課程設計---絞車傳動裝置設計3

1、<p>　　機械設計基礎課程設計</p><p><b>　　設計計算說明書</b></p><p>　　題 目 </p><p>　　院 系 </p><p&

2、gt;　　專 業(yè) </p><p>　　姓 名 </p><p>　　年 級

3、 </p><p>　　指導教師 </p><p><b>　　二零一一年四月</b></p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　前言 …………………………………………………………2</p&g

4、t;<p>　　一、擬定傳動裝置的傳動方案 ………………………………3</p><p>　　二、電動機的選擇 ……………………………………………3</p><p>　　三、傳動裝置運動及動力參數計算 …………………………5</p><p>　　四、軸的計算 …………………………………………………8</p><p>　　五、滾動軸

5、承的選擇及設計計算……………………………10</p><p>　　六、鍵連接的選擇和計算 …………………………………10</p><p>　　七、聯軸器的選擇 …………………………………………11</p><p>　　八、減速器附件的選擇 ……………………………………12</p><p>　　九、潤滑和密封 …………………………………

6、…………12</p><p>　　參考文獻 …………………………………………………12</p><p><b>　　前言：</b></p><p><b>　　傳動方案簡圖：</b></p><p>　　1——電動機；2——聯軸器；3——斜齒圓柱齒輪減速器；4——開式齒輪；5——卷筒</p

7、><p><b>　　2、工作情況：</b></p><p>　　間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。傳動比誤差為±5%。每隔2min工作一次，停機5min，工作年限為10年，兩班制。</p><p><b>　　原始數據：</b></p><p>　　卷筒圓周力F

8、=12000N，卷筒轉速n=35r／min，卷筒直徑D=400mm</p><p><b>　　設計內容：</b></p><p>　　擬定傳動裝置的傳動方案</p><p><b>　　電動機的選擇</b></p><p>　　傳動裝置的運動參數和動力參數的計算</p><p&

9、gt;　　傳動件及軸的設計計算</p><p>　　軸承、鍵的選擇和校核計算機及減速器潤滑和密封的選擇</p><p>　　減速器的結構及附件設計</p><p>　　繪制減速器裝配圖、零件圖</p><p><b>　　編寫設計計算說明書</b></p><p><b>　　設計任務：

10、</b></p><p>　　繪制減速器裝配圖一張；</p><p>　　零件工作圖1至2張；</p><p>　　設計計算說明書一份，約8000子左右。</p><p><b>　　設計進度：</b></p><p>　　第一階段：擬定和討論傳動方案；選擇電動機；傳動裝置總傳動比的確

11、定及各級傳動比的分配；計算各軸的功率、轉矩和轉速。</p><p>　　第二階段：傳動零件及軸的設計計算。</p><p>　　第三階段：設計及繪制減速器裝配圖。</p><p>　　第四階段：零件工作圖的繪制。</p><p>　　第五階段：編制設計說明書。</p><p>　　擬定傳動裝置的傳動方案：</p&

12、gt;<p>　　由題目所知傳動機構類型變位齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析認證。</p><p>　　本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩個齒輪浸油深度可以大體相同，結構較復雜；軸向尺寸大，中間軸較短，剛度好，中間軸承潤滑較容易。</p><p><b>　　二、電動機的選擇：</b></p><p><b&g

13、t;　　選擇電動機的型號</b></p><p>　　本減速器在常溫下連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)，對啟動無特殊要求，但工作環(huán)境灰塵較多，故選用Y型三相籠型感應電動機，封閉式結構，電壓為380V。</p><p><b>　　確定電動機功率</b></p><p>　　工作機所需的電動機輸出功率為：</p><p>　

14、　Pd=Pw∕η </p><p>　　Pw=Fv∕1000ηw </p><p>　　所以Pd= Fv∕1000η·ηw</p><p>　　η·ηw=η聯·η齒·η3軸承·η卷筒·η開齒</p><p>　　=0.99х0.97х0.993х0.96х0.95=0.8

15、68</p><p>　　nw=60х1000v∕πD </p><p>　　v= nw·πD∕（60х1000）</p><p>　　=35х3.14х400∕（60х1000）=0.73m∕s</p><p>　　所以Pd= Fv∕1000ηηw=12000х0.73∕（1000х0.868）=10.13kw</p>

16、;<p>　　按推薦的合理傳動比范圍，取開式齒輪傳動比i=3~5，故電動機轉速的可選范圍為：</p><p>　　n´d=i´d·nw=（3~5）х350r∕min=（1050~1750）r∕min</p><p>　　因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped大于Pd即可，符合這一范圍的同步轉速有750r∕min、1000r∕min、1500r∕min

