一级减速机设计说明书

1、级减速机设计说明书一、电动机的选择：1、选择电动机类型Y型全封闭笼型三相异步电动机。因为输送机运转方向不变，工作载荷稳定，因此选用2、选择电动机功率工作所需的电动机输出功率为PdPdPwPwFv1000根据表2-4带传动10.97轴承0.99齿轮30.97轴承0.99联轴器0.98鼓轮60.97传动总效率5 60.970.990.97 0.990.980.97 0.877根据主要参数F=9X 103 Nv=1.5m/sD=300mm得出电动机输出功率3、确定电动机的转速鼓轮的工作转速nwFv1000PdPw60 1000 v39 103 1.5 13.5KW100013.515.39KW0.8

2、7760 1000 1.595.54r/min3.14 300V带传动常用的传动比范围i1 2 4 ,单级圆柱齿轮传动比范围i2 36,于是电动机转速可选范围为:nd,川2 95.54 (2 4) (3 6) 573 2292r/min电动机型号额定功率满载转速同步转速Y225S-818.5730750Y200L1-618.59701000Y180M-418.514701500符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min ,根据计算出的容量，查出三种型号电动机适合。综合考虑，电动机和传动装置尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可见选用Y200L1-6较为合

3、适。参照机械设计课程设计二、总传动比i nm -970- 10.15nw 95.54分配传动比ii=2.54 i2=4各轴转速电机轴为1轴，减速器高速轴为 2轴，低速轴为3轴，各轴转速为:n1 nm 970r /minn2 ” -970- 381.89r/min2.54n2381.89n3 95.57r/min4各轴输入功率PPed 18.5KWP2 P 1 18.5 0.97 17.945KWP3 F2 2 3 17.945 0.99 0.97 17.23KW嗑轮P3 4 5 17.23 0.99 0.98 16.72KW各轴转矩 TOC o 1-5 h z P18.5Ti = 9550-

4、9550 182.14N mni970Pc17.945T2=9550 9550448.75Nmn2381.89P17.23T3= 9550 95501721.74Nmn395.57运动和动力参数计算结果如下:参数电动机轴高速轴低速轴鼓轮转速（r/min）970381.8995.5795.57功率（KW）18.517.94517.2316.72转矩（N m）182.14448.751721.741670.78传动比2.5441效率0.970.960.97以上参照机械设计课程设计三、带传动1、确定计算功率 Pc由表8.21查得Ka=1.3,由式8,12得Pc=KaP=1.3X 18.5=24.05

5、KW2、选择V带型号根据Pc= 24,05KW、n1=970r/min ,由图8,12查得选用C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 200mm大带轮的基准直径为：dd2 上 dd1 970200 508mmn2381.89按表8.3选取标准直径为dd2 500mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为： TOC o 1-5 h z . dd2 500I2.5dd1200n2 n1/i1970/2.5 388r/mIn从动轮的转速误差率为100% 1.6%381.89388 381.89在土 5%以内为允许值4、验算带速VV带速在525米范围

6、内ddini60 10003.14 200 970 60 100010.15m/s5、确定带的基准长度和实际中心距a初定中心距a00.7(dd1 dd2) a。2(dd1 dd2)0.7 (200 500) a0 2 (200 500)490 a0 1400取 a0 1000 mm由式8.15得Lq2a0万(dd1dd2)2(dd2dd1)4a。3.142 1000 - (200 500)_2(500 200)4 10003121.5mm由表8.4选取基准长度Ld 3150mm由式8.6得实际中心距a为L L。3150 3121.5a a0d0 1000 1014.25mm22中心距的变化范围

7、为：amin a 0.015Ld 1014.25 0.015 3150 967 mmamax a 0.03Ld 1014.25 0.03 3150 1108.75mm6、校验小带轮的包角dd2 dd1500 2001 180 要一-57.3 18057.3179.71201a1014.257、确定V带的根数由式8.18得：P。(P。Po)KaKL根据dd1 2O0mm, n1 970r/min ,查表8.11，根据内差法可得P04.074.66 4.07980 800(970 800)4.627KW取 P0 4.63KW由式8.11得功率增量P0为PoKb(1K-) Ki由表 8.18 查得

