機械設計課程設計 課程名稱 : 機械設計課程設計 題目名稱 : 鏈式輸送機上的蝸桿減速器 學 院 : * 專業班級 : * 學 號 : * 姓 名 : * 指導教師 : * 目錄 第一章 . 3 1.1 機械設計課程設計 任務書 . 3 1.1.1 設計題目 . 3 1.1 .2 題目數據 . 3 1.1.3 運輸機工作條件 . 4 1.1.4 設計內容： . 4 1.1.5 設計成果要求 . 4 1.2 機構運動簡圖： . 5 第二章 . 5 2 2.1 傳動裝置的運動和動力參數計算： . 5 2.1.1 選擇電動機的類型 . 5 2.1.2 選擇電動機容量 . 5 2.1.3 確定電動機轉速 . 6 2.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比： . 7 2.2.1 計 算總傳動比 . 7 2.2.2 各傳動部件傳動比的分配 . 7 2.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 . 8 2.3.1 各軸轉速 . 8 2.3.3 各軸轉矩 . 8 2.3.4 將上述所計算的結果列表如下 . 8 第三章 傳動零件的設計計算 . 9 3.1 鏈輪傳動的設計計算： . 9 3.1.1 選擇鏈輪齒數 . 9 3.1.2 確定當量的單排鏈的計算功率功率 . 9 3.1.3 選擇鏈條型號和及其主要參數計算 . 9 3.1.4 計算鏈節數和中心距 . 10 3.1.5 計算鏈速 v，確定潤滑方式 . 10 3.1.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 . 10 3.1.7 滾子鏈鏈輪的設計： .11 （ 2） .11 3.2.1 確定計算功率 . 12 3.2.2 選擇 V 帶的帶型： . 12 3.2.3 確定帶輪的基準直徑 . 12 3.2.4 確定 V 帶的中心距 . 12 3.2.5 驗算小帶輪上的包角 . 13 3.2.6 計算帶的根數 z： . 13 3.2.7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 . 13 3.2.8 計算壓軸力 . 14 3.3 蝸桿傳動的設計計算： . 14 3.3.1 選擇蝸桿 傳動類型 . 14 3.3.2 選擇材料 . 14 3.3.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 . 14 3.3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 . 15 3.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度 . 16 3.3.6 驗算效率 . 17 3.3.7 校核蝸輪的齒面接觸強度 . 17 3.3.8 熱平衡校核，初步估計散熱面積 A . 18 3.3.9 精度等級公差和表面粗糙度的確定 . 18 第四章 軸的設計計算及校核 . 18 4.1 蝸輪軸的設計計算： . 18 4.1.1 軸的材料的選擇，確定許用應力 . 18 3 4.1.2 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 . 18 4.1.3 軸承類型及其潤滑與密封方式 ： . 19 4.1.4 軸的結構設計 : . 19 4.1.5 軸、軸承、鍵的強度校核： . 21 4.2 蝸桿軸的設計 . 24 4.2.1 軸的材料的選擇，確定許用應力 ： . 24 4.2.2 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 . 24 4.2.3 軸承類型及其潤滑與密封方式： . 25 4.2.4 軸的結構設計 . 25 4.2.5 蝸桿、軸承、鍵的強度校核 . 26 第五章 箱體的設計計算 . 28 5.1 箱體的結構形式和材料 . 28 5.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 . 28 第六章 鍵等相關標準的選擇 . 29 6.1 鍵的選擇 . 30 6.2 聯軸器的選擇 . 30 6.3 螺栓，螺母，螺釘的選擇 . 30 6.4 銷，墊圈墊片的選擇 . 31 第七章 減速器結構與潤滑的概要說明 . 31 7.1 減速器的結構 . 31 7.2 減速箱體的結構 . 32 7.3 軸承端蓋的結構尺寸 . 32 7.4 減速器的 潤滑與密封 . 32 7.5 減速器附件簡要說明 . 32 第八章 設計總結 . 33 附錄：參考文獻 . 34 第一章 1.1 機械設計課程設計任務書 1.1.1 設計題目 ： 鏈式運輸機減速器 1.1 .2 題目數據 ： 原始數據 題 號 4 B1 曳引鏈拉力 F（ N） 6400 曳引鏈速度 v（ m/s） 0.26 曳引鏈鏈輪齒數 Z 15 曳引鏈節距 P（ mm） 80 1.1.3 運輸機工作條件 ： 運輸器工作平穩，經常滿載，不反轉；兩班工作制，使用期 5 年。曳引鏈速度容許誤差 5%。