機械設計 起重機、二級圓柱斜齒輪減速器課程設計

1、1 傳動方案設計11.1 傳動布置方案21.2 已知條件：31.3 設備工作條件：32. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算32.1 電動機的選擇32.2 計算傳動比及分配各級傳動比42.2 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算53. 傳動零件的設計53.1高速級齒輪傳動53.1.1 選擇齒輪材料及精度等級53.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計3.1.1 選擇齒輪材料及精度等級53.1.3 按齒根彎曲強度校核83.1.4 幾何尺寸計算93.2低速級齒輪傳動103.2.1 選擇齒輪材料及精度等級103.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計：103.2.3 按齒根彎曲強度校核123.2.4 幾何尺寸計算144. 軸系零件的設計

2、計算144.1 低速軸的設計144.1.1 選取軸的材料144.1.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩154.1.3 求作用在齒輪上的力154.1.4 初步確定軸的最小直徑154.1.5 擬定軸上的裝訂方案如圖3所示154.1.6 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度164.1.7 根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置174.1.8 受力分析174.1.9 作出軸的載荷分析圖:174.2 低速軸的設計204.2.1 選取軸的材料中間軸204.2.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩214.2.3 求作用在齒輪上的力214.2.4 初步確定軸的最小直徑214.2.5 根據(jù)結構圖作出軸

3、的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置224.2.6 受力分析224.3 低速軸的設計244.3.1 選取軸的材料244.3.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩244.3.3 求作用在齒輪上的力254.3.4 初步確定軸的最小直徑254.3.5 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置264.3.6 受力分析264.3.7 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度274.3.8 精確校核軸的疲勞強度.275. 鍵的選擇與校核295.1 高速軸上鍵的選擇295.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇295.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇305.2中間軸上鍵的選擇305.2.1 齒輪2與軸鏈接鍵的選擇

4、305.2.2 齒輪3與軸鏈接鍵的選擇305.3 低速軸上鍵的選擇315.3.1 低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇315.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇316. 滾動軸承的選擇316.1 高速軸配合軸承的選擇316.2 中間軸配合軸承的選擇326.3 低速軸配合軸承的選擇337. 聯(lián)軸器的選擇與校核347.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇347.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇358. 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇358.1 潤滑方式的選擇358.2 潤滑油的選擇358.3 密封方式的選擇359. 箱體的設置3610減速器附件的選擇3710.1 觀察孔蓋3710.2 通氣器3810.3 游標3810.4 油塞

5、3810.5 吊環(huán)螺釘3810.6 定位銷3810.7 起蓋螺釘3811. 設計總結3812. 參考資料391 傳動方案設計1.1傳動布置方案如圖1：圖1傳動布置方案1電動機 2聯(lián)軸器 3制動器 4減速器 5聯(lián)軸器6卷筒支承 7鋼絲繩 8吊鉤 9卷筒1.2已知條件：1、提升重量n2、重物提升速度m/s3、滾筒槽底直徑mm 鋼絲繩直徑 mm1.3設備工作條件：常溫下工作，每日兩班，工作10年，允許重物起升速度誤差小于5%。車間有三相交流電源。2.電動機的選擇與運動參數(shù)計算2.1電動機的選擇初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。1、起重力：f= =

6、3675n2、工作機所需要的功率:3、傳動裝置的總效率；為卷筒的效率,取0.96；為滾動軸承的效率，取0.98；為彈性聯(lián)軸器的效率，取0.993；為閉式齒輪（7級精度）的傳動效率，取0.98；0.960.980.837；4、電機所需的功率：選取電動機的功率：，則=5kw； (5)、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍，故電動機轉速的可選范圍為： 根據(jù)電動機型號查表8-53確定外伸軸徑、外伸軸長度、中心高等參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表一，便于比較。表一：電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型號額定功率/kw同步轉速/（r/min）滿載轉速/（r/min）總傳動比外

7、伸軸徑/mm外伸軸長度/mm中心高/mm1y132s-45.51500144017.5838801402y132m2-65.5100096011.7238801782.2計算傳動比及分配各級傳動比1、總傳動比為=1440/81.89=17.582、分配各級傳動比分別是高速級和低速級的傳動比。取2.2運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速a軸：b軸：c軸：d軸：2、計算各軸的功率a軸： b軸： c軸： d軸： 3、計算各軸扭矩a軸： b軸： c軸： d軸： 3.傳動零件的設計3.1高速級齒輪傳動3.1.1選擇齒輪材料及精度等級考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

