機械設計課程設計說明書-二級圓柱齒輪減速箱設計.doc

本科課程設計（論文）說明書 二級圓柱齒輪減速箱設計 院（系） 機械與汽車工程學院專 業(yè) 09車輛1班 學生姓名 學生學號 指導教師 提交日期 2012 年 1 月 13 日機械設計課程設計任務書一、 設計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設計內(nèi)容：根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設計V帶傳動、設計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯(lián)軸器。二、 傳動簡圖V滾筒輸送帶減速裝置電動機三、 原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力F= 5250（N）運輸帶速度V= 1.25（m/s）滾筒直徑D= 620（mm）滾筒及運輸帶效率h=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，試設計齒輪減速器（兩級）。四、 設計工作量及要求每個同學獨立完成總裝圖一張（一號圖紙），高速軸、低速大齒輪各一張（二號或三號圖紙）、設計計算說明書一份。設計內(nèi)容包括電機和聯(lián)軸器選用，軸承選用與校核，V帶、齒輪、軸、齒輪箱設計（包括V帶、軸、齒輪的校核）。具體內(nèi)容參見機械設計課程設計一書1。 教材:1 朱文堅，黃平.機械設計課程設計.廣州: 華南理工大學出版社主要參考文獻：2 朱文堅，黃平主編.機械設計（第二版）. 高等教育出版社，2008，10.3 機械零件設計手冊，北京:冶金工業(yè)出版社4 機械零件設計手冊，北京:化學工業(yè)出版社課程設計（論文）評語： 課程設計（論文）總評成績： 課程設計（論文）答辯負責人簽字： 年 月 日 計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設計傳動圖如上圖所示第21組：運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷有輕微沖擊，室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差4%。軸承使用壽命不小于15000小時。滾筒及運輸帶效率h=0.94。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力F=5250N；帶速V=1.25m/s；滾筒直徑D=620mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總效率：連軸器為彈性連軸器，軸承為圓錐滾子軸承，齒輪為精度等級為7的閉式圓柱斜齒輪，帶傳動為V帶傳動。根據(jù)表2-3則有:總=帶3軸承2齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.950.9830.9720.990.94=0.7829(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000總=52501.25/（10000.7829）=8.3823KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000V/D=6010001.25/620=38.525r/min按表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動高速級與低速級均為斜齒，傳動比范圍I1= I2=36（查表2-1得，兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比范圍i=840）。取V帶傳動比I3=24，則總傳動比范圍為Ia=16160。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=（16160）38.525=6206200r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500r/min和3000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選nd =1000r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上計算選用的電動機類型，由所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，由表16-1選定電動機型號為Y160L-6。其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/38.525=25.1782、分配各級傳動比（1） 取V帶傳動比i帶=2.240（初選V帶的傳動比為2.248，在V帶的相關計算中，修正為2.240），則兩級齒輪減速器的減速比為i減速器=i總/i帶=11.2，根據(jù)表2-4(以下無特殊說明則表格皆為機械設計課程設計一書表格)分配兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=4.0 i2=2.8四、計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=970r/minnI=n0/i帶=970/2.24=431.495(r/min)nII=nI/i 1=431.495/4.0=107.87375(r/min)nIII=nII/i 2=107.87375/2.8=38.526(r/min)2、 計算各軸的功率（KW） 輸入功率計算：P0=P工作=8.3823KWP=P0帶=8.38250.95=7.963185KWP=PI軸承齒輪=7.9631850.980.97=7.5698KWP=PII軸承齒輪=7.56980.980.97=7.19585KWP= PIII軸承聯(lián)軸器=7.195850.980.99=6.9814 KW輸出功率計算：P= P軸承=7.9631850.98=7.8039KWP=P軸承=7.56980.98=7.4184KWP=P軸承=7.195850.98=7.05193KWP= P軸承=6.98140.98=6.841772KW3、 計算各軸扭矩（Nmm）輸入各軸的扭矩：T0=9550P0/n0=95508.3823/970=82.527NmT=9550P/n=95507.963185/431.495=176.244NmT=9550P/n=955017.5698/107.87375=670.150NmT=9550P/n=95507.19585/38.526=1783.741NmT=9550P/n=95506.9814/38.526=1730.582Nm 各軸的輸出扭矩：T=9550P/n=95507.8039/431.495=172.72NmT=9550P/n=95507.4184/107.87375=656.77NmT=9550P/n=95507.05193/38.526=1748.06NmT=9550P/n=95506.841772/38.526=1695.96Nm運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值可以整理列表備查：電動機輸出I軸II軸III軸N（r/min）970431.495107.873838.526P（kW）8.38237.963187.56987.19585T（Nm）82.527176.244670.1501783.741五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 確定計算功率 Pca 由機械設計課本附表11.6得工作情況系數(shù)kA=1.3Pca=KA Ped=1.311=14.3KW（2） 選擇普通V帶截型根據(jù)Pca、nI，由機械設計課本的附圖2.1確定選用B型V帶。（3） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材附表2.5a和附表2.7 得，選取小帶輪基準直徑為D1=125mm大輪的基準直徑為D2=280mm 帶的傳動比為： i帶=282/125=2.24驗算帶速V：V= D1 nI /601000=125970/（601000）=6.345m/s 1200（適用）（6）確定帶的根數(shù) 由nI=970r/min、D1=180mm、i帶=2.248，根據(jù)機械設計課本附表2.5a和附表2.5b得P0=1.67KW（由轉(zhuǎn)速800和轉(zhuǎn)速980插值而得），P0=0.30KW根據(jù)機械設計課本附表2.8得K=0.95根據(jù)機械設計課本附表2.9得KL=0.95由機械設計課本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=14.3/（1.67+0.3）0.950.95）=8.043取Z=8根。(7)計算預緊力F0由機械設計課本附表2.2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500（14.3/（6.3458）(2.5/0.95-1)+0.176.3452N=236.67N（8）計算作用在軸承的壓力Q由機械設計課本式（11.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=28236.67xsin（163.8560/2）=3749.20N2、齒輪傳動的設計計算1）高速級斜齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選8級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數(shù)z1=26，大齒輪齒數(shù)z2=i1 z1=4.0 x26=104，取z2=104。D.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt=1.7小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=176244.03Nmm齒寬系數(shù)：由機械設計課本附表12.5選取=0.9彈性影響系數(shù)ZE：由機械設計課本附表12.4查得ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=29.9960=23.4640代入上式得=1.654接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設計課本附圖12.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60 x431.495x1x(2x8x360 x10)=1.5147x109N2= N1/i1=1.5147x109/4=3.7934x108接觸疲勞壽命系數(shù)KHN：由機械設計課本附圖12.4查得KHN1=0.88，KHN2=0.905接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.88/1.0Mpa=880MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.905/1.0Mpa=930Mpa因（H1+ H2）/2=905Mpa 1.34=1.38取=1.40由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.42載荷系數(shù)K=(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=59.134mm模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=59.134cos15/26=2.197mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 確定公式中的參數(shù)1. 載荷系數(shù)KKa=1.4 KA=1.25 Kv=1.1 =1.42K=1.25x1.1x1.4x1.42=2.73352. 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=26，Z2=104當量齒數(shù) zv1=z1/cos=28.8 Zv2=z2/ cos=115.4由機械設計課本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.18 YSa2=1.802. 計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 0.318 1.9941，所以取=1帶入下式運算：Y11x15/1200.8753.許用彎曲應力F由機械設計課本附圖12-3查得：KNF1=0.86， KNF2=0.88由機械設計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1= Flim1 KNF1/SF=307.1MPaF2= Flim2 KNF2/SF=314.3MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01335YF2YS2/F2=0.01243所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：m=2.185比較兩種強度校核結果，確定模數(shù)為mn2.54.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2.5*(26+104)/（2*cos150）=168.2mm取a169mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.9420（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos67.60mmd2mn*Z2/cos270.40mm（4） 計算齒輪齒寬：b160.84mm調(diào)整后取B260mm，B165mm計算數(shù)據(jù)總結如下：（高速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪262.5467.6065大齒輪104270.40601）低速級斜齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選7級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數(shù)z1=26，大齒輪齒數(shù)z2=i2 z1=2.833x26=72.8，取z2=73D.初選螺旋角為考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt=1.7小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=667765Nmm齒寬系數(shù)：由機械設計課本附表12.5選取=0.9彈性影響系數(shù)ZE：由機械設計課本附表12.4查得ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=29.419060=25.9420代入上式得=2.049接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設計課本附圖12.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60 x431.495x1x(2x8x360 x10)=3.7934x108N2= N1/i1=3.7934x108/2.833=1.3548x108接觸疲勞壽命系數(shù)KHN：由機械設計課本附圖12.4查得KHN1=0.92，KHN2=0.93接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.92/1.0Mpa=920MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.93/1.0Mpa=930Mpa因（H1+ H2）/2=915 Mpa 1.34=1.38取=1.40由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.42載荷系數(shù)K=(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=85.55mm模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=85.55cos15/26=3.18mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 (2) 確定公式中的參數(shù)3. 載荷系數(shù)KKa=1.4 KA=1.25 Kv=1.05 =1.42K=1.25x1.05x1.4x1.42=2.612. 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=26，Z2=73當量齒數(shù) zv1=z1/cos=26.92 Zv2=z2/ cos=75.58由機械設計課本附表12.6查得YFa1=2.57 YSa1=1.60YFa2=2.23 YSa2=1.76計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 0.318 1.9941，所以取=1帶入下式運算：Y11x15/1200.8753.許用彎曲應力F由機械設計課本附圖12-3查得：KNF1=0.88， KNF2=0.90由機械設計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1= Flim1 KNF1/SF=314MPaF2= Flim2 KNF2/SF=321MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0131YF2YS2/F2=0.0122所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：m=3.95比較兩種強度校核結果，確定模數(shù)為mn4.04.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=4*(26+73)/（2*cos150）=204.98mm取a205mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.4880（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos107.68mmd2mn*Z2/cos302.32mm（8） 計算齒輪齒寬：b196.9mm調(diào)整后取B295mm，B1100mm計算數(shù)據(jù)總結如下：（低速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪264.02.8107.68100大齒輪73302.3295六：軸以及軸承的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.96318/431.495)1/3mm=29.034mm2、軸的結構設計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮帶輪的結構要求及軸的剛度，取裝帶輪處軸徑=40mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=50mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=50mm選定軸承30210，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，T=21.75mm，B=20mm，a=20mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=72.2KN，C0r=55.2KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(3) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft12xT/d15214.32N徑向力 Fr1Ft1*tanan/cos1973.77N軸向力 Fa1Ft1tan=1489.47N帶傳動作用在軸上的壓力為Q3749.20N計算支反力：垂直面 RAV=1294.20N RBV=Ft1-RAV=3920.12N水平面 因為RAH+ RAH =5827.50N因為， RBH=-RAH+Q-Fr1=-4052.07N3.作彎矩圖垂直面彎矩：MCV=-RBVx51.75=-192516.21N*mm水平面彎矩：MAH=-Qx156.25=-585812.5N*mmMCH1=-Qx(156.25+156.75)+RAHx156.75=-262952.73N*mmMCH2=RBHx52.75=-209694.62N*mm合成彎矩：MA=MAH=-585812.5N*mm MC1= =325893.59 N*mmMC2= =284665.29N*mm4.扭矩計算： T=176244 N*mm5.當扭轉(zhuǎn)剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為： MCAD=105746.4N*mm MCAA=597188.18N*mm MCAC1=342620.68N*mm MCAC2=284665.29N*mm6.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=60MPa， =30MPa由計算彎矩圖可見，A剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為: 故安全。D剖面的軸徑最小，該處得計算應力為:=105746.4/（0.1*403）=16.530MPaFd1=1989.83N軸左移，左端的軸承被壓緊，右端軸承放松，所以：（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1e=0.42 所以：X1=0.4，Y1=1.4 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=9673.27N 又因為：Fa2/Fr2=0.23Fd1+Fa2=4922.36N軸左移，左端的軸承被壓緊，右端軸承放松，所以：（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.2（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1=0.598e=0.4 所以：X1=0.4，Y1=1.5 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=16025.16N 又因為：Fa2/Fr2=0.456e=0.4 所以：X2=0.4，Y2=1.5 P2= fp（X2Fr2+Y2Fa2）=10211.78N 因此取P=P1=16025.16N來校核軸承的壽命（5） 校核軸承的壽命 因此初選的軸承30211滿足使用壽命的要求。低速軸的設計計算及軸承校核1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.19585/107.87)1/3mm=44.61mm2、軸的結構設計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮聯(lián)軸器的結構要求及軸的剛度，取安裝聯(lián)軸器處軸徑=70mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=80mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=80mm選定軸承30216，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=80mm，外徑D=140mm，T=28.25mm，B=26mm，a=28.1mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=160KN，C0r=212KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設計結構尺寸簡圖見下圖:(4) 按彎矩合成應力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft4= Ft3=12447.07N徑向力 Fr4= Fr3=4690.20N 軸向力 Fa4Fa3=3356.15N計算支反力：垂直面 RAV=8267.9N RBV=Ft4-RAV=4179.1N水平面 因為RAH- RAH =664.66N因為=0， RBH=-RAH +Fr1=4025.52N3.作彎矩圖垂直面彎矩：MCV1=-RAVx69.5=-574619.05N*mm MCV2=-574626.25水平面彎矩：MCH1=46193.87N*mmMCH2=553509N*mm合成彎矩： MC1= =576472.83N*mmMC2= =797851.83N*mm4.扭矩計算： T=2309065N*mm5.當扭轉(zhuǎn)剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為 MCAC1=576472.82N*mm MCAC2=1334912.37N*mm6.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇#45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=60MPa，=30MPa由計算彎矩圖可見，C2剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為: 故安全。D剖面的軸徑最小，該處得計算應力為: 故安全。3.校核低速軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：(2) 計算軸承的軸向載荷：e=0.42，Y=1.4兩軸的派生軸向力為：因為：Fd1+Fa=2962.35+3356.16=6318.51NFd2=2072.35N軸右移，右端的軸承被壓緊，左端軸承放松，所以：（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1=0.35e=0.42 所以：X2=0.42，Y2=1.4 P2=14667.89N 因此取P=P2=14667.89N來校核軸承的壽命（4）校核軸承的壽命 因此初選的軸承30216滿足使用壽命的要求。七.鍵連接的選擇和強度校核1. 高速軸與V帶輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸40mm，輪轂長度156mm，查表10-1得：選鍵12*8（GB/T 1095-1979），長度選用125mm，即鍵的代號為12*125（2）鍵的材料為45鋼，V帶輪的材料為鑄鐵，查機械設計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應力為=5060MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=125-12=113mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=4mm，則鍵的工作擠壓應力為： p=2T/（kld）=2*176244/（4*113*40）=20.4MPa=5060MPa所以此處鍵的強度符合要求。2. 中間軸與齒輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸65mm，輪轂長度55mm，查表10-1得：選鍵18*11（GB/T 1095-1979），長度選用50mm，即鍵的代號為18*50（2）鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應力為=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=50-18=32mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=5.5mm，則鍵的工作擠壓應力為： =2T/（nkld）=2*67150/（4*5.5*32*65）=58.57MPa=100120MPa安全低速軸與齒輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸90mm，輪轂長度95mm，查表10-1得：選鍵25*14（GB/T 1095-1979），長度選用90mm，即鍵的代號為25*90鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應力為=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=90-25=65mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=7mm，則鍵的工作擠壓應力為： =2T/（nkld）=2*1783741/（7*65*90）=87.2MPa=100120MPa故安全。 。3. 低速軸與聯(lián)軸器之間的鍵連接（1）選用單圓頭普通平鍵（C型），參數(shù)如下：按軸頸70mm，輪轂長度107mm，查表10-1得：選鍵20*12（GB/T 1095-1979），長度選用104mm，即鍵的代號為20*104（2）鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應力為=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b/2=104-10=94mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=6mm，則鍵的工作擠壓應力為： p=2T/（nkld）=2*1783741/（6*94*70）=90.36MPa=100120MPa安全八.聯(lián)軸器的選定聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：TcaKAT1.5*1783.741=2675.61Nm故選用LX5彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003），其參數(shù)如下：聯(lián)軸器型號dDLnTLX57022010734503150九.減速器的潤滑v1=3.053m/s;v2=1.219m/s因為v12m/s，所以齒輪采用油潤滑，選用L-AN68全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989），大齒輪浸入油中的深度約為12個齒高，且不少于10mm。對于軸承，因為v11200Z=8根F0=236.67NQ =3749.20NZ1=26Z2=104Kt=1.7TI=176244.03Nmm=0.9ZE=189.8ZH=2.425=1.654Hlim1=Hlim2=1000MPaNL1=1.5147109NL2=3.7934108KHN1=0.88KHN2=0.93H1=880MpaH2=930MpaH=905 Mpad1=50.714mmv1.1493m/sK=2.695K=2.7335mn2.5a=156mm=15.9420d167.60mmd2270.40mmB260mmB165mmZ1=26Z2=73Kt=1.7T=667765Nmm=0.9ZE=189.8ZH=2.425=2.049Hlim1=Hlim2=1000MPaNL1=3.7934x108NL2=1.3548x108KHN1=0.92KHN2=0.93H1=920MpaH2=930MpaH=925 Mpad1=67.068mmv0.422m/sK=2.57258mn=3.18K=2.61mn4.0a=205mm=15.0160d1107.68mmd2302.32mmB295mmB1100mm=40mm安裝軸承處：d=50mm初選軸承：30210Ft15214.32NFr11973.77NFa11489.47NQ3749.20N安全軸承壽命滿足要求d=55mmFt25214.32NFr21973.77NFa21489.47N安全軸承滿足壽命要求D=80mmFt4 =12447.07NFr4 =4690.20NFa4 =3356.15N軸承壽命滿足要求