減速器由一般廠中小批量生產。 1.1.4 設計內容： 1）傳動方案的分析 ； 2）電動機的 選擇（類型、具體型號），傳動比分配； 3）傳動裝置動力參數計算； 4）傳動零件（皮帶輪、齒輪）的設計； 5）軸的設計和計算； 6）軸承及其組合部件設計； 7）鍵、聯軸器的選擇和校核； 8）減速器箱體、潤滑和附件等的設計； 9）裝配圖（ 2 號圖紙）、零件圖（ 3 號圖紙）的繪制； 10）編寫設計計算說明書（ 5000-7000 字） 。 1.1.5 設計成果要求 ： 1）每人 單獨 一組數據，要求獨立認真完成； 2）圖紙要求：減速器裝配圖一張（ A2），零件工作圖兩張（ A3，傳動零件、軸），應按設計獲得的數據用計算機繪 圖。 5 1.2機構運動簡圖： 第二章 2.1傳動裝置的運動和動力參數計算： 2.1.1 選擇電動機的類型 ： 按工作要求和條件選取 Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓 380V。 2.1.2 選擇電動機容量 ： 工作機所需的功率： kwFVPw 1000 =6400*0.26/1000 kw =1.664 kWw 從電動機到工作機輸送帶間的總效率為： 5433221 式中， 1 ， 2 ， 3 ， 4 ， 5 分別是聯軸器、 V 帶傳動、軸承、蝸桿傳動、滾子鏈（開式） 的傳動效率。 查機械手冊有 1 =0.99，2=0.95， 3 =0.98， 4 =0.80， 5 =0.90， 所以5433221 = 90.080.098.095.099.0 32 =0.631。 6 故所需電動機功率 kW64.2kW631.01000 26.06400kW1000 FvP d 2.1.3 確定電動機轉速 ： 鏈輪的輸出轉速為 m i n )/r(138015 26.0100060Pz v100060n 。 查表傳動比合理范圍，取帶傳動的傳動比 42i1 ，蝸桿傳動的傳動比407i 2 ，鏈傳動的傳動比 52i3 ，則總傳動比的合理范圍是 80028i 。 故電動機轉速的可選范圍是： m in )/(1040036413)80028(n d rni 。 符合這一范圍的同步轉速有 750 min/r ， 1000 min/r ， 1500 min/r 和 3000 min/r ，根據容量和轉速，由機械設計課程設計查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，入下表 1 所示： 表 1 方案 電動機型號 額定功率 ）（ kWPd 電動機轉速（ r/min） 電動機重量 總傳動比i 同步轉速 滿載轉速 1 Y100L-2 3 3000 2882 330 221.69 3 Y100L-4 3 1500 1420 380 109.23 3 Y132S-6 3 1000 960 630 73.85 4 Y132M-8 3 750 710 790 54.62 設計中常選用同步轉速為 1000 或 1500r/min 的電動機，如無特殊要求，一般不選用轉速為750 和 3000r/min 的電動機，故初選轉速為 1500r/min 的電動機，則方案 2 比較合適，因此選定電動機信號為 Y100L-4，其主要性能參數如下表 2 所示： 表 2 型號 額定功率 /kW 滿載情況 額定電流堵轉電流 /A 額定轉矩堵轉轉矩 /N m 額定轉矩最大轉矩/N m 轉速r/min 電流/A 效率 /% 功率因素 Y100L-4 3 1420 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.2 該電動機為臥式，機座帶底腳，端蓋上無凸緣的 Y 系列三相異步電動機，外形特征如下 7 主要安裝尺寸如下表 3 所示： 表 3 單位： mm 中心高 外形尺寸 HDAD2/ACL ）（ 底腳安裝尺寸 BA 地腳螺栓孔直徑 K 軸申尺寸ED 裝鏈部位尺寸 GDF 100 2451802/205380 ）（ 140601 12 6028 009.0 004.0 428 2.2 計算傳 動裝置的總傳動比并分配傳動比： 2.2.1 計算總傳動比 因為選用的電動機型號是 Y100L-4，滿載轉速為 r/min1420n m ，故總傳動比是 23.109131 4 2 0 nni mn 2.2.2 各傳動部件傳動比的分配 查機械設計課程設計表 2-3，知鏈傳動的傳動比是 24， V 帶傳動的傳動比是 25，蝸桿減速器推薦的傳動比范圍是 740，所以 210 iiiin 式中，0i， 1 i ， 2 i 分別是鏈傳動、 V 帶傳動、減速器的傳動比。 鏈傳動的傳動比由其齒數決定： 根據機械設計（第八版）可知，為了減少動載荷，小鏈輪的齒數 25z1 ，故取 25z1 ；為了不發生脫鏈， 1z 不宜過大，又因為鏈節通常是偶數，則 2z 最好為奇數，由鏈輪齒數優先序列選擇 57z2 ，所以 8 28.22557zzi120 為了使 V 帶傳動外輪廓尺寸不至于過大，初步選 395.2i1 ，蝸桿減速器 20i2 ，故 212.10916328.2i i ii210 實 速度驗算 ）（實實r / m in002.1344.1091420inn m 05.00 0 0 1 5.013)002.1313(n)nn( 實誤差率 經驗算可知，分 配的傳動比符合條件要求。 