲应力YNT10.90YNT20.93YYRrelT21 另外取RrelT1F1KAKVKFKFFtYFa1YSa1YYb1mn FP 3423.471.51.061.141.45787.53.50.32.651.590.68631284.569MPaF1284.569N/mm2F2268.637N/mm2F2F1YFa2YSa/YFa1/YSa22 FP1388.8MPa 268.637MPaFP1FP2 27020.9111388.8MPa 1.25401.76MPa FP227020.93111401.76MPa 1.25F1FP1F2FP2合格 因传动无严重过载,故不作静强度校核 静强度校核 （3）小结：齿轮主要传动尺寸列表 压力角n mmn 20 模数4mm(按要求增加14.3%) 分度圆直径d 齿顶高d1100mmd2304mm haham14 4mm ha 19 齿根高hf 齿顶间隙C 齿根圆直径hfhfm1.254 C0.25m0.254 df1d12hfdf2d22hfa5mm 1mm df df190mmdf1294mm 中 心 距a 1d1d22 202mm b138mm 齿 宽b b2bdd1 b1b5~10mmb230mm 齿顶圆直径da1d12ha da1108mm da da2d22hada2312mm 第六章 轴的设计计算和校核 6.1高速轴的设计与校核： 计算项目 材料的选择 材料系数 计算内容 为45号钢，正火处理，硬度HB=170~217 查表1-3有 计算结果 C=112 dC3估算轴径 P3.7242112317.59mmn960取dmin20mm按联轴器标准，取d=20mm 齿轮圆周力 Ft12T1d11481.92N Ft11481.92N 齿轮径向力 Fr1tanntan20oFt11481.92coscos15.942o Fr1560.95N 560.95N齿轮轴向力 轴受力图 Fa1Ft1tan423.31NFa1423.31N Fav740.96N竖直面反力及弯矩 FavFbvFt2 Fbv740.96NMvc50014.8Nmm MvcFavl740.9667.550014.8Nmm 221 竖直面内收力图 垂直面弯矩图 Fah水平面反力及弯矩 Frl2Farl Fah358.87N FbhFrFaFbh202.08N'Mhc13640Nmm 'MhcFbhl13640Nmm2\"MhcFahl24223.725Nmm2 \"Mhc24223.725Nmm 水平面受力图 水平面弯矩图 Ma142890Nmm合成弯矩 MMVMH22Mc1160895Nmm Mc2162153Nmm TT137048Nmm合成弯矩图 转矩图 用插入法由表1-4中求得 ，1b55MPa,1b95MPa应力校正系数  1b551b95 0.58 截面C出是危险面 0.58 计算当量弯矩 M'M2(T)2 Ma59581.85Nmm 当量弯矩图 需用弯曲应力为 1b55MPa 校核 MMebeW0.1d3 bc9.3MPa55MPa 符合要求 6.2低速轴的设计与校核 计算项目 材料的选择 材料系数 估算轴径 计算内容 为45号钢，正火处理，硬度HB=170~217 查表1-3有 计算结果 C=112 dC3P3.5763112328.03mmn228.03 取d2min30mm 所受转矩 T2149.777Nm 齿轮圆周力 Ft22T22995.54Nd2Ft22995.54N 23 齿轮径向力 Fr2Ft2tann2995.54tan20o1090.29N Fr21090.29N 轴受力图 垂直面反力与弯矩 Ft1lFt1l22Fav2948.78NlFbvFavFt2Ft14459.4NMbvFt2l2298056.23NmmMcvFavl199042.65Nmm2 Fav2948.78NFbv4459.4N Mbv298056.23NmmMcv199042.65Nmm 垂直面内收力图 垂直面弯矩图 Fr2l2Fr1lFa1r2Fah366.74NF366.74NahlFbh2017.98NFbhFr2Fr1Fa12017.98N水平面反力及弯矩 MbhFr2l2=108483.855NmmMc'hFahl2475.95Nmm2\"'McMhchFa1r45920.45Nmm Mbh=108483.855NmmMc'h2475.95Nmm\"Mch45920.45Nmm 水平面受力图 水平面弯矩图 Mb317184.90Nmm22合成弯矩计算 MMVMHMc1200576.13Nmm Mc2204271.06Nmm 合成弯矩图 转矩图 TT2149.777Nmm用插入法由表1-4中求得 ， 1b55MPa,1b95MPa应力校正系数 1b551b950.58 0.58 当量弯矩图 截面B出是危险面 计算当量弯矩 M'M2(T)2 Mbe318496.12Nmm 需用弯曲应力为 1b55MPa 校核 b49.77MPa55MPa 符合要求 b MeMeW0.1d3 25 第七章 滚动轴承的选择和寿命计算 7.1高速轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选2尺寸系列的深沟球轴承6207。下面进行校核： 计算项目 轴承主要性能参数 计算内容 查手册6207轴承主要性能参数如下： 计算结果 d=40mm,D=72mm,B=17mm， C0r15.2KN,Cr25.5KN； C0r15.2KNCr25.5KN 轴承受力分析 Far轴承受力情况 22FavFah823.29N Far823.29N Fbr 22FbvFbh768.02N Fbr768.02N 由表8-7，确定A端X、Y值 Fa1C0r0.028， 得e10.22 X0.56 Y1.99 Fa10.51e1Far 由表8-8查得 冲击载荷系数 A端轴承当量动载荷 fd1 PfdXFrYFaP11433.77N 由于确定B端X、Y值 Fa20， X1 Y0 Fa20e2Fbr 由表8-8查得 冲击载荷系数 B端轴承当量动载荷 fd1 PfdXFrYFaP2768.02N L10h轴承寿命 16670CrnPL10h129997.476h3 1667025500（球轴承3） 9601303.43129997.476hL10h48000h寿命合格 7.2低速轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选2尺寸系列的深沟球轴承6208。下面进行校核： 计算项目 轴承主要性能参数 计算内容 查手册7010C轴承主要性能参数如下： d=40mm,D=80mm,B=18mm, 计算结果 C0r18KNCr29.5KN C0r18KN,Cr29.5KN； 轴承受力分析 Far轴承受力情况 22FavFah2971.50N； 22FbvFbh4459.4NFar2971.50N Fbr； Fbr4894.74N A端为紧端，则 确定紧端 Fa1432.31NFa20N 由表8-7，Fa1C0r0.024确定A端X、Y值 ， 得e10.21 X1 Y0 Fa10.14e1Far 由表8-8查得 冲击载荷系数 A端轴承当量动载荷 fd1 PfdXFrYFaP12971.5N 27 由表8-7，确定D端X、Y值 Fa20NX1 Y0 Fa20e2Fr2 D端轴承当量载荷 PfdXFrYFa P214894.74N L10h16670CrnPL10h16000h3 轴承寿命 1667029500（球轴承3） 228.034894.7416000h14400hL10h48000h 该轴承只能满足三年寿命要求，因此三年大修期时应更换此轴承 第八章 键和联轴器的选择 8.1 键的选择 键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。 计算项目 键的选择和参数 转 矩 键 长 接触长度 计算内容 静联接,选用普通平键A型，由手册查得d=22mm时，选用键640 GB/T1096-2003 计 算 结 果 （1）高速轴与联轴器连接键的选择和校核 T37.048Nm L40mm l'Lb40mm6mm 查表可得45号钢的许用挤压应力为 l'32mm 许用挤压应力P校 核 =（100-120）MPa pPP 满足要求 4T437.048103P'MPa hld6322235.083MPa（2）低速轴与闭式减速大齿轮连接键的选择和校核 键的选择和参数 转 矩 键 长 接触长度 许用挤压应力静联接,选用普通平键A型，由手册查得d=52mm时，选用键1650 GB/T1096-2003 T149.777Nm L50mm l'34mm l'Lb 查表可得钢的许用挤压应力为 P=（100-120）MPa P校 核 PP要求 满足4T4149.777103P'MPahld103452mm33.886MPa 29 （3）低速轴与二级开式减速小齿轮连接键的选择和校核 键的选择和参数 转 矩 键 长 接触长度 许用挤压应力静联接,选用普通平键A型，由手册查得 d=30mm时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，选用键828 GB/T1096-2003 T149.777Nm L32mm l'24mm l'Lb 查表可得钢的许用挤压应力为 P=（100-120）MPa P校 核 PP足要求 故满4T4149.777103P'MPahld72430118.87MPa 8.2 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，取工作情况系数 k1.3 选用TL5 ZA25×62/YA25×62型（GB4323-84）弹性套柱销联轴器,根据主动轴连接联轴器处d24mm，将各种参数列表如下： 型号 TL4 公称转矩T 63 许用轴孔直转数n 径d 5700 22 轴孔长度L 52 轴孔类外径D 材料 型 106 HT 200 Y型 TL4 ZA2252YA2252型 GB/T 4323-2002 弹性套柱销联轴器 联轴器承受转矩 KP01.33.7242Tc9550955048.16N.mT63N.mn0960故： 合适

