機械設計課程設計卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器02

機械設計課程設計說明書設計題目：卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器目錄一、設計任務??????????????????????1、設計題目??????????????????????12、運動簡圖??????????????????????13、工作條件??????????????????????14、原始數據??????????????????????1二、擬定傳動方案????????????????????2三、電動機的選擇????????????????????21、選擇電動機的類型?????????????????2、選擇電動機功率??????????????????3、選擇電動機轉速???????????????????四、總傳動比及傳動比分配????????????????1、計算總傳動比????????????????????2、各級傳動比分配???????????????????五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算????????????41、各軸轉速??????????????????????2、各軸輸入功率????????????????????3、各軸轉矩??????????????????????4、數據總匯??????????????????????六、傳動零件的設計計算?????????????????1、高速級齒輪傳動設計?????????????????1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數????????1.2按齒面接觸強度設計????????????????61.3按齒根彎曲疲勞強度計算??????????????82、低速級齒輪傳動設計?????????????????2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數????????102.2按齒面接觸強度設計????????????????102.3按齒根彎曲疲勞強度計算??????????????12七、軸的設計計算????????????????????141、中間軸結構尺寸設計?????????????????141.1選擇軸的材料???????????????????141.2軸的初步估算???????????????????141.3軸的結構設計???????????????????142、高速（輸入）軸結構尺寸設計?????????????2.1選擇軸的材料???????????????????172.2軸的初步估算???????????????????172.3軸的結構設計???????????????????173、低速軸（輸出軸）設計????????????????193.1選擇軸的材料???????????????????193.2軸的初步估算???????????????????193.3軸的結構設計???????????????????20八、滾動軸承的校核計算?????????????????1、高速軸滾動軸承的校核計算??????????????2、中間軸滾動軸承的校核計算??????????????3、低速軸滾動軸承的校核計算??????????????九、平鍵連接的選用與計算????????????????1、高速軸與聯軸器的鍵聯接選用及計算???????????232、中間軸與齒輪2的鍵聯接選用及計算???????????243、低速軸與齒輪3的鍵聯接選用及計算???????????244、低速軸與聯軸器的鍵聯接選用及計算???????????24十、聯軸器的選擇計算??????????????????251、高速軸輸入端聯軸器的選擇??????????????2、低速軸輸出端聯軸器的選擇??????????????十一、減速器箱體及其附件設計??????????????1、箱體設計??????????????????????2、箱體主要附件作用及形式???????????????2.1通氣器?????????????????????2.2窺視孔和視孔蓋??????????????????2.3油標尺油塞???????????????????2.4油塞??????????????????????2.5定位銷?????????????????????2.6啟蓋螺釘????????????????????2.7起吊裝置????????????????????十二、附圖???????????????????????