一级圆柱直齿减速器课程设计1102.5%1.6%400%161.25
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计1102.5%1.6%400%161.25,减速器课程设计
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机械设计课程设计 说明书 题 目 : 带式输送机传动装置设计 指导老师 : 院 系 ： 班 级 ： 学 号 ： 姓 名 ： 完成时间 ： nts前言 课程设计是机械基础课程重要的教学环节，是培养学生机械设计的重要实践环节。 课程设计的主要目的是： 1） 通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、融会贯通及扩张有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。 2） 通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤 . 3） 提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本能力。 nts目录 前言 一、 设计任务 .1 二、 传动方案拟定 .2 三、电动机的选择 .3 四、 计算总传动比及分配各级的传动比 .5 五、运动参数及动力参数计算 .6 六、 传动零件的设计计算 .8 七、 轴的设计计算 .16 八、 滚动轴承的选择及校核计算 .22 九、 联轴器的选择 .23 十、键连接的选择及计 算 .24 十一、润滑和密封 .25 十二、小结 .26 十三、 参考文献 .27 十四、附录（零件及装配图） nts 1 一、机械设计课程设计任务书 设计课题组别：题号 2 设计课题名称：带式输送机传动装置设计 1 传动方案图： 1 V带传动； 2 电动机； 3 圆柱齿轮减速器； 4 弹性联轴器； 5 输送带； 6 滚筒 2、原始数据 输送带压力 F（ N） 2.5KN 输送带速度 v(m/s) 1.6sm 滚筒直径 D（ mm） 400mm 3、 工作条件： 三、 传动不逆转 四、 工作载荷连续平稳 五、 两班制工作，工作年限 5 年 4、设计内容：带式输送机传动装置设计 1、设计计算说明书一份 2、单极直齿轮圆柱齿轮传动装配图一份 3、带轮、齿轮和轴的零件工作图各一张 nts 2 二、传动方案拟定 第二组： 带式输送机传动装置设计 、工作条件：使用年限年，工作为两班工作制，载荷平稳， 传动不逆转 、原始数据：滚筒圆周力 F=2.5KN； 带速 V=1.6m/s； 滚筒直径 D=4OOmm； 方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 nts 3 计算及说明 结果 三、 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。 （ 1）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 Pw=wFV1000Pd=wFV1000从电动机到工作机传送带间的总效率为 819.096.098.0993.097.099.096.0 22 w 由机械设计基础课程设计指导书表 2-3可知： 1：带传动 0.96（球轴承） 2：齿轮传动的轴承 0.99 （ 8级精度一般齿轮传动） 3：齿轮传动 0.97（弹性联轴器） 4：联轴器 0.993 5：卷筒轴的轴承 0.98 6：卷筒的效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 Kw69.4852.01000 6.125001000 wdFvP （ 2）确定电动机转速 V带传动的传动比 i1=(2-4)，单级齿轮传动比 i2 =(3-5)，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为 i=（ 6-20），而工作机卷筒轴的转速为 m in/39.764 0 0 6.11 0 0 0601 0 0 060 rD vn w 所以电动机转速的可选范围为： KwPd 69.4 min/39.76 rw nts 4 m in/39.76)206(n d rni w m in/)1 5 2 8458( rn d 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计指导书附录 8，附表 8-1选定电动机型号为 Y132M1-6。其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2 Y160M-2 5.5 720 2.0 2.0 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，决定选用同步转速为 1000 minr 的电动机，所以电动机的类型为Y132M2-6。 nts 5 四 .计算总传动比及分配各级的传动比 1.总传动比 i 为 （ mn为电动机满载转速，单位： r/min ） 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 i= i1 i0（式中 i0、 i 分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 分配各级传动比时由机械设计基础课程设计指导书表 2 2 V带传动范围（ 2 4）取值 i0=3 圆柱直齿轮传动比范围 i1=（ 3 5） 因为： i i0 1i 所以： 1i i i0 12.57/3 4.19 57.12i 19.41 i 57.1239.76960 wmnnints 6 五、运动参数及动力参数计算 1).各轴的转速 I轴 n1 = m in/32039600rin m II轴 m in/37.7619.4320112 rinn 卷筒轴 m in/37.762 rnn w nm为电动机的满载转速 r/min； n1 n2为 I 轴 II 轴 （ I 轴高速轴 II 轴为低速轴）的转速， i0电动机至 I 轴的传动比， i1为 I 轴至 II 轴的传动比。 2).