8、Kb7.5019 10 3根据传动比i 2.5,查表8.19得,Ki 1.1373,则Po 7.5019 103 970 (11)0.878KW 1.1373由表8.4查得带长度修正系数 KL0.97,由图8.11查得包角系数 Ka1 ,得普通V带根数:24.05z (4.627 0.878) 0.97-4.5 1圆整取z 58、确定初接力F0及带轮轴上的压力 Fq由表8.6查得C型普通V带的每米长质量q=0.3kg/m ,为：根据式8.19得单根V带的初拉力F。500Pc 2.5 小 2-(-1) qv zv Ka500 24.05 (2.55 10.15( 11) 0.3 10.152 3

9、86.33N由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为1Fq 2Fzsin 万179.72 386.33 5 sin 3863.3N29、带轮结构设计基准宽度19基准线上槽深4.8基准线卜槽深14.3槽间距30槽边距16最小轮缘厚10带轮宽152轮槽角38小带轮外径209.6小轮轴孔直径5513210、设计结果V带型号C型V带基准长度Ld3150根数5dd1200dd 2500中心距a1014轴上压力F Q3863.3以上参照机械设计基础第三版四、齿轮的设计与校核1、(1)选择齿面材料、热处理方法，并确定材料的许用接触应力。根据工作条件，一般用途的减速机可采用闭式软齿面传动。查表 5-6得小齿轮4

10、5号钢调质处理HBSi=230大齿轮45号钢正火处理HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求。(2)、确定材料许用接触应力。查表5-11,两试验齿轮材料的接触疲劳极限应 力分别为Hlim14800.93(HBS1135)4800.93 (230135)568.35MpaHiim24800.93(HBS2135)4800.93 (190135)531.15Mpa查表5-12,接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.0,则两齿轮材料的许用接触应力分别为:H liml568.35H 1Sh lim1568.35MpaH lim 2SHlim531.15531.15Mp

11、a5-49,初步确定小齿轮的2、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计公式 分度圆直径。小齿轮的转矩为:_6 Po6 17.9456T1 9.55 1 06 9.55 1 06-0.442 1 06 N mmn2388因原动机为电动机，且工作载荷平稳，由表5-8查得载荷系数k=1.1。斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故取 d 0.4。由表5-9可得，材料的弹性系数Ze 189.8寸丽由于采用闭式软齿面传动，根据推荐值10 15的范围，初选螺旋角13 ,由图5-38查取区域系数Zh 2.45。根据推荐值Zi 2040 ,初选乙30 ,则大齿轮齿数Z2 Zi i230 4 120 。（如果

12、是小数的话圆整，再校验齿数比误差，通常不应超过 5% ,实际齿数比原齿数比原齿数比5%。）根据z z2、三者的数值，由图5-39查取端面重合度a1 0.79,a2 0.885a a1 a2 0.79 0.885 1.675H1 H 22568.35 531.152549.75Mpa1.23 H2 1.23 531.15 653.31Mpa比较上述结果，h取二者中的较小值，H 549 .75 Mpa根据齿面接触疲劳强度设计公式（5-49）,计算小齿轮的分度圆直径为2di2KTi?i 1? ZhZed a i H 3109.06mm2 1.1 0.442 106 4 12.45 189.8 20.

13、4 1.6754549.753、确定两齿轮的模数。由表5-13得,d1 cos mnZ1109.06 cos13303.54按表5-2转换成标准模数，取第一系列的标准模数 mn 4mm4、确定两齿轮实际螺旋角的大小。 由表5-13得中心距为a mn(Z1 Z2)2cos 4 (30 120)cos13307.89mm将上述a值圆整，取实际中心距为cosmn（Z1 Z2）2a308mm o2 308(30120) 0.9740所以，实际螺旋角13.087 (符合在 8 20的范围内）。5、确定两齿轮的几何尺寸。两齿轮的分度圆直径分别为d1mnZ1cos4 30123.2mm cos13.087两

14、齿轮全齿高齿宽d2mnZ2cos4 120 492.8mm cos13.087（正常齿制h；nda1 d1da2 d2*、(2han cn)mndd10.40.25）的齿顶圆直径分别为*2hanmn123.2i2hanmn492.8(2 1123.20.25) 449.28mm2 1 4 131.2mm2 1 4 500.8mm9mm将b值取整，取大齿轮的宽度b2 b 50mm,小齿轮的宽度b1b2(510)mm,取 D 60mm。6、验算两齿轮的齿根弯曲疲劳强度查表5-11得，两试验齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1 190 0.2(HBS1 135) 1900.2(230 135) 2