十三、參考文獻?????????????????????3設計內容設計計算及說明設計結果一、設計任務1、設計題目2、運動簡圖3、工作條件4、原始數據卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器單向運轉，輕微振動，連續(xù)工作，兩班制，使用期限5年，卷筒轉速容許誤差為±5％。卷筒圓周力：Fw=42卷筒直徑:D=420mm卷筒轉速：n=36r/min設計內容設計計算及說明設計結果二、擬定傳動方案三、電動機的選擇1、選擇電動機的類型2、選擇電動機功率機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設計質量的基礎。傳動方案應滿足工作機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，而且要求結構簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。根據已知條件，該設計采用展開式二級圓柱齒輪減速器。電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，根據卷揚機要求選擇應用較廣的Y系列自冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V，其結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農機、風機、輕工機械等。卷筒所需功率Pw已知Fw=42VPw=4200×0.7536/1000=3.電動機至卷筒之間的總效率：η其中η1、η2、η3、ηw查《機械設計計算手冊》得：彈性聯軸器η1=0.99～0.995，取8級精度齒輪傳動η2=0.97，取0.9一對滾動軸承的效率η3=0.99，取卷筒效率ηw=0.96，取η=0.99展開式二級圓柱齒輪減速器。Y系列自冷式籠型三相異步電動機Vw=0.792Pw=3.326η1η2η3ηwη=0.8設計內容設計計算及說明設計結果3、選擇電動機轉速四、總傳動比及傳動比分配1、計算總傳動比2、各級傳動比分配實際需要的電動機輸出功率為：PPd=3.326/0.855=3.8查手冊選電動機定額定功率：Pe查表得兩級減速器機構的推薦傳動比i為8～50。電動機轉速可選范圍：n0=i×n=(8～50)×36=288～電動機同步轉速符合要求的有：750r/min，1000r/min,1500r/min電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速最大轉矩總傳動比Y160M1-847507202.020Y132M1-6410009602.226.67Y112M-44150014402.340從電機價格和減速器造價兩方面考慮，選同步轉速1000r/min的電動機。即：選用Y132M1-6三相異步電動機由《機械設計課程設計指導》查得Y132M1-6型電動機滿載轉速：n0總傳動比i=n0/n=960/36對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，一般按齒輪鄧浸油高度要求，即按各級大齒輪直徑相近的條件分配傳動比，常取i1=（1.3～1.5）i2。（式中i1Pd=3.8PeY132M1-6三相異步電動機i=26.67i1=（1.3～1.5）設計內容設計計算及說明設計結果五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算1、各軸轉速2、各軸輸入功率由于總傳動比i=26.67所以i1*i得出i1=6.12i電機軸取滿載轉速電機軸0軸：n0高速軸Ⅰ軸：nⅠ=n中間軸Ⅱ軸：nⅡ=nⅠ/i1低速軸Ⅲ軸：nⅢ=nⅡ/卷筒軸Ⅳ軸：nⅣ=n已知：η1ηηη電機軸輸入功率取額定功率P0軸：P0Ⅰ軸：PⅠ=P0?η3=Ⅱ軸：PⅡ=PⅠ?η2?η3=3.Ⅲ軸：PⅢ=PⅡ?η2=3.55KWⅣ軸：PⅣ=PⅢ?ηi1i2n0nⅠnⅡ=156.86nⅢ=36nⅣ=36PeP0=PⅠ=3.85PⅡ=3.70PⅢ=3.55PⅣ=3.48設計內容設計計算及說明設計結果3、各軸轉矩4、數據總匯六、傳動零件的設計計算1、高速級齒輪傳動設計1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數0軸：T0=9550×P0/n0=9550×Ⅰ軸：TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550=38.3N?mⅡ軸：TⅡ=9550×PⅡ/n=225.26N?mⅢ軸：TⅢ=9550×PⅢ/n=942.26N?mⅣ軸：TⅣ=9550×PⅣ/n=923.68N?m參數 軸號電動機軸軸=1\*ROMANI軸=2\*ROMANII軸=3\*ROMANIII卷筒軸轉速r/min9609601573636功率KW3.893.853.703.553.48轉矩N.m38.738.3225.26942.26923.68傳動比16.124.361效率0.990.960.960.98根據已知條件，選擇直齒圓柱齒輪;卷揚機為一般工作機，轉速不高，選用8級精度（GB10095-88）;T0=38.7N?TⅠ=38.3N?TⅡ=225.26N?TⅢ=942.26N?TⅣ=923.68N?