第九章 润滑的选择

9.1闭式减速齿轮的润滑

减速器中的一级闭式减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度（2.51m/s）小于12m/s，因此采用浸油润滑，选用LAN22全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少1个齿高，一般不应小于10mm。

9.2滚动轴承的润滑

两对深沟球轴承轴承处的零件轮缘线速度均小于2m/s，所以应考虑使用油脂润滑，

533600210mmrpmdndn但应对轴承处值进行计算。经计算，小齿轮轴值为

，

59121.2210mmrpm，因此，两对深沟球轴承宜用油脂润滑。 dn大齿轮轴值为

采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。

在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以选用通用锂基润滑脂（GB73241987），它适用于20~120C宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为ZL1的润滑脂。

第十章 密封形式的选择

为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、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：（1）由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，高速轴与轴承盖间V <3m/s，采用半粗羊毛毡封油圈，低速轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用半粗羊毛毡封油圈。（2）轴承内部与机体内部处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。（3）箱座与箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式

31

第十一章 减速器机体各部分结构尺寸其它技术说明 11.1 减速器集体各部分尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 箱盖与箱座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 齿轮轮毂端面与内机壁距离 轴承端盖外径 符号 减速器型式及尺寸 mm 通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取8mm 通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取18mm  1 b b1 b1.512mm 取b12mm b11.5112mm 取b112mm b2 df 2.520mm 取b220mm 0.036a1216.68mm 取df20mm 取n4 n d1 d2 d3 0.75df 取d116mm 0.5~0.6df 取d210mm 0.4~0.5df 取d38mm d4 0.3~0.4df 取d46mm d Δ2 取d8mm >8mm 取Δ2=21mm D2 D5~5.5d3 取D2小齿轮112mmD2大齿轮120mm 轴承端盖凸缘厚度 t 1~1.2d3 取t10mm 11.2其它技术说明： ①减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。 ②在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。 ③轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3。 ④减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。润滑轴承的润33 滑脂应定期添加。

⑤在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。

⑥对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。 ⑦减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。

空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。

负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过35c，轴温升不得超过40c。

⑧搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。

⑨机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。

参考文献

[1] 王之栎，王大康.机械设计综合课程设计［Ｍ］.北京: 机械工业出版社，2007.8 [2] 王之栎，马纲，陈心颐.机械设计［Ｍ］.北京： 航空航天大学出版社，2011.8