17、、3000r∕min，再根據計算出的容量，由文獻1附錄8附表8.1查出有四種適用的電動機型號，其技術參數的比較情況見下表： </p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及開式齒輪傳動和減速器的傳動比，比較四個方案可知：選定電動機型號為Y160M-4，所選電動機的額定功率Ped=11kw，滿載轉速nm=1460r∕min，總傳動比適中，傳動裝置結構比較緊湊。</p><p>

18、　　3、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比。</p><p>　?。?）、傳動裝置的總傳動比</p><p>　　總傳動比為：i總=nm╱nw=970╱35=27.7</p><p>　　（2）、分配各級傳動比</p><p>　　根據文獻2表2.2推薦傳動比的范圍，選取開式齒輪傳動的傳動比i1=4，則一級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比為：i

19、2=i總╱i1=27.7╱4=6.925</p><p>　　計算傳動裝置的運動參數和動力參數。</p><p><b>　　0軸——電動機軸：</b></p><p>　　P0=Pd=10.13（kw）</p><p>　　n0=nw=970（r╱min）</p><p>　　T0=9550 P

20、0╱n0=9550×10.13╱970=99.73（N·m）</p><p>　　1軸——減速器高速軸：</p><p>　　P1= P0·η1=10.13×0.99=10.03（kw）</p><p>　　n1=n0╱i1=970（r╱min）</p><p>　　T1=9550 P1╱n1=9550

21、×10.03╱970=98.74（N·m）</p><p>　　2軸——減速器低速軸：</p><p>　　P2= P1·η1·η2=10.03×0.99×0.97=9.63（kw）</p><p>　　n2= n1╱i2=242.5（r╱min）</p><p>　　T2=9550

22、 P2╱n2=9550×9.63╱242.5=379.3（N·m）</p><p>　　3軸——開式齒輪軸：</p><p>　　P3= P2·η2·η3=9.63×0.95×0.99=9.06（kw）</p><p>　　n3= n2╱i3=60.625（r╱min）</p><p&g

23、t;　　T3=9550 P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7（N·m）</p><p><b>　　4軸——卷筒軸：</b></p><p>　　P4= P3·η4·η3=9.06×0.96×0.99=8.61（kw）</p><p>　　n4= n3 =60.6

24、25（r╱min）</p><p>　　T4=9550 P4╱n4=9550×8.61╱60.625=1356.40（N·m）</p><p>　　將計算的運動參數和動力參數列于表2中。</p><p>　　表2 計算所得運動參數和動力參數</p><p>　　三、傳動裝置運動及動力參數計算</p><

25、;p>　?。ㄒ唬⒁患壭饼X圓柱齒輪的設計</p><p>　　選擇齒輪材料及精度等級</p><p>　　小齒輪選用45剛調質，硬度為220~250HBS</p><p>　　大齒輪選用45剛正火，硬度為170~210HBS</p><p><b>　　選擇齒輪精度為8級</b></p><p&

26、gt;　　校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　按斜齒輪傳動的設計公式可得：</p><p>　　mn≥1.17[KT1cos2βYFYS╱（ΦdZ21[σF]）]1╱3</p><p>　　確定相關參數和系數：</p><p><b>　　轉矩：</b></p><p>　　T1=9550

27、P0╱n0=9550×10.13╱970=99.73（N·m）</p><p><b>　　載荷系數：</b></p><p>　　查文獻1表10.11，取K=1.4</p><p>　　齒數Z1、齒寬系數Φd和螺旋角β</p><p>　　取Z1=20，則Z2=I·Z1=6.925

28、5;20=138.5 取圓整Z2=138</p><p>　　初選螺旋角 β=14º</p><p><b>　　當量齒數ZV為： </b></p><p>　　ZV1=ZV╱cos3β=20╱cos314=21.89≈22</p><p>　　ZV2=ZV╱cos3β=138╱cos314=151.0

29、4≈151</p><p>　　由文獻1表10.13查得齒形系數 </p><p>　　YF1=2.75 YF2=2.16</p><p>　　由文獻1表10.14查得應力修正系數 </p><p>　　YS1=1.58 YS2=1.84</p><p>　　由文獻1表10.20選取Φd=0.

