机械设计 起重机、二级圆柱斜齿轮减速器课程设计.doc

1 传动方案设计11.1 传动布置方案21.2 已知条件：31.3 设备工作条件：32. 电动机的选择与运动参数计算32.1 电动机的选择32.2 计算传动比及分配各级传动比42.2 运动参数及动力参数计算53. 传动零件的设计53.1高速级齿轮传动53.1.1 选择齿轮材料及精度等级53.1.2 按齿面接触疲劳强度设计3.1.1 选择齿轮材料及精度等级53.1.3 按齿根弯曲强度校核83.1.4 几何尺寸计算93.2低速级齿轮传动103.2.1 选择齿轮材料及精度等级103.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：103.2.3 按齿根弯曲强度校核123.2.4 几何尺寸计算144. 轴系零件的设计计算144.1 低速轴的设计144.1.1 选取轴的材料144.1.2 求输出轴上的功率、转速、转矩154.1.3 求作用在齿轮上的力154.1.4 初步确定轴的最小直径154.1.5 拟定轴上的装订方案如图3所示154.1.6 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度164.1.7 根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置174.1.8 受力分析174.1.9 作出轴的载荷分析图:174.2 低速轴的设计204.2.1 选取轴的材料中间轴204.2.2 求输出轴上的功率、转速、转矩214.2.3 求作用在齿轮上的力214.2.4 初步确定轴的最小直径214.2.5 根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置224.2.6 受力分析224.3 低速轴的设计244.3.1 选取轴的材料244.3.2 求输出轴上的功率、转速、转矩244.3.3 求作用在齿轮上的力254.3.4 初步确定轴的最小直径254.3.5 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置264.3.6 受力分析264.3.7 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度274.3.8 精确校核轴的疲劳强度.275. 键的选择与校核295.1 高速轴上键的选择295.1.1 高速轴与半联轴器链接的选择295.1.2 高速轴与齿轮1链接的选择305.2中间轴上键的选择305.2.1 齿轮2与轴链接键的选择305.2.2 齿轮3与轴链接键的选择305.3 低速轴上键的选择315.3.1 低速轴与联轴器链接键的选择315.3.2 低速轴与齿轮4链接的选择316. 滚动轴承的选择316.1 高速轴配合轴承的选择316.2 中间轴配合轴承的选择326.3 低速轴配合轴承的选择337. 联轴器的选择与校核347.1 高速轴上联轴器的选择347.2 低速轴上联轴器的选择358. 减速箱的润滑方式和密封种类的选择358.1 润滑方式的选择358.2 润滑油的选择358.3 密封方式的选择359. 箱体的设置3610减速器附件的选择3710.1 观察孔盖3710.2 通气器3810.3 游标3810.4 油塞3810.5 吊环螺钉3810.6 定位销3810.7 起盖螺钉3811. 设计总结3812. 参考资料391 传动方案设计1.1传动布置方案如图1：图1传动布置方案1电动机 2联轴器 3制动器 4减速器 5联轴器6卷筒支承 7钢丝绳 8吊钩 9卷筒1.2已知条件：1、提升重量N2、重物提升速度m/s3、滚筒槽底直径mm 钢丝绳直径 mm1.3设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于±5%。车间有三相交流电源。2.电动机的选择与运动参数计算2.1电动机的选择初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。1、起重力：F= =3675N2、工作机所需要的功率:3、传动装置的总效率；为卷筒的效率,取0.96；为滚动轴承的效率，取0.98；为弹性联轴器的效率，取0.993；为闭式齿轮（7级精度）的传动效率，取0.98；0.96×××0.980.837；4、电机所需的功率：选取电动机的功率：，则=5kw； (5)、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，故电动机转速的可选范围为： 根据电动机型号查表8-53确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入表一，便于比较。表一：电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144017.5838801402Y132M2-65.5100096011.7238801782.2计算传动比及分配各级传动比1、总传动比为=1440/81.89=17.582、分配各级传动比分别是高速级和低速级的传动比。取2.2运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速A轴：B轴：C轴：D轴：2、计算各轴的功率A轴： B轴： C轴： D轴： 3、计算各轴扭矩A轴： B轴： C轴： D轴： 3.传动零件的设计3.1高速级齿轮传动3.1.1选择齿轮材料及精度等级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。小齿轮选用调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS；选取螺旋角，初选螺旋角3.1.2按齿面接触疲劳强度设计：确定有关参数如下：1、传动比：i1=4 取小齿轮齿数z1 =23则大齿轮齿数：z2=i1z1=4×23=92传动比。2、取齿宽系数：。3、载荷系数： 。4、查得材料的弹性影响系数5、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。6、计算应力循环次数：7、取接触疲劳寿命系数;8、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得： 9、计算：1)、试算小齿轮的分度圆直径，代入中较小的值。 2)、计算圆周速度v3)、计算齿宽b4)、计算齿宽与齿高之比模数：齿高： 计算纵向重合度=5)、计算载荷系数根据=3.40m/s,7级精度，查得动载系数=1.12 齿间载荷分配系数:查得使用系数=1 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时， =1.423由b1/h1 =11.11， = 1.423查得： =1.35故载荷系数：6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=d1t7)、计算模数m3.1.3、按齿根弯曲强度校核弯曲强度得设计公式为确定公式内各计算数值1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：= 500MPa查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限：=380MPa取弯曲疲劳寿命系数:KFN1= 0.85KFN2= 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 许用弯曲应力：2、计算载荷系数，根据纵向重合度，从图螺旋角影响系数，查得。