蜗轮蜗杆减速器--说明书

1 蜗轮蜗杆减速器蜗轮蜗杆减速器 设计说明书设计说明书 姓姓 名名 秦 富 冬 学学 号号 083731431 学学 院院 机械交通学院 专专 业业 机械设计及其自动化 班班 级级 机制 082 指导教师指导教师 张 学 军 日日 期期 2010 12 2 目目 录录 一 前言 2 二 设计题目 4 三 电动机的选择 4 四 传动装置动力和运动参数 6 五 蜗轮蜗杆的设计 7 六 减速器轴的设计 10 七 滚动轴承的确定和验算 14 八 键的选择 15 九 联轴器的选择 16 十 润滑与密封的设计 16 十一铸铁减速器结构主要尺寸 16 十二小结 17 十三感谢 17 十四参考文献 18 机械设计基础课程设计 3 一 前言 机械设计课程的目的机械设计课程的目的 机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练 是 机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节 其基本目的是 1 通过机械设计课程的设计 综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论 结合生 产实际知识 培养分析和解决一般工程实际问题的能力 并使所学知识得到进一步巩固 深化和 扩展 2 学习机械设计的一般方法 掌握通用机械零件 机械传动装置或简单机械的设计原理和 过程 3 进行机械设计基本技能的训练 如计算 绘图 熟悉和运用设计资料 手册 图册 标 准和规范等 以及使用经验数据 进行经验估算和数据处理等 机械设计课程的内容机械设计课程的内容 选择作为机械设计课程的题目 通常是一般机械的传动装置或简单机械 课程设计的内容通常包括 确定传动装置的总体设计方案 选择电动机 计算传动装置的运 动和动力参数 传动零件 轴的设计计算 轴承 联轴器 润滑 密封和联接件的选择及校核计 算 箱体结构及其附件的设计 绘制装配工作图及零件工作图 编写设计计算说明书 在设计中完成了以下工作 减速器装配图 1 张 A0 或 A1 图纸 零件工作图 2 3 张 传动零件 轴 箱体等 设计计算说明书 1 份 6000 8000 字 机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤 机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书 拟定若干方案并进行分析比较 然后确定 一个正确 合理的设计方案 进行必要的计算和结构设计 最后用图纸表达设计结果 用设计计 算说明书表示设计依据 机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行 1 设计准备 分析设计计划任务书 明确工作条件 设计要求 内容和步骤 了解设计对象 阅读有关资料 图纸 观察事物或模型以进行减速器装拆试验等 复习课程有关内容 熟悉机械零件的设计方法和步骤 准备好设计需要的图书 资料和用具 并拟定设计计划等 2 传动装置总体设计 确定传动方案 圆锥齿轮传动 画出传动装置简图 计算电动机的功率 转速 选择电动机的型号 确定总传动比和分配各级传动比 计算各轴的功率 转速和转矩 3 各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计 带传动 链传动 开式齿轮传动等 减速器内的传动零件设计 齿轮传动 蜗杆传动等 4 减速器装配草图设计 选择比例尺 合理布置试图 确定减速器各零件的相对位置 选择联轴器 初步计算轴径 初选轴承型号 进行轴的结构设计 确定轴上力作用点及支点距离 进行轴 轴承及键的校核计算 分别进行轴系部件 传动零件 减速器箱体及其附件的结构设计 5 减速器装配图设计 标注尺寸 配合及零件序号 机械设计基础课程设计 4 编写明细表 标题栏 减速器技术特性及技术要求 完成装配图 6 零件工作图设计 轴类零件工作图 齿轮类零件工作图 箱体类零件工作图 机械设计基础课程设计 5 二二 课程设计题目课程设计题目 设计一用于带式运输机的链 运输机连续工作 空载启动 载荷变化不大 单向运转使用期 限 8 年 工作环境清洁 每天工作 16 小时 每年工作 300 天 运输链允许速度误差 5 原始数据 运输带拉力 F 30kN 运输带速度 v 0 3m s 卷筒直径 280mm 机械设计基础课程设计 6 二选择电动机的选择计算 备注 2 12 1 选择电动机的类型选择电动机的类型 按工作要求和条件 选用三相笼型异步电动机 封闭式结构 电压 380V Y 型 2 22 2 选择电动机的容量选择电动机的容量 电动机所需工作功率按设计指导书式 1 为 kw a Pw Pd 由设计指导书公式 2 kw Fv Pw 1000 因此kw a Fv Pd 1000 估算由电动机至运输带的传动的总效率为 2 32 2 1 a 为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表 1 初选 2 1 99 0 1 为蜗杆传动的传动效率 2 8 