機械設(shè)計說明書一級錐齒輪

1、第一章設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目傳動方案錐齒輪減速器開式齒輪帶式運輸機的工作原理已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境 最高溫度35度；2）使用折舊期：8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4） 動力來源：電力，三相流，電壓 380、220V；5） 運輸帶速度允許誤差：5%6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計數(shù)據(jù)運動帶工作拉力：2200N ；運輸帶工作速度：1.15m/s ；卷筒直徑： 240mm ；設(shè)計內(nèi)容1）按照給定的原始數(shù)據(jù)和傳動方案設(shè)計減速器裝置；2）完成減速器裝配圖 1 張；3）零件工作圖 1 張4）

2、編寫設(shè)計計算說明書一份。第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為一級圓錐齒輪減速器。第三章 選擇電動機3.1 電動機類型的選擇根據(jù)用途選用 Y 系列三相異步電動機。3.2 確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：n仁0.99滾動軸承的效率：n 2=0.98錐齒輪的效率： n 3=0.97 開式圓柱齒輪的效率： n o=0.96 滾動皮帶的效率： n w=0.97=0.97 0.96 =0.8173.3選擇電動機容量工作機所需功率為電動機所需額定功率工作轉(zhuǎn)速:經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，選定電機型號為：Y112M-4的三相異步電動機，額

3、定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為 nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為 nt=1500r/min。電動機型號同步轉(zhuǎn)速/(r/mi n)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n)Y112M-41500414403.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，可以計算出傳動裝置總傳動比為:(2) 分配傳動裝置傳動比取開式圓柱齒輪傳動比：ic=4減速器傳動比為第四章計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)4.2高速軸的參數(shù)4.3低速軸的參數(shù)4.4軸山的參數(shù)4.5工作機的參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速 n/(r/min)功率P/

4、kW轉(zhuǎn)矩 T/(N?mm)電機軸14403.120559.03高速軸14403.0720360.07低速軸366.412.9276106軸川366.412.8373760.27工作機91.62.53263771.83第五章開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為a =20。2參考表10-6選用7級精度。3材料選擇由表10-1選擇小齒輪20Cr （滲碳淬火），齒面硬度為5862HRC大齒輪20Cr （滲碳淬火），齒面硬度為5862HRC4. 選小齒輪齒數(shù)=20，則大齒輪齒數(shù)=X i=20X 4=81。5.2按齒根彎曲疲勞強度設(shè)

5、計1由式（10-7 ）試算模數(shù)，即（1）確定公式中的各參數(shù)值。a. 試選 KFt=1.3b. 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y&c. 計算 YFaX YSa/ r F由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25,由式（10-14）得兩者取較大值，所以(2) 試算齒輪模數(shù)2. 調(diào)整齒輪模數(shù)(1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備a. 圓周速度vb. 齒寬bc. 齒高h及齒寬比b/h(2) 計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=0.612m/s，7級精度，由圖10-8

6、查得動載系數(shù) Kv=1.062查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.1=1.171。由表10-4用插值法查得 KH3 =2.045，結(jié)合b/h=7.112查圖10-13，得則載荷系數(shù)為(3) 由式(10-13),按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)取 m=3mm(4) 計算分度圓直徑5.3確定傳動尺寸1計算中心距 ，圓整為2計算小、大齒輪的分度圓直徑3計算齒寬取 B仁55mmB2=50mm5.4校核齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度條件為T、$ d和di同前a. 根據(jù)v=1.15m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) Kv=1.022b. 齒輪的圓周力。查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) KHa =1.3

7、由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承懸臂布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH3 =2.046由此，得到實際載荷系數(shù)c. 由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH=2.49d. 查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPae. 由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z f. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力d H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力(2)齒輪的圓周速度選用7級精度是合適的5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1) 計算齒頂高、齒根高和全齒高(2) 計算小、大齒輪的齒頂圓直徑(3) 計算小、大齒輪的齒根圓直徑注:5.6