计算当量齿数3、查取齿形系数和应力校正系数YFa1=2.65 YSa1=1.58YFa2=2.226 YSa2=1.7644、弯曲应力所以齿轮1、2满足弯曲疲劳强度要求。5、计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值较大。取模数标准值=2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=48.236来计算应有的齿数. 取z=19z=4×19=76 3.1.4几何尺寸计算计算中心距：a=122.39将中心距圆整为122修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正。分度圆直径d=d=齿轮宽度：=1×48.95=48.95mm取B1=55mm B2=49mm3.2低速级齿轮传动3.2.1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS；选取螺旋角，初选螺旋角3.2.2按齿面接触疲劳强度设计：确定有关参数如下：1、传动比： =4.4 取小齿轮齿数=26则大齿轮齿数，取传动比。2、取齿宽系数：。3、载荷系数： 。4、查得材料的弹性影响系数5、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。6、计算应力循环次数：7、取接触疲劳寿命系数;8、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得： 9、计算：1)、试算小齿轮的分度圆直径，代入中较小的值。 2)、计算圆周速度v3)、计算齿宽b计算摸数=4)、计算齿宽与齿高之比齿高： 计算纵向重合度=5)、计算载荷系数根据=4.53m/s,7级精度，查得动载系数=1.12 齿间载荷分配系数:查得使用系数=1 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时， =1.423由=11.55， = 1.423查得： =1.35故载荷系数：6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：7)、计算模数m3.2.3按齿根弯曲强度校核弯曲强度得设计公式为确定公式内各计算数值1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：= 500MPa查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限：=380MPa取弯曲疲劳寿命系数:= 0.85= 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 许用弯曲应力：2、计算载荷系数。根据纵向重合度，从图螺旋角影响系数，查得。计算当量齿数3、查取齿形系数和应力校正系数=2.65 =1.58=2.226 =1.7644、弯曲应力所以齿轮1、2满足弯曲疲劳强度要求。5、计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值较大。取模数标准值=2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数. 取z=47z=4.4×23=206.8 取z=207。3.2.4几何尺寸计算计算中心距：a=327.22将中心距圆整为327。修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正。分度圆直径d=d=齿轮宽度：=1×121.1=121.1mm取=128mm =122mm4.轴系零件的设计计算4.1 低速轴的设计4.1.1选取轴的材料 因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。4.1.2 求输出轴上的功率、转速、转矩×4.82×0.984.72kW =81.82r/min4.1.3 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =533.4而 F= = F 圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图2所图 2示。4.1.4 初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45钢,调质处理,根据轴常用几种材料的及表，查的=35MP,=112。 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩为，查工作系数表，取=2.3因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查弹性柱销联轴器表，根据，选择型弹性柱销联轴器，mm，其公称转矩为2500,半联轴器的长度为，半联轴器与轴的配合长度。4.1.5 拟定轴上的装订方案如图3所示 A B C D 图34.1.6 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为，保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取。选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的接触球轴承7212C型. 对于选取的角接触球轴承其尺寸的为,故;而 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。手册上查得7212C型轴承定位轴肩直径mm，故取。取安装齿轮处的轴段，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为122mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。齿轮的右端采用轴肩定位, 取轴肩高h=4mm,取.轴环宽度,取b=12mm。 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=22mm,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。4.1.7 根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置对于7212C型的角接触球轴承,a=22.4mm,因此,作为简支梁的轴的支承跨距。4.1.8 受力分析 4.1.9 作出轴的载荷分析图: 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=之前已选轴材料为45钢，调质处理。查轴的常用材料及其主要力学性能表表，得=60MP，此轴合理安全。精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面（1）、截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.