经编织物用蒸汽定型机的设计

经编织物用蒸汽定型机的设计第一步：设计减速箱，根据速度与路程，使编织物能够在蒸汽箱中停留2分钟以上1. 基本数据运输带有效拉力F：8KN运输带速度V：0.3m/s卷筒直径D：400mm2. 要求传动系统中含有两级圆柱齿轮及带传动。二传动方案的拟订及说明vF1 减速箱：如图，电动机通过V型带将动力传给减速器，通过减速器的输出端，通过联轴器将动力传给卷筒，卷筒带动输出带运动。根据其工作条件和工作环境，传动平稳，减速器采用展开式，二级闭式斜齿圆柱齿轮。2 V带传动，因为带传动平稳,噪声小，能缓冲吸振，结构简单。3 电动机无特殊要求，为普通的电动机。三选择电动机1. 选择电动机的类型Y系列三相异步电动机结构简单、工作可靠、起动特性好、价格低廉、维护方便，适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上，如运输机、搅拌机、农业机械、食品机械等。此类型电动机符合本项目的要求，可选用。2. 选择电动机的容量电动机所需工作功率为： kW按要求工作时所需功率为：Pw=F1000kW传动装置的总效率为：=1243245其中：V带传动效率1=0.96滚动轴承传动效率(一对)2=0.99闭式齿轮传动效率3=0.97联轴器效率4=0.99传动滚筒效率5=0.96因此:最终可得所需电动机的功率为:因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。查手册，由Y系列电动机技术数据，选定电动机的额定功率为4kW.3. 选择电动机的容量滚筒轴工作转速：由手册查得，通常V带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，因此总传动比的范围为：i=i1i2=16160故电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750，1000，1500，的总传动比过大（为其它的两到三倍），传动装置外廓尺寸大，制造成本高、结构不紧凑，故不采用。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，采取Y112M1-6型号较为合适。其参数如下：同步转速：1000 r/min满载转速：960 r/min额定功率：4 kw质量: 49 kg参考价格: 918 元总传动比: 31.10四计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（一） 总传动比：（二） 分配传动装置各级传动比：由手册取V带传动的传动比.7，则减速器的传动比为i为，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比4.5，则低速级的传动比4五计算传动装置的运动和动力参数1) 0轴(电机轴)：，2) 1轴（高速轴）：40.963.84kW960/3.7259.46r/min =31.453.70.96=111.73Nm3) 2轴（中间轴）：23.840.980.953.575kW259.46/464.86r/min=111.7340.980.95=416.08Nm4) 3轴（低速轴）：23.5750.980.953.3283kW /64.86/4.5=14.41r/min=416.084.50.980.95=1743.17Nm5) 4轴（滚筒轴）：24=3.32830.980.973.1639kW=14.41 r/min=1743.170.950.97=1606.33 Nm13轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。即：40.963.84kW23.840.980.953.575kW23.5750.980.953.3283kW24=3.32830.980.973.1639kW =31.453.70.96=111.73Nm=111.7340.980.95=416.08Nm=416.084.50.980.95=1743.17Nm=1743.170.950.97=1606.33 Nm运动和动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/kw转矩T (Nm)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.6924.59603.74.5410.960.960.960.981轴3.843.5070.4369.7259.462轴3.5753.3725825564.863轴3.32833.2467566814.41滚筒轴3.16393.1866265514.41六箱外传动装置的设计和计算从电动机到减速器之间采用普通V带传动：1 确定功率并选定V带带型两班制工作，空载起动，查课本表86得：工作情况系数，根据和由图88选取A型普通V带。2 确定带轮的基准直径根据图88查得主动轮的最小基准直径；根据式子计算从动轮的基准直径：，根据表87，选取d=250mm（三） 验证带速根据式子有：，带的速度在5m/s25m/s中，合适。（四） 确定V带的基准长度和传动中心距根据传动的结构需要初定中心距： 初步确定中心距，所需V带的基准长度：从表83中取得基准长度，由此可得实际轴间距：（五） 计算V带根数Z； A型普通带，查表8-5a得 由查表8-5b得查表8-8得 由查表8-2得，则有：，取Z=6根。（六） 单根V带的预紧力表84查得，有：（七） 作用在轴上的力（八） 确定带轮的结构和尺寸、轮槽尺寸由教材表8-10，可得如下值：带轮宽：B=(Z-1)e+2f=（6-1）15 + 210=95mm，=80+22.75=85.5mm，=240+22.75=245.5mm七设计高速级齿轮齿轮类型：为使工作平稳，高速级选用斜齿圆柱齿轮传动。精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7级精度。材料选择：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。齿数：选小齿轮齿数Z120，齿数Z2i1Z1=4.52090（一） 按齿面疲劳强度计算计算公式： 1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 选取区域系数（3） 查得（4） 计算小齿轮传递的转矩（5） 选取齿宽系数（6） 查得材料的弹性影响系数（7） 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极限（8） 计算应力循环次数： （9） 查得接触疲劳强度寿命系数 ， （10） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1，得： 2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（2） 计算圆周速度 （3） 计算齿宽及模数 （4） 计算载荷系数K 已知使用系数 根据，级精度，查得动载荷系数 由表10-4查得 由图10-13查得 假定，由表10-3查得故载荷系数（5） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（6） 计算模数 （二） 按齿根弯曲强度计算：计算公式：1) 确定计算参数（1） 计算载荷系数（2） 算当量齿数 （3） 查取齿形系数，由表10-5查得，（4） 查取应力校正系数，由表10-5查得，（5） 由图10-20C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（6） 由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数： ，（7） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，则有：（8） 计算大小齿轮的并加以比较：可见大齿轮的数据大。2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.7389并圆整为2则可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.4101mm来计算应有的齿数。于是有：取，则，取（三） 尺寸计算：1) 计算中心距因值改变不多，故参数、等不必修正。2) 计算大、小齿轮的分度圆直径3) 计算大、小齿轮的齿根圆直径4) 计算大、小齿轮的齿顶圆直径5) 计算齿轮宽度，圆整后取；6) 总结尺寸：分度圆直径：齿根圆直径： 齿顶圆直径：所以，小齿轮做成实心式齿轮，大齿轮做成腹板式齿轮。齿宽：（四） 验算：故假设正确八设计低速级齿轮：齿轮类型：低速级选用直齿圆柱齿轮传动。精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。材料选择：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。齿数：选小齿轮齿数Z126，齿数Z2i2Z1=264108取Z2=108（一） 按齿面接触疲劳强度计算： 计算公式：1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 选取齿宽系数（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极限（6） 计算应力循环次数：（7） 查得接触疲劳强度寿命系数 ， （8） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1得：2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（2） 计算圆周速度v（3） 计算齿宽（4） 计算齿宽与齿高之比b/h（5） 计算载荷系数K根据，级精度，查得动载荷系数假设，由表10-3查得查得使用系数由表10-4查得由图10-13查得故载荷系数（6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（7） 计算模数（二） 按齿根弯曲强度计算： 计算公式：1) 确定公式内的计算数值（1） 由图10-20查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2） 查得弯曲疲劳寿命系数，（3） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1.4，于是有：（4） 计算载荷系数（5） 由表10-5查得查取齿形系数，（6） 由表10-5查得应力校正系数，（7） 计算大小齿轮的，并比较：可见大齿轮的数据大。2) 计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数2.480，并就近圆整为标准，即为：模数：m2.5。按接触强度算得的分度圆直径，由此有：小齿轮齿数，取大齿轮齿数，取 （三） 几何尺寸的计算：1) 计算分度圆直径2) 计算齿顶圆直径3) 计算齿根圆直径 4) 计算中心距5) 计算齿宽取6) 尺寸总结：分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮。齿根圆直径：中心距齿宽（四） 验算： 故假设正确。九轴的设计与校核一、 中间轴的设计因为在两级展开式减速器中，三根轴跨度相差不宜过大，故先进行中间轴的设计，以确定跨度。（一） 选择轴的材料选取45钢，调质处理，参数如下：硬度为HBS220抗拉强度极限B640MPa屈服强度极限s355MPa弯曲疲劳极限1275MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa （二） 初步估算轴的最小直径由前面传动装置的参数知P23.40KW，n2126.0r/min，取A0116， 取。（三） 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案如图（轴2），从左到右依次为轴承、轴套、小齿轮、大齿轮、轴套、轴承。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1) 初选滚动轴承。初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的，故轴承的型号为6208，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为，,.故、段的直径为，。2) 因为齿轮与轴的配合处采用两个键来连接，故安装齿轮处的轴段、的直径，取。大齿轮2的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠， 应略短于轮毂的宽度，故取。大齿轮2的右端与小齿轮3采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴肩处的直径。因为轴向两旋转体之间的间距，故取。小齿轮3右端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠， 应略短于轮毂的宽度，故取。3) 轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取4) 零件外端面至箱体内壁的距离，则取。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图：轴2。（四） 求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距：。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图:（1） 计算作用在齿轮上的力:对于大齿轮2，有切向力径向力法向力对于小齿轮3，有切向力径向力法向力（2） 计算支反力:以坐标方向为力的正方向。先求垂直面支反力：绕支点B的力矩和，得：，同理校核：，计算无误。再求水平面支反力：绕支点B的力矩和，得：，同理校核：。计算无误。（3） 计算弯矩：1) 垂直平面内的弯矩图，如图b C处弯矩：D处弯矩：2) 水平面弯矩，图c C处弯矩：D处弯矩：3) 合成弯矩，图d C处弯矩：D处弯矩：（4） 绘制扭矩图：如图e, （5） 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。取折合系数，轴的计算应力:前面已经选定轴的材料为45钢调质，由机械设计P355轴的常用材料及其主要力学性能查得，。因此，故该轴是安全的。二、 高速轴的设计（一） 选择轴的材料由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取。（二） 初步估算轴的最小直径由机械设计P355轴的常用材料及其主要力学性能查得，则，取。（三） 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案:如图（轴1），从左到右依次为轴承、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:i. 轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，带轮与轴的联接采用两个键来配合，因此，取，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，因，现取。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴肩处的直径。轴承端盖的总宽度为20mm，则。为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与带轮右端面的距离。ii. 初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的，故轴承的型号为6207，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为，。故，。左轴承的右端采用轴肩定位，故。轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取。iii. 取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮1与轴的配合处采用两个键来连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径。轴环宽度，取，则；齿轮右端采用套筒定位。iv. 因为高速轴和中间轴、低速轴的长度要统一，因此，齿轮1的中心线到左边轴承左端面的距离为74mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为164mm，故，齿轮左端到箱体的距离是。齿轮1的右端采用套筒定位，。已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠， 应略短于轮毂的宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离，故取，。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位：齿轮1与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。带轮与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸：参考零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图：轴1。（四） 求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距:。i. 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图。（1） 计算作用在轴上的力:对于带轮，作用在轴上的轴压力对于小齿轮1，有切向力径向力法向力（2） 计算支反力：以坐标方向为力的正方向。先求垂直面支反力：绕支点A的力矩和，得：同理校核：计算无误。再求水平面支反力：绕支点A的力矩和，得：，同理校核：计算无误。（3） 计算弯矩：1) 垂直平面内的弯矩图，如图b C处弯矩：2) 水平面弯矩，图c C处弯矩：D处弯矩：3) 合成弯矩，图d C处弯矩：D处弯矩：（4） 绘制扭矩图：如图e, （5） 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。取折合系数，轴的计算应力前面已经选定轴的材料为45钢调质，由机械设计P355轴的常用材料及其主要力学性能查得，。因此，故该轴是安全的。三、 低速轴的设计（一） 选择轴的材料由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取。（二） 初步估算轴的最小直径由机械设计P355轴的常用材料及其主要力学性能查得，则，取。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化小，故取，则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,选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nmm。半联轴器的长度L=112mm,直径为40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。（三） 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案:如图（轴3），从左到右依次为轴承、轴套、小齿轮4、轴承、半联轴器。（2） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度:1 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，联轴器与轴的联接采用两个键来配合，因此，取，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，因，现取。联轴器的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴肩处的直径。轴承端盖的总宽度为20mm；为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面到联轴器的距离为30mm，。2 初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的，故轴承的型号为6209，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为，。