8、齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角a n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角3左 0 00右 0 00齒數(shù)z2081齒頂咼ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d60243齒頂圓直徑da66249齒根圓直徑df52.5235.5齒寬B5550中心距a152152第六章減速器齒輪傳動設(shè)計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力取為a =20 ，選用7級精度。2材料選擇：小齒輪40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪45 （調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS3. 選小齒輪齒數(shù)=

9、24,則大齒輪齒數(shù)=X i=24X 3.93=95。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1. 由式（10-29 ）試算小齒輪分度圓直徑，即（1）確定公式中的各參數(shù)值a. 試選 KHt=1.3b. 計算小齒輪傳遞的扭矩c. 查表選取齒寬系數(shù)=0.3d. 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ZH=2.5e. 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8f. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即(2) 試算小齒輪分度圓直徑2計算圓周速

10、度v3.計算當(dāng)量齒寬系數(shù) $ d4計算載荷系數(shù)查表得使用系數(shù)=1查圖得動載系數(shù)=1.106取齒間載荷分配系數(shù)：=1查表得齒向載荷分布系數(shù)：=1.313實際載荷系數(shù)為5. 按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑6. 計算模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm。6.3確定傳動尺寸1.實際傳動比大端分度圓直徑2. 計算分錐角3. 齒寬中點分度圓直徑4. 錐頂距為5. 齒寬為取 b=37mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度(1) K、b、m 和 $ R 同前(2) 圓周力為齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù) YSa當(dāng)量齒數(shù)為:小齒輪當(dāng)量齒數(shù)大齒輪當(dāng)量齒數(shù)查表得：(3) 圓周速度寬高比b/h根據(jù)v=4.52m/s , 7級精度，由圖

11、10-8查得動載系數(shù) Kv=1.086查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFa =1.1由表 10-4 用插值法查得 KH3 =1.346，結(jié)合 b/h=37/5.5=6.578 查圖 10-13,得 KF3 =1.066。則載荷系數(shù)為由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式(10-14)得齒根彎曲疲勞強度校核13齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。(5)齒輪的圓周速度選用7級精度是合適的6.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù)(1) 計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚(2) 分錐角(由前

12、面計算)(2)計算齒頂圓直徑(3) 計算齒根圓直徑(4) 計算齒頂角0 a1= 0 a2=atan(ha/R)=1 109(5) 計算齒根角0 f1= 0 f2=atan(hf/R)=1 2411(6) 計算齒頂錐角S a1= S 1+ 0 a1=15 2050S a2= S 2+ 0 a2=76 5928S f1=弐lf1=12 4629S f2= Sl 22=74 2576.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)mm2.52.5齒頂咼系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.20.2齒數(shù)z2495齒頂咼hamx ha*2.52.5齒根高hfmx (ha*+c*)33分度圓直徑

13、dd60237.5齒頂圓直徑dad+2x ha64.85238.72齒根圓直徑dfd-2 x hf54.18236.03分錐角S141041754918齒頂角l aata n(ha/R)11091109齒根角l fata n( hf/R)1241112411第七章軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算（1）確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速 n=1440r/min ;功率 P=3.07kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=20360.07N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45 （調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS許用彎曲應(yīng)力為r =60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而

14、受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 5%查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為20mm 故取 dmin=20（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計15a. 軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸， 軸伸出端安裝 聯(lián)軸器，選用普通平鍵， A型，bx h=6X 6mm(GB/T 1096-2003)，長L=40mm ;定位軸肩直徑 為23mm ;聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b. 確定各軸段的直徑和長度圖7-1高速軸示意圖2_p 4,L5 4=6-(1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的

15、軸直徑 d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)， 故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca = KAX T,查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3,貝U :按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊， 選用LX2型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。選用普通平鍵， A 型鍵，bx h = 6 x 6mm(GB T 1096-2003)，鍵長 L=40mm。(2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 23 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30205，其