（2）、 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=16637.5抗扭系数 =0.2=0.2=33275截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =550.92截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=7.58S11.21S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=28749.6抗扭系数 =0.2=0.2=57499.2截面左侧的弯矩M为 M=截面上的扭矩为 =550.92截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =3.16 = 表面质量系数K=K= 安全系数S=11.3S12.12S=1.5 所以它是安全的所以该轴在截面右侧是安全的，本题由于无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可以省去静强度较核。4.2 低速轴的设计4.2.1选取轴的材料中间轴因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。4.2.2 求输出轴上的功率、转速、转矩×5.02×0.984.92kW =360r/min4.2.3 求作用在齿轮上的力已知中间轴小齿轮的分度圆直径为 =121.1而 F= = F F= Ftan=2155.57×0.246179=530.66N已知中间轴大齿轮的分度圆直径为=195.82而 F= = F F= Ftan=1333.06×0.246179=322.32N4.2.4 初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据轴常用几种材料的及表，查的=35MP,=112。 联轴器的计算扭矩为，查工作系数表，取=1.5选取角接触球轴承7206C型d=30 D=62 B=16已知齿轮2、3齿厚，根据低速轴尺寸计算出中间轴尺寸 4.2.5 根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置对于7206C型的角接触球轴承,a=14.2mm,因此,作为简支梁的轴的支承跨距。4.2.6 受力分析37679.5230650.57159324.41165994.48作出轴的载荷分析图:进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=38.67MPa前以选定轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。4.3 低速轴的设计4.3.1选取轴的材料先估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理4.3.2 求输出轴上的功率、转速、转矩×5.23×0.985.13kW =1440r/min4.3.3求作用在齿轮上的力4.3.4初步确定轴的最小直径根据轴常用几种材料的及表，查的=35MP,=112。 联轴器的计算扭矩为，查工作系数表，取=1.5选取角接触球轴承7212C型d=60 D=110 B=22根据低速轴、中间轴尺寸计算出告诉轴尺寸 4.3.5 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置对于7212C型的角接触球轴承,a=19.4mm,因此,作为简支梁的轴的支承跨距。4.3.6 受力分析 作出轴的载荷分析图: 4.3.7 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=之前已选轴材料为45钢，调质处理。查轴的常用材料及其主要力学性能表表，得=60MP，此轴合理安全。4.3.8 精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=21600抗扭系数 =0.2=0.2=43200截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =53.15截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=169.33S150.92S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=28749.6抗扭系数 =0.2=0.2=57499.2截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =53.15截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =3.16 = 表面质量系数K=K= 安全系数S=192.31S126.2S=1.5 所以它是安全的所以该轴在截面右侧是安全的，本题由于无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可以省去静强度较核。5.键的选择与校核5.1 高速轴上键的选择5.1.1 高速轴与半联轴器链接的选择1）由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=34mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=38.29<(合适)键的标记：键6×6×40 GB/T10962003.5.1.2 高速轴与齿轮1链接的选择1）由与此轴与齿轮1链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=30mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=11.84<(合适)键的标记：键6×6×40 GB/T109620035.2中间轴上键的选择5.2.1齿轮2与轴链接键的选择1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=50mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=24mm，键与轮毂键槽的接触高度=4mm，可得=54.38<(合适)键的标记为：键10×8×36 GB/T10962003.5.2.2齿轮3与轴链接键的选择1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=45mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=24mm，键与轮毂键槽的接触高度=4mm，可得=60.43<(合适)键的标记为：键10×8×36 GB/T10962003.5.3 低速轴上键的选择5.3.1低速轴与联轴器链接键的选择1）由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=34mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=600.13<(合适)键的标记：键6×6×40 GB/T10962003.5.3.2 低速轴与齿轮4链接的选择1）由与此轴与齿轮1链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=30mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=185.49<(合适)键的标记：键6×6×40 GB/T109620036. 