30、8</p><p>　　許用彎曲應力[σF]</p><p>　　按文獻1圖10.25查σFlim1，小齒輪按調制剛查取，大齒輪按正火剛查取，得</p><p>　　σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa</p><p>　　由文獻1表10.10查得 SF=1.3</p><p>　　N

31、1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108</p><p>　　N2= N1╱i =5.256×108╱4=1.314×108</p><p>　　查文獻1圖10.26得 YNT1= YNT2=1</p><p>　　由文獻1式（1

32、0.14）得 </p><p>　　[σF]1= YNT1·σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa</p><p>　　[σF]2= YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa</p><p>　　YF1·YS1╱[σF]1=2.75×1.58╱162=0.0268MPa-1</p>&

33、lt;p>　　YF2·YS2╱[σF]2=2.16×1.84╱146=0.0272MPa-1</p><p>　　代入數據，解得mn≥1.17</p><p>　　a=4（20+138）╱（2×cos14）=325.77mm</p><p><b>　　取a=326mm</b></p><

34、p><b>　　確定螺旋角為：</b></p><p>　　β=arccosm1（Z1+ Z2）╱2a=arccos2×（20+138）╱326=14º8ˊ2ˊˊ</p><p>　　此值與初選β值相差不大，故不必重新計算。</p><p>　　校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　σH=3

35、.172E（KT（u+1）╱bd2u）1╱2≤[σH]</p><p>　　確定相關參數和系數：</p><p><b>　　分度圓直徑d：</b></p><p>　　d1= mn·Z1╱cosβ=4×20╱cos14º8ˊ2ˊˊ=82.5mm</p><p>　　d2 = mn·

36、;Z2╱cosβ=4×138╱cos14º8ˊ2ˊˊ=571.3mm</p><p><b>　?。?）齒寬</b></p><p>　　b=Φd·d1=0.8×82.5=66mm</p><p>　　取b2=70mm，b1=75mm</p><p>　?。?）齒數比 u=I

37、=4</p><p>　?。?）許用接觸應力[σH]</p><p>　　由文獻1圖10.24查得 </p><p>　　σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa</p><p>　　由文獻1表10.10查得 SH=1</p><p>　　由文獻1圖10.27查得 ZNT1=1，ZNT2=1

38、.06</p><p>　　由文獻1式（10.13）得： </p><p>　　[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa</p><p>　　[σH]2= ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=561MPa</p><p>　　由文獻1表10.12查得彈性系數

39、 ZE=189.8（MPa）1╱2</p><p>　　故 σH==3.172×189.8</p><p><b>　　驗算齒輪圓周速度V</b></p><p>　　v=πd1 n1╱（60×1000）=3.14×82.5×970╱（60×1000）=4.19m╱s</p>

40、<p>　　由文獻1表10.22知選8級精度是合適的。</p><p>　　（二）、開式齒輪的設計</p><p>　　1、選擇齒輪材料及精度等級</p><p>　　小齒輪選用45剛調質，硬度為220~250HBS</p><p>　　大齒輪選用45剛正火，硬度為170~210HBS</p><p>　　選

41、擇齒輪精度為8級，要求齒面促成的Ra≤3.2~6.3μm</p><p>　　2、按齒面接觸疲勞強度校核</p><p>　　因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用文獻1式（10.22）求出d1的值，</p><p>　　確定相關參數和系數：</p><p><b>　　轉矩：</b></p><p>　　

42、T3=9550 P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7（N·m）</p><p>　　(2)載荷系數K，查文獻1表10.11，取K=1.1</p><p>　　(3)齒數Z1和齒寬系數Φd</p><p>　　小齒輪齒數Z1取為25，則大齒輪齒數為100.</p><p>　　因單級齒輪傳動為對稱布置，

43、而齒輪齒面又為軟齒面，由文獻1表10.24選取Φd=1.</p><p>　?。?）許用接觸應力[σH]</p><p>　　由文獻1圖10.24查得 σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa</p><p>　　由文獻1表10.10查得 SH=1</p><p>　　N1=60njLh=60×1460&

44、#215;1×8×10×300×25%=5.256×108</p><p>　　N2= N1╱i =5.256×108╱4=1.314×108</p><p>　　由文獻1圖10.27查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06</p><p>　　由文獻1式（10.13）得：</p>

45、<p>　　[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa</p><p>　　[σH]2= ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=562MPa</p><p>　　故 d1≥76.43[KT1（ u+1）╱Φdu[σH]2]1╱3</p><p>　　=76.43×

46、[1.1×105×5╱（1×4×5602）=58.3mm</p><p>　　m= d1╱Z1=58.3╱25=2.33mm</p><p>　　由文獻1表10.3取標準模數 m=2.5mm</p><p><b>　　3、計算主要尺寸：</b></p><p>　　d1= m

47、Z1=2.5×25=62.5mm</p><p>　　d2= m Z2=2.5×100=250mm</p><p>　　b=Φd·d1=62.5mm</p><p>　　經圓整后取 b2=65mm ，b1= b2+5=70mm</p><p>　　a=1/2×m（Z1+ Z2）=156.25mm&l

48、t;/p><p>　　4、按齒根彎曲疲勞強度校核：</p><p>　　由文獻1式（10.24）得出σF，如σF≤[σF]，則校核合格。</p><p>　　確定相關參數和系數：</p><p><b>　?。?）齒形系數</b></p><p>　　由文獻1表10.13查得齒形系數 Y

49、F1=2.75 YF2=2.16</p><p>　　(2) 應力修正系數</p><p>　　由文獻1表10.14查得應力修正系數 YS1=1.58 YS2=1.84</p><p>　　(3) 許用彎曲應力[σF]</p><p>　　按文獻1圖10.25查σFlim1，小齒輪按調制剛查取，大齒輪按正火剛查取，得</p&g

50、t;<p>　　σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa</p><p>　　由文獻1表10.10查得 SF=1.3</p><p>　　查文獻1圖10.26得 YNT1= YNT2=1</p><p>　　由式（10.14）得 </p><p>　　[σF]1= YNT1·σFl

51、im1╱SF=210╱1.3=162MPa</p><p>　　[σF]2= YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa</p><p>　　σF1=2KT1╱(bm2 Z1)YFYS=91MPa<[σF]1=162MPa</p><p>　　σF2=σF1YF2YS2╱（YF1YS1）=85 MPa<[σF]2=146MPa&

52、lt;/p><p>　　所以齒根彎曲疲勞強度校核合格。</p><p>　　5、驗算齒輪圓周速度V</p><p>　　v=πd1 n1╱（60×1000）=3.14×62.5×970╱（60×1000）=3.17m╱s</p><p>　　由文獻1表10.22可知，應改選9級精度。</p>

53、<p><b>　　軸的計算</b></p><p>　　1、選擇軸的材料，確定許用應力</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理。由文獻1表14.7查得強度極限σB=650MPa，再由文獻1表14.2得彎曲應力[σ-1b]=60MPa。</p><p>　　2、按扭轉強度

54、估算軸徑</p><p>　　根據文獻1表14.1得C=107~118。又由文獻1式（14.2）得 </p><p>　　d≥C(P╱n)1╱3=(107~118)(8╱280)1╱3mm=32.7~36.1mm</p><p>　　考慮到到軸的最小直徑處要安裝聯軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3% ~5%，取為33.68~37.91mm。有設計手冊取標準直徑d

55、1=35mm。</p><p>　　3、設計軸的結構并繪制結構草圖</p><p>　　由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外端安裝半聯軸器。</p><p>　　1）確定軸上零件的位置和固定方式</p><p>　　要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖14.8，確定

56、齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩定位，右端用套筒定位。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。</p><p>　　2）確定各軸段的直徑</p><p>　　如圖1所示，軸端直徑最小，d1=35mm；考慮到要對安裝在軸端上的聯軸器進行定位，軸端上應有軸肩，同時為能很順利地在軸端上安裝軸承，軸端必須

57、滿足軸承內徑的標準，故取軸端的直徑d2=40mm；用相同的方法確定軸端、④的直徑d3=45mm、d4=55mm；為了便于拆卸左軸承，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d5=47mm。</p><p>　　3）確定各軸段的長度</p><p>　　齒輪輪轂寬度為60mm，為保證齒輪固定可靠，軸端的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取為58mm；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面

58、與箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距為15mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸端④的長度取為20mm，軸承支點距離l=118mm；根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l´=75mm；查閱有關的聯軸器手冊取l"=70mm；在軸端、上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5~10mm，鍵槽的寬度按軸端直徑

59、查手冊得到。</p><p>　　4）選定軸的結構細節(jié)，如圓角、倒角、退刀槽等的尺寸。</p><p>　　按設計結果畫出軸的結構草圖。</p><p>　　4、按彎矩合成強度校核軸徑</p><p>　　1）畫出軸的受力圖。</p><p>　　2）作水平面內的彎矩圖。支點反力為</p><p&g

60、t;　　FHA=FHB=Ft2╱2=2059╱2=1030N</p><p>　　I-I截面處的彎矩為</p><p>　　MHI=1030×118╱2N·mm=60770N·mm</p><p>　?、?Ⅱ截面處的彎矩為</p><p>　　MHⅡ=1030×29N·mm=29870N

61、83;mm</p><p>　　3）作垂直面內的彎矩圖，支點反力為</p><p>　　FVA=Fr2╱2-Fa2·d╱2l=（763.8╱2-405.7×265╱2╱118）Ｎ＝－73.65N</p><p>　　FVB=Fr2- FVA=763.8+73.65=837.5N</p><p>　　I-I截面左側彎矩為&l

62、t;/p><p>　　MVI左=FVA·l╱2=（-73.65）×118╱2=-4345N·mm</p><p>　　I-I截面右側彎矩為</p><p>　　MVI右=FVB·l╱2=837.5×118╱2=49410N·mm</p><p>　?、?Ⅱ截面處的彎矩為</p>

63、;<p>　　MVⅡ=FVA·29=837.5×29=24287.5N·mm</p><p><b>　　4）作合成彎矩圖</b></p><p><b>　　M= </b></p><p><b>　　I-I截面：</b></p><p

64、>　　MI左= = 60925 N·mm</p><p>　　MI右= =78320 N·mm</p><p><b>　　Ⅱ-Ⅱ截面：</b></p><p>　　MⅡ= =39776 N·mm</p><p><b>　　5）求轉矩圖</b></p>

65、;<p>　　T=9.55×106P╱n=272900 N·mm</p><p><b>　　6）求當量彎矩</b></p><p>　　因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈沖循環(huán)變化，修正系數α為0.6。</p><p><b>　　I-I截面：</b></p><p&

66、gt;　　MeI=［ M2I右+（αT）2½］½=181000 N·mm</p><p><b>　?、?Ⅱ截面：</b></p><p>　　MeⅡ= ［M2Ⅱ+（αT）2］½=168502 N·mm</p><p>　　7）確定危險截面及校核強度</p><p>　　

67、截面I-I、Ⅱ-Ⅱ所受轉矩相同，但彎矩MeI> MeⅡ，且軸上還有鍵槽，故截面I-I可能為危險截面。但由于軸徑d3>d2，故也應對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核。</p><p><b>　　I-I截面：</b></p><p>　　σeI= MeI╱W=181500╱0.1d33=19.9MPa</p><p><b>　　Ⅱ-Ⅱ截

68、面：</b></p><p>　　σeⅡ= MeⅡ╱W=168502╱0.1d32=26.3MPa</p><p>　　查文獻1表14.2得[σ-1b]=60MPa，滿足σe<[σ-1b]的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定的裕量。</p><p><b>　?。?）修改軸的結構</b></p><p&g

69、t;　　因所設計軸的強度裕量不大，故此軸不必再作修改。</p><p>　　（6）繪制軸的零件圖</p><p>　　五、滾動軸承的選擇及設計計算</p><p><b>　　滾動軸承的設計</b></p><p>　　根據上面求得的軸在垂直面內和水平面內支點反力可知：</p><p>　　徑向載

70、荷：Fra=（R2va+ R2Ha）2=604.67N</p><p>　　軸向載荷：Faa=Fa=464.72N</p><p>　　選擇圓錐滾子軸承36208，寬度為18mm，外徑D=80mm，額定動載荷Ca=26.8KN，額定靜載荷，C0a=20.5KN</p><p>　　Faa╱C0a=464.72╱20500=0.02267</p><

71、;p>　　Faa╱Fra =464.72╱604.67=0.7686</p><p>　　查表得徑向載荷系數X=0.44，軸向載荷系數Y=1.4，所以當量動載荷為：</p><p>　　Pa=X Fra+Y Faa=0.44×604.67+1.4×464.72=916.66N</p><p>　　軸承許用壽命：[Lh]=8×8&#

72、215;300=19200h</p><p>　　軸承壽命：Lha=106╱60n1×（Ca╱Pa）3=878850h >[Lh]</p><p>　　所以滾動軸承符合要求。</p><p>　　六、鍵連接的選擇和計算</p><p>　　聯軸器鍵的選擇與校核</p><p>　　σp=2T×

73、103╱kld≤[σp]</p><p>　　高速軸直徑D=40mm，半聯軸器的長度為84mm，因此選擇鍵的寬度b=12mm，鍵高h=8mm，鍵長L=80mm。</p><p>　　T=5.89×104 N·mm</p><p>　　k=0.5×8=4mm</p><p>　　l=L-b=80-12=68mm&l

74、t;/p><p>　　查表得[σp]=100Mpa</p><p>　　代入數據，解得σp=10.8MPa<[σp]</p><p>　　故高速軸上的鍵符合要求。</p><p>　　2、高速級大齒輪鍵的選擇與校核</p><p>　　σp=2T×103╱kld≤[σp]</p><p&

75、gt;　　由于高速軸直徑D=45mm，高速級大齒輪的寬度B1=60mm。因此選擇鍵的寬度b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L=56mm。</p><p>　　T=2.085×105 N·mm</p><p>　　K=0.5×9=4.5mm</p><p>　　l =L-b=56-14=42mm</p><p>　

76、　查表得[σp]=100Mpa</p><p>　　代入數據，解得σp=49MPa<[σp]</p><p>　　故高速級大齒輪的鍵符合強度要求。</p><p>　　3、低速級小齒輪鍵的選擇與校核</p><p>　　σp=2T×103╱kld≤[σp]</p><p>　　由于直徑D=45mm，低速

77、級小齒輪的寬度B1=90mm。因此選擇鍵的寬度b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L=80mm。</p><p>　　T=2.085×105 N·mm</p><p>　　K=0.5×9=4.5mm</p><p>　　l =L-b=80-14=66mm</p><p>　　查表得[σp]=100Mpa</p

78、><p>　　代入數據，解得σp=77MPa<[σp]</p><p>　　故低速級小齒輪的鍵符合強度要求。</p><p>　　4、低速級大齒輪鍵的選擇與校核</p><p>　　σp=2T×103╱kld≤[σp]</p><p>　　直徑D=70mm，低速級大齒輪的寬度B2=85mm。因此選擇鍵的寬度

79、b=20mm，鍵高h=12mm，鍵長L=80mm。</p><p>　　T=5.89×104 N·mm</p><p>　　K=0.5×12=6mm</p><p>　　l =L-b=80-20=60mm</p><p>　　查表得[σp]=100Mpa</p><p>　　代入數據，解得

80、σp=47MPa<[σp]</p><p>　　故低速級大齒輪的鍵符合強度要求。</p><p><b>　　七、聯軸器的選擇</b></p><p>　　已知高速軸的最小直徑dmm=20.16mm和選擇電動機的軸的直徑d=42mm，轉矩Tr=88.3N·m，在校核高速軸的強度時，選取的聯軸器的類型為：HL3型彈性柱銷聯軸器，其

81、公稱轉矩為630N·m，軸孔直徑范圍在30·40之間，故取d=30mm，半聯軸器的長度為82mm。</p><p>　　八、減速器附件的選擇</p><p><b>　　1、箱體：</b></p><p>　　用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉的工作空間，防止外界灰沙侵入和潤滑溢出，并起油箱作用，保證傳動零件

82、嚙合過程良好的潤滑。</p><p>　　材料為：HT200。加工方式如下：</p><p>　　加工工藝路線：鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗、精加工基準面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗</p><p><b>　　附件：</b></p>&

83、lt;p>　　包括窺視孔和窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。</p><p><b>　　九、潤滑和密封</b></p><p><b>　　潤滑：</b></p><p>　　齒輪采用浸油潤滑。當齒輪圓周速度V≤12m╱s時，圓柱齒輪浸入油的深度約為一個齒高，三分之一齒輪

84、半徑，大齒輪的齒頂到油底面的距離h≥30~60mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的1╱3~1╱2，采用稠度較小的潤滑脂。</p><p><b>　　密封：</b></p><p>　　防止外界灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А２楸淼?，高低速軸密封圈為唇型密封圈（FB型），GB╱T9877.1-1998.</p><p&

85、gt;<b>　　參考文獻：</b></p><p>　　1、陳立德. 機械設計基礎. 3版.北京：高等教育出版社，2007 </p><p>　　2、陳立德. 機械設計基礎課程設計指導書. 3版.北京：高等教育出版社，2007。</p><p>　　3、叢曉霞. 機械設計課程設計. 北京:高等教育出版社,2010。</p>&l

86、t;p>　　4、許瑛. 機械設計課程設計. 北京:北京大學出版社,2008。</p><p>　　5、王大康、盧頌峰. 機械設計課程設計. 2版. 北京：北京工業(yè)大學出版社，2009。</p><p>　　6、駱索君. 機械設計課程設計實例與禁忌. 北京：化學工業(yè)出版社，2009。</p><p>　　7、柴鵬飛、王晨光.機械設計課程設計指導書. 2版. 北京