各轴的输入功率 电动机轴 wd 5 0 2 4.496.069.4011 轴 II Kw28.497.099.0502.41 2122 滚筒轴 Kw07.496.099.028.4P 2 Pw 3） .各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩dT为 ： mNnPmdd 66.46960 69.495509550T I轴 mNniTTod 38.13496.0366.4611II轴 mNiTT 29.5 3 597.099.019.438.1 3 4 2322112 滚筒轴 mNiTT 6.50396.098.0129.535652 卷将上述计算结果汇总如下表所示： min/3201 rn min/37.762 rn KwP 5024.41 KwP 28.42 KwPw 07.4 mNTd 66.46 mNT 38.1341 mNT 29.5352 mNT 6.503卷nts 7 轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 I轴 4.5034 134.38 320 3 0.97 II轴 4.28 535.29 76.37 4 19 0.96 卷筒轴 4.07 503.6 76.37 电动机 4.69 46.66 960 nts 8 六、传动零件的设计计算 1.普通 V 带轮的设计 （ 1）确定计算功率 Pc 由表 8.21查得 KA=1.3（ h 16)，由式（ 8.12）得 kWkWPKP Ac 097.669.43.1 min/9601 rn （ 2）选取普通 V带型号 根据 Pc=6.097kW、 n1=960r/min， 由图 8.12选用 A型普通 V带。 （ 3）确定带轮基准直径 dd1、 dd2 根据表 8.6和图 8.12 选取 dd1=132mm，且 dd1=132mm ddmin=125mm。 大带轮基准直径为 mmdnnd dd 3961323209601212 按表 8.3 选取标准值 dd2=400mm，则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别为 03.313240012 ddddim in/83.31603.3960/12 rinn 从动轮的转速误差率为 %99.0%100320 32083.316 在 %5 以内为允许值。 （ 4）验算带速 v smndv d /63.6100060 960132100060 11 带速在 5 25m/s范围内。 （ 5）确定带的基准长度 Ld和实际中心距 a 按结构设计要求初定中心距 a0=1000mm。 由式（ 8.15）得 KwPc 097.6 mmd d 3962 03.3i min/83.3162 rn smv /63.6 nts 9 mmaddddaLodddd2.2853400026826614.320001004)132400()400132(214.3100024)()(222221200 21由表 8.4选取基准长度 Ld=2800mm。 由式（ 8.16）的实际中心距 a为 mmllaa d 4.9 7 32 2.2 8 5 32 8 0 01 1 0 02 00 中心距 a的变化范围为 mmlaa d 9312800015.0973015.0m i n mmLaa d 1 0 5 703.0m a x （ 6）校验小带轮包角 1 由式（ 8.17）得 00001201 12022.1643.579732681803.57180 a dd dd （ 7）确定 V带根数 z 由式（ 8.18）得 lao cc kkpp ppPZ 00 根据 dd1=132mm， n1=960r/min，查表 8.10，根据内插法可得 399.1)800960(800980 31.141.13.10 kwp 取 P0=1.40kW。 由式（ 8.11）得功率增量 p 为 Kwknkpib119.0)137 3.111(96010027 5.1)11(31 mmLo 2.2853mma 4.973 mma 931min mma 1057max 01 22.164a KwP 399.10 Kwp 119.0 nts 10 由表 8.18查得 )1373.1,200(100275.1 3 ib kiK 根据传动比 i=3.03 1373.1iK则 由表 8.4查得带长度修正系数 Kl=1.11，由图 8.11 查得包角系数 Ka=0.96，得普通 V带根数 76.311.196.0)119.04.1( 097.6 Z 圆整得 z=4。 （ 8）求初拉力 F0级带轮轴上的压力 FQ 由表 8.6 查得 B 型普通 V 带的每米长质量 q=0.10kg/m，根据式（ 8.19）得单根 V带的初拉力为 NgvkvpFac796.18863.610.0)196.05.2(63.64097.6500)15.2(2500220 由式（ 8.20）可得作用在轴上的压力 FQ为 NNFFoq03.149 622.164s in4796.18822as in22 10（ 9）带轮的结构设计 项目 符号 大带轮 小带轮 基准宽度 11 11 基准线上槽深 2.75 2.75 基准线下槽深 11 11 槽间距 15 15 槽边距 9 9 最小轮缘厚 6 0 圆角半径 0.4 0.4 带轮宽 63 63 轮槽角 38 38 带轮基准直径 396 132 带轮孔径 30 38 带轮外径 401.5 137.5 z=4 NF 796.1880 NFq 03.1496nts 11 （ 10）设计结果 选用 3 根 A-2800GB/T 11544 1997 的 V 带，中心距 a=1000mm，带轮直径dd1=132mm， dd2=400mm，轴上压力 FQ=1496.03N。 nts 12 2.齿轮传动的设计 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220-250HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，由表 10.21选 8级精度，要求齿面粗糙度 Ra 3.2 6.3 m . （ 2）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（ 10.22）求出 d1值。