吉 林 大 學設 計 計 算 說 明 書設計題目: 機械設計熱處理車間鏈板式運輸機的傳動裝置二級減速器學院:生物與農(nóng)業(yè)工程學院 專業(yè):包裝工程180103班10 號卡號: 200105178設 計 者: 張觀純指導教師: 曾平2004 年9 月 5 日2004年9月26日目 錄一、設計任務書 2（一）設計題目： 2（二）設計要求： 2（三）設計數(shù)據(jù)： 2（四）設計內(nèi)容 2二、傳動方案擬定與分析 2三、電動機的選擇 3四、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 4五、計算傳動裝置的運動，動力參數(shù) 4六、傳動零件設計計算 5、 錐齒輪傳動設計 5、 圓柱齒輪傳動設計 9 七、減速器裝配草圖設計 12、 選擇結(jié)構(gòu)方案 12、 初繪裝配草圖 13、 校核低速軸上的鍵聯(lián)接，軸與軸承 15、 校核滾動軸承的壽命和鍵聯(lián)結(jié)強度 19八、聯(lián)軸器的選擇 21九、潤滑和密封 22十、設計小結(jié) 22十一、參考資料 22機械設計課程設計二級減速器一、 設計任務書：（一）設計題目： 設計熱處理車間鏈板式運輸機的傳動裝置二級減速器（二）設計要求： 鏈板運輸機由電機驅(qū)動；電機轉(zhuǎn)動經(jīng)傳動裝置帶動鏈板式運輸機的驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)動，拖動輸送鏈移動，運送原料或產(chǎn)品，輸送機的使用壽命為5年，每日兩班工作，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，單向轉(zhuǎn)動，輸送鏈速5%，工作效率為0.95,該機器由機械廠小批生產(chǎn)。（三）設計數(shù)據(jù)： 輸送鏈拉力F=2200牛，輸送鏈速度V=1.35m/s驅(qū)動鏈輪直徑D=240mm （四）設計內(nèi)容: 1、 確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動簡圖。2、 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。3、 傳動裝置中的傳動零件設計計算。4、 繪制傳動裝置中減速器裝配圖一張（A0）。5、 繪制減速器箱體（A1）,齒輪及軸的零件圖各一張（A2）。6、 編寫設計計算說明書一份。二、傳動方案擬定與分析:1、 設計要求電動機軸與工作軸垂直，且傳動比較大,同時為使傳動更加平穩(wěn)，齒輪強度應較高，考慮采用直齒錐齒輪-斜齒圓柱齒輪傳動。2、 錐齒輪的加工比較困難,特別是大尺寸錐齒輪。一般應放在高速級，以減小其直徑和模數(shù)。但需注意，當錐齒輪的速度過高時，此時還應考慮能否達到制造精度及成本問題。3、 采用閉式齒輪傳動，可以得到良好的潤滑與密封，更能適應在鑄造車間繁重惡劣的條件下長期工作，且使用與維護方便。4、 綜上所訴，所采用的系統(tǒng)傳動方案如下圖所示：計算及說明結(jié)果三、電動機的選擇：1、 擇電動機類型：按已知條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機。2、 擇電動機的容量：Pw = = = 3.126 kw8級精度錐齒輪傳動效率g1 = 0.95 , 滾子軸承效率r = 0.98 , 聯(lián)軸器效率c = 0.99，8級精度圓柱齒輪傳動效率g2 = 0.97 , 則 = g1g2r 3c 2 = 0.950.970.9830.992 = 0.85Pd = = = 3.678 kw3、 確定電動機轉(zhuǎn)速：工作機軸轉(zhuǎn)速為 nw = =112.2 r/min , 按機械設計課程設計指導書表2 4推薦的各級傳動比范圍i = 815，可見電動機轉(zhuǎn)速可選范圍：nd = ianw = (815)112.2 = 897.61683 r/min，考慮到重量和價格，選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min 的Y系列異步電動機Y132S 6，其滿載轉(zhuǎn)速nm = 960 r/min 。主要機型號及主要尺寸：型號：Y132M1-6，額定功率Pd=4kw,滿載轉(zhuǎn)速nm = 960 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min,電動機中心高H=132mm,外伸軸直徑和長度D=38mm,E=80mm.四、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比：1、 傳動裝置總傳動比：i = = 8.62、 分配傳動比裝置各級傳動比：i = i1i2 ， 取 i1 = 0.25i，得i1 = 2.15，i2 = =4 .