2.3計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 2.3.1 各軸轉速 ： 蝸桿軸 m i n )/(902.592m in )/(395.21420n 11 rrin m 蝸輪軸 m i n )/(645.29m in )/(20395.2 1420212 rrinn 鏈輪軸 m i n )/(002.13m i n )/(28.220395.2 1420023 rrinn 2.3.2 各軸輸入功率 ： 蝸桿軸 ）（）（ kW41.2kW98.095.099.064.2PP 23221d1 蝸輪軸 ）（）（ kW89.1kW80.098.095.099.064.2PP 224312 鏈輪軸 ）（）（ kW67.1kW90.098.095.099.064.2PP 325323 2.3.3 各軸轉矩 ： 電動機輸出 )(176.20)(142039550nP9550T dd mNmN 蝸桿軸 )(092.44)(98.095.099.0395.2176.20TT 232211d1 mNmNi 蝸輪軸 )(363.691)(98.080.020092.44TT 43212 mNmNi 鏈輪軸 )(303.1390)(98.090.028.2363.691TT 53023 mNmNi 2.3.4 將上述所計算的結果列表如下 ： 9 軸名 功率 P（ kW） 轉矩（） 轉速（） 傳動比 效率 電動機軸 3 20.176 蝸桿軸 44.092 592.902 20 蝸輪軸 691.363 645 2.395 鏈輪軸 1390.303 3.002 第三章 傳動零件的設計計算 3.1 鏈輪傳動的設計計算： 3.1.1 選擇鏈輪齒數 ： 前面已經選 取了小鏈輪齒數 25z1 ，大鏈輪的齒數為 57z2 。 3.1.2 確定當量的單排鏈的計算功率功率 ： AzcapKKP K P 式中：AK 工況系數 zK 主動鏈輪齒數系數 pK 多排鏈系數，雙排鏈時 pK =1.75，三排鏈時 pK =2.5 P 傳動的功率， 查機械設計（第八版）表 -得，AK 1.0, zK=1.1, 單排鏈 pK =1,所以 kW079.2kW89.11 . 0 1 . 11 . 0PK KKPpZAca 3.1.3 選擇鏈條型號和及其主要參數計算 ： 根據 kW079.2Pca 及主動鏈輪轉速 r/min645.29n 2 ，查機械設計手冊 可選用 48A 1 型號。 該型號滾子鏈規格和主要參數如下表： ISO 鏈號 節距 P 滾子直徑 d1 max 內鏈節圓寬 b1 min 銷軸直徑 d2 max 排距 Pt 內鏈板高度 h2 max 抗拒載荷 單排min 雙排min mm kw 48A 76.2 47.63 47.35 23.81 87.83 72.39 500.4 1000.8 10 3.1.4 計算鏈節數和中心距 初選中心距 mm38102286mm2.765030p50300 ）（）（a 取 mma 30000 。則相應的鏈節數為 746.1193000 2.762 25572 57252.7630002p2 zz2 zzP2L 202122100p aa 取鏈長節數 120pL節。 鏈傳動的最大中心距為： 21p1 zzL2pf a 式中：1f為中心距計算系數，由 969.2255725120zzzL121p ，查機械設計手冊（第八版）表 9-7得 24795.0f1 。 所以，鏈傳動的最大中心距為 mma 219.2985572512022.762 4 7 9 5.0zzL2pf 21p1 3.1.5 計算鏈速 v，確定潤滑方式 ： smpznv /941.0100060 2.7625645.29100060 11 式中 1n 是小鏈輪的轉速，根據鏈速 smv /941.0 和鏈號 48A 1，查機械設計手冊可知應采用油池潤滑或飛濺潤滑。 3.1.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 ： eFp FKpF 式中： eF 有效圓周力， N fpK 壓軸力系數，水平傳動 fpK =1.15，垂直傳動 fpK =1.05。 有效圓周力為 NNvPF e 708.1774941.0 67.110001000 所以，壓軸力 NNFKeFp 914.2040708.177415.1F p 11 3.1.7 滾子鏈鏈輪的設計： （ 1）鏈輪的基本參數及主要尺寸 由于選用單排鏈結構，因此鏈輪的基本參數是配用鏈條的節距 p，套筒的最大外徑 d1、 排距 pt及齒數 z，則 mm2.76p ， 251 z ， pt =87.83mm， mmd 63.471 分度圓直徑mmzpd 979.60725180s in2.76180s in11 齒頂圓直徑 mmdzpdd a 026.48963.47)25 6.11(2.76979.607)6.11( 11m i n1 mmdpdd a 