链板输送机圆锥圆柱齿轮减速器设计论文

机械零件课程设计 设 计 说 明 书 院 系： 机械与动力工程学院 指导教师： 专业班级： 机设 04-4 班 组 数： 第 十 组 设 计 者： 学 号： 日 期： 2007 年 7 月 16 号 2 河南理工大学 目 录 一 设计任务书 3 二 传动方案的拟定 4 三 电机的选择 4 四 运动和动力参数 的计算 5 五 传动件的设计计算 6 六 轴的设计 13 七 滚动轴承的选择与寿命计算 21 八 联轴器的选择 25 九 键联接的选择和验算 26 十 箱体的设计 27 十一 减速器附件的设计 28 十二 润滑和密封 28 十三 设计总结 28 参考文献 29 3 一、设计任务书 矿用链板输送机传动装置设计 1、设计条件： （ 1）机器用途：煤矿井下运煤； （ 2）工作情况：单向运输，中等冲击； （ 3）运动要求：输送机运动误差不超过 7%； （ 4）工作能力：储备余量 15%； （ 5）使用寿命：十年，每年 300 天，每天 8 小时； （ 6）检修周期：半年小修，一年大修； （ 7）生产批量：小批量生产； （ 8） 制造厂型：矿务中心机厂，中小型机械厂； 2、输送机简图：如图 1 3、原始数据： 运输机链条速度： 0.5m/s； 运输机链条拉力： 28KN； 主动星轮齿数： 9； 主动星轮节距： 64mm； 4、设计任务： 4 （ 1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （ 2）设计工作量：装配图 1 张零件图 2 张； 二、传动方案的拟定 根据传动装置各部分的相对位置（如图 1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本 低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥 -圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图 2： 三、电机的选择 1、计算运输机主轴的转速和功率 （ 1）转速wn 由原始数据可得主动星轮的直径 d=pz= 64 93.14=184.44 , 则 wn = 60 1000vzp= 6 0 1 0 0 0 0 .59 6 4=52r/min （ 2）功率 wP 5 pw=Fv=28 0.5=14kw 2、电动机的功率 （ 1）传动装置的总效率 由参考文献查得： 弹性联轴器效率 1=0.992； 2； 滚动轴承效率 2=0.99； 3； 圆锥齿轮传动效率 3=0.96； 1； 圆柱 齿轮传动效率 4=0.97； 1； 滑动轴承效率 5=0.96 1； 总效率 = 12 23 3 4 5=0.9922 0.993 0.96 0.97 0.96=0.85 （ 2）所需电动机的功率 Pr=Pw/ =14/0.85=16.47kw 故取 Ped =18.5kw. 3、选择电动机的型号 根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。 Y 系列笼型三相异步电动机，卧式封闭型电动机。 查参考文献选择电动机的型号为 Y225S-8，额定功率 18.5kw， 满载转速 730r/min,电动机轴伸直径 60mm。 四、运动和动力参数的计算 1、分配传动比 （ 1）总传动比： i=730/52=14.04 （ 2）各级传动比： 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比 i1=0.25i=3.51 斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比 i2=4 （ 3）实际总传动比 i =i1 i2=3.51 4=14.04， 故传动比满足要求。 2、运动和动力参数计算（各轴标号见图 2） （ 1）轴 0（电动机轴） P0=Ped=18.5kw n0=730r/min T0=9550 18.5/730=242.02N m （ 2）轴 1（高速轴） P1=P0 1=18.5 0.992 18.5kw n1=n0=730r/min T1=9550P1/n1=9550 18.5/730=242.02N m 6 （ 3）轴 2（中间轴） P2=P1 2 3=18.5 0.99 0.96=17.44kw n2=n1/i1=730/3.51=292r/min T2=9550P2/n2=9550 17.44/292=570.38N m （ 4）轴 3（低速轴） P3=P2 2 4=17.44 0.99 0.97=16.75kw n3=n2/i2=292/4=52r/min T3=9550P3/n3=9550 16.75/52=3076.20N m 五、传动件的设计计算 1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算 （ 1）选择齿轮材料，确定许用应力 由参考文献查得大、小齿轮材料均选用 20Cr，渗碳，淬火， 硬度均为 56 62HRC. Hlim=1500MPa, Flim=460MPa 查参考文献查得 ,取 SH=1,SF=1.1 则 H1= KN1 Hlim/SH=0.9 1500=1350MPa H2= KN2 Hlim/SH=0.95 1500=1425MPa F1= KN1 Flim/SF=0.85 460/1.1=355.45MPa F2= KN2 Flim/SF=0.88 460/1.1=368MPa （ 2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数 取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=21 3.51=73.71 取 Z2=74 实际齿数比 =Z2/Z1=3.52 分锥角 1= arctan 13.51=15.902 2= 90 - 1=74.098 取载荷系数 K=1.5 由参考文献查得 de1 =19512113 HKT=1951 322 .9 2 4 2 .0 23 .5 1 1 3 5 0=93.4 大端模数 me=de1 /Z1=4.45 7 查参考文献查得，取 me=4.5 （ 3）齿轮参数计算 大端分度圆直径 d1e=z1me=21 4.5=94.5 d2e=z2me=74 4.5=333 齿顶圆直径111 co s2 eeae mdd =94.5+2 4.5 cos15.902 =103.16 222 co s2 eeae mdd333+2 4.5 cos74.098 =335.47 齿根圆直径111 c o s4.2 eefe mdd =94.5-2.4 4.5 cos15.902 =84.11 222 c o s4.2 eefe mdd =333-2.4 4.5 cos74.098 =330.04 取齿宽系数 3.0R 外锥距 11 sin2/ ee dR73.5/2sin15.902 =134.13 齿宽 ReRb 40.24 ,取 b=40 中点模数 )5.01(Rem mm 2.97 中点分度圆直径 )5.01(11 Rem dd 62.48 )5.01(22 Rem dd 220.15 当量齿数 111 cos ZZ v22, 222 cos ZZ v270 当量齿轮分度圆直径 2 2111 3 . 5 1 16 2 . 4 8 6 4 . 9 73 . 5 1vmdd 122 vv dd 803.48 当量齿轮顶圆直径 mvva mdd 21170.71 222v a v md m 809.22 当量齿轮根圆直径 20c o sc o s111 vvvb ddd 61.05 20c o sc o s222 vvvb ddd 755.02 8 当 量齿轮传动中心距 )(21 21 vvv dda434.23 当量齿轮基圆齿距 c o s 3 . 1 4 2 . 9 7 c o s 2 0 8 . 7 7v b mpm 啮合线长度vtvvbvavbvav addddg s i n)(21 22222121 =9.16 端面重合度 9 . 1 6 1 . 0 58 . 7 7vv vbgp 齿中部接触线长度vvbmbl 12 =17.06 （ 4）验算齿面接触疲劳强度 由参考文献查得： 1)5.01(1212211 ReEH bdKTZZ 取 MPaZ E 8.189 ， 88.0Z ，代入各值可得： 小齿轮 21 222 . 9 2 4 2 . 0 2 3 . 5 1 11 2 1 1 8 9 . 8 0 . 8 84 0 9 3 . 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 3 . 5 1H =1087.34MPa 1 H =1350MPa 大齿轮 22 222 . 9 5 7 0 . 3 8 3 . 5 1 11 2 1 1 8 9 . 8 0 . 8 84 0 9 3 . 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 3 . 5 1H =1299.24MPa 2 H =1425MPa 故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。 （ 5）校核齿轮弯曲疲劳强度 由参考文献查得： 1212360 (1 0 . 5 )F F Se v RKT YYb m Z 式中FSY查参考文献得： 55.41 FSY， 61.42 FSY 再由参考文献查得 vY /75.025.0 =0.25+0.75/1.05=0.968 所以1 222 3 6 0 2 . 9 2 4 2 . 0 2 4 . 5 5 0 . 9 6 84 0 4 . 5 2 2 (1 0 . 5 0 . 3 )F =307.02MPa 1 F =355.45MPa 9 2 222 3 6 0 2 . 9 5 7 0 . 3 8 4 . 5 5 0 . 9 6 84 0 4 . 5 2 7 0 (1 0 . 5 0 . 3 )F =108.81MPa 齿宽 b及模数ntm 1dtbd =1 101.26 mm 11c o s1 0 1 .2 6 c o s 1 4244 .0 9tntdmz 2.259.21 nthm 由此可得： b/h=1 0 1 .2 6 1 0 .9 99 .2 1 4计算纵向重合度 10 . 