滚动轴承的选择6.1 高速轴配合轴承的选择1) 求比值=0.657根据机械设计P321表13-5，角接触球轴承的最大e=0.56，故此时2) 初步计算当量动载荷P，根据机械设计P321表13-6，取。按照机械设计P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.19，则3) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)=12951.84N4) 按照轴承样本选择7212C轴承此轴承的基本额定静载荷=37800N。验算如下：a求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为1.61.4.b用线性插值法求Y值。=1.597，c. 求当量动载荷P。d. 验算30304轴承的寿命。=702642h>50000h所以轴承的选取合理6.2 中间轴配合轴承的选择1) 求比值=0.6451根据机械设计表13-5，角接触球轴承的最大e=0.56，故此时2) 初步计算当量动载荷P，按照机械设计P321表13-6，取。按照机械设计P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.19，则3) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)=7429.20N4) 按照轴承样本选择7206C轴承此轴承的基本额定静载荷C0=12800N。验算如下：a求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.02518，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为2.b. 求当量动载荷P。c. 验算30305轴承的寿命。=86964h >50000h所以轴承的选取合理6.3低速轴配合轴承的选择1) 求比值= 0.6568根据机械设计P321表13-5，角接触球轴承的最大e=0.56，故此时2) 初步计算当量动载荷P，按照机械设计P321表13-6，取。按照机械设计P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.19，则=1135.01N3) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)=7106.57N4) 按照轴承样本选择7212C轴承此轴承的基本额定静载荷C0=37800N。验算如下：a求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为2b. 求当量动载荷P。=1629.30Nc. 验算30309轴承的寿命。=81346h>50000h所以轴承的选取合理7.联轴器的选择与校核7.1 高速轴上联轴器的选择1) 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。2) 载荷计算由机械设计表14-1查得Ka=2.3=45.70N·m3) 型号的选择从GB/T 50142003中查得LX4型弹性套柱联轴器的需用转矩为2500N·m，许用最大转速为3870r/min，轴颈为4063mm之间，故合用。7.2 低速轴上联轴器的选择1) 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。2) 载荷计算由机械设计表14-1查得Ka=2.3=1267.12N·m3) 型号的选择从GB/T 43232003中查得LX4型弹性套柱联轴器的需用转矩为2500N·m，许用最大转速为3870r/min，轴颈为4063mm之间，故合用。8. 减速箱的润滑方式和密封种类的选择8.1 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(60×1000)=3.14×48.95×1440/(60×1000)=3.69m/s低速齿轮 V3=d4n3/(60×1000)=3.14×533.4×81.82/(60×1000)2.28m/s中间轴齿轮V2=d2n2/(60×1000)=3.14×12.1×360/(60×1000)2.28m/sV2=d3n2/(60×1000)=3.14×195.82×360/(60×1000)3.69m/s当齿轮的圆周速率小于12m/s时(vmax=3.69m/s)，通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。再加上齿轮到箱底的距离3050mm，所以油深75mm。8.2 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC90110润滑油。8.3 密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 9.箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+1810mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.90420mm地脚螺钉数目a<250,n=44 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 16 mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) 12 mm联接螺栓d2间距L=150200160 mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) 10 mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) 8 mm定位销直径d=(0.70.8) 10 mm轴承旁凸台半径R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=97mmD12=105mmD13=125mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=122mmD22=130mmD23=150mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离22>10 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm10减速器附件的选择10.1 观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.5410.2 通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M20×1.53025.42228154610.3 游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M124126281064201610.4 油塞dD0LhbDSed1H