机械设计基础课程设计30983

1、机械设计基础课程设计计算说明书设 计 题 目 ：一 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器学院：材料学院班级：冶 金 0901学号：1109090105设 计 者 ： 夏 裕 翔指导教师：姜勇日 期 ： 2012 年 7 月目录一. 设计任务书 3二. 传动系统方案的拟定 3三. 电动机的选择 3四. 传动比的分配 4五. 传动系统的运动和动力参数计算 5六. 传动零件的设计计算 6七. 减速器轴的设计 11八. 轴承的选择与校核 18九. 键的选择与校核 19十.联轴器的选择 22十一.减速器润滑方式，润滑剂及密封装置 22十二.箱体结构的设计 23十三.参考文献 26计算及说明结果三、设计任务书1

2、、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。2、原始数据输送带轴所需扭矩输送带工作速度输送带滚筒直径减速器设计寿命为3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境 多尘；三相交流电源，电压为=1050Nm=0.8m/sd =380mm8年（两班制），大修期限四年。传动系统方案的拟定380/220V。带式输送机传动系统方案如图所示： 带式输送机由电动机驱动。电动机 一级减速器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒（画方案图）1将动力传到带传动 2,再由带传动传入5，带动输送带6工作。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。

3、电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。1、电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率c 1050 “2 0.8Pwv0.384.42KW1000 1000设：n1 联轴器效率=0.97 ;2 闭式圆柱齿轮传动效率=0.993 V带传动效率=0.964 对轴承效率=0.995 输送机滚筒效率=0.96由电动机至运输带的传动总效率为1 2 3 43 50.97 0.99 0.96 0.993 0.96 0.8588工作机所需电动机总功率PrPw5.15KW0.8588由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm> Pr条件

4、的电动机额定功率Pm应取为5.5KW计算及说明结果2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60 1000v60 1000 0.8nw 40.23r/mind3.14 380额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即3000r / min、1500r / min、1000r / min、750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步 转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为 4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结 构尺寸偏大，成本也会变高。若

5、选用低转速的电动机则相反。一般来说，如 无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/ min或1000r / min的电动机。选用同步转速为 1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为5.5KW的电动机型号应为 Y132M2-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为：电动机型号：额定功率：同步转速：满载转速：总传动比：Y132M2-65.5KW1000r/mi n960r/min23.863电动机中心高H=132mm轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=38mm 和 E=80mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i nm 96023.863%40.23由传动系统方案，分配

6、各级传动比ii1# i2齿 5 4.7726 23.863五、传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为I、n、川、w轴，传动系统各轴 的转速、功率和转矩计算如下：I轴（电动机轴）：2、n1 nm 960 r / mi nPiPr 5.15KWp5 15T19550955051.23N?mn1960结果计算及说明（减速器高速轴）n2n1960 192r/mini15P2P 125.15 0.964.944KWT2p24 9449550 29550 245.91N ?mn2192川轴（减速器低速轴）n3n219240.23r/mini24.7726P3P223 4.944

7、0.990.994.846 KWT39550 空 9550n34.84640.231150.37N ?m”轴（输送机滚筒轴）n4n340.23r / minP4£344.8460.990.974.65KWT49550 丄门495504.6540.231103.84N ?m结果计算及说明将计算结果和传动比及传动效率汇总如表1 -1轴号电动机带传动圆柱齿轮 传动工作机I轴轴川轴W轴转速 n (r/min )96019240.2340.23功率P5.154.9444.8464.65(kw)转矩T51.23245.911150.371103.84(Nm)传动比i54.77261传动效 率n0

8、.960.98010.9603六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。1、V带传动已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、 中心距、带的长度、带的根数、初拉力F0和作用在轴上的载荷 FQ计算功率Pc由表8-3查得Ka=1.2,故Pc KaP 1.2 5.5KW6.6KW选取V带型号根据Pc=6.6KW和小带轮转速nj 960r/min ,由图8-10可知，工作点处于 B C型相邻区之间，可取 B型和C型分别计算，最后择优选用。现取B型带。小