599.65563.472.7625.1979.60725.1 1max1 齒根圓直徑 mmddd f 349.56063.47979.60711 齒高 mmdph a 285.14)63.472.76(5.0)(5.0 1m i n1 mmz pdph a 248.2625 2.768.063.475.02.76625.08.05.0625.011m ax1 最大軸凸緣直徑 mmhzpd g 139.52776.039.7204.125180c o t2.7676.004.1180c o t 211 齒寬 mmbbf 983.4435.4795.095.0 11 齒側倒角 mmpba 906.913.0 公稱 齒側半徑 mmprx 2.76公稱 齒全寬 mmbpnbftfn 983.44983.440)1( 1 （ 2） 鏈輪的 材料 材料應能保證輪齒具有足夠的強度和耐磨性，用 15 號鋼，齒面多經滲碳、淬火、回火的熱處理。工作時，小鏈輪輪齒參與嚙合的次數比大鏈輪多，磨損、沖擊較嚴重，所以小鏈輪的材料選用 20 號鋼，進行正火熱處理，齒面硬度較高。 12 3.2 V 帶的設計 3.2.1 確定計算功率caP： 由機械設計（第八版）表 8-7 查得工作情況系數 2.1AK ，故 kWkWPKP Aca 6.332.1 3.2.2 選擇 V 帶 的帶型： 根據caP、 min/14201 rn 由圖 8-11 選擇 A 型。 3.2.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 v： 1）初選小帶輪的基準直徑 1dd 。由表 8-6 和表 8-8，取小帶輪的基準直徑mmdd 901 。 2）驗算帶速 v。按照公式 100060 111 ndv d 驗算帶的速度 smsmndv d /692.6/1 0 0 060 1 4 2 0901 0 0 060 111 因為速度 5m/svP2，故按軸承的受力大小驗算，軸承的基本額定動載荷通過查表可得NC 59250 則軸承的壽命為 YFF rd 2 24 要求。則選擇的軸承滿足工作由于 ,2 4 0 0 05163002 9 7 1 5 6852.5695 9 2 5 0645.2960106010 31063106hhhhLLhhLhPCnL （ 6）鍵的強度校核： 按軸段 mmd 694 由 GB1095-2003， 查得鍵平面 mmmmhb 1220 ，即鍵寬 b=20mm；鍵高 h=12mm，因為渦輪輪轂的長度為 90mm，故取 標準鍵長 80mm。 l=L-b=80-20=60mm， k=0.5h=0.5 12=6mm M P adlkTp 665.5569606 6 9 1 3 6 32102 324 查得靜荷時的許用擠壓應力 p=150 4F ，所以擠壓強度足夠。由普通平鍵標準查得軸槽深 t=7.5 2.00mm，轂槽深1t=4.9 2.00mm。 4.2 蝸桿軸的設計 4.2.1 軸的材料的選擇，確定許用應力 ： 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選材 45 鋼，淬火處理。 b=600MPa 1b =55MPa 4.2.2 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，淬火處理。根據設計手冊，取 A=112，于是得： mmnpAd 874.17902.592 41.2112 33110 聯軸器的計算轉矩1TKT Aca ，查表 14-1，取AK=1.5，則 mNTKT Aca 138.66092.445.11 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查表 GB/T 5014-2003 選用 HL1 彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 mN160 ，半聯軸器的孔徑 d= 22mm， 25 即軸向直徑取1d=22mm，半聯軸器長度 L=52mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為： 1L =38mm。 4.2.3 軸承類型及其潤滑與密封方式： 采用單列圓錐滾子軸承，并采用凸緣式軸承通蓋和嵌入式軸承蓋，實現軸承系兩端單向固定。 4.2.4 軸的結構設計 蝸桿軸簡圖 （ 1）從軸段1d=22mm 開始逐漸選取軸段直徑，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1d右端需制出一軸肩，故取2d=28mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=30mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故1L的長度應比 L 略短一些，現取1L=36mm。 （ 2）初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據2d=28mm,初步選取 0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30207，其尺寸為 mmmmmmTDd 25.187235 ，故 3d 9d=35mm；而 mmmmLmmL 5.3625.182,25.1893 。 軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得 30207型軸承的定位軸肩高度為 h=4mm，因此，取 84 dd 43mm。軸環寬度 hb 4.1 ,取84 LL =10mm。 （ 3） 5和 7 處有退刀槽 ,因 mmdddf )42(175 ，所以選 mmdd 6.3775 。 26 （ 4）6d取蝸桿齒頂圓直徑16 60 admmd 。 （ 5）軸承端蓋總寬度取 24.6mm，根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取其外端面與半聯軸器左端面間的距離 l=30mm ，故 mmL 6.54306.242 。 （ 6）4d和5d為退刀槽那段軸端長度： L7+L8=L4+L5=70mm，所以5L=7L=60mm。 （ 7）6d軸段的長度：查手冊 ， 412 z，又 因為 mmmmmzL 108255411.05.12251.05.12 26 所以取6L=110mm。 （ 8）蝸桿總長 L=（ 36+54.6+18.25+10+60+110+60+10+36.5） mm=395.35mm 其中 軸徑 1d=22mm； 2d=28mm； 3d=35mm； 4d=43mm； 5d=37.6mm； 6d=60mm； 7d=37.6mm； 8d=43mm； 9d=35mm。 長度 mmL 361 mmL 6.542 mmL 25.183 ； mmL 104 mmL 605 mmL 1106 ； mmL 607 mmL 108 mmL 5.369 。 4.2.5 蝸桿、軸承、鍵的強度校 核 （ 1）校核 30207 查表 GB/T297-1994 表 12-4 額定動載荷 Cr=54.2 103 N； 基本靜載荷 Cor=63.5 103 N,e=0.37,Y=1.6,oY=0.9。 （ 2）求兩軸承受到的徑向載荷1rF和2rF 由前面設計蝸輪時求 得的： VrF1= 1NVF =240.916N；VrF2=2NVF=-0.522N 27 HrF1=1HF=381.396N；HrF2=2HF=279.204N NFFFNFFFHvHv204.279204.279522.0114.451396.381916.2402222222111 （ 3）求兩軸承計算軸向力1aF和2aF 查表 GB/T297-1994 12-4 可知， e=0.37 NYFFNYFFrdrd251.876.12204.2792/973.1406.12114.4512/2211 由公式2221 2dTFF ta 求蝸桿受軸向力 NFF NFFF da daea 251.87 851.747251.876.66022 21 (4)求當量動載荷1P和2P eFFra 658.1114.451 851.74711 eFFra 312.0204.2798 7 .2 5 122 由表 13-5 分別計算1P、2P，取pf=1.0,則 1P=pf(X11rF+Y11aF) =1.0 （ 0.4 451.114+1.6 747.851） =1377 N 2P=pf（ 12rF） =1.0 279.204=279.204 N （ 5）驗算軸承壽命 因為1P2P，所以按軸承的受力大小計算：hhpCnL h 192007 1 1 8 7 4137728840902.59260 106010 3106116 28 所以軸承滿足壽命要求（ c為基本額定動載荷，由設計手冊選擇）。 （ 6）鍵的強度校核 鍵選擇的是： b h=6mm 6mm； L=32mm l=L-b=32-6=26mm； k=0.5 h=0.5 6=3mm M P aM P aK ldT p 110834.8322263 719302102 3 因此，鍵的強度足夠。 第五章 箱體的 設計計算 5.1 箱體的結構形式和材料 采用上置式蝸桿減速器。鑄造箱體，材料 HT150。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚 8 10mm，取 =11mm。 5.2鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 名稱 減速器型式及尺寸關系（ mm） 箱座壁厚 =11 箱蓋壁厚 1 1=10 箱座凸緣厚度 b， 箱蓋凸緣厚度 b1， 箱座底凸緣厚度 b2 b=1.5 =16.5 b1=1.5 =16.5 b2=2.5 =27.5 地腳螺釘直徑及數目 df=17.76 n=4 箱座、箱蓋上的肋厚 m=9.5、1m=9 軸承旁聯接螺栓直徑 d1=13.32 箱蓋，箱座聯接螺栓直徑 d2=10 螺栓間距 L=150 軸承端蓋螺釘直徑 d3=8 螺釘數目 6 視孔蓋螺釘直徑 d4=6 29 df， d1， d2至外壁距離 C1=26,22,16 d1， d2至凸緣邊緣距離 C2=16,14 