8、。小齒輪選用調(diào)質，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼調(diào)質，齒面硬度240hbs；選取螺旋角，初選螺旋角3.1.2按齒面接觸疲勞強度設計：確定有關參數(shù)如下：1、傳動比：i1=4 取小齒輪齒數(shù)z1 =23則大齒輪齒數(shù)：z2=i1z1=423=92傳動比。2、取齒寬系數(shù)：。3、載荷系數(shù)： 。4、查得材料的彈性影響系數(shù)5、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度。6、計算應力循環(huán)次數(shù)：7、取接觸疲勞壽命系數(shù);8、計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由公式得： 9、計算：1)、試算小齒輪的分度圓直徑，代入中較小的值。 2)、計算圓周速度v3)、計算齒寬b4)

9、、計算齒寬與齒高之比模數(shù)：齒高： 計算縱向重合度=5)、計算載荷系數(shù)根據(jù)=3.40m/s,7級精度，查得動載系數(shù)=1.12 齒間載荷分配系數(shù):查得使用系數(shù)=1 用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時， =1.423由b1/h1 =11.11， = 1.423查得： =1.35故載荷系數(shù)：6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d1=d1t7)、計算模數(shù)m3.1.3、按齒根彎曲強度校核彎曲強度得設計公式為確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：= 500mpa查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限：=380mpa取彎曲疲勞壽命系數(shù):kfn1= 0.85kfn2= 0.88取彎

10、曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 許用彎曲應力：2、計算載荷系數(shù)，根據(jù)縱向重合度，從圖螺旋角影響系數(shù)，查得。計算當量齒數(shù)3、查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)yfa1=2.65 ysa1=1.58yfa2=2.226 ysa2=1.7644、彎曲應力所以齒輪1、2滿足彎曲疲勞強度要求。5、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值較大。取模數(shù)標準值=2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=48.236來計算應有的齒數(shù). 取z=19z=419=76 3.1.4幾何尺寸計算計算中心距：a=122.39將中心距圓整為122修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。分度

11、圓直徑d=d=齒輪寬度：=148.95=48.95mm取b1=55mm b2=49mm3.2低速級齒輪傳動3.2.1選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用調(diào)質，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼調(diào)質，齒面硬度240hbs；選取螺旋角，初選螺旋角3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計：確定有關參數(shù)如下：1、傳動比： =4.4 取小齒輪齒數(shù)=26則大齒輪齒數(shù)，取傳動比。2、取齒寬系數(shù)：。3、載荷系數(shù)： 。4、查得材料的彈性影響系數(shù)5、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度。6、計算應力循環(huán)次數(shù)：7、取接觸疲勞壽命系數(shù);8、計算接觸疲勞許用

12、應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由公式得： 9、計算：1)、試算小齒輪的分度圓直徑，代入中較小的值。 2)、計算圓周速度v3)、計算齒寬b計算摸數(shù)=4)、計算齒寬與齒高之比齒高： 計算縱向重合度=5)、計算載荷系數(shù)根據(jù)=4.53m/s,7級精度，查得動載系數(shù)=1.12 齒間載荷分配系數(shù):查得使用系數(shù)=1 用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時， =1.423由=11.55， = 1.423查得： =1.35故載荷系數(shù)：6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：7)、計算模數(shù)m3.2.3按齒根彎曲強度校核彎曲強度得設計公式為確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極

13、限：= 500mpa查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限：=380mpa取彎曲疲勞壽命系數(shù):= 0.85= 0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 許用彎曲應力：2、計算載荷系數(shù)。根據(jù)縱向重合度，從圖螺旋角影響系數(shù)，查得。計算當量齒數(shù)3、查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)=2.65 =1.58=2.226 =1.7644、彎曲應力所以齒輪1、2滿足彎曲疲勞強度要求。5、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值較大。取模數(shù)標準值=2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù). 取z=47z=4.423=206.8 取z=207。3.2.4幾何尺寸計算計算中心距：a=327

14、.22將中心距圓整為327。修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。分度圓直徑d=d=齒輪寬度：=1121.1=121.1mm取=128mm =122mm4.軸系零件的設計計算4.1 低速軸的設計4.1.1選取軸的材料 因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。4.1.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩4.820.984.72kw =81.82r/min4.1.3 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =533.4而 f= = f 圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖2所圖 2示。4.1.4 初步確定軸的最小直徑先估算軸的最小直徑