五、計算傳動裝置的運動，動力參數(shù)：1、各軸轉(zhuǎn)速：n= 960 r/min n= n/ i1= 960/2.15= 446.5 r/minn= n/ i2= 446.5/4= 112.5 r/min工作機軸：nw= n= 112.5r/min2、各軸功率：P=Pdc= 3.6780.99= 3.641 kwP= Prg1= 3.6410.980.95 = 3.390 kwP= Prg2 = 3.3900.980.97 = 3.223 kw工作機軸：Pw= Prc=3.2230.980.989= 3.126 kw3、各軸轉(zhuǎn)矩：電機軸：Tw=9550Pw/nw=95503.126/122.5= 243.70 NmT=9550 P/ n= 95503.641/960=36.22 NmT=9550 P/ n= 95503.390/446.5=72.570 NmT=9550 P/ n= 95503.223/122.5=251.262 Nm工作機軸：Tw=9550Pw/ nw=95503.126/122.5=243.70Nm傳動裝置運動和運動參數(shù)計算結(jié)果： 軸 參數(shù)電動機軸I軸II軸III軸工作機軸轉(zhuǎn)速n(r/min)960960446.5122.5122.5功率P（kw）3.6783.6413.3903.2233.126轉(zhuǎn)矩（N.m）36.28836.2272.570251.262243.370傳動比I12.1541效率0.990.9220.8760.85六、傳動零件設計計算：、錐齒輪傳動設計：1、 擇齒輪材料，熱處理，精度等級：齒輪材料選用45鋼，軟齒面齒輪傳動，選小齒輪調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220230HBS,取225HBS；大齒輪正火，齒面硬度為190200HBS，取195HBS，精度等級為8級。3、 選擇齒輪齒數(shù)、齒寬系數(shù)：選z1=23，z2=i1 z1= 49。45 , 取z2= 50，u = = =2.17錐齒輪推薦齒寬系數(shù)R = 0.25 0.3 ，因齒輪懸臂布置，取R = 0.26 。4、 確定相關系數(shù)：COS1 = = = 0.9082 , 1 = 21.84COS2 = = =0.4185，2 = 65.157當量齒數(shù)：zv1 = = 25 zv2 = = 119當量齒輪端面重合度: = 1.88 3.2 (+) = 1.7255、 按齒面接觸疲勞強度計算：設計公式 mm確定式中各項數(shù)值：因載荷平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速不高，可初選載荷系數(shù)Kt=1.5；T1= 9.55 P/ n =95503.641/960=36.22Nmm ;由表9-7，選取ZE=189.8， ZH= 2.5， Z= 0.88 由式9-12，N1=60n1jLn=609601163005=1.3824109N2= N1/i1=5.44108由圖9-15，按允許一定點蝕，查得ZN1=0.99 , ZN2=1.02由圖9-16d,按小齒輪齒面硬度平均值235HBS,在MQ和ML線中間查取Hlim1=550Mpa同理，在圖9-16c中查取Hlim2=390Mpa。由表9-8，選取SHmin=1.00H1=Hlim1 ZN1/SHmin=5500.99/1.00 = 544.5 MpaH2=Hlim2 ZN2/SHmin=3901.02/1.00 = 397.8 Mpa取H2 = 397.8 Mpa設計齒輪傳動參數(shù)將確定出的各值代如接觸強度設計式中得：d1t = 87.06 mm = = 3.80 m/s由表9-5，查取得KA=1.00，由圖9-7，查取得KV=1.22，由圖9-10，查取得K=1.2，由表9-6，查取得K=1.2，則K=KAKVKK=1.7568.d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 87.06(1.7568/1.5)1/3 = 91.77 mmm = d1 /z1= 91.77/23 = 3.99 mm選取錐齒輪大端標準模數(shù) m = 4 6、 校核齒根彎曲疲勞強度： = = 0.25 + = 0.25 + = 0.685 由圖9-19，圖9-20按zv查取得YFa1 = 2.57，YSa1 = 1.61YFa2 = 2.18，YSa2 = 1.81由圖9-21查取得YN1= 0.88, YN2 = 0.90由圖9-22c,按小齒輪齒面硬度均值225HBS,在ML線上查取得Flim1=440Mpa,同理，在圖9-22b上查取得Flim2=350Mpa由表9-8，選取SFmin=1.25F1=Flim1 YN1/SFmin= 309.76 MpaF2=Flim2 YN1/SHmin= 252 Mpa將確定出的各項數(shù)值代如彎曲強度校核公式得：= = 55.6Mpa < F1= =53.6 Mpa < F2齒根彎曲疲勞強度足夠。