故，。左轴承的右端采用轴肩定位，故。轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取。3 取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮1与轴的配合处采用两个键来连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径。轴环宽度，取，则；齿轮右端采用套筒定位。4 因为低速轴和中间轴、高速轴的长度要统一，因此，齿轮4的中心线到左边轴承左端面的距离为154mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为84mm，故。5 齿轮1的右端采用套筒定位，。已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠，应略短于轮毂的宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离，故取，。至此，已初步确定轴的各段直径和长度（3） 轴上零件的周向定位齿轮4与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图：轴1。（四） 求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图:（1） 求作用在齿轮上的力:对于大齿轮4，有切向力径向力法向力 （2） 计算支反力：以坐标方向为力的正方向。先求垂直面支反力：绕支点B的力矩和，得：，同理校核：计算无误。再求水平面支反力：绕支点B的力矩和，得：，同理校核：计算无误。（3） 计算弯矩、绘弯矩图：1) 垂直平面内的弯矩图，如图b D处弯矩：2) 水平面弯矩，图c D处弯矩：3) 合成弯矩，图d D处弯矩：（4） 绘制扭矩图：如图e, （5） 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。取折合系数，轴的计算应力 前面已经选定轴的材料为45钢调质，由机械设计P355轴的常用材料及其主要力学性能查得，。因此，故该轴是安全的。十轴承的校核高速轴的校核照以上轴的结构设计，初步选用型号30206的单列圆锥滚子轴承。1. 轴承的径向载荷轴承D 2268N轴承B 920N2. 轴承的轴向载荷轴承的派生轴向力 由手册查得30206型的轴承 758.5N 307.7N外部轴向力Fa915N因为SD+Fa758.5+9151673.5NSB，轴承B被压紧，所以两轴承的轴向力为ADSD758.5N ABSD+Fa1673.5N3. 计算径向当量动载荷从手册中查得，取载荷fp1.2轴承A AD/RD=758.5/2268=0.334e故取X0.4，查手册得 。则PrBfp（XRBYAB） 1.2（0.49201.491673.5）3433.8N4. 计算轴承寿命因为PDL h，所选轴承合适。中间轴的校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号30208的单列圆锥滚子轴承1. 轴承的径向载荷轴承A RA8215N轴承B RB7423N2. 轴承的轴向载荷轴承的派生轴向力 由手册查得30307型的轴承SA 3540.9NSB 3199.6N外部轴向力Fa886N因为SA+Fa3540.9+886SB=3199.6，轴承B被压紧，所以两轴承的轴向力为AASA3540.9N ABSA+Fa4426.9N3. 计算径向当量动载荷从手册中查得0.52，课本表136取载荷fp1.2轴承A AA/RA=3540.9/8215=0.431e故取X0.4，查手册得 1.16则PrBfp（XRBYAB） 1.2（0.474231.164426.9） 9925.28N4. 计算轴承寿命因为PAL h，所选轴承合适。低速轴校核选用深沟球轴承6213，1. 轴承的径向力轴承1 7325N轴承2 4801N 因为 ，以轴承1为校核对象 Pr=7325N=49563h轴承的预期计算寿命1030028=48000hL hL h，所选轴承合适。十一键的选择和校核及联轴器的选择高速轴上键的选择和校核带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB109679查表得公称尺寸bh=87 ，长度L=63mm键材料用45钢，查课本得许用应力P100120Mpa键的工作长度：lL-b/263-459mm，k0.5h0.573.5mm。小齿轮与轴做成一体，故不需要用键联结。中间轴上键的选择和校核键材料用45钢，查得许用应力P100120Mpa。两齿轮均选键如下： 键1，直齿小齿轮与轴：键 1456 GB109679键2，斜齿大齿轮与轴：键 B1425 GB109679（1） 对键1，公称尺寸为bh=149，长度L=56mm键的工作长度lL-b56-1442mm，k0.5h0.594.5mm。（2） 对键2，公称尺寸为bh=149，长度L=25mm，键的工作长度lL25mm，k0.5h0.594.5mm。低速轴上键的选择和校核键材料用45钢，查得许用应力P100120Mpa。大直齿轮与低速轴的连接，选A型键：选键 1863 GB109679。公称尺寸为bh=1811，长度L=63mm。键的工作长度lL-b63-1845mm，k0.5h0.5115.5mm。低速轴与半联轴器键材料用45钢，查得许用应力P100120Mpa。键位于轴端，选择 键 C1470 GB109679，查表得：公称尺寸bh=149 ，长度L=70mm。键的工作长度lL-b/270-14/263mm，k0.5h0.594.5mm。联轴器的选择与校核因为联轴器的传动功率小，转速低，轻微震动，转矩较大，工作温度不高，兼顾经济性，故先选择弹性套柱销HL5联轴器。材料为锻钢35。由表查得工作情况系数K=1.5，则计算转矩：TC=KT=2958.25 Nm 按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册(软件版)R2.0，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150 Nm，符合条件。联轴器的孔径d160mm，半联轴器长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度取L1107mm十二.减速器润滑方式及密封种类的选择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：1轴高速齿轮：V1=d1n1/(601000)=3.1464.42277.143/(601000)=0.98m/s2m/s2轴高速齿轮：V2=d2n2/(601000)=3.1459.70690/(601000)=0.4m/s2m/s3轴低速齿轮：V4=d4n4/(601000)=3.143211