16、尺寸為d X DX T = 25X 52 X 16.25mm，故 d34 = d78 = 25 mm，貝V 134 = 178 = T= 16.25 mm。由手冊上查得30205型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 30 mm。(3) 由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以 156 = 37 mm , d56 = 64.85 mm軸承端蓋厚度e=12,墊片厚度 t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端16面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24,則（5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差

17、，在確定滾動軸承位第1段:d仁20mm ,第2 段:d2=23mm第3 段:d3=25mm第4 段:d4=30mm第5 段:d5=25mm第6 段:d6=20mm1軸的受力分析（與軸承內(nèi)徑配合），L5=15mmL1=52mm（軸肩），L2=50mm（軸肩），L4=60mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=16.25mm置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，則軸段123456直徑202325302520長度525016.25601551.56軸段123456直徑202325302520長度525016.25601551.56（與主動錐齒輪內(nèi)孔配合），L6=51.56mm2軸的受力分析（6）彎曲-

18、扭轉(zhuǎn)組合強度校核a. 畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b. 計算作用在軸上的力（di為齒輪1的分度圓直徑） 小錐齒輪所受的圓周力小錐齒輪所受的徑向力小錐齒輪所受的軸向力第一段軸中點到軸承中點距離l1=84.12mm，軸承中點到齒輪中點距離I2=75mm，齒輪17中點到軸承中點距離 l3=40.56mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力, 其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)a.計算作用在軸上的支座反力軸承A在

19、水平面內(nèi)的支反力軸承B在水平面內(nèi)的支反力軸承A在垂直面內(nèi)的支反力軸承B在垂直面內(nèi)的支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為:b.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內(nèi)彎矩截面B在水平面內(nèi)彎矩截面C在水平面內(nèi)彎矩截面D在水平面內(nèi)彎矩c. 繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩截面B在垂直面內(nèi)彎矩截面C在垂直面內(nèi)彎矩截面D在垂直面內(nèi)彎矩 d繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩截面B處合成彎矩截面C處合成彎矩 截面D處合成彎矩 e繪制扭矩圖f.計算當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩截面B處當(dāng)量彎矩 截面C處當(dāng)量彎矩 截面C處當(dāng)量彎矩圖7-2高速軸受力及彎矩圖2021RAHRBHBV扭矩圖#3校核軸的強度因B彎矩大

20、，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為查表得45（調(diào)質(zhì)）處理，抗拉強度極限d B=650MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力r -1b=60MPa , d ca d -1b，所以強度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計計算（1）確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速 n=366.41r/min ;功率 P=2.92kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=76106N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45 （調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS許用彎曲應(yīng)力為d =60MPa

21、（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 7%查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 25mm故取dmin=25（4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a. 軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bx h=8x 7mm（GB/T 1096-2003），長L=50mm；定位軸肩直徑為31mm ;聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b. 確定各軸段的長度和直徑。圖7-3低速軸示意圖I 尼

22、Lb L Lc第1 段:d仁25mm , L仁62mm第2 段:d2=31mm （軸肩），L2=50mm （軸肩突出軸承端蓋 20mm左右）第3 段:d3=35mm （與軸承內(nèi)徑配合），L3=35.25mm （軸承寬度）第4 段:d4=40mm （軸肩），L4=46mm （根據(jù)齒輪寬度確定）第5段：d5=45mm （與大錐齒輪內(nèi)孔配合），L5=101.48mm （比配合的齒輪長度略短, 以保證齒輪軸向定位可靠）第6段：d6=35mm （與軸承內(nèi)徑配合），L6=18.25mm （由軸承寬度和大錐齒輪端面與箱 體內(nèi)壁距離確定）軸段123456直徑253135404535長度625035.25461

23、01.4818.251.軸的受力分析（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力大錐齒輪所受的徑向力大錐齒輪所受的軸向力c. 計算作用在軸上的支座反力軸承中點到齒輪中點距離 l1=60.5mm，齒輪中點到軸承中點距離I2=123.5mm，軸承中點到第一段軸中點距離l3=107.8mm軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH軸承A和軸承B在垂直面上的支反力 RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：a.計算彎矩在水平面上，軸截面 A處所受彎矩:在水平面上，軸截面 B處所受彎矩:2