7、 確定錐齒輪傳動的主要幾何參數(shù)：d1 = m z1= 423 = 92 mm ， d2 = m z2= 450 = 200 mmR = = = 110.07 mmb = = 0.26110.07 = 28.62 mm取齒寬 B1 = B2 = 29mm df1 = d1 - 2 hf COS1 = 92 - 21.240.9082 = 83.28 mm df2 = d2 - 2 hf COS2 = 200 - 21.240.4185 = 195.98mm da1 = d1 + 2 ha COS1 =92 + 240.9082= 99.27 mm da2 = d2 + 2 ha COS2 = 200 + 240.4185 = 203.35 mm、圓柱齒輪傳動設計：1、 選擇齒輪材料，熱處理，精度等級： 齒輪材料選用45鋼，軟齒面齒輪傳動，選小齒輪調(diào)質(zhì)，齒面硬度為230 240HBS,取235HBS；大齒輪正火，齒面硬度為190 200HBS，取195HBS，精度等級為8級。2、 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角： 閉式軟齒面齒輪傳動，z3可多選些，初選z1=27，z2= i2z1 = 108 ，傳動比i2 = 108/27 = 4，初選 = 15。3、 按齒面接觸疲勞強度設計： 對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度設計，校核齒根彎曲疲勞強度。 設計公式 mm 確定式中各項數(shù)值：因載荷有中等沖擊，可初選載荷系數(shù)Kt=1.5T1 = 9.55 P/ n = 72507 Nmm ;由表9-10，選取 d = 0.9由表9-7， 選取ZE = 189.8由圖9-14，選取ZH = 2.42 = 1.88 3.2( + ) COS = 1.88 3.2( + )COS15 = 1.673 = 0.318d z1 tg = 0.3180.927tg 15=2.07由圖9-13，查得Z= 0.77，Z = 0.98N1 = 60n2 j Ln = 60446.51163005= 6.4296108 N2= N1/i2 = 1.6074108由圖9-15，按允許一定點蝕，查得ZN1= 1.03 , ZN2=1.13 ;由圖9-16d,按小齒輪齒面硬度平均值235HBS,在MQ和ML線中間查取Hlim1=540Mpa同理，在圖9-16c中查取Hlim2=390Mpa,由表9-8，選取SHmin = 1.00 H1 = Hlim1 ZN1/SHmin = 556.2MpaH2 = Hlim2 ZN2/SHmin = 440.7 Mpa取H2 = 440.7 Mpa設計齒輪傳動參數(shù)將確定出的各值代如接觸強度設計式中得：d1t = 57.17 mmv = = 1.336 m/s由表9-5， 查取得 KA=1.0由圖9-7， 查取得 KV=1.1由圖9-10，查取得 K=1.08由表9-6， 查取得 K=1.2則 K = KA KV K K = 1.4256d1 = d1t (K / Kt) 1/3 = 56.2mmmn = d1 cos / z3= 2.01 mm由表9-1，選取第一系列標準模數(shù)mn = 2mm齒輪主要尺寸：a=mn ( z1+z2 )/ 2 cos = 139.76 mm取其中心距a = 140 mm , 則 = arcos mn ( z1+ z2 ) /2a = 14.30d1= mn z1 / cos = 56.00 mmd2= mn z2 / cos = 224.00 mmb = d d3 = 50.4 mm取B2 = 52mm , B1 = 56 mm4、 校核齒根彎曲疲勞強度： = 計算當量齒輪端面重合度 n = / cos 2 bt = arctg ( tgn/cos )= 20.6cos b = cosn / cos t= 0.969n= / cos 2 b = 1.64 / 0.969 2= 1.782Y = 0.25 + 0.75 / n = 0.25 + 0.75 / 1.782= 0.671由圖9-28，查取得Y = 0.87zv1 = z1 / cos 3 = 30zv2 = z2 / cos 3 = 120由圖9-19，圖9-20按zv查取得YFa1 = 2.53，YSa2 = 1.62YFa1 = 2.18，YSa2 = 1.81由圖9-21查取得YN1 = 0.89 ， YN2 = 0.92由圖9-22c,按小齒輪齒面硬度均值235HBS ，在ML線上查取得Flim1= 340 Mpa，同理，在圖9-22b上查取得 Flim2 = 310 Mpa。由表9-8，選取SFmin= 1.25F1= Flim1 YN1 / SFmin = 242.08 MpaF2= Flim2 YN2 / SHmin = 228.16 Mpa將確定出的各項數(shù)值代如彎曲強度校核公式得： = = 84.93Mpa < F1 = = = 80.95Mpa < F2齒根彎曲疲勞強度足夠。 