15、09MpaFlim2 190 0.2(HBS2 135) 1900.2(190 135) 201Mpa由表5-12查得弯曲强度的最小安全系数SF lim1。两齿轮的许用弯曲应力分别为F1F lim 1 / SF lim209/1209MPaF2F lim 2 / SF lim201/1201MPa两齿轮的当量齿数分别为Z13 cos303cos 13.08732.46Zv2Z23 cos30cos313.087129.86根据两齿轮的当量齿数，查表5-10由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为Yf12.52YF2 2.182.52 2.4535 302.18 2.14(32.46 30) 2.4

16、8556根据两齿轮的当量齿数，查表Ys1 1.625Ys21.79斜齿轮传动的轴面重合度0.887根据YF2YS2F2150 100(129.86 100) 2.1721125-10由线性插值法得两齿数的应力校正系数分别为1.65 1.62535 301.83 1.79(32.46 30)1.6373和两者的数值，由图YF 1YS1F12.172112 1.813888209齿根弯曲疲劳应力为F2b2KhYFYY150 100(129.86 100)1.8138880.318 dZ1tan0.3180.4 30 tan13.0875-40可查得，斜齿轮的螺旋角影响系数Y 0.912.48556

17、 1.63732090.01950.0196。Yf2Ys2较大,将其代入公式 5-50得，齿轮的 F21.1 1.696 106-2.172112 1.873888 0.91 81.0560 492.8 4 1.675MPa F2 201MPa故两齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。以上参照机械设计基础五、轴设计与校核I轴设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。根据题意，普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表 15-1 得 b 650MPa ,查表 15-5 得b i 60MPa。2、估算轴的最小直径。由表15-2查取A=110 ,根据公式15-1得3 3d A 区 110P7

18、.945 39.48mm &1. 3883、轴的结构设计并绘制结构草图。确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮放在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴 肩和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合(H7/r6)作周向固定。右端轴承用轴肩和 过度配合(H7/k6)固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合(H7/K6)固定内套圈。 轴的定位则由两端的轴承盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。 输入端的带轮用 轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触轴承，轴承采用脂润滑， 齿轮采用油浴润滑。确定轴的各段直径。外伸端选择标准直径d1=40mm阶梯轴 d

19、2=d1+2h=d1+2X0.07Xd1=42.5X (1+2X 0.07)=45.6mm,该段处安装 毡圈，取标准直径d2=45mm考虑到轴承内孔标准，取d3=d7=50mm,初选两端角接触轴承的型号为7210C。直彳至d4的轴段为轴头，取标准直径d4=56mm。轴肩 d5=d4+2h=56X (1+2 X 0.07) 64mm根据轴承安装直径，查手册得d6=57mm确定轴的各段长度L1=130mm (带轮轮宽-12mm)L2=55mmL3=B3+l2+2+(1 3mm)=20mm+(510mm)+(1CH 15mm)+(1 3mm)=42mmL4=58mm(J轮宽60mm L4比齿轮宽短1

20、3mm)L5=8mm(轴肩宽度为b 1.4h)L6=A2+l2-L5=(10 15mm)+ (510mm)-8mm=12mmL7=21mm(轴承宽度为B=20mm,挡油环厚1mm)两轴承之间的跨距L=B3+2l2+2 2+B2=20+2X (510mm)+2X (1015mm)+60=123mmL=L3+L4+L5+L6=45+58+8+12=123mm4、主动齿轮的受力计算分度圆直径dSnzcos4 30123.2mm cos13径向力 FrFt tan n / cos轴向力FaFt tan7170 tan13.0871667N转矩 T 9.55 106 P 9.55 106 17645 4

21、41687.5N mmn388圆周力 Ft 2T/d 2 441687.5/123.2 7170N7170 tan 20 /cos13.0872679N5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算绘制受力简图（见图a）将齿轮受力分解成水平面 H和铅垂平面V内的力（图b、图d）水平面H内的支座反力：RhiFad/2 65 Fr1231667 123.2/2 65 26791232251NRH2 Fr RH1 2679 2251 429N铅垂面V内的支座反力Rv1 Rv2 Ft/2 7170/2 3585N绘制弯矩图水平面H的弯矩图（见图c）MhJ 65Rhi 65 2251 146297N mm