直齒圓柱齒輪8級精度設計內容設計計算及說明設計結果1.2按齒面接觸強度設計1.2.1查設計手冊確定計算公式中各個數值：查《機械設計計算手冊》，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪選擇45鋼（調質），硬度為240HBS。兩者硬度差為40HBS為使齒輪磨損均勻，小齒輪選擇齒數Z1=24則大齒輪齒數為Z2=Z1×i1取Z2查機械設計教材取齒寬系數?d=1，取標準壓力角α=20此為外嚙合閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸強度為主。由公式d1t試選載荷系數Kt②小齒輪傳遞轉矩T1=TⅠ=38300N③材料的彈性影響系數ZE=189.8M④節(jié)點區(qū)域系數ZH⑤由機械設計教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2⑥計算應力循環(huán)次數：N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×=1.682×10N2=1.682×109⑦從機械設計教材查圖取接觸疲勞壽命細數KHN1=0.90；K⑧計算接觸疲勞許用應力取失效率1%，安全系數S=1，得σH1=KHN1σH2=KHN2小齒輪40Cr大齒輪45鋼Z1Z2σHσH2設計內容設計計算及說明設計結果1.2.2試算小齒輪分度圓直徑1.2.3計算圓周速度1.2.4計算齒寬1.2.5計算齒寬與齒高比1.2.6計算載荷系數1.2.7按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑σH中取較小值=2.32=45.526mmv=πd1tbt=?d?模數mt齒高h=2.25mt=2.25×1.897=4.268bt/h=根據v=2.0m/s，8級精度，查得動載系數KV直齒輪，查表10-2得KHα=KFα取使用系數KA由表10-4用插值法得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.452查圖10-13得K故載荷系數：K==1.25×1.15×1×1.452=2.087d1=d1t3K/d1v=2.29m/sbt=mth=4.268mmbtKd1=設計內容設計計算及說明設計結果1.2.8計算模數m1.3按齒根彎曲疲勞強度計算1.3.1確定公式各值m=d1由10-5得m≥由10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ大齒輪的彎曲疲勞強度極限σ由10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1KFN2計算彎曲疲勞許用應力S=1.4由10-12得σF1σF2載荷系數K=KA齒形系數由表10-5得YFa1應力校正系數由表10-5得YSa1計算大小齒輪的YFaYY很明顯大齒輪的數值大m=2.21mmKFN1KFN2σσK=2.013設計內容設計計算及說明設計結果1.3.2設計計算1.3.3幾何尺寸計算2、低速級齒輪傳動設計m≥3由于齒輪模數大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，可取彎曲強度算得模數1.62就近圓標準值m=2mm。ZZ這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度。計算分度圓直徑d1d2計算齒頂圓、齒根圓直徑hhda1df1計算中心距a=d計算齒輪寬度b=?取B2=55mmm≥1.62mmZZd1d2hhf1da1df1a=192mmb=54mmBB設計內容設計計算及說明設計結果2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數2.2按齒面接觸強度設計2.2.1查設計手冊確定計算公式中各個數值根據已知條件，選擇直齒圓柱齒輪;卷揚機為一般工作機，轉速不高，選用8級精度（GB10095-88）;查《機械設計計算手冊》，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪選擇45鋼（調質），硬度為240HBS。兩者硬度差為40HBS為使齒輪磨損均勻，小齒輪選擇齒數Z3=24則大齒輪齒數為Z4=Z1×i21取Z2=10本傳動為軟齒面的閉式齒輪傳動，故接觸疲勞強度設計由公式d1試選載荷系數Kt②小齒輪傳遞轉矩T2=TⅡ=225.26N③材料的彈性影響系數ZE=189.8M查機械設計教材取齒寬系數?d=1，取標準壓力角α=20⑤由機械設計教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim3=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim4⑥計算應力循環(huán)次數小齒輪40Cr大齒輪選擇45鋼Z3Z2設計內容設計計算及說明設計結果2.2.2試算小齒輪分度圓直徑2.2.3計算圓周速度2.2.4計算齒寬2.2.5計算齒寬與齒高比2.2.6計算載荷系數N3=60n1jLh=60×157×1×(2×8×=2.85×10N4=2.85×108/4.36=⑦從機械設計教材查圖取接觸疲勞壽命細數KHN3=0.95；KHN4⑧計算接觸疲勞許用應力取失效率1%，安全系數S=1，得σH3=KHN3σH4=KHN4=2.32=82.159mmv=πd3bt=?d?d3t模數mt齒高h=2.25mt=2.25×3.42=4.268b/h=45.526/4.268=10.70根據v=0.675m/s，8級精度，查得動載系數KV直齒輪，查表10-2得KHα=KFα取使用系數KAN3=2.85×σHσHdv=0.675m/sbt=mth=4.268mmb/h=10.70設計內容設計計算及說明設計結果2.2.7按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑2.2.8計算模數m2.3按齒根彎曲疲勞強度計算2.3.1確定公式各值由表10-4用插值法得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.463查圖10-13得K故載荷系數：K==1.25×1.10×1×1.463=2.01d3=d3t3K/Kt=m=d3m≥由10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ大齒輪的彎曲疲勞強度極限σ由10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN3KFN4計算彎曲疲勞許用應力S=1.4由10-12得σF3σF4載荷系數K=KAK=2.01d3=m=3.96mmσσF4K=1.953設計內容設計計算及說明設計結果2.3.2設計計算2.3.3幾何尺寸計算齒形系數由表10-5得YFa3應力校正系數由表10-5得YSa3計算大小齒輪的YFaYY很明顯大齒輪的數值大m≥由于齒輪模數大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，可取彎曲強度算得模數3就近圓整為近似值m=2mm。ZZ這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度。計算分度圓直徑d3d4計算齒頂圓、齒根圓直徑ha3hf3da3df3計算中心距a=m≥2.89mmZZd3d4ha3hda3df3a=256.5mm設計內容設計計算及說明設計結果七、軸的設計計算1、中間軸結構尺寸設計1.1選擇軸的材料1.2軸的初步估算1.3軸的結構設計1.3.1各軸段直徑的確定計算齒輪寬度b=?取B3=105mm在兩級展開式減速器中，三根軸跨距相差不宜過大，故先進行中間軸的設計，以確定跨距。因為中間軸為齒輪軸，應與齒輪3的材料一致，故材料為40Cr，調質，由參考文獻[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由參考文獻[2]表15-3d≥A03PⅡ考慮該處軸徑尺寸應當大于高速級軸頸處直徑取d1=根據軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如下：初選滾動軸承，代號為6208，軸頸直徑d齒輪2處軸頭直徑d4齒輪2定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d4=0.1×45=4.5mm,該處直徑d齒輪3的直徑：d3=96mmda3=102mm由參考文獻[1]附表5-2查出軸承安裝尺寸d2b=96mmBBd≥30.3mmdd4h=4.5mmd4d3=96d2設計內容設計計算及說明設計結果1.3.2各軸段軸向長度的確定1.3.3校核軸的強度由參考文獻[1]附表5-2查得軸承的寬度B2=18mmΔl1=18mm+Δ齒輪3寬度l3=B輪轂寬59mm，為定位可靠，l5應小于輪轂寬2~3mm，取l5=5l2=Δl3=Δ4－b3－b42=（l6=B2+外伸2mm+Δ2+Δ=2\*ROMANII軸的轉矩TⅡ=225.26N.m齒輪2：Ft2=2TⅡFr2=Ft2tanα=1386×tan20齒輪3：Ft3=2TⅡFr3=Ft3tanα=4765×tan20AB軸承垂直面支撐反力：FAV=Fr359B2Δl1l3=Bl5l2l3l6Ft2=1386Fr2=505Ft3Fr3FBV=設計內容設計計算及說明設計結果FBV=AB軸承水平面支撐反力：FBH=Ft392＋82FAH=4765+1386-2712=3439垂直面彎矩MCV=FAV×82=992×82=81.67NMDV=FBV×59=233×59=13.75N水平面彎矩MCH=FAH×82=3439×82=282NMDH=FBH×74=2712×59=160N合成彎矩C截面合成彎矩：MD截面合成彎矩：M計算危險截面的當量彎矩T取折合系數α=0.6，則當量彎矩為M=危險截面處的直徑d≥3Me0.1[σ-所以原設計強度足夠中間軸受力、彎矩及轉矩見附圖1FAV=FBH=FAH=MCV=81.67N?MDV=13.75N?MCH=282N?MDH=160N?MMMd≥35.98mm原設計強度足夠設計內容設計計算及說明設計結果2、高速（輸入）軸結構尺寸設計2.1選擇軸的材料2.2軸的初步估算2.3軸的結構設計2.3.1各軸段直徑的確定2.3.2各軸段軸向長度的確定因為輸入軸為齒輪軸，應與齒輪1的材料一致，故材料為40Cr，調質，由參考文獻[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由參考文獻[2]表15-3d≥A03P1考慮與電動機軸半聯軸器相匹配的聯軸器的孔徑標準尺寸的選用，取d1由于軸身直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加，因此軸伸段聯軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑d2初選滾動軸承6207，查參考文獻[1]附表5-2得軸頸直徑d由參考文獻[1]附表5-2查得軸承安裝尺寸d齒輪分度圓直徑d5=d1da5d≥16.69mmd1d2ddd5=dda5=59mm設計內容設計計算及說明設計結果2.3.3校核軸的強度半聯軸器軸向長為60mm，取l1為l2=k+(10~20)mm+δ+C1+C2+(3~5)+e－Δ3－B=7＋13＋10＋22＋20＋5＋10－10－17=60mm，其中δ為壁厚；C1、Cl3=軸承寬度l5=齒輪1寬度l6=Δ2－b1－由中間軸設計知箱體內壁間距離A=195mm兩軸承軸頸間距L0=A+2Δ3+B=195+2×l4=L0－b1－l6－2l7=軸承寬度17mm+外伸=1\*ROMANI軸的轉矩T=1\*ROMAN齒輪1：Ft1=2TⅠd1Fr1=Ft1tanα=1419×tan20°=5AB軸承垂直面支撐反力：FAV=Fr1×56FBV=516-AB軸承水平面支反力：FAH=Ft1×56FBH=1419-垂直面彎矩MCV=FAV×176=125×176=22Nl2=l3=l5=l6A=195mmL0=ll7=Ft1=Fr1=FAV=FBVFAH=FBHMCV=22N?設計內容設計計算及說明設計結果3、低速軸（輸出軸）設計3.1選擇軸的材料3.2軸的初步估算水平面彎矩MCH=FAH×176=343×176=60.28合成彎矩M計算危險截面的當量彎矩T取折合系數α=0.6，則當量彎矩為：M=危險截面處的直徑d≥3Me0.1[σ-所以原設計強度足夠高速軸受力、彎矩及轉矩見附圖2材料選用45剛，正火處理，由參考文獻[2]表15-1查出σB=600MPa，[σ-1]=55Mpa.由參考文獻[2]表15-3查得d≥A03PⅢ由于安裝聯軸器處有鍵，故軸需加大4%~5%。則d≥故取該軸的基本軸徑dmin=55mmMCH=60.28N?MMd≥21.35mm原設計強度足夠d≥50.83mmd≥53.dmin設計內容設計計算及說明設計結果3.3軸的結構設計3.3.1各軸段直徑的確定3.3.2各軸段軸向長度的確定3.3.3校核軸的強度根據軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如下：初選滾動軸承6213d根據油封標準，d2初選滾動軸承6213，查參考文獻[1]附表5-2得軸頸直徑dd4由齒輪尺寸，d5軸肩高h=5mm，d6=d查參考文獻[1]附表5-2得軸承安裝尺寸d7半聯軸器軸向長為84mm，取l1為l2l3=軸承寬度l4=Δ2+Δl5=輪轂寬102mm－2mm=100l6=1.4h=1.4×l7=箱體寬195mm+2Δ3－l4－l5－l6=195＋2×10－19.5－Ⅲ軸的轉矩T齒輪4：Ft4=2TⅢd4Fr4=Ft4tanα=4519×tan20°=1ddd4d5d6d7l1l2l3=l4l5=l6=l7l8=Ft4=Fr4=設計內容設計計算及說明設計結果八、滾動軸承的校核計算1、高速軸滾動軸承的校核計算AB軸承垂直面支撐反力：FAV=Fr4×158FBVAB軸承水平面支撐反力：FAH=Ft4×158FBH=4519-3000垂直面彎矩MDV=FAV×80=1092×80=87.36水平面彎矩MDH=FAH×80=1705×143=240合成彎矩M計算危險截面的當量彎矩。