七、減速器裝配草圖設計：、選擇結(jié)構(gòu)方案：1、 減速器箱體的結(jié)構(gòu)：鑄造的臥式剖分箱體2、 軸承類型及潤滑方式：齒輪脂潤滑，軸承采用角接觸滾子球軸承，由于第二級級齒輪的圓周速度v2m/s時，軸承采用脂潤滑。3、 軸承蓋的結(jié)構(gòu)形式：凸緣式軸承蓋4、 軸承組合結(jié)構(gòu)方案：兩端固定式5、 鑄造減速器機體主要結(jié)構(gòu)尺寸：機座壁厚： = 10 mm， 機蓋壁厚：1 = 10 mm，機座凸緣厚度：b=15mm， 機蓋凸緣厚度b1= 15 mm， 機座底凸緣厚度：b2=25mm， 地腳螺釘直徑：df=16mm， 地腳螺釘數(shù)目：n=4,軸承旁連接螺栓直徑：d1=12mm， 蓋與座連接螺栓直徑：d2= 10mm， 連接螺栓間距：l150 200mm, 軸承端蓋螺釘直徑：d3= 8mm, 窺視孔蓋螺釘直徑：d4=6mm, 定位銷直徑：d=8mm， df，d1，d2至外和內(nèi)機壁距離：cf1=22mm ， c11 = 18mm， c21=16mm ，d1、d2 至凸緣邊緣距離： c12=16 mm， c22=14mm， 軸承旁凸臺半徑 R1=16mm，h待定， 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離：1=10mm， 齒輪端面與內(nèi)機壁距離：2=10mm，機座肋厚：m1=10mm， 機蓋肋厚m=10mm， 軸承端蓋外徑及軸承旁連接螺栓距離：S=D2=122mm，S=D2=102mm，、初繪裝配草圖：1、 初估軸徑：設計公式為 d mm軸：取C = 112 ，dmin = = 17.47 mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為17.994mm，圓整為20mm d1 = 27 mm ， d2 = d4 =30 mm， d3 = 36mm ， d5 = 22 mm . 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。 軸：取C=112，dmin = = 22.01 mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為22.67 mm，圓整為35 mm d1 = d3 42 mm， d2 = 50 mm, d4 =35 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。軸：取C=112，dmin = = 33.31mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為34.27 mm，圓整為35 mm d1 = 40mm ， d2 = d6 =45 mm， d3 = 52 mm ， d4 = 58mm， d5 = 48mm . 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。2、 各軸簡圖及尺寸見下圖： 軸軸軸 其他軸向尺寸根據(jù)箱體尺寸確定。由上圖可知，軸選擇7206C型軸承，軸選擇7207C型軸承，軸選擇7209C型軸承。、校核第三根軸的鍵聯(lián)接，軸與軸承：1、 軸的強度校核計算：、輸出軸的功率為 P3 =3.223 kw ;、輸出軸的轉(zhuǎn)速為 n3 = 122.5 r/m ;、輸出軸的扭矩為 T3 = 251262 Nmm2、 作用在齒輪上的力為：d2 = = = 224 mm = = 2243.4 NFr =Ft*tgn/cos=846.8NFa=Ft*tg=616.2N4、 求軸上的支反力及力矩：軸的結(jié)構(gòu)設計如圖 ( a ) ， 軸的彎矩矩圖如圖( b )圖 ( a )由所確定的內(nèi)力圖（b）可確定出簡支梁的支承距離:L1 = 72.3 mm , L2 = 119.3 mm , L3 =80mm據(jù)此求出齒輪所在的截面B的MH，Mv,M及Mca的值：水平方向的受力情況：由 可得RH1=1396.9 RH2=Ft-RH1=2243.4-1396.9=846.5NMH=RH1*L1=1396.9*72.3=100995.87N.mm垂直平面上的受力情況：Rv1=167.1， Rv2=Fr-Rv1=846.8-167.1=679.7 N.mmMv1=Rv1*L1=167.1*72.3=12081.33 N.mmMv2=Rv2*L2=679.7*119.3=81088.21 N.mm 合成彎矩：M1=101715.9 N.mm，M2=12920.13 N.mm 圖（b）扭矩：T = 251262 Nmm當量彎矩：Mca1=M1=101715.8 N.mm Mca2=198754.1 N.mm 5、 按彎扭合成應力校核軸的強度： 校核危險截面B的強度：< -1bMPa前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，由表11-1查得-1b=60Mpa,因為ca = 14.38 N/mm2 -1b = 60 N/mm2，故安全。6、 精確校核軸的疲勞強度：1）.判斷危險截面截面D，C只受扭矩作用，且軸各段直徑變化不太大，所以均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面，處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載情況看，截面B上Mca2最大，但應力集中不大，故截面B也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此該軸只需校核截面即可。由于58軸段直徑較大，古僅校核截面左側(cè)面就可以了。 2）.計算安全系數(shù) 截面左側(cè)面抗彎截面模量W = 0.1d3 = 11059.2 mm3抗扭截面模量 wT = 0.2d3 = 22118.4mm3作用于截面上彎矩M為M = 129520.13(119.5-26)/119.5 = 101292.8Nmm作用于截面上扭矩為 T = 251262 Nmm截面上的彎曲應力為 b= M / W = 101292.8 / 11059.2 = 9.16 N/mm2截面上的扭轉(zhuǎn)剪應力為TT = T /wT = 251262/ 22118.4 = 11.36 N/mm2軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表11-1查得B=640Mpa， -1=275Mpa，T-1=155Mpa，截面左側(cè)由于軸肩圓角形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r / d = 2.5 / 48 = 0.052，D / d = 58 / 48 = 1.21，于是由表3-2，按r / d = 0.04及D / d = 1.2，經(jīng)內(nèi)插后可查得： = 1.996， = 1.594又由附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為q = 0.82，q = 0.85故有效應力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1+ 0.82(1.996-1) = 1.8167k =1+ q(-1) =1+ 0.85(1.594-1) = 1.5049由附圖3-2得尺寸系數(shù) =0.73；由附圖3-3得尺寸系數(shù) = 0.85軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 = = 0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即 q = 1，按下式計算可得綜合影響系數(shù)值為K = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.8167 / 0.73+1 / 0.92-1 )1 = 2.58K = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.5049 / 0.85+1 /0.92 -1)1 =1.8574截面左側(cè)附近由于過盈配合引起的應力集中系數(shù)按附表3-8用插入法求得為k / = k / = 3.471故得綜合影響系數(shù)值為K = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = (3.471+1 / 0.92-1)1 = 3.5039K = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = (3.471+1 / 0.92-1)1 = 3.5039取KK中的較大值，所以取K=3.5039 ，K=3.5039，故軸截面左側(cè)的計算安全系數(shù)Sca值可按下式計算得:=801754 Sca=5.5969>=1.5截面右側(cè)軸徑較粗，因此不必進行強度較核，故該軸在截面的強度足夠。、 校核滾動軸承的壽命和鍵聯(lián)結(jié)強度：1、 校核滾動軸承的壽命：、計算軸承承受的徑向載荷R1和R2 R1=1406.86 R2=1085.61、計算軸承的軸向載荷A1和A2查設計手冊（GB/T 292-93）,7209C軸承的C = 29.8 KN，C0 = 23.8 KN對于70000C型軸承，按表12-14，軸承內(nèi)部派生軸向力S=e R,其中e為表12-12中的判斷系數(shù)，其值由A/C0的大小來確定，但現(xiàn)由于軸承軸向力A未知，故先估取e=0.4,因此可估算，S1=0.4R1= 0.41406.86 =562.74 NS2=0.4R2 = 0.41085.61 = 434.24 N因為S1 + Fa = 562.74 +616.2 = 1178.94 > S2 = 434.24 N所以軸承2壓緊，軸承1放松。故A1= S1= 562.74NA2= S1+ Fa = 1178.94 NA1/ C0 = 562.74/ 23800 = 0.02364A2/ C0 = 1178.94 / 23800 = 0.04953由表12-12線性插值得e1 = 0.393， e2 = 0.42，再計算所以：S1=e1*R1=0.393*1406.86=552.89N S2=e2*R2=0.42*1085.61=455.96N同理：由軸向載荷判斷比較可知軸承2“壓緊”，軸承1“放松”故：A1= S1 = 522.89 N A2 = S1+Fa = 1169.09 NA1/C0=522.89/23800=0.02323 A2/C0=1169.09/23800=0.04912、計算軸承的當量動載荷P1和P2 因為A1 / R1= e1= 0.393=e1A2 / R2 = 1.0769 > e2=0.42由表12-12可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對于軸承1 X1=1，Y1= 0對于軸承2 X2 = 0.44， Y2= 1.331 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，按表12-13，fp=1.21.8，取fp = 1.5 P1= fp (X1 R1+ Y1 A1) = 1.1 ( 11406.86 + 0) = 1547.55 NP2= fp (X2 R2+ Y2 A2) = 1.1 ( 0.441085.61 + 1.3311169.09 ) = 2237.1 N、計算軸承壽命因為P2 P1該對軸承的最短壽命為=321592>530016=24000h所以該軸承壽命為321592h 。2、 校核鍵聯(lián)結(jié)的強度：1)、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般八級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d =48 mm從標準中查得鍵的截面尺寸為：寬度b = 14 mm，高度h =9 mm，油輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L = 40 mm(比輪轂寬度小些)。2)、校核鍵聯(lián)接的強度鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表5-1查得許用擠壓應力為100120Mpa，取其平均值為110Mpa，鍵的工作長度l = L-b = 40-14= 26 mm，鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.59 = 4.5 mm，由式（5-1）可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。同理：校核第二根軸軸上的鍵聯(lián)接強度，查得鍵的尺寸：b=12,h=8,l=36取 鍵的工作長度l = L-b = 36-12= 24 mm，鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.58= 4 mm，由式（5-1）可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。校核第一根軸軸上的鍵聯(lián)接強度，查得鍵的尺寸：b=8,h=7,l=24取 鍵的工作長度l = L-b = 24-8= 16 mm，鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.57= 3.5 mm，由式（5-1）可得可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。八、聯(lián)軸器的選擇：1、 低速軸末端對外接聯(lián)軸器，該軸功率P = 3.223 KW，轉(zhuǎn)速n = 122.5 r / min，軸端直徑為35 mm。2、 類型選擇為了隔離震動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。3、 載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩T = 251.262 Nm由表14-1查得kA = 1.5，故由式（14-3）得計算轉(zhuǎn)矩為Tca = kA T = 1.5251.262 = 376.893 Nm4、 型號選擇從GB5014-85中查得HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為630 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為5000r/min，軸徑為3048 mm，故合用。九、潤滑和密封：閉式減速器中傳動件常采用油浴潤滑，軸承一般采用滾子軸承，因v2m/s, 實現(xiàn)油潤滑比較困難，軸承應采用脂潤滑。上下箱蓋之間用水玻璃密封。因齒面應力小于350500N/mm2，對一般齒輪采用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-87）, 選N100。工作溫度在-10110。C的一般中負荷機械設備軸承潤滑，選用鈉基潤滑脂（GB492-89）, 選ZN2。十、設計小結(jié)： 機械設計課程設計是重要的實踐性環(huán)節(jié)，是對機械設計課程所學知識的一次具體的應用和實踐，這對于我們增強對于所學知識，方法的實際應用能力很有幫助。通過這次課程設計，使我對于實際生產(chǎn)中的設計計算過程有了一個更加形象，生動和鮮明的了解和體會。在這個過程中鍛煉了我通過各種手段解決問題的能力，同時鍛煉了我們應用和查閱各種設計資料進行設計的能力。由于在這次設計過程中應用了計算機輔助設計，使我對例如CATIA，CAD等工程軟件的了解應用水平有了很大的提高，這對于我來說是一次十分難得的機會，很有助于我們將來在實際工作中的應用。我也體會到了應用計算機輔助設計的優(yōu)點，增強了我學習工程軟件的興趣?？傊?，這次課程設計使我在各方面都有了新的提高。 非常感謝曾老師的辛勤指導和不厭其煩的教誨！也感謝學校為我們提供的這次難得的鍛煉機會。十一、參考資料：1、 寇尊權(quán)主編，機械設計課程設計，長春：吉林科學技術(shù)出版社，19992、 譚慶昌，趙洪志，曾平主編，機械設計，長春：吉林科學技術(shù)出版社，19993 、侯洪生主編，機械工程圖學，北京：科學出版社，20014 、田祝蔭主編，制圖CAD，吉林大學制圖教研室，20005、 尤春風主編，CATIA V5機械設計，北京：清華大學出版社，2002Pw=2.97kw = 0.85Pd = 3.678 kwnm = 960 r/mini = 8.6i1 = 2.15i2 =4n=960r/minn=446.5r/minn=112.5r/minnw=112.5r/minP= 3.641kwP= 3.390 kwP= 3.223 kwPw = 3.126 kwTw= 243.70NmT= 36.22 NmT= 72.570 NmT= 251.262 NmTw= 243.70 Nm齒輪材料45鋼小齒輪齒面硬度為225HBS大齒輪齒面硬度為195HBSz1=23, z2=50u=2.171 = 21.842 = 65.157T1= 36.22NmmH1=544.5MpaH2=397.8Mpam=4F1=309.76MpaF2=252MpaF1=55.6 MpaF2=53.6 Mpad1 =92mmd2 = 200 mmR = 110.07 mmB1 = B2 = 29mmdf1 = 83.28 mmdf2 = 195.98 mmda1 = 99.27 mmda2 = 203.35mm齒輪材料45鋼小齒輪齒面硬度為230240HBS, 取235HBS大齒輪齒面硬度為190200HBS, 取195HBSz1=27 , z2= 108i2 = 4T1 = 72507 Nmm= 1.673 = 2.07H1=561.6MpaH2=440.7 Mpamn= 2.0 mma = 142 mm = 14.30d1 = 56.00 mmd2 = 224.00 mmB1 = 56mmB2 = 52 mmF1=242.08MpaF2=228.16MpaF1 = 84.93 MpaF2 =80.95 Mpad1min = 20 mmd2min = 35 mmd3min = 35 mm = 2243.4 N = 846.8 N = 616.2 NL1 = 72.3 mmL2 = 119.3 mmL3 = 80 mmca=14.38N/mm2-1b=60MpaM=90458.51NmmT=231210Nmmb=7.24N/mm2TT= 9.25N/mm2有效應力集中系數(shù)k = 1.8167k = 1.5049綜合影響系數(shù)值K = 2.58K = 1.8574綜合影響系數(shù)值K = 3.5039K = 3.5039Sca= 5.60S=1.5強度足夠R1=1297.82N R2 = 957.23 NS1 = 519.128 NS2 = 382.892 Ne1 =0.393e2 =0.42A1 = 522.89 NA2 = 1169.09 NP1 = 1946.73 NP2 = 2784.68 NLh = 215005 h p= 110 Mpa= 89.48 Mpa =35.97MPa =59.11MPaTca = 376.893 Nm傳動件采用油浴潤滑N100軸承采用脂潤滑ZN2上下箱蓋之間用水玻璃密封歡迎您的光臨，Word文檔下載后可修改編輯.雙擊可刪除頁眉頁腳.謝謝！希望您提出您寶貴的意見，你的意見是我進步的動力。贈語； 1、如果我們做與不做都會有人笑，如果做不好與做得好還會有人笑，那么我們索性就做得更好，來給人笑吧！ 2、現(xiàn)在你不玩命的學，以后命玩你。3、我不知道年少輕狂，我只知道勝者為王。4、不要做金錢、權(quán)利的奴隸；應學會做“金錢、權(quán)利”的主人。5、什么時候離光明最近？那就是你覺得黑暗太黑的時候。6、最值得欣賞的風景，是自己奮斗的足跡。7、壓力不是有人比你努力，而是那些比你牛幾倍的人依然比你努力。