22、MHb MHb Fa d/2 146297 1667 123.2/2 43616N mm铅垂平面V的弯矩图(见图e)Mvb 65Rv1 65 3585 233033N mm合成弯矩图(见图f)MbM*MVb. 1462972 2330332 275149N mmMb . MHb MVb .436162 2330332 237079.8N mm绘制扭矩图(见图g)T 441687.5N mm绘制当量弯矩图(见图h)单向转动，故切应力为脉动循环，取a=06 b截面当量弯矩为3Meb . M 2 (aT)22751492 (0.6 441687.5)2 382019.5N mmMeb . M 2 (

23、aT)2237079.82 (0.6 441687.5)2 355581.8N mmMbMbTil校核a截面1F 士MhHb rTTTITrnVr-rMea aT 0.6 441687.5 265012.5N mmdaMea- 0.1 b 1265012.5 3535mm0.1 60考虑键槽后，由于da35.35 105% 37.1mm 40mm ,故 a截面安全。校核b截面mebmax 382019.5N mm3 339.9mmZ Mebmax 382019.5d b P 7.；0.1 b i 0.1 60考虑键槽后，由于db 41.1 105%41.9mm d4 56mm ,故b截面安全。

24、因为危险截面a、b均安全，所以该轴的强度是足够的，无须修改原结构设 计的方案。II轴设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。根据题意，普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表 15-1 得 b 600MPa ,查表 15-5 得b 1 55MPa。2、估算轴的最小直径。由表15-2查取A=110 ,根据公式15-1得 TOC o 1-5 h z 33,A P317.23d A 110 61.83mm n397考虑到轴端有键槽，将上述轴径增大 5%,即61.83X 1.05= 64.93mm。由设 计图可知，低速轴d2安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。6 1

25、7.23Tc kT 1.5 9.55 106 2544.5335N mc97查手册选用弹性柱销联轴器，具型号为 LX5,内孔直径为63mm,与上述增 大5%接近。3、轴的结构设计并绘制结构草图。确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮放在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴 肩和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）作周向固定。右端轴承用轴肩和 过度配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/K6）固定内套圈。 轴的定位则由两端的轴承盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。 输出端的联轴器 用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。斜齿轮在工作中会产生轴

26、向力，故两端采用角接触轴承，轴承采用脂润滑， 齿轮采用油浴润滑。确定轴的各段直径。外伸端选择标准直径d1=63阶梯轴 d2=d1+2h=d1+2X 0.07X d1=63X （1+2 x 0.07）=71.5mm,该段处安装 毡圈，取直径d2=70mm考虑到轴承内孔标准，取d3=d7=75mm,初选两端角接触轴承的型号为7215C。直彳至d4的轴段为轴头，取标准直径d4=80mm。轴肩 d5=d4+2h=80X （1+2 X 0.07）- 92mm根据轴承安装直径，查手册得d6=84mm确定轴的各段长度L1=105mm (比联轴器短12mm)L2=55mmL3=B3+l2+2+(1 3mm)=

27、25mm+(510mm)+(1CH 15mm)+(1 3mm)=50mmL4=48mm6轮宽50mm L4比齿轮宽短13mm)L5=8mm(轴肩宽度为b 1.4h)L6=A2+l2-L5=(10 15mm)+ (510mm)-8mm=12mmL7=26mm(轴承宽度为B=25mm,挡油环厚1mm)两轴承之间的跨距L=B3+2l2+2 2+B2=20+2X (510mm)+2 X (1015mm)+60=118mmL=L3+L4+L5+L6=50+48+8+12=118mm4、从动齿轮的受力计算分度圆直径d 工运 4 120492.8mmcos cos13.0876 P6 17645转矩 T 9

28、.55 10 9.55 10 2- 1696610N mm n97圆周力 Ft 2T/d 2 1696610/492.8 6885.6N径向力 Fr Ft tan n/cos 6885.6 tan20 /cos13.0872572.98N轴向力 Fa Ft tan6885.6 tan13.0871600.7N5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算绘制受力简图(见图a)将齿轮受力分解成水平面 H和铅垂平面V内的力(图b、图d)水平面H内的支座反力:RhiFad/2 65 Fr1231600.7 492.8/2 65 2572.98 4759.85N118RH2 Fr RH1 2572.98