9、轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2结果希望结构紧凑，由表 6-4并参考表计算及说明8-2a，取 dd1 =140mm 选取0.01，则大轮的基准直径n1 ,1 d/n2)960192140(10.01)693 mm转速误差192187.4187.42.3%5%,合适由表6-4取dd2=710mm此时从动轮实际转速710960 140 °99r/min 187.4r/min验算带速ngd1v 60 1000960 140/m/ s60 10007.0m/s25m / s,合适初定中心距a0因 amax2(dd1 dd2)2 (140710)mm1700 mmamin 0.7(dd1

10、dd2)07(140710) mm595mm先根据结构要求，取 a0 =800mm 初算带的基准长度 L0L02a02 (dd1 dd2 )2(dd2dd1 )4 a。2 800 2(710140)(710 140)2 mm4 8003036.7 mm由表8-1，选取带的基准长度 Ld=3150mm 实际中心距 中心距a可调整，则a a。LdL0280031503036.7mm 857 mm2计算及说明结果 小带轮包角0 d d 2 dd i0i 1800 上巴 57.30a1800710 140 57.30857141.901200，能满足要求。 单根V带所能传递的功率根据n1 960r/m

11、in和dd1 140mm查表8-2a，用插值法求得 Po=2.1KW 单根V带传递功率的增量P0已知B型V带，小带轮转速 m 960r/min ,传动比mdd2710 n2dd1140查表 8-2b 得：P0=0.29KW?计算V带的根数PCz (P°P0)K Kl由表8-5查得Ka =0.90 ;由表8-6查得Kl=1.07，故6.6(2.10.29) 0.90 1.072.87取z=3根。所采用的 V带为B-3150 X 3 ?作用在带轮轴上的力由式(8-17 )求单根V带的张紧力F。500巳(2.51)zv (Kqv2N查表 8-8 得 q 0.17Kg/m,故Fo500 6.

12、63 7.02.5(0.91)0.17 7.02 N287.7N计算及说明结果所以作用在轴上的力为,141.9°F工 2zF0sin 12 3 287.7 sin1631.7N2 22、齿轮的设计 齿根弯曲强度计算 确定作用在小齿轮上的转矩T1T1245.91N ?m 245.91 103 N ?mm 选择齿轮材料、确定许用弯曲应力，根据工作要求，采用齿面硬度> 350HBS小齿轮选用合金钢，渗碳淬火为60HRC大齿轮选用碳素钢，表面淬火50HRC大齿轮【H】=23HRC=1380MPa小齿轮【H】2=500+11HRC=1050MPa 选择齿宽系数a :查书P185得a=0.

13、4。 确定载荷系数K :查书P183得K=1.8 计算中心距aIKTa 48(i 1)32Via H48 (4.77261.8 245.91 103) .4.7726 0.4 10502 mm164.8mm选择齿数并确定模数取 z118,则 z2iz14.7726 18 862am 乙 Z22 1648mm18 863.17mm取标准模数(表 9-1), m 4mm齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径d1 mz14 18mm 72mm结果计算及说明da1 d1 2m (722 4)mm 80mm大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径d2mz2486mm 344mmda2d2 2m(3442 4)

14、mm 352mm中心距d1 d272352amm 212mm22大齿轮宽度b2a ?a0.421284.8mm小齿轮宽度因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般 b比b2宽些，取b1 b2589.8mm确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度600003.14 72 19260000m/ s0.72m/s根据工作要求及圆周速度，由书P172表9-3选用8级精度。轮齿接触强度验算确定许用接触应力根据表9-5查得【h】1 =500-11HRC=1050MPa【H】2=1423HRC=1380MPa验算弯曲应力335 KT1 (i a b1)3i(T H=969.4Mpa；【

15、h】i(T H2=467.8Mpa【H】2，安全。计算及说明七、减速器轴的设计1 、减速器高速轴的设计(1) 轴的材料及热处理： 选用45钢，正火处理，由书P259表12-1得：毛坯直径w 100mm硬度w 241HBS,抗拉强度 B 600 MPa，屈服强度s 355MPa,弯曲疲劳极限1 275 MPa(2) 初算轴的最小直径 dmin，并进行初步结构设计：由书 P261 表 12-2 查得 C=118107。JI'P4 7726d C3(107 118) 3mm n 19231.2 34.4mm取dmin =32mm ,最小直径还要符合相配零件的孔径(此处是V带轮)标准尺寸，在此

16、处开一键槽， 所以d=1.03 x 32mm=32.96mm取 d=33mm(3) 确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定A .外伸端(与 V带轮相连)：取最小直径d1 =40mmB - V带轮定位轴肩咼 H=0.08 dj =3.2mm,故 d2 =d1 +2H=46.4mmC.安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3 =50mmD.要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4 d3 50mm，外径为60mmE.为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=52mm计算及说明取 60mmF.考虑轴承固定要求，取轴环直径d6 d5 0.18d561.36mm ；G

17、. d7 d3 50mm。(4) 选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6310。，基本尺寸 d=50mm,D=110mm B=27mm安装尺寸 damin 60mm,Damax 100mm,rasmax 2mm。基本额定动载荷 Cr 61.8KN，基本额定静载荷 Cor 38KN(5) 轴承盖的设计：带有密封件的轴承盖，轴承外径D=72mm取d3 8mm ；即M8d0 9mm 时，e 1.2d39.6mmD2 D (55.5)d3(1105 8)mm 150mmD00.5(D2 D) 0.5 (110 150)130mm(6) 轴各段的长度设计：A.箱盖壁厚 10

18、.02a10.0221215.24mm 8mm，故1取 8 mmB.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙 11.29.6mm,取1 =10mm ；C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙=8mm 故取 2=9mm ；D. 因为内壁至轴承座端面的距离L2G C2 (812),查手册P161表 11-2 得：C1min =14mm,C2min 12mm, 8mmL2(8 14 12 10)mm 44mmE. 根据d1 40mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度l1 82 mmF. 轴承宽度 B=27mm l2 50 e (L2 B 10) 66.6mm结果计算及说明G. l3 B 10 2 5 44mm，

19、5mm为套筒宽度；H. 小齿轮宽度b1 89.8mm，故取l4 89mmI. 查手册P17表1-31得轴环宽度丨5 1.4h 1.4 0.1d4 7.0mm，取l57 mm（7）挡油环d n 50 1929600mm r / min 2 105 mm r / min所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm（8）轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示:A 决定作用在轴上的载荷：圆周力Ft2T2d32 245.91 10726830.8N （d为小齿轮的节圆直径）径向力 Fr Ft tan 6830.8 tan20° 2486.2N （为啮合角）B.决定支点反

20、作用力及弯曲力矩：a丨1丨20.5B(8266.60.527)mm162.1mmb0.5B12 70.5140.527190.58977 mmc0.514丨5120.5B0.5897120.527 77mm1支承反力 FrbhFrch Ft 3415N2截面 I-I 的弯曲力矩 M|HFRBHb 3415 77 10 3 N m 263N m1支承反力 FrbvFrcvFr 1243N2'3截面 I-I 的弯曲力矩 M IH FRBVb 1243 77 10 N m96N m合成弯矩 M'ih .、M2ihM '2ih. 2632 962 N m 280N m轴上的转矩

21、T 189N m,画出轴的当量弯矩图，如附图2所示。从图中可以判断截面1-1弯矩值最大，而截面 -承受纯扭，故校 核这两个截面。结果计算及说明C 计算截面1-1与-的直径:已知轴的材料为 45钢，正火，其 B =600 MPa ;查书P262表550.589512-3 得：-1b 55MPa , 0b 95MPa。则1b0b截面I-I处的当量弯矩M I'. M ''2ih( T)2, 2802 (0.58 245.91)2296N m轴截面n-n处的当量弯矩M n'( T)2 T 0.58 245.91N m 142.6N m故轴截面I-I处的直径d1 J Mi

22、'96 10337.8mm:0.1 1b 0.1 55因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3% 即为 38.9mm。轴截面 -的直径,M n'3,142.6 103d2 3310.1 1b0.1 5529.6mm因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3% 即为 30.5mm前面取d1 40mm 30.5mm，故强度合适。、减速器低速轴的设计(1) 轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书 P259表12-1得：毛胚直径w 100mm硬度w 241HBS抗拉强度 B 600 MPa,屈服强度s 355 MPa弯曲疲劳极限1 275 MPa(2) 初算轴的最小直径

23、 dmin，并进行初步结构设计: 由书 P261 表 12-2 查得 C=118107。fp14 846d C3(107 118) 3“mmY n 40.2352.8 58.3mm计算及说明取dmin =55mm ,最小直径还要符合相配零件的孔径(此处是联轴器)标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03 x 55mm=57.75mm 取 d=60mm(3) 确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定A .外伸端(与 V带轮相连)：取最小直径d1 =63mmB . V带轮定位轴肩高 H=0.08 d1 =5.04mm,故 d2 = d1 +2H=73.08mm 取74m

24、m ;C.安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3 =75mmD.要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4 d3 75mm，外径为90mmE.为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=77mmF.考虑轴承固定要求，取轴环直径d6 d5 0.18d5 90.9mm ；取 91mmG . d7 d3 75mm。(4) 选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册 P66表6-1得：轴承代号为6315。，基本尺寸 d=75mm,D=160mm B=37mm安装尺寸 damin 87mm, Damax 148mm,rasmax 2.1mm。基本额定动载荷Cr 112KN，基本额定静载荷Cor 76.8

25、KN(5) 轴承盖的设计：带有密封件的轴承盖，轴承外径D=160mm取d3 12mm ；即M12.d0 13mm 时，e 1.2d314.4mmD2D (55.5)d3 (160 5 12)mm 220mmD00.5(D2 D) 0.5 (220160)190mm(6) 轴各段的长度设计：A.箱盖壁厚 1 0.02a 1 0.02 212 1 5.24mm 8mm，计算及说明故 1取 8 mmB.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙1.29.6mm,取1 =10mm ；C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙=8mm 故取 2=9mm ；D.因为内壁至轴承座端面的距离L2C1C2(812),查手册 P16

26、1表 11-2 得：C1min =18mm,C2min16mm,8mmL2(8 18 16 10)mm 52 mmE.根据d163mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度h 105mmF.轴承宽度B=37mm则 l210 e (L2 B 10)10 14.4 529.4mmG.丨3 B10 2 8 57mm，8mm为套筒宽度;H.大齿轮宽度b184.8mm，故取丨4 84mmI.查手册P17表1-31得轴环宽度丨51.4h1.4 0.1d410.5mm，取l5 10mmJ. l6 丨3 57mm(7) 挡油环d n 75 40.23 3017.2mm r/min 2 105mm r/min所

27、以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm(8)轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示:A 决定作用在轴上的载荷：圆周力Ft 玉d321150 37106426N (d为大齿轮的节圆直径)344径向力 Fr Ft tan 6426 tan 2002339 N ( 为啮合角)结果1FrBV FrCV 2Fr 1170N截面1-1的弯曲力矩 M ihFRBVb 117084.5 10 3Nm 99N m计算及说明al1 l20.5B(10529.40.537)mm152.9mmb0.5B12 90.5140.537210.58484.5mmc0.5J 120.5B0.584

28、11120.53783.5mm支承反力FrBH1FrchA3213N截面I-I的弯曲力矩MihFRBHb321384.5103 N m 271N决定支点反作用力及弯曲力矩:支承反力m合成弯矩 M"ih . M2ih M '2ih、2712 992 N m 288.5N m轴上的转矩T 1150.37N m,轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以判断截面1-1弯矩值最大，而截面 -承受纯扭，故校核这两个截面。计算截面1-1与-的直径：已知轴的材料为 45钢，正火，其 B=600MPa ;查书P262表12-3得：十55MPa , 0b 95MPa。则ib55ob950.58截面I-I

29、处的当量弯矩726.9N mM I'. M ''2ih( T)2. 288.52 (0.58 1150.37)2轴截面n-n处的当量弯矩M n'T)2T 0.58 1150.37N m 667.2N m故轴截面I-I处的直径d11b3 726.9 1030.1 5550.94mm53mm因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%即为前面取d5 77mm 52mm，故强度合适。结果计算及说明轴截面-的直径d 3, M n' d23,0.1 1b3 6672 10349.50mm,0.1 5551.975mm因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加

30、3%即为前面取d1 63mm 51.975mm，故强度合适。八、轴承的选择与校核1、高速轴的轴承校核(1) 前面已选择代号为 60310的深沟球轴承基本尺寸 d=50mm,D=110mm B=27mm安装尺寸 damin60mm, Da max 1°0mm,rasmax 2mm。基本额定动载荷Cr 61.8KN，基本额定静载荷Cor 38.0KN(2) 计算当量动载荷：径向载FrBFrC 、F2rchF2rcv34152 124323634N轴向载荷FaBFac 0因为Fa/C°r 0 ,所以查书P298表13-7得e 0.20又因为Fa/Fr0 e,所以查书P298表13

31、-7得X 1,Y 0根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp 1.1当量载荷P fp(XFr YFa)1.1(1 3634) N 3997.4N(3) 计算必需的额定动载荷：C P；Efp 3997.4 3：192 8 300 161.1N*16667 p飞 1666733504N61800N(4) 求轴承寿命Lh10 :Lh1016667 C16667 ( 61.8 )3192(3.9974)320766 Lh故所选轴承满足要求。计算及说明2、低速轴的轴承校核(1) 前面已选择代号为 60314的深沟球轴承 基本尺寸 d=75mm,D=160mm B=37mm安装尺寸 dam

32、in 87mm, Da max148mm,rasmax2.1mm。基本额定动载荷Cr 112KN，基本额定静载荷Cor 76.8KN(2) 计算当量动载荷：径向载荷 FrBFrC, F 2rch F2rcv. 32132 11702 3419N轴向载荷FaBFaC0因为Fa/C°r 0，所以查书P298表13-7得e 0.20又因为Fa/Fr0 e,所以查书P298表13-7得X 1,Y 0根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp 1.1当量载荷P fp(XFr YFa)1.1(13419) N 3760.9N(3) 计算必需的额定动载荷:P31 n3Lh f1666

33、7 p3760.940.23 8 300 16166671.1N18722N112000N(4) 求轴承寿命Lh10 :Lh101666716667 ( 112 )340.23 (3.7609)10941733 Lh故所选轴承满足要求。九、键的选择与校核1 、高速轴与带轮的连接键(1)选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d=40mm查手册 P53 表 4-1 得 b=12mm,h=8mm,L 1.5d 60mm，根据键的标准长度，选择 L 63mm轴 t =5mm,毂 t1 =3.3mm， R=b/2=6mm结果计算及说明(2)校核键联接的强度3主

34、2245®10 N 12295.5Nd40工作长度 I L 2R =60-12=48mm由书P105公式(7-20 )验算键的挤压强度：迥 2 12295.5 MPa 64 04MPahl 8 48由书P105公式(7-21 )验算键的剪切强度：空 12295.58 MPa 21 35MPa bl 12 48由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,p=125150MPa,且=120MPa因为p p,所以所选键符合条件。取键标记为：12 X 8 X 45AGB/T 1096-20032 、高速轴与小齿轮的连接键(1) 选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心

35、精度要求，应用平键根据 d=32mm查手册 P53 表 4-1 得 b=16mm,h=10mm,L 1.5d 78mm，根据键的标准长度，选择L 80mm轴 t =6.0mm,毂 t1 =4.3mm, R=b/2=8mm(2) 校核键联接的强度Ft2T2d工作长度12 245.91 103 KlKlN 9458N52L 2R =78-16=62mm由书P105公式（7-20 ）验算键的挤压强度:2Ftphl29458MPa 30 5lMPa10 62由书P105公式（7-21 ）验算键的剪切强度:Ftbl94更 MPa16 629.53MPa由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,

36、p=125 150MPa,且=120MPa因为p p,所以所选键符合条件。取键标记为：16X 10 X 80AGB/T 1096-2003计算及说明结果3 、低速轴与大齿轮的连接键（1）选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=77mm查手册 P53 表 4-1 得 b=22mm,h=14mm,L 1.5d 115.5mm，根据键的标准长度，选择L 125mm轴 t =7.0mm,毂 t1 =5.4mm R=b/2=11mm（2）校核键联接的强度3A 玉 2 H5。37 10 “ 29880Nd77工作长度 I L 2R=125-22=103mm由书

37、P105公式（7-20 ）验算键的挤压强度:2Ft 2 29880 MPahl 14 10341.44MPa由书P105公式（7-21 ）验算键的剪切强度:FtblMPa 13 19MPa22 103p=125 150MPa,由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳, 且=120MPa 因为p p,所以所选键符合条件。取键标记为：22 X 14 X 110AGB/T 1096-20034 、低速轴与联轴器的连接键（1）选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=60mm查手册 P53 表 4-1 得 b=18mm,h=11mm,L 1.5d1

38、15.5mm，根据键的标准长度，选择 L 125mm轴 t =7mm,毂 t| =4.4mm， R=b/2=9mm（2）校核键联接的强度3l2T32 1150.37 10 MFt3N 38346 Nd60工作长度 I L 2R=90-18=72mm由书P105公式（7-20 ）验算键的挤压强度：2Fthl2 38346 MPa 96 83MPa11 72计算及说明由书P105公式（7-21 ）验算键的剪切强度:Ft38346 MPabl 18 7229.59MPa由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,p=125150MPa, 且=120MPa因为p p,所以所选键符合条件。取键标

39、记为：18X 11 X 90AGB/T 1096-2003十、联轴器的选择联轴器主要是用来连接两轴，传递运动和转矩的部件，也可以用于轴和其它零件的连接以及两个零件（如齿轮和齿轮）的相互连接。1、类型选择：为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器2、载荷计算：考虑机器启动时的惯性力及过载等影响，在选择和校核联轴器时，应以计算转矩Tc为根据。前面已经求得公称转矩：T31150.37N m查书P313表14-1,选取Ka=1.8转矩 Tea Ka3 1.7 1150.37N m 1956N m查手册P97表8-5,选LT10型弹性套柱销联轴器，公称转矩为2000Nm许用 转速为 2300r/min 。

40、前面已经求得公称转矩：T3 245.91N m查书P313表14-1,选取Ka=1.7转矩 TeaKaT?1.7 245.91N m 418N m查手册P97表8-5,选LT7型弹性套柱销联轴器，公称转矩为500Nm许用 转速为 3600r/min。十一、减速器润滑方式，润滑剂及密封装置1、润滑剂及润滑方式：润滑的目的在于减少磨损，减少摩擦损失及发热，以保证减速器正常工作。对于一级圆柱齿轮减速器：(1) 由于转速较低，因此减速器的齿轮需要采用浸油润滑，浸油深度为大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm由手册P85表7-1选全损耗系统用油(GB 443-1989 ),代号为L-AN15,

41、 40C时的运动黏度为13.516.5，倾点W -5 C闪点(开口)150C，此油主要用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电 机以及风动电具等。(2) 由于大齿轮的圆周速度 v虫3.14 428_m/s 0.90m/s.因60000 60000此减速器的滚动轴承可以用润滑脂润滑，由手册 P86表7-2选取通用锂基润滑脂 (GB 7324-1994),代号为ZL-1,滴点不低于170C，有良好的耐热性和耐水性。适用 于温度在-20 C120C范围内各种机械的滚动轴承，滑动轴承及其他摩擦部位的润滑计算及说明2、密封性是为了保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面 应精细，其表

42、面粗度应为 6.3。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的 距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。当轴伸出机体外面时，轴承端盖通孔处必须有可靠的密封装置，以防止润滑剂泄 漏及灰尘，水分进入轴承。此设计中选用毡圈油封，材料为粗羊毛。(1)因为高速轴中d2 39mm，查取手册 P90表7-12 毡圈油封基本尺寸为 d1 39mm, D1 53mm, B1 7mm 槽的基本尺寸为d0 41mm, D0 52mm,b 6mm(2)因为低速轴中d273mm，查取手册P90表7-12毡圈油封基本尺寸为d173mm, D194mm, B1 8mm槽的基本尺寸为d077mm, D092mm, b 7mm十二、箱体结构的设计减速器的箱体采用灰铸铁(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量, 大部分端盖分机体采用 H7配合is61. 箱体本身须有足够的刚性，以免箱体在内力或外力作用下产生过大的变形。为了增 加减速器的刚性以及散热面积，箱体上外常加有外肋。为了便于安装，箱体通常做成 剖分式，箱盖与底座的剖分面应与齿轮轴线平面重合。2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度较小于，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，大齿轮顶圆与油底面的距离H取40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面粗糙度为6.3 。3