确定有关参数与系数： 1）、转矩 T1 mmNnpT 134297320 5.41055.91055.9 611612）、载荷系数 K 查表 10.11取 K=1.1 3）、齿数 z1齿宽系数d小齿轮的齿数 z1取为 25，则大齿轮齿数 z2=100.因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20选取 1d。 4）、许用接触应力 H 由图 10.24查得 M P aM P a HH 530,560 2l i m1l i m 由表 10.10查得 SH=1。 81 104)167552(13206060 hn j LN 7812 105.919.4/104/ iNN 查图 10.27得 15.1,08.121 NTNT ZZ由式（ 10.13）可得 M P aM P aSZHHNTH 8.6041 56008.11l i m11 M P aM P aSZHHNTH 5.6 0 91 5 3 015.12l i m22 故 mmuuKTdHd87.6356019.4 19.51 3 4 2 9 71.143.76143.76 3 23 211 mmNT 1342971MPalH 530lim 81 104N 72 105.9 N MPaH 8.6041 MPaH .6092 mmd 87.631 nts 13 mmmmzdm 56.225 87.6311 由表 10.3 取标准模数 m=2.5。 （ 3）计算主要尺寸 mmmmmzd 5.62255.211 mmmmmzd 25 010 05.222 mmmmdb d 5.625.6211 经圆整后取 b2=65。 mmmmbb 70521 mmmmzzma 25.156100255.22121 21 （ 4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（ 10.24）得出 F ，如 FF 则校核合格。 确定有关系数与参数： 1) 齿形系数 YF 查表 10.13得 YF1=2.65， YF2=2.18。 2) 应力修正系数 YS 查表 10.14得 YS1=1.59， YS2=1.80。 3) 许用弯曲应力 F 由图 10.25查得 M P aM P a FF 200,210 2l i m1l i m 。 由表 10.10查得 3.1FS 。 由图 10.26查得 99.021 NTNT YY。 由式（ 10.14）可得 M P aM P aSYFFNTF 1573.1 97.02101l i m11 M P aM P aSYFFNTF 1523.1 99.02002l i m12 故mmm 56.2 mmd 5.621 mmd 2502 mmb 5.62 mmb 701 mma 25.156 MPaF 1571 MPaf 1522 nts 14 M P aM P aM P aYYzbm KT FSFF 1573.12455.165.2255.265 1342971.122 121211 M P aM P aM P aYY YY FFSFSFFF 1525.11855.165.2 8.118.23.124 22212212 齿轮弯曲强度校核合格。 （ 5）验算齿轮的圆周速度 v smsmndv /05.1/100060 3205.62100060 11 由表 10.22可知，选 9级精度是合适的。 （ 6）计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图。 见如下 将上述计算结果整理如下表所示： 名称 小齿轮 (mm) 大齿轮 (mm) 分度圆直径 d 62.5 250 齿顶高ah2.5 2.5 齿根高 fd 3.125 3.125 齿全高 h 5.625 5.625 齿顶圆直径ad67.5 255 齿根圆直径 fd 56.25 243.73 基圆直径bd50.2 201 中心距 a 161.25 传动比 i 4 smv /05.1 nts 15 nts 16 七、轴的设计计算 1.输入轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =4.5024 KW 转速为 n =320 r/min mmNT 38.13 41 根据课本 P205（ 13-2）式，并查表 13-2，取 c=107-118 mmnPCd )5.288.25(3 2 05 0 2.41 1 8-1 0 7 33 ）（(3)确定轴各段直径和长度 1 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%-5%，取 D1= 30mm，又带轮的宽度 B=（ Z-1） e+2 f =（ 4-1） 15+2 9=63 mm 则第一段长度 L1=70mm 2 右起第二段直径取 D2= 38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6208 型轴承，其尺寸为 d D B=40 80 18，那么该段的直径为 D3= 40mm，长度为 L3=20mm 4 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4= 48mm，长度取 L4= 20.5mm min/3201 rN mmNT 38.1341D1= 30mm L1=70mm D2= 38mm L2=70mm D3= 40mm L3=20mm D4= 48mm L4= 20.5mm nts 17 5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 67.5mm，分度圆直径为 62.5mm，齿轮的宽度为 70mm，则，此段的直径为 D5= 67.5mm，长度为 L5=70mm 6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6= 48mm，长度取 L6= 13.5mm 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7= 40mm，长度 L7=16mm (4)求齿轮 上作用力的大小、方向 1 小齿轮分度圆直径： d1=62.5mm 2 作用在齿轮上的转矩为： mmNT 13429 7320502.41055.9 61 3 求圆周力： Ft 4 2 9 7 . 5 N51 3 4 2 9 7 / 6 2 .22 T 2 / d 2Ft 4 求径向力 Fr 1373Nt a n 2 04 2 9 7 . 5t a nFtFr 0 Ft， Fr的方向如下图所示 （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： N 2 1 4 92 5.4 2 9 7 Ft / 2RBRA 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr 70/140=686.5 N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=PA 70=169330Nmm 垂直面的弯矩： MC1 = MC2 =RA 70=48056Nmm 合成弯矩： mmNMMMM CCCC 1 7 6 0 1 74 4 8 0 5 61 6 9 3 3 0 2221221 （ 7）画转矩图： T= Ft d1/2=134297N.mm （ 8）画当量弯矩图 D5= 67.5mm L5=70mm D6= 48mm L6= 13.5mm D7= 40mm L7=16mm mmNT 1342971NFt 5.4297 NFr 1373 RA N 2149 RA =686.5 N MC=169330Nmm MC1 =48056Nmm 1CM=176017Nmm T=134297N.mm nts 18 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩： mmNTMM CeC 1 9 3 5 8 4)( 2222 （ 9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=193584Nm ,由课本表 13-1有 : -1 =60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) =193584/(0.1 483)=17.5Mpa -1 2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： mmNTM D 2.805781342976.02）（ e= MD/W= MD/(0.1 D13) =80578.2/(0.1 303)=29.8 Mpa -1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： mmNM eC 1777312mmNM D 2.80578Mpae 8.29 nts 19 2.输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =4.28 KW 转速为 n =76.37 r/min 根据课本 P205（ 13-2）式，并查表 13-2，取 c=(107-118) mmnPCd 16.4595.4037.76 28.4118-107 33 ）（(3)确定轴各段直径和长度 1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 45mm，根据计算转矩 TC=KA T =1.3 535.2102=695.77Nm，查标准 GB/T 5014 2003，选用 LXZ2 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长L1=82mm 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 47mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=75mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6210 型轴承，其尺寸为 d D B=50 90 20，那么该段的直径为 50mm，长度为 L3=36mm 4 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 250mm，则第四段的直径取 55mm,齿轮宽为 b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=58mm 5 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位 ,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5= 65mm ,长度取 L5=10mm D1= 45mm L1=82mm D2= 47mm L2=75mm D3= 50mm L3=36mm D4= 55mm L4=58mm D5= 65mm L5=10mm nts 20 6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6= 57mm长度取 L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合 P7/h6） 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7= 50mm，长度 L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径： d1=250mm 2 作用在齿轮上的转矩为： T1 = 3102102.535 N mm 3 求圆周力： Ft 4 2 8 1 . 6 8 N/ 2 5 0105 3 5 . 2 1 0 222 T 2 / d 2Ft 3 4 求径向力 Fr Fr=Ft tan =4281.68 tan200=1558.4N Ft， Fr的方向如下图所示 （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： m2 1 4 0 . 8 4 N24 2 8 1 . 6 8 F t / 2RBRA 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr/2= 779.2N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=RA 62= 2140.84 N.mm 69=147.717Nm 垂直面的弯矩： MC1 = MC2 =RA 69=779.2 69=53.764 Nm 合成弯矩： NmMMMM CCCC 197.157764.53717.147 2221221 （ 7）画转矩图： T= Ft d2/2=535.2102Nm （ 8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩： mNTMM CeC 54.357)2102.5356.0(197.157)( 222222 D6= 57mm L6= 10mm D7= 50mm L7=18mm NFt 68.4281NFr 4.1558 RA 2140.84Nm RA =779.2N MC=147.717Nm MC1 =53.764 Nm 1CM 157.197Nm mmNM eC 54.3572nts 21 （ 9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表 13-1有 : -1 =60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) =357.54 1000/(0.1 553)=21.49 Nm -1 2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTM D 12.3212102.5356.02 ）（ e= MD/W= MD/(0.1 D13) =321.12 1000/(0.1 503)=25.69 Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： mmNM D 12.321mmNe 69.25nts 22 八滚动轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh=5 52 7 16=29120 小时 1.输入轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以 P=Fr=1373N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 1 3 .6 K N2912010 32060113732.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式 11-3有 2912030214413732.1 29500132060 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth预期寿命足够 此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以 P=Fr=1558.4N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 95 56 .1 3N29 12 010 37.76601 4.15582.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6210 轴承 Cr=35.0KN 由课本式 11-3有 2 9 1 2 01 4 3 0 7 5 44.15582.1 3 5 0 0 0137.7660 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth预期寿命足够 此轴承合格 KNC 6.13, 302144hL 1430754hL nts 23 九联轴器的选择 （ 1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （ 2）载荷计算 计算转矩 TC=KA T =1.3 535.2102=695.77Nm， 其中 KA 为工况系数，由课本表 14-1 得 KA=1.3 （ 3）型号选择 根据 TC，轴径 d，轴的转速 n，查标准 GB/T 5014 2003，选用 HL4 型弹性柱销联，其额定转矩 T=1250Nm, 许用转速 n=4000r/m ,故符合要求。 mmNTc 77.695nts 24 十、 键连接的选择及计算 1 输出轴的键 1）联轴器的键 a、选择键的型号 ： C型键 由轴径 d1=45mm，在表 14.8查得键宽 b=14mm，键高 h=9mm， L=36 160mm。 L=54mm（ 1.6 1.8） d=72 81mm l1=L-0.5b=54-7=47mm 由式 14.7得 jy1=4T/(dhl1) =4 525.87 1000/（ 45 9 47） =110.47MPa【 jy】 =120MPa(轻微冲击，由表 14.9查得 ) b、写出键的型号： 选键为 C14 54GB/T 1096 2）齿轮键的选择 a、选择键的型号 ： A型键 轴径 d4=55mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表 14.8得键宽 b=16mm， h=10mm， L 88 99mm,取 L=56mm l2=L-16=56-16=40mm jy2=4T/(dhl2) =4 535.2102 1000/（ 45 10 40） =118.94MPa【 jy】 =120MPa(轻微冲击，由表 14.9查得 ) b、写出键的型号： 取键 A16 56GB/T 1096 2.输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径 d1=30mm,L1=50mm 查手册得，选用 C型平键，得： 键长 L取 62mm A键 8 7 C8 62 GB/T 1096 l=L-b=62-8 0.5=58mm T=46.66N m h=7mm 根据课本 P243（ 10-5）式得 p=4 T/(d h L) =4 46.66 1000/（ 30 7 58） =15.3Mpa R (110Mpa) Mpajy 1201 Mpajy 94.1182 Mpap 3.15 nts 25 十一、润滑和密封 1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛
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