29、 4759.852187NRv1Rv2 Ft/2 6885.6/23442.8 N绘制弯矩图水平面H的弯矩图（见图c)MHb 65RH1 65 4759.85309390N mmMHb MHb Fa d/2 309390 1600.7 492.8/285028N mm铅垂平面V的弯矩图(见图e)Mvb 65R165 3442.8 223781.8N mm合成弯矩图(见图f)Mb . M Hb MVb3093902 223781.82 381838.6N mmMb MHb MVb( 85028)2 223781.82 239391N mm绘制扭矩图(见图g)T 1696610N mm绘制当量弯矩

30、图(见图h)单向转动，故切应力为脉动循环，取 a=0.6o b截面当量弯矩为MebM2 (aT)2381838.62 (0.6 1696610)2 1087223.8N mmMebMb (aT)2, 2393912 (0.6 1696610)210457356N mm铅垂面V内的支座反力6校核轴的强度。根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a、b截面为危险截面，下面分别校核。校核a截面Mea aT 0.6 1696610 1017966N mm“3 Mea 3 1017966da56.99mm考虑键槽后，由于daa 0.1 b 1. 0.1 5556.99 105% 59.842mm

31、63mm ,故 a截面安全。校核b截面mebmax 1087223.756N mm3 3 M M eb max1087223 .80.1 b i 0.1 5558 .25mm考虑键槽后，由于db 58.25 105% 61.2mm d4 80mm,故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以该轴的强度是足够的，无须修改原结构设 计的方案。以上参照机械设计基础六、轴承的选择与校核1、轴承的选择因为斜齿轮在工作时会产生轴向力， 所以应采用角接触轴承，根据轴的设计 尺寸，选用7210c和7510c各一对。2、轴承的参数轴承型 号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速(r/min)质量

32、/KNdDBrminr1minadaminD amaxramaxCr(动)C0r(静)脂润滑油润滑7210C5090201.10.619.45783132.826.8630085000.467215C75130252126.4841211.554.260.8430056001.2以上参照机械设计课程设计3、轴承的校核7210C已知参数径向力 Fr1 2250.7N , Fr2 428.6N 轴向力 Fa 1667N，转速 n 388r/min ,a=15计算派生轴向力Cr166726.8 1030.062查表13-5查得e在0.43至0.46之间。根据线性插值法：(0.46 0.43) (0.

33、087 0.062)e 0.43 A- 0.4560.087 0.058Fs1 eFr1 0.456 2250.7 1026NFs2 eFr2 0.456 428.6 195.4N求轴承的轴向载荷因Fa Fs2 (1667 195.4)N 1862NFsi,故轴承1为紧端，轴承2为松端则FA1 Fa Fs2 1667 195.4 1862N A1a s 2Fa2 Fs2 195.4N计算当量动载荷由表13-5及插值法算得7210C (a=15)的判别系数e 0.456,故F A1F R118622250.70.827 e1954 0.456428.6F A2F R2再由表13-5查得X11 ,

34、 X20.44 , Y 0由邑 0.062,得工的值在1.30 1.23之间 Cr由插值法算得Y21 23 (1.3 1.23) (0.087 0.062)0.087 0.0581.29Pr1 X1FR1 YFA1 1 2250.7 0 1862 2250.7NPr2X2FR2 KFa20.44 428.6 1.29 195.4 440.7N最大动载荷远小于额定动载荷，因此强度足够。计算轴承寿命由表13-7、13-8查得ft 1, fp 1.2 ,由手册查得7210c的动载荷为32800N,又 3。由式13-6b得L10h116667 ftCn 方)166673881 32800 3()1.2

35、 2250.776937hL10h216667 ftCn (fpP)166671 32800 3388(1.2 440.7)10247172h故轴承1的寿命约为76937h,轴承2的工作寿命约为10247172%这对轴承 的寿命为76937h。7215C已知参数径向力 FR1 4759.85N , FR22186.87N 轴向力 Fa 1600N , 转速n 97r/min , a=15计算派生轴向力1600.3C0r60.8 100.0260.029 0.015Fs1eF10.384 4759.85 1829NFs2eFr20.3842186.87840N求轴承的轴向载荷因 Fa Fs2 (