軸承端蓋外徑 （蝸輪軸）凸緣式： D2=132，嵌入式： D2=122.5 (蝸桿軸 )凸緣式： D2=126，嵌入式： D2=116.25 軸承旁聯接螺栓距離 S=127 軸承旁凸臺半徑 R1=30 軸承旁凸臺高度 h 根據軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定 蝸輪外圓與 箱內壁間距離 1 =14 蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 2 =12 地腳螺栓通孔直徑 fd =30 地腳螺栓沉頭座直徑 oD=60 地腳螺栓底座凸緣尺寸 C1=35,C2=30 聯接螺栓直徑 d=16 聯接螺栓通孔直徑 d =17.5 聯接螺栓沉頭座直徑 D=33 聯接螺栓底座凸緣尺寸 C1=35， C2=30 定位銷直徑 d=7.5 吊環螺釘直徑 D5= 箱體外壁至軸承座端面的距離 L1=70 軸承端蓋外徑 (蝸輪軸 )D2=130； (蝸桿軸 )D2=125 第六章 鍵等相關標準的選擇 本部分含鍵的選擇聯軸器的選擇，螺栓，螺母，螺釘的選擇墊圈，墊片的選擇，具體內容如下： 30 6.1鍵的選擇 查表 10-33機械設計基礎課程設計： 1、渦輪軸與 齒輪相配合的鍵 A型普通平鍵， b*h*l=20*12*140 2、軸與蝸輪相配合的鍵： A 型普通平鍵， b*h*l=20*12*56 3、渦桿軸與聯軸器相配合的鍵 A型普通平鍵， b*h*l=6*6*32 4、齒輪軸與齒輪相配合的鍵 A型普通平鍵， b*h*l=22*14*140 5、齒輪軸與聯軸器相配合的鍵 A型普通平鍵， b*h*l=20*12*100 6.2聯軸器的選擇 根據軸設計中的相關數據， 查表 GB/T 5014-2003，蝸桿 選用 HL1 彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 160N.mm，半聯軸器的孔徑 d= 22mm，即 軸向直徑取1d=22mm，半聯軸器長度 L=52，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為： 1L =38mm。 齒輪軸 選用 HL6 彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 3150N.mm，半聯軸器的孔徑d= 70mm，即軸向直徑取1d=70mm，半聯軸器長度 L=142，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為： 1L =107mm。 6.3螺栓，螺母，螺釘的選擇 考慮到減速器的工作條件，后續箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用 螺栓 GB5782-86， M6*12,數量為 12 個 M6*18,數量為 12 個 M8*25,數量為 2 個 M8*30,數量為 4 個 M8*50，數量為 12 個 M16*100,數量為 4個 M20*15， 數量為 1個 螺母 GB6170-86 M8 數量為 4個 31 M16 數量為 4個 M36 數量為 1個 螺釘 GB5782-86 M6 20 數量為 2 個 M8 25， 數量為 24 個 M6 16 數量為 12 個 *（參考機械設計基礎課程設計圖 19-24 配圖） 6.4銷，墊圈墊片的選擇 選用銷 GB117-86， B8*30，數量為 2 個 選用墊圈 GB93-87 數量為 6個 選用氈圈 2個 選用 08F 調整墊片 6 個 *（參考機械設計基礎課程設計圖 10-8 裝配圖） 有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續裝配圖 第七章 減速器結構與潤滑的概要說明 在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。 7.1 減速器的結構 本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照機械設計課程設計手冊圖 19-24 裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿、圓柱齒輪），軸和軸承，聯結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。 箱體為剖分式結構，由 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣 32 器用來及時排放因發熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊耳用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。 7.2減速箱體 的結構 該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式 具體結構詳見裝配圖 7.3軸承端蓋的結構尺寸 詳見零件工