3 1 8 t a n0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 41 . 9 0 3d z 5计算载荷系数 由已知条件：使用系数 1.5Ak ， 圆周速度 v=1.5m/s 查参考文献可得 1.1vk 1.436Hk 1.37Fk 1 .2FHkk 故载荷系数为：A V H Hk k k k k 1 . 5 1 . 1 1 . 2 1 . 4 3 62 . 8 4 6 校正分度圆直径 11 3311 2 . 8 41 0 1 . 2 6 1 . 6ttkddk =122.60mm 7计算模数nm 11co sndm z =1 2 2 .6 0 c o s 1 424 =4.96mm 3. 按齿根弯曲强度设计 模数 223 212 c o sF a s an dFk T Y YYmz 1 由已知条件可算得载荷系数 k 1 . 5 1 . 1 1 . 2 1 . 3 72 . 7 1A V F Fk k k k k 2 由 1.903 查参考文献得 0.88Y 3 计算当量齿数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 496 1 0 5 . 1 0c o s c o s 1 4VVZZ 4查齿型系数 122.5922.18FaFaYY 5查应力校正系数 121.5961.794SaSaYY 查得弯曲疲劳系数 120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F NKK 取 S=1.4 1 l i m 112 l i m 220 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 40 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N FFF N FFK M P aSK M P aS 12 6 Fa SaFYY并加以比较 111Fa SaFYY= 2 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 33 0 3 . 5 7 222 2 . 1 8 1 . 7 9 4 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6F a S aFYY 故大齿轮数值大。 4.设计计算 323 22 2 . 7 1 5 7 0 . 3 8 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 71 2 4 1 . 6 6nm =3.53mm 故取nm=4mm 11 c o s 1 2 2 . 6 c o s 1 4 2 9 . 7 34ndm 故取 1 29 则2 2 1 4 2 9 1 1 6Z i Z 5几何尺寸计算 1计算中心距 122 c o s2 9 1 1 6 42 c o s 1 42 9 8 .9nZ Z mamm 圆整为 299mm 2按圆整后的中心矩修正 12a r c c o s22 9 1 1 6 4a r c c o s2 2 9 91 4 5 3 6nZ Z ma 3分度圆直径 11 2 9 4 1 1 9 . 6c o s c o s 1 4 5 3 6nZmd m m 22 1 1 6 4 4 7 8 . 4c o s c o s 1 4 5 3 6nZmd m m 13 4计算齿面宽度 1 1 1 1 9 . 6 1 1 9 . 6b d d m m 圆整后取211 2 0 , 1 2 5B m m B m m 5主要几何尺寸 nm=4 tm=4.09 1Z=29 2Z=116 =14 536 tmZd 1129 4.09=118.61 tmZd 22 =116 4.09=474.44 aa hdd 211 =116.81+2 4=124.81 aa hdd 222 =474.44+2 4=482.44 )(21 21 dda =0.5 (118.61+474.44)=299 六、轴的设计 1、减速器高速轴 1的设计 （ 1）选择材料 由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献表 12-1得材料的力学性能数据为： 650bMPa 980 bMPa 591 bMPa （ 2）初步估算轴径 由于材料为 45 钢，查参考文献表 19.3-2 选取 A=112，则得： 3 31m i n11 8 . 5112730PdAn =32.90 考虑装联轴器加键需将其轴径增加 4% 5%，故取轴的最小直径为 35 （ 3）轴的结构设计 如图 3 所示，主要尺寸已标出 . 14 （ 4）轴上受力分析（如图 4 所示） 齿轮上的作用力 圆周力： 31 1 1 1 12 / 2 / ( 1 0 . 5 ) 2 2 4 2 . 0 2 / 7 3 . 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 0t m aF T d T d =7747N 径向力：1 1 1t a n c o s 7 7 4 7 t a n 2 0 c o s 1 5 . 9rtFF =2711.769N 轴向力：1 1 1t a n s i n 7 7 4 7 t a n 2 0 s i n 1 5 . 9atFF =772.584N 求轴承的支反力 水平面上支反力：1 78 7 7 4 7 7 8 3 5 9 6 . 8 21 6 8 1 6 8tRA FFN 1 ( 7 8 1 6 8 ) 7 7 4 7 2 4 6 1 1 3 4 3 . 8 21 6 8 1 6 8tRB F 垂直面上支反力： 111 6 2 . 4 8( 7 8 ) / 1 6 8 ( 7 7 2 . 5 8 4 2 7 1 1 . 7 6 9 7 8 ) / 1 6 822mR A a rdF F F =1115.37N 111 6 2 . 4 8 ( 7 8 1 6 8 ) / 1 6 8 ( 7 7 2 . 5 8 4 2 7 1 1 . 7 6 9 2 4 6 ) / 1 6 8mR B a rdF F F =3827.14N （ 5）画弯 矩图（如图 4） 剖面 B 处弯矩： 水平面上弯矩 331 1 6 8 1 0 1 6 8 3 5 9 6 . 8 2 1 0B R AMF =604.27N m 垂直面上弯矩 33121 6 2 . 4 8(1 6 8 ) 1 0 (1 6 8 1 1 1 5 . 3 7 7 7 2 . 5 8 4 ) 1 022mB R A a dM F F =163.25N m 合成弯矩 2 22 1 BBB MMM =625.93N m 剖面 C 处弯矩： 3311 6 2 . 4 81 0 7 7 2 . 5 8 4 1 022mca dMF =24.17N m （ 6）画转矩图（如图 4） 1T 242.02N m 15 （ 7）计算当量弯矩 因单向回转，视转矩为脉动循环，bb / 01 ，则 98/59 =0.6 剖面 B 处当量弯矩 2 2 2 21( ) 6 2 5 . 9 3 ( 0 . 6 2 4 2 . 0 2 )BBM M T =642.55N m 剖面 C 处当量弯矩 2 2 2 21( ) 2 4 . 1 7 ( 0 . 6 2 4 2 . 0 2 )ccM M T =147.21N m （ 8）判断危险剖面并验算强度 剖面 B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面 B为危险剖面 31.0 dM Be = 33642.55 100.1 50 MPa=51.4MPa b 1 59MPa 16 剖面 C处直径最小，为危险剖面 3331 4 7 . 2 1 1 00 . 1 0 . 1 4 0ceM d MPa=23.0MPa 59 1 b MPa 所以该轴强度满足要求。 2、减速器中间轴 2的设计 （ 1） 选择材料 由于传递中小功率，转速不太 高，故选用 45 优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献表 12-1 得材料的力学性能数据为： 650bMPa 980 bMPa 591 bMPa （ 2）初步估算轴径 3 32m i n21 7 . 4 4112292PdAn=43.78 考虑安装 齿轮加键，需将其轴径增加 4% 5%，故取轴的最小直径为 45 （ 3）轴的结构设计 如图 5 所示，主要尺寸已标出。 （ 4）轴上受力分析（如图 6） 齿轮 2上的作用力 齿轮 2的受力与齿轮 1 大小相等，方向如图 6a 所示 : 圆周力：12 tt FF =7747N 径向力： 21raFF772.584N 轴向力：21arFF2711.769N 齿轮 3上的作用力 圆周力：2312000 2 0 0 0 5 7 0 . 3 81 2 2 . 6 0tTF d =9304.73N 17 径向力：33t a n t a n 2 09 3 0 4 . 7 3c o s c o s 1 4 . 1nrtFF =3491.85N 轴向力：33 t a n 9 3 0 4 . 1 3 t a n 1 4 . 1atFF =2337.19N 求轴承的支反力 水平面上支反力： 32( 9 0 3 3 2 ) / 4 5 4R A t tF F F =-（ 9304.73 90 7747 332） /454=3820.66N 32( 3 3 2 9 0 ) / 4 5 4R B t tF F F =(9304.73 332 7747 90)/454=5268.59N 垂直面上支反力： 2 12 2 3 3( 3 6 4 1 2 2 ) / 4 5 422mR A a r r ad dF F F F F =(2711.769 220.15/2+772.584 364+3491.85 122- 2337.19 122.60/2)/454=1899.68N 213 3 2 2( 3 3 2 9 0 ) / 4 5 422 mR B a r r a ddF F F F F =(2337.19 122.60/2+3491.85 332+ 772.584 90-2711.769 220.15/2)/454=2364.75N （ 5）画弯矩图（如图 6） 剖面 D 处弯矩： 水平面上： 31 2 2 1 0D R BMF =122 5268.59 0.001=642.77N m 垂直面上： 31 1 2 2 1 0D R BMF =122 2364.75 0.001=288.50N m 3123(1 2 2 ) 1 02D R B a dM F F =(122 2364.75-2337.19 122.60/2) 0.001 =145.23N m 合成弯矩： 2 2 2 211 6 4 2 . 7 7 2 8 8 . 5 0D D DM M M =704.55N m 2 2 2 222 6 4 2 . 7 7 1 4 5 . 2 3D D DM M M =658.97N m （ 6）画转矩图（如图 6） 2T =570.38N m （ 7）计算当量弯矩 用剖面 D处的最大合成弯矩计算当量弯矩： 2 2 2 212( ) 7 0 4 . 5 5 ( 0 . 6 5 7 0 . 3 8 )DDM M T =783.27N m （ 8）判断危险剖面并验算强度 18 剖面 D 处当 量弯矩最大，为危险剖面： 3 33310 7 8 3 . 2 7 1 00 . 1 0 . 1 5 0e DeM MWd =56.54MPa b 1 =59MPa 即该轴强度满足要求。 3、减速器低速轴 3的设计 （ 1）选择材料： 19 查参考文献表 12-1 选 40Cr 合金钢，调质处理，b=750MPa, b 0=118MPa,b 1=69MPa。 （ 2）轴的结构设计 如图 7所示，主要尺寸已标出。 （ 3）轴上受力分析（如图 8） 齿轮 4的作用力 齿轮 4的受力与齿轮 3 的受力大小相等，方向如图 8a 所示 圆周力：34 tt FF =9304.73N 径向力：34 rr FF =3941.85N 轴向力：34 aa FF =2337.19N 求轴承的支反力 水平面上：4 1 2 5 / ( 3 2 9 1 2 5 )R A tFF =9304.73 125/454=2561.88N 4 3 2 9 / ( 3 2 9 1 2 5 )R B tFF =9304.73 329/454=6742.85N 垂直面上： 244( 1 2 5 ) / 4 5 42R A r a dF F F =(3491.85 125+2337.19 478.4/2)454=2192.81N 244( 3 2 9 ) / 4 5 42R B r a dF F F =(3491.85 329-2337.19 478.4/2)/454=1299.04N （ 4）画弯矩（如图 8） 剖面 C 处弯矩： 水平面上： 333 2 9 1 0 2 5 6 1 . 8 8 3 2 9 1 0C R AMF =842.86N m 垂直面上：1 3 2 9 1 0 2 1 9 2 . 8 1 3 2 9 1 0C R AMF =721.43N m 20 3224( 3 2 9 ) 1 02C R A a dM F F =(2192.81 329-2337.19 478.4/2) 0.001=162.38N m 最大合成弯矩： 2 2 2 211 8 4 2 . 8 6 7 2 1 . 4 3C C CM M M =1109.45N m （ 5）画转矩图（如图 8） 3T=3076.20N m 21 （ 6）计算当量弯矩 10 / 6 9 / 1 1 8 0 . 5 8 5 0 . 6bb 剖面 C 处当量弯矩 2 2 2 213( ) 1 1 0 9 . 4 5 ( 0 . 6 3 0 7 6 . 2 0 )CCM M T =2153.50N m 剖面 D 处当量弯矩 323 )( TTM D =1845.72N m （ 7）判断危险剖面并验算强度 C处当量弯矩最大，为危险剖面。 3 33310 2 1 5 3 . 5 0 1 00 . 1 0 . 1 7 0eCeMMWd MPa=62.78MPa b 1 69MPa D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 3 33310 1 8 4 5 . 7 2 1 00 . 1 0 . 1 6 0e DeM MWd MPa=67.21MPae=0.35 查表 14-12， Pf =1.5 )(11 A RP YFXFfP =1.5 (0.4 3765.79+1.7 4293.76)=13208.56N 轴承 :2/ RA FF=3521.18/11972.02=0.249e=0.35 1 1 1()P R AP f X F Y F=1.5 (0.4 4266.88+1.7 2073.09)=7846.51N 轴承： 22 / RA FF =1254.96/5774.95=0.22L=24000h 故所选轴承满足要求。 3、减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算 （ 1）轴承的选择 根据受力要求，轴承将承受 较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献表 15-3 选 用 型 号 为 30213 ， 其 主 要 参 数 为 ： d=65 ,D=120 ,Cr=112KN,e=0.42,Y=1.4。 查参考文献表 14-11：当 eFF RA / 时， X=1， Y=0；当 eFF RA / 时， X=0.4,Y=1.4 （ 2）计算轴承受力（如图 11） 求轴向载荷 根据“轴的设计”中已算出的低速轴 3 的轴的支反力 ： 2 2 2 21 2 5 6 1 . 8 8 2 1 9 2 . 8 1R R A R AF F F 3372.19N 2 2 2 22 6 7 4 2 . 8 5 1 2 9 9 . 0 4R R B R BF F F 6866.84N 求轴向载荷 轴承内部轴向力 Fs,按参考文献表 14-13： 25 YFFRS 2/113372.19/2 1.4=1204.35N YFFRS 2/22 =6866.84/2 1.4=2452.44N 轴承的轴向载荷： 其中 3aA FF =2337.19N,因12 SAS FFF 使得轴承被“压紧”，故： ASA FFF 21=2452.44+2337.19=4789.63N 21ASFF=1204.35N （ 3）求轴承的当量动载荷 轴承 : 11 / RA FF =4789.63/3372.19e=1.42 查参考文献表 14-12， Pf =1.5 )( 111 ARP YFXFfP 1.5 (0.4 3372.19+1.4 4789.63)=12081.51N 轴承 : 22 / RA FF =1204.35/6866.84=0.36L=24000h 即所选轴承满足使用要求。 八、联轴器的选择 1、输入端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定高速轴 1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献 15-1，计算转矩为 TKTAC ，由转矩变化较小，查参考文献表 15-1有 AK =1.5，又因0TT=240.02N m,所以CT=1.5 242.02=363.03N m 根据 CT =363.03N m 小于公称转矩， n=730r/min 小于许用转速及电动机轴伸直径0d =60 ,高速轴轴伸直径 d=40 ,查参考文献表 22.5-37，选用 3L 型其公称转矩630N m,许用转速 5000r/min,轴孔直径范围 d=30 48 ,孔长 1L =82 ， 2L =82 ， 26 满足联接要求。 标记为 :HL3 联轴器 4 0 8 2 / 5 0 1 4 1 9 8 56 0 8 2YA G B TYA 2、输出端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定低速轴 3 与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献 15-1，计算转矩为 TKTAC ，依然查参考文献表 15-1 有AK=1.5，此时T=3076.20N m,所以CT=1.5 3076.20=4614.30N m 根据CT=4614.30N m 小于公称转矩，4nn=52r/min 小于许用最高转速及输出轴轴伸直径 d=55 ,查参考文献表 22.5-37，选用 LH7 型其公称转矩 6300N m,许用转速 2240r/min,轴孔直径范围 d=70 110 ,孔长 1L =82 ， 2L =82 ，满足联接要求。 标记为 :HL5 联轴器 5 5 8 2 / 5 0 1 4 1 9 8 55 5 8 2YA G B TYA 九、键联接的选择和验算 1、联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79），由 d=40 ，查参考文献表 3.2-18得 b h=12 8,因半联轴器长 82 ，故取键长 L=70 ，即 d=40 ,h=8 ,l=L-b=58 ,T=242.02N m 由中等冲击，查参考文献得 P =90MPa, 所以 dhlTP /4 4 1000 242.02/40 8 58=52.16MPa P =90MPa 故此键联接强度足够。 2、小圆锥齿轮与高速轴 1的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79），由 d=30 ，查参考文献表 3.2-18得 b h=12 8,取键长 L=50 ，即 d=40 ,h=8 ,l=L-b=38 ,T=242.02N m 由中等冲击，查参考文献得 P =90MPa, 所以 dhlTP /4 4 1000 242.02/40 8 38=79.61MPa P=120MPa 故采用双键 联接 4 / P T dhl 4 1000 570.38/46 9 1.5 36=102 P =100MPa 故采用双键连接 4 / P T dhl 4 1000 3076.20/70 12 80 1.5=108 P 。