36、1667 195.4)N760N Fsi ,故轴承1为紧端，轴承2为松端。FaiFsi 1829 NFA2 Fs1 Fa 1829 1600229N计算当量动载荷由表13-5及插值法算得7210C (a=15)的判别系数e 0.384,故F A1F R11829 0.38 e4759.85F A2F R22290.10 2186.87再由表13-5查得Cr0.026,得工的值在1.47 1.40之间查表13-5查得e在0.38至0.40之间。根据线性插值法：0.38(0.40 0.38) (0.029 0.026) 0.384由插值法算得Y21.40 (1.47 1.40) (0.029 0。

37、26) 1.4150.029 0.015Pr1Pr2X1FR1 YFA1 1 4759.85 0 1829 4759.85NX2FR2 Y2Fa2 0.442186.87 1.415 229639N由表13-7、13表查得ft 1, fp p最大动载荷远小于额定动载荷，因此强度足够 计算轴承寿命1.2,由手册查得7215c的动载荷为54200N,又 3。由式13-6b得L10h116667( ftC)n fP1666797/ 1 54200 3()146811h1.2 4759.85L10h216667 ftC( tfpP166673881 32800(1.2 440.7)360675407h

38、故轴承1的寿命约为 的寿命为146811%50.19MPa b78.87MPa b146811h,轴承2的工作寿命约为6067540h。这对轴承以上参照机械设计基础七、键的选择与校核I轴1、键的选择根据轴径 d1=40mm L1=130mm 选取键 A12110 GB1096-79根据轴径 d4=56mm,L4=58nim取键 A16X 40 GB1096-792、键的参数轴键键才 b公称直径公称尺寸一般键连接轴t毂t1半径rbhl轴N9毂Js9公称 尺寸极限 偏差公称 尺寸极限 偏差401281100-0.0430.02515.0+0.23.3+0.20.250.4561610406.04.

39、33、键的校核由表 10-10查得b 110MPa4T 4 441687.5 b dhl40 8 1104T 4 441687.5 b dhl56 10 40故此键满足强度要求II轴1、键的选择根据轴径 d1=63mm, L1=105mm,选取键 C18X90 GB1096-79根据轴径 d4=80mm, L4=48mm ,选取键 A22 X 36 GB1096-792、键的参数轴键键才 b公称公称尺寸一般键连接轴t毂t1半径r直径bhl轴N9毂Js9公称 尺寸极限 偏差公称 尺寸极限 偏差631811900-0.0430.0257.0+0.24.4+0.20.250.4802214370-0

40、.0520.0269.05.40.40.64、键的校核由表 10-10查得b ll0MPa108.8MPa b4T 4 1696610b dhl 63 11 90此键满足强度要求，由于接近许用强度，为保险起见，采用过盈配合。4T 4 1696610b163.77MPa bdhl80 14 37此键不满足强度要求，因此采用对称双键且采用过盈配合。4T 4 1696610b109.177MPa bdhl 80 14 37 1.53 Mebmax 1087223 .8 ebmax、 58.25mm因采用双键，应再校核此轴段0.1 b 10.1 55采用双键，增大10%校核db=58.25X 1.1=

41、64mm80mm 因此，此轴强度是足够的。以上参照机械设计基础八、联轴器的选择1、联轴器的选择由于载荷平稳，速度不高，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。2、联轴器的选择根据轴的设计，联轴器初选为LX5-J型联轴器。型号许用转矢巨(N m)许用转速(r/min)轴孔 直径 (mm)轴孔长度D/mm质量m/kg转动惯量J/(kg - m2)许用相对位移J型L1 (mm)轴 向(mm)径 向(mm)角向LX53150345063107220300.1911.50.150 303、联轴器校核根据轴的设计，联轴器17.23Tc kT 1.5 9.55 106 2544.5335 N m 3150 N m97n 388 97r/min 3450r / min4所以选用的联轴器适合4、选用结果LX5 联轴器 63 X 107 GB/T8014-2003以上参照机械设计课程设计九、润滑与密封1、润滑方式 齿轮的润滑60 1000d2n260 10003.14 123.2 388 2.5m/ s60 10003.14 492.8 97 2.5m/ s60 1000对于齿轮的圆周速度为212m/s的闭式齿轮，采用油浴润滑。 浸油深度以从动轮一个齿高为宜。工业闭式齿轮油 L-CKC150 GB 5903-1995轴承采用脂润滑通用锂基润滑脂ZL-1 GB 7324