机械设计 起重机、二级圆柱斜齿轮减速器课程设计.doc

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1、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

2、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

3、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

4、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

5、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= =

6、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；0.960.980.837；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

7、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

8、。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=423=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)

9、、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

10、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=419=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

11、圆直径d=d=齿轮宽度：=148.95=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

12、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

13、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=4.423=206.8 取z=207。3.2.4几何尺寸计算计算中心距：a=327

14、.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：=1121.1=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4.820.984.72kW =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

15、,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

16、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20m

17、m(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

18、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

19、=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

20、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5.020.984.92kW =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=2155.570.246179=530.66N已知中间轴大齿轮的分度圆直径为

21、=195.82而 F= = F F= Ftan=1333.060.246179=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37679.5230650.57159324.411

22、65994.48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5.230.985.13kW =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。

23、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

24、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-

25、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

26、，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6640 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

27、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6640 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

28、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10836 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

29、：键10836 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6640 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

30、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=185.4950000h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

31、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

32、。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。=81346h50000h所以轴承的选取合理7.联轴器的选择与校核7.1 高速轴

33、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=45.70Nm3) 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2500Nm，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=1267.12Nm3) 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2500Nm，许用最大转速为3870r/min，轴颈为4063

34、mm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/(601000)=3.1448.951440/(601000)=3.69m/s低速齿轮 V3=d4n3/(601000)=3.14533.481.82/(601000)2.28m/s中间轴齿轮V2=d2n2/(601000)=3.1412.1360/(601000)2.28m/sV2=d3n2/(601000)=3.14195.82360

35、/(601000)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

36、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a1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 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

37、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：DDD1SLlad1M201.53025.42228154610.3 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