机械设计课程设计说明书-用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

目录 1、课程设计书及设计要求 -1 2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 -3 3、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数） -6 4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算 -14 5、箱体设计及说明 -27 6、键联接的选择和计算 -29 7、联轴器的选择 -31 8、润滑和密封的选择 -32 9、减速器附件的选择及说明 -32 10、设计总结 -33 参考资料 -33 课程设计 - 1 - 1. 机械设计课程设计任务书 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 姓名： 学号： 一、 设计题目 设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器 二、 原始数据 (f6) 运输带工作拉力 F = 2500 Nm 运输带工作速度 v = 1.30 m/s 卷筒直径 D= 300 mm 三、 工作条件 连续 单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为 8 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。 四、 应完成的任务 1、减速器装配图一张（ A0 图或 CAD 图） 2、零件图两张（ A2 图或 CAD 图） 五、 设计时间 2009 年 12 月 21 日至 2010 年 1 月 8 日 六、 要求 1、 图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准； 2、 设计计算说明书字体端正，计算层次分明。 课程设计 - 2 - 七、 设计说明书主要内容 1、内容 （ 1）目录（标题及页次）； （ 2）设计任务书 ； （ 3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）； （ 4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算； （ 5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）； （ 6）轴的设计计算及校核； （ 7）箱体设计及说明 （ 8）键联接的选择和计算； （ 9）滚动轴承的选择和计算； （ 10）联轴器的选择； （ 11）润滑和密封的选择； （ 12）减速器附件的选择及说明； （ 13）设计小结； （ 14）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）； 2、要求和注意事项 必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明 书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。 本次课程设计说明书要求字数不少于 6-8 千字（或 30 页），要装订成册。 机械制造教研室 课程设计 - 3 - 2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 1.电动机的选择 及传动装置的运动和动力参数计算； （ 1）选择电动机的类型 按要求选择 Y 系列三相异步电动机，电压 380V （ 2）选择电动机的容量 电动机所需工作功率为： P P / 工作机需要的工作功率： Pw =F*V=2500Nm*1.3m/s=3250w=3.25kw 传动装置的总效率为： 4 2 4 21 2 3 4 5* * * * 0 . 9 9 * 0 . 9 7 * 0 . 9 5 * 0 . 9 6 * 0 . 9 7 0 . 8 0 滚动轴承的传动效率为 1 0.99 闭式齿轮的传动效率为 3 0.95 联轴器的效率为 2 0.97传动滚筒的效率为 4 0.96带 效率5 0.97 动机的效率为 PwP=3.25kw/0.80=4.06kw 因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率 Ped 略大于 P 即可。 由表 16-1， Y 系列电动机技术数据，选动机的额定功率 P 为 5.5kw。 （ 3）确定电动机的转速 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号 为 Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为 5.5kw， 额定电流 8.8A，满载转速 mn1440 r/min，同步转速 1500r/min。 课程设计 - 4 - 2.确定传动装置的总传动比和分配传动比 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为ai n /n 1440/82.8=17.39 （ 2）各级 传动装置传动比 高速级传动比为 1i 4.93 则低速轴传动比 2i 1/ii 14.56/4.51=3.53 3.计算传动装置的运动和动力参数 电机轴： P0=Pd=4.06 KW n0=1440r/min T0=11*9550n P =26.9 N m 高速轴： P1= P1* n01=4.06*0.99=4.02 KW n1= n0=1440r/min T1=11*9550n P=26.66 N m 中间轴： P2=P1* n12=4.02*0.97*0.95=3.70 KW n2=11in=1440/4.93=292.09 r/min T2=12*9550n P=120.97N m 低速轴： P3=P2*n23 =3.70*0.97*0.95=3.41 KW n3= 22in= 292.09/3.53=82.75r/min T3= 33*9550n P=393.54 N m 课程设计 - 5 - 滚 筒轴： P4=P3* n34 =3.41*0.95*0.96=3.11 KW n4= n3/1 =82.75/1=82.75 r/min T4=44*9550n P = 358.92 N m 运动和动力参数结果如下表 ： 轴名 功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 4.06 26.90 1440 高速轴 4.02 3.98 26.66 26.39 1440 中间轴 3.70 3.66 120.97 119.76 292.09 低速轴 3.41 3.38 393.54 389.60 82.75 滚筒轴 3.11 3.08 358.92 355.33 82.75 课程设计 - 6 - 3、传动零件的设计计算 （确定齿轮传动的主要参数） A 高 速齿轮的计算 1 选精度等级、材料及齿数 （ 1）材料及热处理； 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 2）精度等级选用 7 级精度； （ 3）试选小齿轮齿数 z1 24， 大齿轮齿数 z2 z1*i=24*4.93=118.32； 选螺 旋角，初选螺旋角 =14 2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt 1.6 2）选取尺宽系数 d 1 3）材料的区域系数 ZH 2.435 4） 78.01 87.02 则 6.182.078.0 5 5）小齿轮传递的转矩为 105.42 N.m 6)材料的弹性影响系数 ZE 189.8 Mpa 7）小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 8）计算应力值环数 N1 =60n1 jhL=60 319.3 1（ 1 8 365 8） =4.48 108 h N2 =4.48 108 /3.23=1.39 108 h 9）查得： K1=1.03 K2=1.08 10）齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1, 课程设计 - 7 - H1=SK HHN 1lim1=1.03 600=618MPa H2=SK HHN 2lim2=1.08 550=594MPa 许用接触应力 M P aHHH 6 0 62/)( 21 （ 2）设计计算 小齿轮的分度圆直径 dt12131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm1.36)25.5318.189435.2(93.4193.465.11107.266.12 233 计算圆周速度 100060 11nd t sm /72.21 00 060 1 44 061.314.3 计算齿宽 b和模数ntm计算齿宽 b b=td d1=36.1mm 计算摸数 mnt=1.46 初选螺旋角 =14 ntm= mmZd t 72.22414co s1.36co s11 计算齿宽与高之比 hb h=2.25 mnt=2.25*1.46=3.29 hb = 29.310.36 =10.97 计算纵向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 计算载荷系数 K 使用系数 AK =1.25 根据 smv /72.2 ,7 级精度 , 查课本由192P表 10-8 得 动载系数 KV=1.18 查课本由194P表 10-4得 KH=1.446 课程设计 - 8 - 查课本由193P表 10-3 得 : KH=FK=1.4 故载荷系数 : K K K KHKH=1.25*1.18*1.4*1.35=2.79 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 : d1=dt1 tKK/3 =36.16.179.23 =43.45mm 计算模数nm: nm= mmZd 76.12414c o s45.43c o s11 (3). 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公 式 : nm )(c os212213FSFadYYZYKT 1) 确定公式内各计算数值 计算载荷系数 K K K K K K =1.25*1.18*1.4*1.35=2.788 轴向重合度 1.903 螺旋角影响系数 0.88 计算当量齿数 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 119/ cos3 14 130.27 查取 齿形系数 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y Y 1.596 Y 1.775 弯曲疲劳寿命系数 : K1FN=0.86 K2FN=0.93 弯曲疲劳应力 F 1 = 4.3 2 14.1 5 0 09.011 SK FFFN F 2 = 86.2 5 74.1 3 8 095.022 SK FFFN 课程设计 - 9 - 计算大小齿轮的 FSFFY 013 63.057.303596.1592.2 1 11 FSF FY 01642.086.238 775.121.2222 FSF FY 大齿轮的数值大 .选用 . 2）设计计算 计算模数 mmmmm n 23.165.1241 596.1*592.2*88.0*26660 0*79.22 23 按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=2mm z1=nm 14cos45.43 =21.07 那么 z2 =104 3 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 2*)10421( =128.82mm 将中心距圆整为 129mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 305.141292 2)10421(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 . （ 3）计算大 .小齿轮的 分度圆直径 d1 =42.14co s 229co s1 nmz =43.344mm d2 =42.14co s 294co s2 nmz =214.656mm （ 4）计算齿轮宽度 B= mmmmd 3 4 4.433 4 4.4311 圆整的 452 B 501 B 课程设计 - 10 - B 低速齿轮的计算 1 选精度等级、材料及齿数 （ 1）材料及热处理； 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 2）精度等级选用 7 级精度； （ 3）试选小齿轮齿数 z1 24，大齿轮齿数 z2 85； 2 按齿面接触强度设计 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt 1.6 2）选取尺宽系数 d 1 3）材料的区域系数 ZH 2.435 4） 78.01 9.02 则 68.19.078.0 5）小齿轮传递的转矩为 24.4 N.m 6)材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 7）小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度 极限 Hlim2 550MPa 8）计算应力值环数 N1 =60n1 jhL=60 319.3 1（ 1 8 365 8） =4.48 108 h N2 =4.48 108 /3.23=1.39 108 h 9）查 得： K1=1.03 K2=1.08 10）齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1, H 1 =SK HHN 1lim1=1.03 600=618MPa H 2 =SK HHN 2lim2=1.08 550=594MPa 许用接触应力 M P aHHH 25.5312/)( 21 课程设计 - 11 - （ 2）设计计算 小齿轮的分度圆直径 dt12131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm5.60)25.5318.189*435.2(53.353.468.11102.16.12 233 计算圆周速度 100060 11nd t sm /93.01 00 060 09.2 92*5.6014.3 计算齿宽 b和模数ntm计算齿宽 b b=td d1=60.5mm 计算摸数 mn初选螺旋角 =14 ntm= mmZd t 45.22414c o s5.60c o s11 计算 齿宽与高之比 hb h=2.25 mnt=2.52*2.45=5.5125mm hb = 5125.55.60 =10.98 计算纵向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 计算载荷系数 K 使用系数 AK =1.25 根据 smv /93.0 ,7 级精度 , 查课本由192P表 10-8 得 动载系数 KV=1, 查课本由194P表 10-4得 KH=1.35 查课本由193P表 10-3 得 : KH=FK=1.4 故载荷系数 : K K K KHKH=1.25*1*1.4*1.35=2.3625 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1 =dt1 tKK/3 =60.56.13625.23 =68.89mm 计算模数nm课程设计 - 12 - nm= mmZd 786.08514co s89.68co s11 (3). 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 nm )(c os212213FSFadYYZYKT 1) 确定公式内各计算数值 计算载荷系数 K K K K K K =1.25*1*1.4*1.35=2.3625 轴向重合度 1.903 螺旋角影响系数 0.88 计算当量齿数 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 85/ cos3 14 93.05 查取 齿形系数 Y 2.592 Y 2.195 应力校正系数 Y Y 1.596 Y 1.775 弯曲疲劳寿命系数 : K1FN=0.82 K2FN=0.84 弯曲疲劳应力 F 1 = 86.2 9 24.1 5 0 082.011 SK FFFN F 2 = 2284.1 38084.022 SK FFFN 计算大小齿轮的 FSFFY 0141.086.292596.1592.2 1 11 FSF FY 0171.086.257 808.1162.2222 FSF FY 大齿轮的数值大 .选用 . 课程设计 - 13 - 2）设计计算 计算模数 mmmmm n 71.586.292*68.1241 596.1*592.214c o s101203625.22 2 233 按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 , 取 mn=6mm z1=nm 14cos58.35 =17.26=11.14 那么 z2=11*3.53=38.33=39 z1=11 z2 =39 3 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 6*)3911( =154.59mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 21.142 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 . （ 3）计算大 .小齿轮的 分度圆直径 d1 =.14cos 6*11cos1 nmz =68.02mm d2 =14cos 639cos2 nmz =241.16mm （ 4）计算齿轮宽度 B= mmmmd 02.6802.6811 圆整的 702 B 751 B 课程设计 - 14 - 4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算 1、轴 1（高速轴）的设计： 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调制处理。根据表 15-3，取0A=112，于是得 d0A 3Pn3112Pnmm=16.19mm 与联轴器采用单键连接， 则轴允许的最小直径 d=14.38*(1+0.06)=17.33mm 角接触轴承的选型设计： 将角接触轴承反装， F=112Td =1.23kN aF=F*sin =296.93N rF=rF *sin1190.93N (压力角为 20) 两轴承径向分力：0rF=0.5*rF=595.47N 高速级选择左选，则轴承 11被放松，轴承 12 被压紧 01dF=02dF=0.680rF=404.9196N 02aF=aF+01dF=296.93+404.9196N=701.8496N Q 0202arFF =1.180.68 根据教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =854.75N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=10.802kN 根据寿命要求选择 7005AC 型角接触轴承；则轴上安装轴承的轴径为 20 课程设计 - 15 - 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 假设轴直径的最大部分为 28mm,其 e=34.5-1.6-28-3.3=1.6 而 1.6tm=2.56 即 e0.68 根据教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =932.8N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=7.2kN 根据寿命要求选择 7005AC 型角接触轴承；则轴上安装轴的直径径为 25； 3，轴 3（低速轴）的设计： 选取轴的材料为 45钢，调制处理。根据表 15-3，取0A=112，于是得 课程设计 - 17 - d0A 3Pn3112Pnmm=36.87mm 暂定轴与滚筒的连接采用单键，则轴的最小直径 d1.06*34.85mm=36.94mm 角接触轴承的选型设计： 将角接触轴承反装， F=332Td =2820.58kN aF=F*sin =677N rF =F*cos =2737.98N rF=rF *sin20=936.25N 两轴承径向分力：0rF=0.5*rF=468N 高速级选择左选，则轴承 11 被放松，轴承 12 被压紧 01dF=02dF=0.680rF=318.32N 02aF=aF+01dF=677+318=995N Q 0202arFF =2.120.68 根据教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =815.11N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=4.12kN 根据寿命要求选择角接触轴承轴承内径为大于 15，结合扭转强度的要求，选择角接触球轴承 7010AC,安装内径 50mm； 轴的结构设计 2） 拟定轴上零 件的装配方案 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 1d （如上图），为了使所选的轴直径 1d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的课程设计 - 18 - 计算转矩3TKT Aca ，查表 14-1，考虑到转矩化很小，故取 AK1.3，则 caT=AK*T=326.7*1.5=490.05N*m 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-1985 或手册，选用 YL9 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400N*m。半联轴器的孔径1d=38mm，故取 YL4半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =164mm 取齿轮距箱体内壁之距离为 25 mm。半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按5d由手册查得平键截面 b h=10 8 82，半联轴器与轴的配合为 H7/k6 轴的校核 1，轴 3（低速轴）按弯扭组合强度校核： 对齿轮的受力分析： 总的力 F=332Td =2820N aF=F*sin =686 N rF =F*cos =2737N BxF=rF *sin20=936N ByF=rF *cos 20=2572N X 平面（水平面） AxF+BxF+CxF=0 aF 32d+BxF 122+CxF (122+75)=0 解得：AxF=-1.15N CxF=-934N 课程设计 - 19 - Y平面（垂直平面） AyF+ByF+CyF=0 ByF 122+CyF (122+75)=0 解得：AyF=-979N CyF=-1592N 根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M: M= 22xyMM=138431N.mm 其扭矩 图如下： 课程设计 - 20 - 其危险截面为轴 3 与联轴器的结合面，其抗弯曲截面系数 W 为： W= 32()3 2 2d b t d td =4314.167 3mm d,为轴的直径 t,为轴上键槽的深度 b,为键的宽度 所以按弯扭组合强度校核： 22()caMTW ca，轴的计算应力 N.mm ,折合系数 M ,轴所受的弯矩 N.mm T ，轴所受的扭矩 W ，抗弯截面系数 求得：ca=37.78Mpa 45号钢的安全系数去 1.5 则 =236.67Mpa 所以 ca 此轴安全。 课程设计 - 21 - 对于轴向分力对轴的稳定性，这里不进行分析校核了（它不属于细长轴） 2，对轴 2（中间轴）按弯扭组合强度校核： 对齿轮 2进行受力分析： 对于齿轮 2(B) F1=222Td =1133.3N 2aF=F*sin =275.5N 2rF， =F*cos =1099N 2rF=2rF， *sin20=375.88N （ x方向 ) 2tF=2rF， cos 20=1032.72N (y 方向 ) 对于齿轮 3 (C) F2= 232Td =2890 3aF=F*sin =694.5N 3rF = F*cos =-2805N 3rF=3rF *sin20=959.37N （ x 方向） 3tF=3rF * cos 20=2635.8N (y 方向 ) X平面（水平面）： AxF+BxF-CxF+DxF=0 BxF*81.5+2aF*153/2-3rF*122.5+3aF*30+DxF*197=0 解得：AxF=355.18N DxF=228.3N 课程设计 - 22 - Y平面 AyF+ByF+CyF+DyF=0 ByF*81.5+CyF*122.5+DyF*197=0 解得：AyF=-1602.3N DyF=-2066.2N 轴 2 的扭矩图： 课程设计 - 23 - 根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M: M= 22xyMM=167436N.mm 其危险截面为轴 2（中间轴）与齿轮 2的结合面，其抗弯曲截系数 W为： W= 32()3 2 2d b t d td =4710.635 3mm d,为轴的直径 t,为轴上键槽的深度 b,为键的宽度 所以按弯扭组合强度校核 ： 22()caMTW ca，轴的计算应力 N.mm ,折合系数 M ,轴所受的弯矩 N.mm T ，轴所受的扭矩 W ，抗弯截面系数 求得：ca=35.97Mpa 课程设计 - 24 - 45号钢的安全系 数去 1.5 则 =236.67Mpa 所以 ca 此轴 2(中间轴 )安全。 3，对轴 3（高速轴）按弯扭组合强度校核 : 对齿轮 1的受力分析： F= 112Td =1.205kn 1aF=F*sin =293.1N 1rF =F* cos =1168.8N 1rF=1rF *sin20=-400N 1tF=1rF *cos20 =-1098.35N X平面（水平面）： AxF-BxF+CxF=0 -1aF*35/2 -BxF*63.5+CxF*197=0 解得： AxF=254N CxF=155.0N Y平面（垂直平面）： AyF-ByF+CyF=0 课程设计 - 25 - -ByF*63.5+CyF*197=0 解得：AyF=744N CyF=354N 轴 1（高速轴）的扭矩图： 根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M: M= 22xyMM=72326.92N.mm 课程设计 - 26 - 其危险截面为轴 2（中间轴）与齿轮 2 的结合面，其抗弯曲截面系数 W 为： W= 32()3 2 2d b t d td =459.765 3mm d,为轴的直径 t,为轴上键槽的深度 b,为键的宽度 所以按弯扭组合强度校核 ： 22()caMTW ca，轴的计算应力 N.mm ,折合系数 M ,轴所受的弯矩 N.mm T ，轴所受的扭矩 W ，抗弯截面系数 求得：ca=0.16Mpa 45号钢的安全系数 去 1.5 则 =236.67Mpa 所以 ca1.2 20 齿轮端面 与 内箱 壁距离 2 2 25 箱盖，箱座肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 8.5 8.5 轴承端盖外径 2D DD 2 +（ 5 5.5） 3d 82（ 1 轴） 87（ 2 轴） 108（ 3 轴 ） 轴承旁联 结 螺栓 距离 S 2DS 82（ 1轴） 87（ 2 轴） 108（ 3 轴） 课程设计 - 29 - 6、键联接的选择和计算 （ 1） a,低速级的校核 两键均采用圆头普通平键 与齿轮联接处的键为 1 4 9 5 0b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得许用应力 p=100 120Mpa，取其中间值 p=110Mpa，键工作长度 L =L-b=50-14=36mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.45mm, 得 3 332 1 0 2 2 8 7 . 2 7 1 0 5 1 . 0 7 1 1 04 . 5 5 0 5 0ppT M p a M p a M p ak l d (合格 ) b,低速级 与联轴器联接处键为 1 0 8 7 0b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得 许用应力 p=100 120Mpa， 键工作长度 mmbLl 541670 ， 键与轮毂键槽的接触高度 mmhK 105.05.0 =5mm, 得 3 332 1 0 2 2 8 7 . 2 7 1 0 5 4 . 0 1 1 04 7 0 3 8ppT M p a M p a M p ak l d （合格） （ 2）中间轴键校核： 两键均采用圆头普通平键 与宽齿轮联接处键为 : 8 7 4 5b h L m m m m m m 查表得 6-2查得许用应力 p=100 120Mpa，取其中间值 p=110Mpa， 键工作长度 4 5 8 3 7l L b m m ， 键与轮毂键槽的接触高度 0 .5 3 .5K h m m 得 332 1 0 2 8 6 . 7 1 0 4 4 . 6 1 1 03 . 5 3 7 3 0ppT M p a M p a M p ak l d (合格 ) 与细齿轮联接处键为 课程设计 - 30 - 1 0 8 3 2b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得许用应力 p=100 120Mpa， 取其中间值 p=110Mpa。 键工作长度 3 2 1 0 2 2l L b m m ， 键与轮毂键槽的接触高度 0 .5 4K h m m, 得 332 1 0 2 8 6 . 7 1 0 5 1 . 8 5 1 1 04 2 2 3 8ppT M p a M p a M p ak l d 合格 (3)轴 1（高速轴）与联轴器配合的 键 键为 6 6 3 6b h L m m m m m m 查表得 6-2查得 许用应力 p=100 120Mpa， 键工作长度 3 6 6 3 0l L b m m ， 键与轮毂键槽的接触高度 0 . 5 0 . 5 6 3K h m m 3 312 1 0 2 2 0 . 8 1 0 2 5 . 6 1 1 03 3 0 1 8ppT M p a M p a M p ak l d （合格） 课程设计 - 31 - 7、联轴器的选择 由于凸缘联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 联轴器的设计计算： （ 1），高速级 由于装置用于运输机，原动机为电 动机，所以工作情况系数为 3.1AK， 计算转矩为3 1 . 3 2 0 . 8 2 7 . 0 4c a AT K T N m N m 查手册选用 HL4 型凸缘联轴器 其主要参数如下： 材料 HT200 公称转矩 40nT N m轴孔直径 18mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=42mm. （ 2），对于低速轴联轴器的选择： 工况系数 3.1AK ，计算转矩3 1 . 3 2 8 7 . 3 7 3 . 1 .c a AT K T N m N m 查手册选用 Yl9 型凸缘联轴器 其主要参数如下： 材料 HT200 公称转矩 400nT N m轴孔直径 38mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=82mm 课程设计 - 32 - 8、润滑和密封的选择 对于二级圆柱