0 2 为轴承的传动效率出选 2 3 99 0 3 77 0 99 0 8 099 0 2 1 2 a 2 32 3 确定电动机的转速确定电动机的转速 由已知可以计算出卷筒的转速为 按设计指导书表 1 推荐的合理范围 蜗杆传动选择为闭式 闭式为减速器 的结构形式 且选择采用双头传动 同时可以在此表中查得这样的传动机 构的传动比是 10 40 故可推算出电动机的转速的可选范围为 i 1040696902760 minmin d rr i n n 符合这一范围的同步转速为 查机械设计手册第 3 版第 167 页的表 12 1 可 知 min720rmin960rmin1440r 根据容量和转速 由设计手册查出的电动机型号 因此有以下三种传动比选 择方案 如下表 方 案 电动机 型号 额定 功率 kw 同步转 速 满载转 速 电动 机质 传动装置传 动比 71 0 a 4 0 d kw P 69 min r n 机械设计基础课程设计 7 minrminr量kg 1Y 132S 4 5 51500144068 2Y132M2 6 5 5100096084 3Y160M2 8 5 5750720119 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量 价格以及传动比 可见第三种方 案比较合适 因此选定电动机的型号是 Y 132S 4 其主要性能如下表 型号额定 功率 满载 转速 满载电 流 效率 Y132S 4 5 51440380V 该电动机的主要外型和安装尺寸如下表 装配尺寸图参考设计文献 表 12 3 中心高外形尺寸地脚安装尺 寸 地脚螺栓 孔直径 轴伸尺寸 D E 装键部位尺 寸 F GD 132475 345 315 216 1401238 8010 41 2 42 4 确定总的传动比确定总的传动比 由 选定的电动机满载转速nm 和工作机的主轴的转速 n 可得传动装置的 总的传动比是 1440 20 86 69 m a n n i i 在 15 30 范围内可以选用双头闭式传动 选择电动机为 Y132S 4 20 86 ai 三传动的三传动的三传动装置运动和动力参数计算 3 13 1 计算各轴的转速计算各轴的转速 为蜗杆的转速 因为和电动机用联轴器连在一起 其转速等于电动机的转 n1 速 为蜗轮的转速 由于和工作机联在一起 其转速等于工作主轴的转速 n2 min1440 1 r n 2 69minr n 3 23 2 计算各轴的输入功率计算各轴的输入功率 为电动机的功率 pd 5 5 d kw p 为蜗杆轴的功率 p1 11 5 5 0 995 4 d kw pp 为蜗轮轴的功率 p2 3221 5 4 0 8 0 984 26kw pp 1 5 4kw p 2 4 26kw p 机械设计基础课程设计 8 3 33 3 计算各轴的转矩计算各轴的转矩 为电动机轴上的转矩 Td 5 5 9550955036 47 1440 d d m N m p T n 为蜗杆轴上的转矩 T1 1 1 1 5 4 9550955035 8 1440 N m P T n 为蜗轮轴上的转矩 2T 2 2 2 4 26 95509550589 6 69 N m P T n 36 47 d Nm T 1 35 8Nm T N 2 589 6 T m 四决定的四决定的四 确定蜗轮蜗杆的尺寸 4 14 1 选择蜗杆的传动类型选择蜗杆的传动类型 根据 GB T 10087 88 的推荐 采用渐开线蜗杆 ZI 4 24 2 选择材料选择材料 根据蜗杆传动传递的功率不大 速度只是中等 故蜗杆采用 45 钢淬火处理 因希望效率高些 采用双头蜗杆 4 3 按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的设计准则 先按齿面接触疲劳强度进行设计 再校核齿 根的弯曲疲劳强度 由文献 1 式 11 12 计算传动中心距 2 3 2 E aK H Z Z T A 594090N mm 2 T 确定使用系数 K 为使用系数 查机械设计基础第 235 页表 13 15 由于工作载荷有 A K 轻微震动且空载启动故取 1 1 A K 确定弹性影响系数 选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 取 E Z 150 Ea ZMP 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比 a 0 4 由文献 1 图 11 18 中可查 1 d 得 2 8 Z 确定许用接触应力 H 蜗轮材料为铸锡磷青铜 金属模铸造 蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC 可以 从机械设计基础第 197 表 12 4 中查得蜗轮的基本许用应力 220Mpa H 应力循环次数为 Lnn jN 2 60 为蜗轮转速 2 69minr n n2 为工作寿命 4 16 300 83 84 10 nL Ln j 为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数 j 1 N 48 60 1 69 3 84 101 589 10 K 1 39 150 Ea ZMP 2 8 Z 220Mpa H 4 3 84 10 nL 机械设计基础课程设计 9 所以寿命系数为 7 8 8 10 0 7 1 589 10 HNk 则 0 7 155 6 H kHN H 220 a MP 计算中心距 2 2 3 3 2 150 2 8 1 1 589600167 8 155 6 Z Z E aKTmmmm H 取中心距 a 200mm 因 I 20 86 从机械设计第八版第 245 页表 11 2 中取 m 8mm 80mm 这时 a 从机械设计基础 1 d 1 d4 0 200 80 mm mm 第 197 页图 12 11 中查取接触疲劳系数为 2 8 因为 Z Z 因此以上 Z 计算结果可用 4 4 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 133 258 mPa 直径系数 10 q 分度圆直径 1 8 1080dmqmm 节圆直径 1 2 72 N dm qxmm 齿顶圆直径 mmhdd aa 96812802 111 齿根圆直径 mmhdd ff 8 60 3 08 2802 111 分度圆导程角 361811 蜗杆轴向齿厚 12 56 2 a m mm s 蜗轮 蜗轮齿数 41 变位系数 0 500 2 Z 2 x 验算传动比 5 20 2 41 1 2 Z Z i 这时传动比误差为 i 5 符合要求 20 520 86 1 7 20 86 蜗轮分度圆直径 mmmzd328418 22 蜗轮喉圆直径 N 8 1 589 10 155 6 H a MP a 200mm m 8mm 80mm 1 d 133 25 a P 10 q mmda96 1 mmd f 8 60 1 361811 12 56 a mm s 41 2 Z 0 500 2 x 5 20 i i 1 7 5 mmd328 2 mmda336 2 mmdf 8 300 2 mmrg32 2 62 43 2 V z 2 87 2a F Y 机械设计基础课程设计 10 mmhdd aa 33668123282 222 蜗轮齿根圆直径 mmxhdd ff 8 300 8 5 01 23282 222 蜗轮咽喉母圆半径 mmdar ag 32336 2 1 200 2 1 22 蜗轮尺宽 1 0 750 75 9672 a Bdmm 4 5 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 FFF YY mdd KT a 2 21 2 53 1 选取当量系数 62 43 361811cos 41 cos 33 2 2 z zV 根据变位系数 0 500 43 62 2 x 2V z 从文献 1 中的图 11 19 中查得齿形系数为 2 87 2a F Y 螺旋角系数 Y9186 0 140 4 11 1 140 1 许用弯曲应力 FN FNF K 从机械设计基础表 12 6 中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 为 40Mpa F 寿命系数为 7 8 8 10 0 7 1 589 10 FNk FN FNF K 40 0 728MPa F 1 53 1 1 589600 4 8 80 328 8 cos11 3099 MPa FN 由此可见弯曲强度是可以满足的 4 6 蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的热平衡核算 蜗杆传动的效率低 工作时发热量大 在闭式传动中 产生的热不能及时散 逸 将因油热不断升高而使润滑油稀释 从而增大摩擦 甚至发生胶合 必须进 行热平衡计算 以保证油温稳处于规定的范围内 根据文献 1 P263 P265 内容 摩擦损耗的功率 1p p f 产生的热流量为 11000 1 p 又已知 P 4 0KW 23 1 轮齿啮合的效率 1 为蜗杆分度圆上的导程角 v tan tan 1 轴承效率 2 搅动润滑油阻力的效率 3 0 95 0 97 2 3 9186 0 Y F 56Mpa FN 28MPa 6 1 S m s v 1 16 84 0 ad 15 算出 S 0 65 2 m 65 t0 20 ta 机械设计基础课程设计 11 为当量摩擦角 其值可根据滑动速度由表 11 18 和 1 19 中 arctan v f 选取 滑动速度计算为 111 6 1 cos60 1000cos S m s vd n v 又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度 45HRC 计算得为 1 16 由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大 一般取为 0 95 0 96 则总效率为 0 95 0 96 0 84 13 2 v tan tan 以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为 tt ad S 0 2 d为箱体的表面传热系数 空气流通好 取为 15 S 为内表面能被润滑油溅到的 而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积 根据已知算出此面积 0 72 2 m S 为内表面能被润滑油所飞溅到 外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表 面面积 设为正常工作的油温为 65 为周围空气的温度常取为 20 t0ta 计算可得 1 1000 4 261 0 84681 6W ad ttS 0 2 根据热平衡条件 1 2 在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为 即 Sa S 2 0 10001 1 a da P Sm tt 所以表面散热面积不满足散热要求 需加大于 0 28的散热片 2 m 2 1 a Sm Sa S 散热平衡不合适 五 轴的设计计算 5 1 蜗杆轴的设计蜗杆轴的设计 由于蜗杆直径很小 可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体 即做成蜗杆轴 5 1 1 蜗杆上的转矩 T1 31 04N m 5 1 2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力 圆周力 3 1 12 1 22 35 8 10 895 80 ta T FFN d 轴向力 3 2 12 2 22 589 6 10 3595 1 328 at T N d FF 径向力 122tan 3595 1tan201308 5 rrt FFFN 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示 5 1 3 初步确定轴的最小直径 先按机械设计第八版中的表 15 3 初步估算蜗杆的最小直径 选取的材 料为 45 钢 调质处理 根据文献 1 中的表 15 3 取 120 0 A 则 1 33 0min 1 5 4 12018 6 1440 mm p dA n 蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴 的直径 d 与联轴器的孔相适应 故需同时选取联轴器型号 12 895 ta FFN 21ta FF 3595 1N 21rr FF 1308 5N 120 0 A min 18 6mm d 机械设计基础课程设计 12 联轴器的计算转矩 查文献 1 中的表 14 1 考虑到转矩变 dca KaTT 化很小 故取 Ka 1 5 则有 1 5 3580053700 cad TKaTNmm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件 查标机械设计手册 选用 TL 6 型联轴器 其公称转矩为 250 联轴器的尺寸为mN d 32 38mm L 112mm A 45 5 1 4 蜗杆轴的结构设计 拟定蜗杆上零件的装配方案 蜗杆是直接和轴做成一体的 左轴承及轴承端盖从左面装 右轴承及 右端盖从右面装 根据轴向和周向定位要求 确定各段直径和长度 轴径最小 d 38mm 蜗杆齿宽 B 计算选为 163mm 轴的长度为 500 其余部分尺寸见 下图 40 55 90 253 86 48 50 60 45 96 71 500 5 1 5 轴的校核 1 垂直面的支承反力 图 b 21 2 1308 5 2503595 1 80 2 941 5 500 ra Vb FlFd RN L 1308 5941 5367 VarVa RFFN 2 水平面的支承反力 图 c Ka 1 5 ca T 53700mmN 941 5 Vb RN 367 Va RN 447 5 HaHb RRN 机械设计基础课程设计 13 1 895 447 5 22 t HaHb F RRN 3 绘垂直面的弯矩图 图 b 1 1 80 367 2503595 2235558 22 vcvaa d MRlFN mm 2 941 5 250235375 vcvb MRlN mm 4 绘水平面的弯矩图 图 c 1 447 5 250111875 HcHa MRlN mm 5 求合成弯矩 图 d 2222 235558111875260774 9 cVCHC MMMN mm 2222 235375111875260609 6 cVCHC MMMN mm 6 该轴所受扭矩为 T 35800N mm 7 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据文献 1 式 15 5 及以上数据 并取 0 6 轴的计算应力 2222 3 3 206774 9 0 6 35800 20 7887 5 0 1 47 88 c ca MT MPa W 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 1 表 15 1 查得 因此 故安全 MPa60 1 ca 1 8 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的 由蜗杆轴受力 情况知截面 C 处应力最大 但其轴径也较大 且应力集中不大 各处应力 集中都不大 故蜗杆轴疲劳强度不必校核 5 25 2 蜗轮轴的设计和计算蜗轮轴的设计和计算 5 2 1 计算最小轴径 按文献 1 中的式 15 2 初步估算蜗杆的最小直径 选取的材料为 45 钢 调质 处理 根据文献 1 中的表 15 3 取 112 0 A 则 2 33 0min 2 4 26 12047 4 69 mm p dA n 5 2 2 选联轴器 联轴器的计算转矩 Tca Ka T3 查文献 1 中的表 14 1 考虑到转矩变化很 小 故取 Ka 1 5 则有 2 1 5 589 6884 4 caA NmNm kTT 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件 查机械设计课程设计手 册 选用 LT9 型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为 1000N m 联轴器的轴径 d1 50mm 联轴器的长度 L 112mm A 65 所以选轴伸直径为 50mm 5 2 3 初选滚动轴承 据轴径初选圆锥滚子轴承 所以轴的长度为 450mm vc M 235558mmN 235375 vc M mmN 111875 Hc MN mm c M 260774 9 mmN c M 260609 6 mmN ca 17 54MPa ca 1 疲劳强度不必校 核 min 18 6mm d caT 884 4Nm d 50mm 机械设计基础课程设计 14 至此 已经初步确定了轴的各段直径和长度 5 2 4 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 半联轴器与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的 此处选轴的直径尺 寸公差为 k6 蜗轮与轴采用过盈配合 H7 r6 根据参考机械设计得 轴端倒角为 2 45 各轴肩处的圆角半径为 R1 6 确定轴上的载荷如下图 18 14 90 65 80 60 58 50 112 450 86 176 76 46 L 380 mm 机械设计基础课程设计 15 5 2 5 按弯扭合成应力效核轴的强度 1 垂直面的支承反力 图 b 222 2 1308 5 225895 328 2 980 450 ra Vb FlFd RN L 2 1308 5980328 VarVb RFFN 2 水平面的支承反力 图 c 2 3595 1 1797 55 22 t HaHb F RRN 3 绘垂直面的弯矩图 图 b 2 1 328 328 225895220580 22 vcvaa d MRlFN mm 2 980 255220500 vcvb MRlN mm 4 绘水平面的弯矩图 图 c 1 1797 55 225404448 75 HcHa MRlN mm 5 求合成弯矩 图 d 2222 220580404448 75460688 97 cVCHC MMMN mm 2222 220500404448 75460650 6 cVCHC MMMN mm 6 该轴所受扭矩为 T 589600N mm ca 56MPa ca 1 疲劳强度不必校 核 min 47 5mm d 机械设计基础课程设计 16 7 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据文献 1 式 15 5 及以上数据 并取 0 6 轴的计算应力 2222 3 3 460088 97 0 6 589600 56 0 1 55 c ca MT MPa W 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 1 表 15 1 查得 因此 故安全 MPa60 1 ca 1 8 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的 由轴受力情况 知截面 C 处应力最大 但其轴径也较大 且应力集中不大 各处应力集中都 不大 故蜗轮轴疲劳强度不必校核 六 滚动轴承的选择及其寿命计算 6 1 轴承的选择轴承的选择 本设计中有两处使用到了轴承 一处是在蜗杆轴 已知此处轴径 d 50mm 所以选内径为 50mm 的轴承 在机械设计课程设计手册中选择圆锥滚子轴承 查 表 6 7 选择型号为 32310 的轴承 右端采用两个串联 另一处是在蜗轮轴 已 知次此处轴径为 d 60mm 所以选内径为 60mm 的轴承 选择圆锥滚子轴承 查 表 6 1 选择型号为 32312 的轴承 6 26 2 计算轴承的受力计算轴承的受力 1 据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力 12 895 ta FFN 12 3595 1 at FFN 12 1308 5 rr FFN 蜗杆轴承 941 5 Vb RN 367 Va RN 447 5 HaHb RRN 2222 367447 5578 5 avaHa RRRN 2222 941 5447 51042 4 bvbHb RRRN 蜗轮轴承 980 Vb RN 328 Va RN 1797 55 HaHb RRN 2222 3281797 551827 avaHa RRRN 2222 9801797 552047 bvbHb RRRN 2 计算轴承的当量动载荷 计算公式为文献 1 式 13 8a P fp XFr YFa 先计算轴承接触时的派生轴向力 根据文献 1 表 13 7 d F 2 YFF rd 查文献 2 表 6 7 轴承 30308 X 0 4 Y 1 6 查文献 1 表 13 6 轻微冲击 取 fp 1 1 蜗杆 2 578 5 2 1 6 180 7 daa FRYN 2 1042 4 2 1 6 325 7 dbb FRYN 由于 选择文献 1 式 13 11a dbaeda FFF NFFF daaeab 28751172758 NFF daaa 117 Pa fp XFr YFaa 1 1 0 4 374 1 6 117 623W Pb fp XFr YFab 1 1 0 4 949 1 6 2875 5478W 3 计算轴承寿命 根据机械设计基础式 16 1 P C n Ln 60 106 蜗杆轴承 578 5 a RN 1042 4 b RN 蜗轮轴承 1827 a RN 2047 b RN 2875N ab F NFF daaa 117 Pa 623W Pb 5478W h97008 nb L 机械设计基础课程设计 17 单个轴承 h 两个串联 11298 nb L97008 nb L h15000000 na L 减速器使用寿命 48000h 所以蜗杆轴右端选用轴承串联 两轴承都合适 4 计算蜗轮轴轴承寿命 蜗轮轴轴承派生轴向力 NYRF ada 436 5 12 1390 2 NYRF bdb 605 5 12 1816 2 由于蜗轮轴轴承受力情况较好 参考蜗杆轴轴承校核结果 所用轴承合 适 h15000000 na L 轴承合适 蜗杆受轴向力大 一端两轴承串联 NFda436 NFdb605 蜗轮轴承不必校 核 七 键联接的选择与验算 7 17 1 选择键联接的类型和尺寸选择键联接的类型和尺寸 本设计中有三处要求使用键联接 一处为减速器输入轴 蜗杆 的联轴 器处 设置在蜗杆上的键标此处为键 1 此处轴的直径 d1 38 一处是减速器 输出轴 蜗轮轴 的联轴器处 设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2 此处轴的 直径 d2 50 另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接 标记此处的键为键 3 此处轴的 直径 d3 65 一般 8 级以上的精度要有定心精度的要求 所以选择用平键联 接 由于只是联接的是两根轴 故选用圆头普通平键 A 型 而键 3 的蜗轮 在轴的中间 所以也选择圆头普通平键 A 型 根据以上的数据 从文献 2 表 4 1 中查得键 1 的截面尺寸为 宽度 b 18mm 高度 h 11mm 由联轴器的标准并参考键的长度系列 可以确定取 此键的长度 L 50mm 比伸入到联轴器的深度短一些 查得键 2 的截面尺寸 为 宽度 b 18mm 高度 h 11mm 同理取此键的长度 L 100mm 查得键 3 的截面尺寸为 宽度 b 20mm 高度 h 12mm 由轮毂的宽度并参考键的长度 系列 取该键的键长 L 60mm 7 27 2 校核键联接的强度校核键联接的强度 键 1 处键 轴和联轴器的材料是钢和铸铁 且属于静联接由文献 1 的表 6 2 查得许用挤压应力为 p 120 150MPa 取其平均值 p 135MPa 键的工作长度为 L L b 50mm 8mm 42mm 键与轮毂的键槽的接触高度 为 k 0 5h 0 5 8mm 4mm 由文献 1 的式 6 1 可得 pP kld T 10 3 2 MPaMPa135704 11 34439 1004 312 3 可见联接的挤压强度满足 即该键可以正常工作 键 2 处键 轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁 且属于静联接由文献 1 的表 6 2 查得许用挤压应力为 p 120 150MPa 取其平均值 p 135MPa 键的 工作长度为 l L b 100mm 11mm 89mm 键与轮毂的键槽的接触高度为 k 0 5h 0 5 11mm 5 5mm 由文献 1 的式 6 1 可得 pP kld T 10 3 2 MPaMPa135134 34394 1016 3562 3 可见联接的挤压强度满足 即该键可以正常工作 键 3 处键规格比键 2 大 且受载相同 不必校核 自此减速器中的所有的键均以校核完毕 所有的键均满足使用要求 三处键联结 1 键 18 11 2 键 18 11 3 键