15、,選取軸的材料為 45鋼,調(diào)質處理,根據(jù)軸常用幾種材料的及表，查的=35mp,=112。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算扭矩為，查工作系數(shù)表，取=2.3因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查彈性柱銷聯(lián)軸器表，根據(jù)，選擇型彈性柱銷聯(lián)軸器，mm，其公稱轉矩為2500,半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合長度。4.1.5 擬定軸上的裝訂方案如圖3所示 a b c d 圖34.1.6 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按

16、軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為，保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比略短一些,現(xiàn)取。選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的接觸球軸承7212c型. 對于選取的角接觸球軸承其尺寸的為,故;而 。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。手冊上查得7212c型軸承定位軸肩直徑mm，故取。取安裝齒輪處的軸段，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為122mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取。齒輪的右端采用軸肩定位, 取軸肩高h=4mm,取.軸環(huán)寬度,取b=12mm。 軸承端蓋的總寬度為20m

17、m(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=22mm,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。4.1.7 根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置對于7212c型的角接觸球軸承,a=22.4mm,因此,作為簡支梁的軸的支承跨距。4.1.8 受力分析 4.1.9 作出軸的載荷分析圖: 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)=之前已選軸材料為45鋼，調(diào)質處理。查軸的常用

18、材料及其主要力學性能表表，得=60mp，此軸合理安全。精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面（1）、截面a,b只受扭矩作用。所以a b無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面c上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面c上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故c截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可.（2）、 截面左側?？箯澫禂?shù) w=0.1=0.1

19、=16637.5抗扭系數(shù) =0.2=0.2=33275截面的右側的彎矩m為 截面上的扭矩為 =550.92截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質處理。由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85k=1+=1.82k=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： k=2.8k=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=7.58s11.21s=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數(shù) w=0.1=0.1=28749.6抗扭系數(shù) =0.2=0.2=57499.2截面左側的彎矩m為 m=截面上的扭矩為 =550.92截面上的彎曲應力 截面上

20、的扭轉應力 =3.16 = 表面質量系數(shù)k=k= 安全系數(shù)s=11.3s12.12s=1.5 所以它是安全的所以該軸在截面右側是安全的，本題由于無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱，故可以省去靜強度較核。4.2 低速軸的設計4.2.1選取軸的材料中間軸因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。4.2.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩5.020.984.92kw =360r/min4.2.3 求作用在齒輪上的力已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為 =121.1而 f= = f f= ftan=2155.570.246179=530.66n已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為

21、=195.82而 f= = f f= ftan=1333.060.246179=322.32n4.2.4 初步確定軸的最小直徑先估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質處理,根據(jù)軸常用幾種材料的及表，查的=35mp,=112。 聯(lián)軸器的計算扭矩為，查工作系數(shù)表，取=1.5選取角接觸球軸承7206c型d=30 d=62 b=16已知齒輪2、3齒厚，根據(jù)低速軸尺寸計算出中間軸尺寸 4.2.5 根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置對于7206c型的角接觸球軸承,a=14.2mm,因此,作為簡支梁的軸的支承跨距。4.2.6 受力分析37679.5230650.57159324.411

22、65994.48作出軸的載荷分析圖:進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力=38.67mpa前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。由機械設計表15-1查得=60 mpa，因此，故安全。4.3 低速軸的設計4.3.1選取軸的材料先估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質處理4.3.2 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩5.230.985.13kw =1440r/min4.3.3求作用在齒輪上的力4.3.4初步確定軸的最小直徑根據(jù)軸常用幾種材料的及表，查的=35mp,=112。

23、聯(lián)軸器的計算扭矩為，查工作系數(shù)表，取=1.5選取角接觸球軸承7212c型d=60 d=110 b=22根據(jù)低速軸、中間軸尺寸計算出告訴軸尺寸 4.3.5 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置對于7212c型的角接觸球軸承,a=19.4mm,因此,作為簡支梁的軸的支承跨距。4.3.6 受力分析 作出軸的載荷分析圖: 4.3.7 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)=之前已選軸材料為45鋼，調(diào)質處理。查軸的常用材料及其主要力學性能表表，得=60mp，此軸合理安全。4.3.8 精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面a,b只受扭矩作用。所以a b無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響

24、來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面c上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面c上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故c截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可. 截面左側。抗彎系數(shù) w=0.1=0.1=21600抗扭系數(shù) =0.2=0.2=43200截面的右側的彎矩m為 截面上的扭矩為 =53.15截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質處理。由課本表15-