取折合系數α=0.6，則當量彎矩為：M危險截面處的直徑：d≥3Me0.1[σ-所以原設計強度足夠。低速軸受力、彎矩及轉矩見附圖3選用的軸承型號為6207，由參考文獻[2]式13-5，軸承基本額定壽命LFAV=1092FBV=FAH=3000FBH=1MDV=87.36N?MDH=240N?MMd≥48.32mm原設計強度足夠設計內容設計計算及說明設計結果2、中間軸滾動軸承的校核計算由參考文獻[1]附表5-2查得Cr對球軸承，壽命指數ε=3n=nⅠ軸承A的徑向載荷P軸承B的徑向載荷PPB>PALh=10要求使用壽命Lh＇=5×365×2×8=292故所選軸承合格。選用的軸承型號為6208，由參考文獻[2]式13-5，軸承基本額定壽命L由參考文獻[1]附表5-2查得Cr對球軸承，壽命指數ε=3n=nⅡ=156.86軸承A的徑向載荷P軸承B的徑向載荷PPA>PBLh=10要求使用壽命Lh＇=5×365×2×8=292故所選軸承合用。PPLh=1Lh＇所選軸承合格PPLh=Lh＇所選軸承合用設計內容設計計算及說明設計結果3、低速軸滾動軸承的校核計算九、平鍵連接的選用與計算1、高速軸與聯軸器的鍵聯接選用及計算選用的軸承型號為6213，由參考文獻[2]式13-5，軸承基本額定壽命L由參考文獻[1]附表5-2查得Cr對球軸承，壽命指數ε=3n=nⅢ=36軸承A的徑向載荷P軸承B的徑向載荷PPA>PLh=10要求使用壽命Lh＇故所選軸承合用。由前面軸的設計已知本處軸徑d1由參考文獻[1]附表3-28選擇：鍵10×8×50GB/T1096-2003鍵的接觸長度l=L－b=60－10=60mm，接觸長度h＇由參考文獻[2]表6-2查得許用擠壓應力[σp]=11σ鍵聯接的強度足夠。PPLh=Lh＇所選軸承合用σ設計內容設計計算及說明設計結果2、中間軸與齒輪2的鍵聯接選用及計算3、低速軸與齒輪3的鍵聯接選用及計算4、低速軸與聯軸器的鍵聯接選用及計算由前面軸的設計已知本處軸徑d2由參考文獻[1]附表3-28選擇：鍵14×9×45GB/T1096-2003鍵的接觸長度l=L－b=45－14=31mm，接觸長度h＇由參考文獻[2]表6-2查得許用擠壓應力[σp]=11σ鍵聯接強度足夠。由前面軸的設計已知本處軸徑d5由參考文獻[1]附表3-28選擇：鍵20×12×90GB/T1096-2003鍵的接觸長度l=L－b=90－20=70mm，接觸長度h＇由參考文獻[2]表6-2查得許用擠壓應力[σp]=11σ鍵聯接強度足夠。由前面軸的設計已知本處軸徑d1由參考文獻[1]附表3-28選擇：鍵16×10×70GB/T1096-2003σd5l=70mmh＇σ鍵聯接強度足夠d1設計內容設計計算及說明設計結果十、聯軸器的選擇計算1、高速軸輸入端聯軸器的選擇2、低速軸輸出端聯軸器的選擇鍵的接觸長度l=L－b=70－16=54mm，接觸長度h＇由參考文獻[2]表6-2查得許用擠壓應力[σpσ可見連接的擠壓強度不夠，改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度l=1.5×54=81mm。則σ此時鍵聯接強度足夠高速級的轉速較高，選用有緩沖功能的彈性套柱銷聯軸器。由參考文獻[2]表14-1查出載荷系數K=1.5，則計算轉矩Tca=KTⅠ=1.5軸徑電動機d電=38mm，d查參考文獻[1]附表4-3，選用聯軸器TL6YA38×合乎上述要求。l=54mmh＇σ擠壓強度不夠，改用雙鍵，相隔180σ鍵聯接強度足夠Tca=57450Nd電=38mm，d設計內容設計計算及說明設計結果十一、減速器箱體及其附件設計1、箱體設計低速級的轉速較低，傳遞的力矩大，且減速器軸與卷筒軸之間軸線偏移較大，選用剛性可移式的滾子鏈聯軸器。由參考文獻[2]表14-1查出載荷系數K=1.5，則計算轉矩Tca=KTⅢ=1.5輸出軸軸徑d1查參考文獻[1]附表4-3，選用聯軸器GL9FJB55×合乎上述要求。本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產。箱體各參數如下表：名稱符號尺寸關系箱座壁厚δδ=10mm箱蓋壁厚δ1δ1=10mm箱體凸緣厚度b，b1，b2箱座b=1.5δ=15mm箱蓋b1=1.5δ=15mm箱底座b2=2.5δ=25mm加強肋厚m，m1箱座m>0.85δ=10mm箱蓋m≥0.85δ=10mm地腳螺釘直徑及數目DfDf=0.036a+12=18.39（M20）地腳螺釘數目nn=6軸承旁聯接螺栓直徑d1d1=0.75df=13.79取（M16）箱蓋、箱座聯接螺栓直徑d2(0.5～0.6)df取（M12）軸承蓋螺釘直徑和數目d3，n(0.5～0.6)dfd3=10n=6窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.3～0.4)df取