24、5在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩:在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩:在水平面上，軸截面D處所受彎矩:在垂直面上，軸截面A處所受彎矩:在垂直面上，軸截面B處所受彎矩:26#在垂直面上，齒輪 2所在軸截面C處所受彎矩:在垂直面上，軸截面 D處所受彎矩:b繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩：截面C左側(cè)合成彎矩：左左左截面C右側(cè)合成彎矩：右右右截面D處合成彎矩：c繪制扭矩圖d繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：截面B處當(dāng)量彎矩:截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：左左截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：右右截面D處當(dāng)量彎矩：圖7-4低速軸受力及彎矩圖27II平面殍矩圖平而彎炬圖合成彎矩圖當(dāng)?shù)?疔矩圖受力圖扭矩國292

25、校核軸的強度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限d B=650MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力r -1b=60MPa , d cae, Pr=0.4 x Fr+YX Fa軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN,額定靜載荷 C0r=37kN，軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=19200h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力:查表得系數(shù)Y=1.6由前面計算可知軸向力Fae=71N

26、查表得 X1=0.4, Y1=1.6, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據(jù)前面的計算，選用30207軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng) Fa/Frw e 時，Pr=Fr;當(dāng) Fa/Fre, Pr=0.4 x Fr+YX Fa軸承基本額定動載荷 Cr=54.2kN,額定靜載荷 C0r=6

27、3.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=19200h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：查表得系數(shù)丫=1.6由前面計算可知軸向力 Fae=266N查表得 X1=0.4, Y1=1.6, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用 A 型鍵，查表得 b x h=6mm x 6mm (GB/T 1096-2003)，鍵長 40mm。鍵的工作長度l=L-b=34mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠

28、壓應(yīng)力d p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用 A 型鍵，查表得 b x h=6mm x 6mm (GB/T 1096-2003)，鍵長 28mm。鍵的工作長度l=L-b=22mm小錐齒輪材料為 40Cr,可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力d p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核選用 A 型鍵，查表得 b x h=12mm x 8mm ( GB/T 1096-2003)，鍵長 32mm。鍵的工作長度l=L-b=20mm大錐齒輪材料為45,可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力d p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.4低速軸與聯(lián)軸器

29、鍵連接校核選用 A 型鍵，查表得 b x h=8mm x 7mm (GB/T 1096-2003)，鍵長 50mm。 鍵的工作長度l=L-b=42mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力d p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力第十章聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器(1) 計算載荷由表查得載荷系數(shù) K=1.3計算轉(zhuǎn)矩 Tc=KX T=26.47N?m選擇聯(lián)軸器的型號(2) 選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX2彈性柱銷聯(lián)軸器?m，許用轉(zhuǎn)速n=6300r/min , Y型軸孔，主動端孔直徑 動端孔直徑 d=20mm，軸孔長度 L仁52mm。Tc=26.47N?mT n=56

30、0N?m n=1440r/m i*n =6300r/min10.2低速軸上聯(lián)軸器(1)計算載荷由表查得載荷系數(shù) K=1.3計算轉(zhuǎn)矩 Tc=KX T=98.94N?m選擇聯(lián)軸器的型號(2)選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX2彈性柱銷聯(lián)軸器?m，許用轉(zhuǎn)速n=6300r/min , Y型軸孔，主動端孔直徑 動端孔直徑d=28mm，軸孔長度L仁62mm。(GB/T4323-2002 )，公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=560N d=28mm，軸孔長度 L仁62mm。從(GB/T4323-2002 )，公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=560N d=25mm，軸孔長度 L仁62mm。從Tc=98.94N?mT n=560N?m n=366.41r/m i*n =6300r/min第十一章 減速器的密封與潤滑11.1 減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作， 在構(gòu)成箱體的各零件 間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。 對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封， 則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計中由于密封界面的 相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V 3m/s ，輸出軸與軸承蓋間也為 V88mm箱蓋壁厚S 10.0085(dI+d2)+