25、1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85k=1+=1.82k=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： k=2.8k=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=169.33s150.92s=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數(shù) w=0.1=0.1=28749.6抗扭系數(shù) =0.2=0.2=57499.2截面左側的彎矩m為 截面上的扭矩為 =53.15截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =3.16 = 表面質量系數(shù)k=k= 安全系數(shù)s=192.31s126.2s=1.5 所以它是安全的所以該軸在截面右側是安全的，本題由于無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱

26、，故可以省去靜強度較核。5.鍵的選擇與校核5.1 高速軸上鍵的選擇5.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=38.29(合適)鍵的標記：鍵6640 gb/t10962003.5.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)

27、d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=11.84(合適)鍵的標記：鍵6640 gb/t109620035.2中間軸上鍵的選擇5.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=50mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=36mm。2) 鍵，軸和輪

28、轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=54.38(合適)鍵的標記為：鍵10836 gb/t10962003.5.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=45mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=60.43(合適)鍵的標記為

29、：鍵10836 gb/t10962003.5.3 低速軸上鍵的選擇5.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=600.13(合適)鍵的標記：鍵6640 gb/t10962003.5.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=66mm，由手

30、冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度l=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=185.4950000h所以軸承的選取合理6.2 中間軸配合軸承的選擇1) 求比值=0.6451根據(jù)機械設計表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時2) 初步計算當量動載荷p，按照機械設計p321表13-6，取。按照機械設計p321表13-5，x=0.44，y值需在已知型號和基本額定靜載荷c0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取

31、y=1.19，則3) 求軸承應有的基本額定動載荷(壽命按50000h算)=7429.20n4) 按照軸承樣本選擇7206c軸承此軸承的基本額定靜載荷c0=12800n。驗算如下：a求相對軸向載荷對應的e值與y值。相對軸向載荷為0.02518，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，y值為2.b. 求當量動載荷p。c. 驗算30305軸承的壽命。=86964h 50000h所以軸承的選取合理6.3低速軸配合軸承的選擇1) 求比值= 0.6568根據(jù)機械設計p321表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時2) 初步計算當量動載荷p，按照機械設計p321表13-6，取

32、。按照機械設計p321表13-5，x=0.44，y值需在已知型號和基本額定靜載荷c0后才能求出。現(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.19，則=1135.01n3) 求軸承應有的基本額定動載荷(壽命按50000h算)=7106.57n4) 按照軸承樣本選擇7212c軸承此軸承的基本額定靜載荷c0=37800n。驗算如下：a求相對軸向載荷對應的e值與y值。相對軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，y值為2b. 求當量動載荷p。=1629.30nc. 驗算30309軸承的壽命。=81346h50000h所以軸承的選取合理7.聯(lián)軸器的選擇與校核7.1 高速軸

33、上聯(lián)軸器的選擇1) 類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2) 載荷計算由機械設計表14-1查得ka=2.3=45.70nm3) 型號的選擇從gb/t 50142003中查得lx4型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉矩為2500nm，許用最大轉速為3870r/min，軸頸為4063mm之間，故合用。7.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇1) 類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2) 載荷計算由機械設計表14-1查得ka=2.3=1267.12nm3) 型號的選擇從gb/t 43232003中查得lx4型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉矩為2500nm，許用最大轉速為3870r/min，軸頸為4063

34、mm之間，故合用。8. 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇8.1 潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪v1=d1n1/(601000)=3.1448.951440/(601000)=3.69m/s低速齒輪 v3=d4n3/(601000)=3.14533.481.82/(601000)2.28m/s中間軸齒輪v2=d2n2/(601000)=3.1412.1360/(601000)2.28m/sv2=d3n2/(601000)=3.14195.82360

35、/(601000)3.69m/s當齒輪的圓周速率小于12m/s時(vmax=3.69m/s)，通常采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。再加上齒輪到箱底的距離3050mm，所以油深75mm。8.2 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用l-ckc90110潤滑油。8.3 密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈

36、圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結構簡單。所以用氈圈油封。 9.箱體的設置名稱計算公式結 果機座壁厚=0.025a+1810mm機蓋壁厚11=0.02a+188mm機座凸緣壁厚b=1.515 mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.90420mm地腳螺釘數(shù)目a1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mmdf,d1,d2至外機壁距離c1=1.2d+(58)c1f=30mmc11=20mmc12=20mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離c2c2f=24mmc21=20mmc22=16mm機殼上部（下部）凸緣寬度k= c1+ c2kf=54mmk1=40mmk2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度l1c1f+ c2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm10減速器附件的選擇10.1 觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm