机械设计课程设计04821

1、机械设计课程设计任务书学生卫星专业年级车辆工程2008级设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、输送带工作拉力：F = 3300N ；2、 输送带工作速度：v = 1.2m/s （允许输送带速度误差为5%;3、滚筒直径：D = 350mm4、 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室，灰尘较大，环境最高温度355、使用折旧期：8年；6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V ；&运输带速度允许误差：5%9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1（ A1）;2、零件工作图3

2、；20103、设计说明书1份。指导教师签名:设计容计算及说明结果传动装置的总体设计电动机的选择1) PwFv1000 w3300 1.210003.96kWFw 3.96kW2、传动装置的总体设计2.1、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭 自扇冷式结构，电压380V。2确定电动机的功率其中，带式输送机的效率w 1。0.912）通过查机械设计课程设计手册表1-7确定各级传动的机械效 率：联轴器 联=0.99 ;齿轮齿=0.98 ;轴承 球=0.99。总效率联齿球 0.982 0.993 0.992 0.91。电动机所需的功率为:FdFw3.

3、964.35kW。0.91Fd 4.35kW由表机械设计课程设计手册表12-1选取电动机的额定功率 为 2.2 kW。3.确定电动机的转速按推荐的传动比合理围，两级展开式圆柱齿轮减速器传动比i 925nw 65.51r / min而工作机卷筒轴的转速为6 103V6 103 1.2nw r / min 65.51r / min-350所以电动机转速的可选围为inw (9 25) 65.51r min (589.59 1637.75)r / min符合这一围的同步转速有1000r min和1500r min两种。综合考虑电 动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同

4、步转速为1000r/min的丫系列电动机丫132M2-6,其满 载转速为nw 960r/min ,电动机的安装结构形式以及其中心高 ,外 形尺寸,轴的尺寸等由表12-5中查得：电动机外伸轴直径 D=38mm传动装置的 总传动比计 算及分配计算传动装 置的运动和 动力参数外伸轴长度E=80mm2.2、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1. 总传动比i为i nm96014.65nw 65.512. 分配传动比i i i取 i 1.4ii 4.54，i 3.232.3、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速轴nnm 960 r/mi n轴n n 211.45 r/mini轴n65.51r/mi

5、ni卷筒轴nwn65.51 r/min4.各轴的输入功率轴P =Pd联=4.35 0.99=4.31kW轴P =P球 齿=4.31 0.99 0.98=4.18kW车由P=P球齿=4.180.990.98=4.05kW卷筒轴Pw=P球联=4.050.990.98=3.93kW5.各轴的输入转矩P 4 31轴T 9550955042840N mmn 960i 14.65i 4.54,i 3.23n 960 日 minn 211.45 r； minn 65.51r min nw 65.51 r! minP=4.31kWP =4.18kWP =4.05kWP =3.93kWT 42840N mm传动

6、零件的 计算第一级齿轮 传动设计计 算p4 18轴T 95509550 188700 N mmn211.45p4 05轴T95509550 590940 Nmmn65.51p3 93工作轴Tw 9550 w 9550 572913N mmnw 65.51p4 35电动机轴 Td 9550 d9550 43273 N mmnw960将上述计算结果汇总与下表，以备查用。T 188700N mmT590940 N mmT572913NmmTd 43273 N mm3项目电动机轴轴轴工作轴转速 n / r min 1960960211.4565.5165.51功率P/kW4.354.314.184.0

7、53.93转矩T / N mm432734284018870059094057291；传动比i14.543.231效率0.990.960.960.993、传动零件的计算3.1第一级齿轮传动设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传 动，软齿轮面闭式传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-83）。3） 材料选择。由机械设计课程设计手册，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4） 选小齿轮齿数z, =20，则大齿轮

8、齿数Z2 Zi 20 4.55 90.8取 Z2912. 按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算）2（1）.确定公式的各计算数值 1）试选载荷系数Kt 1.3 02）计算小齿轮传递的转矩Ti955 106P 42840N mm n3）按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表10-7选取齿宽系数14）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa2。5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1 550MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Him2 500MPa o6）计算应力循环次数N1 6SjLh 60 960 1 365 2 8 8 2.691 1

9、C9N2N1 5.927 108i7）由机械设计图 10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 0.89 ；KhN 20.93o 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%h1KHN1 H lim1SH】2K HN2 Hlim2S（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径安全系数S=10.0.89 550MPa 489.5MPa0.93 500MPa 465MPad1t，代入H 中较小的值。lKtT1 u 1 ZE 2d1t 2.323 t 1（ E ）2 52.095mmYdu H 2）计算圆周速度v。d1tR|52.095 960 - _ .v1t 12.62 ms60 1000 60 10003）计算齿

10、宽bb d d1t 1 52.09552.095mm4）计算齿宽与齿高之比b/hd1t 52.095 小模数mt =2.605Z120齿高h 2.25mt 2.25 2.605mm 5.861mmb 52.095 c “8.89h 5.8615）计算载荷系数K根据v=2.62m/s，由图10-8查得动载荷系数Kv 1.08 ；直齿轮，KhKf 1 ；由表10-2查的使用系数KA 1 ；查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置Kh1.420由b/h=8.89，Kh 1.420由图10-13得 心 1.31 ;故载荷系数K KaKvKh Kh 1 1.08 1 1.420

11、1.5346）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1 d1tK / Kt 52.095 引1.534/1.3mm 55.045mm7）计算模数mm d1 / Z|55.045/20 2.272mm3.按齿根弯曲强度设计，公式为mi3竺也Y dZ1F（1）.确定公式的各参数值1）由机械设计图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fiimi 460MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Fiim2 400MPa ；2）由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KHN1 0.83，khn 20.89 ；3）计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，KF1FN1 FE1 0.83 460/

12、1.4 272.71MPaSKF2FN2 FE2 0.89 400/1.4254.29MPaF 2S4）计算载荷系数KK KaKvKf Kf 1 1.08 1 1.1.311.4155）查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa12.80 ； YFa2 1.198 ；6）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Ysa1 1.55 ； Ysa2 1.7817）计算大、小齿轮的 上風 并加以比较；fYFa1YSa12.80 1.55 ccFa1 Sa1 0.01591f】1254.29YFa2Ysa2 1.198 1.7810.00839F】2254.29大齿轮的数值大。（2）设计计算J2 1.4

13、15 42840 门 c ” m 3 20.01591mm1.689 mm1 242对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m1大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能 力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度 算得的模数1.689mm并圆整为标准值m=2mn接触强度算得的分度圆 直径d1 =5.045mm算出小齿轮齿数d155.045hZ1 1=27.5225，取 Z1 28 ；m 2大齿轮 z2 iz 28 4.54 127.17，取 z2128 ；这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触

14、疲劳强度，又满足 了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸设计(1) 计算分圆周直径d1 乙叶282 56mmd222m1282 256mm计算中心距a d1d2156mma2(3)计算齿轮宽度bd d11 56 56mm取艮 56mm，B261mm。5.结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：齿轮工作图如下图所示：m=2mmz128Z2128d1 56mmd2256mma=156mmB2 56mmB2 61mmd11.6d1.6 40 64mm，02.5m8|$ 10mm，取 08mmD00.55(D1d1)0.55 (

15、10564)92.95mmnm 2mmd00.25( D1ch)0.25 (10564)10.25mmr0.6 0.14m 0.6 0.14 20.88mmCl 1.5 0.1b 15,去 Ci 16第二级齿轮 传动设计计 算3.2第二级齿轮传动设计计算选用直齿圆柱齿轮传1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案,动，软齿轮面闭式传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （GB10095-83）。3）材料选择。由机械设计课程设计手册，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS 二者材料硬度

16、差为40HBS4）选小齿轮齿数z3=24,则大齿轮齿数乙Z3i24 3.23 77.52，取乙78 ；2. 按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算d3t 2.323 Kb u 1（ Ze）23t d u h（1）.确定公式的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.32）计算小齿轮传递的转矩955 106P T2188700N mm3）按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表10-7选取齿宽系数d1 014）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa。5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Him1 550MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限h iim2

17、 500MPa o6）计算应力循环次数N 60 jLh 60 211.451 365 2 8 8 5.924 1（0N2 N 1.835 108i7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3 0.93 ;KhN4 0.98o8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1kh3气吶3 0.93 550MPa 511.5MPah4HN4 Hlm4 0.98 500MPa 490MPaS计算1）试算小齿轮分度圆直径da，代入h中较小的值。d3t 2.323 口（-）284.432mmV du h2）计算圆周速度v 0V d3tn汉432 21145 0.934mS60 1000 60

18、 10003）计算齿宽bb d d3t 1 84.43284.432mm4）计算齿宽与齿高之比b/h模数d3t84.432Z3243.518齿高h 2.25m 2.25 3.518mm 7.9155mm84.43210.677.9155bh5）计算载荷系数K根据v=0.934m/s ,级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv 1.02 ；直齿轮，Kh Kf 1 ；由表10-2查的使用系数Ka 1 ；查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置Kh1.427由 b/h=10.67，Kh 1.427，由图 10-13 得 心 1.40 ;故载荷 系数KKaKvKh Kh 1 1

19、.02 1 1.427 1.4566）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d3 d3t3 K/Kt 84.432 31.456/1.3mm 87.683mm7）计算模数mm2 d3 / z3 87.683/ 24 3.653mm3. 按齿根弯曲强度设计，公式为（1）.确定公式的各参数值1）由机械设计图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1 460MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Flim2 400MPa ；2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KhN30.89，KHN 40.91 ；3）计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,KfL FN3 FE3 0.89

20、 460/1.4292.429MPaSKF4 FN4 FE4 0.91 400/1.4 260MPa S4）计算载荷系数KK KaKvKf Kf1 1.02 1 1.40 14285）查取齿形系数由机械设计表10-5查得Yfh3 2.65 ; Yf34 2.224 ;6）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Ysa3 1.58 ； Ysa4 1.7667）计算大、小齿轮的YFaYa并加以比较;YFa3YSa3F 32.65 1.580.017271036YFa4YSa4F42224 17660.015106092260292.429小齿轮的数值大。（2）设计计算1 2422 1.428 18

21、87000.017271036mm2.528mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿 根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯 曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得 的模数2.528并圆整为标准值 m=3mn接触强度算得的分度圆直径m=3mmd3=87.683mm算出小齿轮齿数Z3d387.68329.228，取 z330 ；Z330z497d3 90mmd4291mma 190.5mmB4 90mmB3 95mm大齿轮乙i勺30 3.23 96.9，取z4 97 ;这样

22、设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足 了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸设计(1)计算分圆周直径d3 z3m 30 3 90mmd4 zm 97 3 291mm计算中心距d3 d4 a3一4 (90 291)/2 190.5mm(3) 计算齿轮宽度bdd1 1 90 90mm取 B4 90mm，民 95mm。5. 结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用实心式结构齿轮的有关尺寸计算如下:0 3mm 取 0=4 mmd1 =1.6d=1.6 40=64 mmd0 二da / 20 30mm 取 30mmD0.55(D1 d1)0.55 (82.25 64)73.

23、125 mmn m=3大齿轮采用腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：d11.6d1.6 65104mm，02.5m810mm，取 0 12mmD00.55(D14)0.55 (253.5 104)186.725mmn m 3mmd00.25( Dj d1)0.25 (253.5 104)37.375mmr 0.6 0.14m 0.6 0.14 3 1.02mm,C1 15mm，取 G 20mm名称咼速级小齿轮 大齿轮低速级小齿轮 大齿轮中心距传动比模数压力角齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽材料热处理状态zddadfbmmmmmmmmmmmm2856601564.5422012825626

24、0309096516140Cr调质2515645调质82.595190.53.2332040Cr调质97291297283.59045调质齿面硬度| HBS | 280 | 240280240轴的设计4轴的设计轴的材料选 择和最小直 径估计4.1、轴的材料选择和最小直径估计根据工作条件，选定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式dmin A03- , A的值通过查教材表14-2确定为：V nA)=112o轴 d1112 偌1 18.47mm，考虑到联轴器，键槽的影响,取 d1 32mm。d2人旦112n2(418211.45 30.28mm，取d2 35mm轴的结构设 计轴d3 A0

25、J-p3 112 J-4.05 44.30mm,取 d3 50mm ;Y n3Y 65.514.2、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定dn :最小直径处为与电动机相连安装联轴器的外伸轴段，因此d11 32mmd12 :密圭寸处轴段 d12 40mmd13:滚动轴承轴段 d13 45mm 滚动轴承选取 6309: dx DXB=45mm 100mX 25mmdg :过渡段 d14 50mm齿轮轴段由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。d15 :滚动轴承段，d16 45mm2）高速轴各段长度的确定111 : l11 58mm112 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定112 68mm扁

26、：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定113 45mm114 :由装配关系、箱体结构确定114102.5mm115 :由咼速小齿轮齿宽确疋l15 61mm116 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确疋116 45mm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定d21 :最小直径处为滚动轴承轴段，因此d21 35mm.滚动轴承选取 6307: dx DX B=35mrX 80mX 21mmd22 :低速小齿轮轴段取d22 40mmd23 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d23 48mmd11 32mmd12 40mmd1345 mmd1450 mmd16 45mm111 58mm112 68mm113 4

27、5mm114 102.5mm115 61mm116 45mmd21 35mmd22 40mmd24：咼速大齿轮轴段取d?4 40mmd25 :滚动轴承段 d25 35mm2）中间轴各轴段长度的确定121 :由滚动轴承，挡油盘及装配关系取121 43mm112:由低速小齿轮齿宽取122 93mmI23 :轴环 取 123 10mmI14 :由咼速大齿轮齿宽 取124 54mm125 : 12545.5mm3、低速轴1）低速轴各轴段的直径确定d3i :滚动轴承轴段，因此d31 60mm.滚动轴承选取6312: dx DX B=60mm 130mM 31mmd32 :低速大齿轮轴段 取d32 65m

28、md33 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d33 75mmd34：过度段取，考虑挡油盘的轴向定位 取d34 65mmd35 :滚动轴承段 d35 60mmd36:封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取 d36 55mmd37:最小直径，安装联轴器的外伸轴段 d37 50mm2 ）低速轴各轴段长度的确定131 :由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取131 55.5mm132 :由低速大齿轮齿宽 取132 88mm133 :轴环取 133 12mm134 :由装配关系和箱体结构取134 59mm135 :滚动轴承、挡油盘以及装配关系135 51mmd24 40mmd25 35mm

29、121 43mm122 93mm123 10mm124 54mm125 45.5mmd31 60mmd32 65mmd33 75mmd34 65mmd35 60mmd36 55mmd37 50mm131 55.5mm132 88mm133 12mm134 59mm135 51mm低速轴的校 核计算136 62mm137 82mmFt2T32 590940d42914061.44NFt 4061.44 N136 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定136 62mmI37 ： I37 82mm5.低速轴的校核计算1、低速轴的受力分析由于选择的是直齿轮故该轴受圆周力、径向力作用其大小如下:Fr 1

30、478.24 NFr Ftta n4061.44 ta n20： 1478.24N2、低速轴的受力情况如下图所示3、求垂直面的支承反力F NV1FrL31478.24 83L2L3234.5FNV2F rF NV1955.02N4、求水平面的支承反力F NH 1FtL34061.44 83L2L3234.5FnH 2F t F nh 12623.92N5、垂直面的弯距MNVFNV1L2523.22523.22N1437.52N151.579267.83 N mmFNV1 523.22NFnv2 955.02NFnhi 1437.52NFnh2 2623.92NM NV 79267.83N mm

31、Mnh 217784.28N mm151.5217784.28N mm6、水平面得弯矩M nhF nh 1L2 1437.527、求合成弯距M 76914.02N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH21478.52N,2623.92NFnv1 523.22N,FNV2 955.02N弯矩MM NH217784.28 mmM NV 79267.83 N mm总弯矩M 231761.48N mm扭矩TT 590940 N mm8做出轴的载荷分布图9、按弯扭合成应力校核轴的强度按照上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力, 取 0.6，轴的计算应力333W 0.1d0.1 6

32、527462.5mmca12.91MPaca12.91MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得1 60MPa。因此ca l，故安全。10、精确校核轴的疲劳强度(1)齿轮左端面左侧抗弯截面系数W0.1d30.175342187.5mm3抗扭截面系数W0.2d30.275384375mm3齿轮左端 面左侧弯矩M为151 5 45 M 231761.48162921.44 N mm151.5截面上的扭矩T3为590940N mm容并砧卄甘宀出M 162921.44截面上的弯曲应力b3.86MPaW42187.5截面上的扭矩切应力590940 7MPaWt84375轴的材料为45钢，

33、调质处理，由表15-1查得B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa o截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表3-2查取，因- 0.053， 75 1.154，经插值课查得：d75d 652.108，1.46 ;又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.85，q 0.90故有效应力集中系数为k 1 q (1)1 0.85 (2.108 1) 1.94，k 1 q (1) 10.90 (1.46 1)1.41由附图3-2的尺寸系数0.64，由附图3-3可得轴扭转尺寸系数0.80轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92，则综合系数为kk1,1.941 ,3.121

34、10.640.92k11.411k 1 11.850.800.92轴未经表面强化处理，即q又由 3-1与 3-2得碳钢的特性系数0.1 N 0.2,取 0.10.05 何 0.1，取 0.05于是安全系数Sca值27522.833.12 3.86 0.1 01551.85 7 0.052723.31Sca16.52S 1.5S SS2 S222.83 23.3122832 23.31216.52S 1.5故可知起安全。（2）齿轮左端面右侧抗弯截面系数3W 0.1d0.1653327462.5mm抗扭截面系数3W 0.2d0.2653354925 mmM 231761.48端 面151.5 45

35、151.5162921.44N mm截面上的扭矩T3为590940Nmm截面上的弯曲应力162921.445.93MPa27462.5截面上的扭矩切应力卫WT59094010.76MPa54925过盈配合处的一，由附图3-8用插值法求出并取 一0.8一，于是低速轴滚动 轴承的选择 及寿命校核得：kk3.56 ,0.8 3.562.85;轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92故得综合系数为k11k13.5613.650.92k11k12.8512.940.92所以轴在截面右侧的安全系数Sca值S 1 275 12.71K am 3.665 5.93 0.1 01155S 9.64Kc

36、c, 10.76 ecu 10.76八 am 2.94 0.05 2 2Sca二-严1.64. 7.68S 1.5，Js2 S2J12.712 9.642故该轴在截面右侧的强度也是足够的。6、低速轴滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴I 63099两个，轴U 6307两个，轴川选用 6312 两个(GB/T297-1994)低速轴寿命计算：1. 查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承63120 额 81.8kNCr 51.8kN2. 查机械设计得X=1, Y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：在水平面轴承所受得载何Sca 7.68S 1.5轴I 6

37、3099两 个，轴U 6307两个，轴川选用6312两个(GB/T297-1994)F NH 11-2L34061 83；234.51437.52NFNH2FtF NH 12623.92N 在垂直面轴承所受得载荷523.22NF丄31478.24 83-2 -3234.5FNV2 F rF NV1955.2N计算轴承2所受总载荷P 2792.31NFr2 , FNH2 FNz22623.922 955.022 2792.31N轴承所受轴向力很小，所以当量动载荷：P fp XFrYFa1.1 2792.31 2792.31N4.已知预期得寿命两班制-h 2 8 83384h基本额定动载荷Cr6n

38、Lh2792.3 3 65負 384 14.87kN 0额164.8kN键的选择高速轴键的 选择所以轴承638安全，合格7、键的选择b x h x =1x87.1、高速轴键的选择高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=3215.94MPa p伽，通过查机械设计基础课程设计表 4-1圆头普通平键。选择 的键尺寸：bx hx =1x 8 (t=5. , r=.25 ),键的工作长度 L=4mm 键的接触高度 k=.5h=.5 x 8=4mm 标记：键1 x 8 x 4GB/T196-23o 传递的转矩 T T14284 N mm。按表6-2差得键的静连接时需用应力p 1MPa ,则中间

39、轴键的 选择2T 13kid2 428415.94MPa p4 4 32bx h =12 x 8低速轴键的 选择联轴器的选所以高速轴上的键强度足够。7.2、中间轴键的选择中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因 为高速大齿轮齿宽B=56mm轴段直径d=40mm所以通过查机械 设计基础课程设计表 4-1选用bx h =12 X 8 (t=5.0 , r=0.25 ), 键的工作长度L=38mm,键的接触高度k=0.5h=0.5 x 8=4mm标记： 键12X 8X 38 GB/T1096-2003。低速小齿轮齿宽 B=95，轴段直径 d=40,所以选用 bx h=12X 8(t=5

40、.0 ,r=0.25 )，键的工作长度 L=56mm 键的接触高度 k=0.5h=0.5 x 8=4mm 标记：键12 X 8 X 56 GB/T1096-2003。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短 的键。传递的转矩T T2188700N mm则2T 1032 188700“ “c r np62.16MPa ppkld4 38 40故轴上的键强度足够。7.3、低速轴键的选择低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用 来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=65mm 轮宽B=90mm通过查表机械设计基础课程设计表 4-1选用b X h=18X 11 (t=7

41、.0，r=0.25 ),键的工作长度L=69mm,键的接触高 度 k=0.5h=0.5 X 11=5.5mm 标记：键 18X 11X69 GB/T1096-2003。 传递的转矩T T3590940 N mm则32T 102 590940一 r ,p 47.91MPa ppkld5.5 65 69p故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键圆头普通平键，轴直径 d=50mm所以选键bX h=16X 10(t=6.0，r=0.25), 键的工作长度 L=54mm犍的接触高度 k=0.5h=0.5 X 10=5mm 标记：键 16X 10X 54GB/T1096-2003 传递 的转矩T T3590

42、940 N mm 则bX h=12X 8p 62.16MPa pbX h=18X 11p 47.91MPa pbX h=16X 10p 87.15MPa p择箱体设计2T 103 2 590940p 87.15MPa ppkid3.5 56 30p故选的键强度足够。&联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经 济问题，选用弹性柱销联轴器1. 减速器输入端T|42840N mm选用LX3型(GB/T 5014-2003)弹性套柱销联轴器，采用Ji型轴孔， 圆头普通平键，轴孔直径d=32mm轴孔长度为L=58mm2. 减速器的输出端T3590940 N mm选用GICL3型(GB/T 5014-2003)鼓形齿式联轴器，采用Ji型轴孔， 圆头普通平键，轴孔直径d=50mn