《鏈式輸送機傳動裝置》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《鏈式輸送機傳動裝置（34頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 機 械 設 計 設計說明書 鏈 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計 起止日期： 2010 年 12 月 20日 至 2010 年 1 月 3 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師(簽字) 內 容 及 任 務 一、 設計的主要技術參數(shù) 帶的圓周力（F/N） 帶速v（m/s） 滾筒直徑（mm） 2500 0.7 180 二、設計任務 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，速度允許誤差為鏈速度的5%。 三、設計工作量 1.

2、 設計計算說明書一份，內容包括：設計方案分析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)設計，圓柱齒輪設計，低速軸設計，中間軸設計，軸承的選擇和校核計算，鍵的選擇和校核計算，聯(lián)軸器的選擇，箱體的結構設計，繪制零件圖和裝配圖。 2. 零件圖圖紙共3張。 3. 裝配圖圖紙共1張。 進 度 安 排 起止日期 工作內容 2010 設計方案分析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)設計 2010.12.20~2010.12.25 圓柱齒輪設計，低速軸設計，中間軸設計 2010.12.26~2010.12.30 軸承的選擇和設計，鍵的設計，箱體的結構設計 2010.12.3

3、1~2011.01.03 繪制零件圖和裝配圖 主 要 參 考 資 料 1、 濮良貴 紀名剛主編，機械設計，高等教育出版社. 2、 王中發(fā)主編，機械設計，北京理工大學出版社. 3、 金清肅主編，機械設計課程設計，華中科大出版社. 4、 朱理主編，機械原理，高等教育出版社. 5、 趙大興主編，工程制圖，高等教育出版社. 6、 徐學林主編，互換性與測量技術基礎，第二版，湖南大學出版社. 7、 龐國星主編，工程材料與成形技術基礎，機械工業(yè)出版社. 指導教師（簽字）： 年 月 日 目 錄

4、 設計任務說明書 2 一、傳動方案的分析和擬定 2 二、原動機的選擇和設計計算 4 三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 6 1、各軸的轉速 6 2、各軸的輸入功率 6 3、各軸的轉矩的計 6 四、齒輪設計 7 1、高速級齒輪設計 7 2、低速級齒輪設計 11 五、軸的設計 16 5、1 軸的設計計算 16 1、軸Ⅰ的設計 16 2、軸Ⅱ的設計 18 3、軸Ⅲ的設計 19 5、2 軸的校核 21 1、軸Ⅰ的校核 22 2、軸Ⅱ的校核 23 3、軸Ⅲ的校核 24 六、軸承、鍵及聯(lián)軸器的選擇和驗算 24 6、1 軸承的選擇和驗算 24 1、Ⅰ軸上軸

5、承的選擇和驗算 24 2、Ⅱ軸上軸承的選擇和驗算 25 3、Ⅲ軸上軸承的選擇和驗算 25 6、2鍵的選擇和驗算 26 1、Ⅰ軸上鍵的選擇和驗算 26 2、Ⅱ軸上鍵的選擇和驗算 27 3、Ⅲ軸上鍵的選擇和驗算 28 6.3聯(lián)軸器的選擇和驗算 29 七、減速器的潤滑和密封 30 八、設計總結 31 九、參考資料 32 機械設計課程設計 ——————設計計算說明書 一、傳動方案的分析與擬定： 帶式運輸機的傳動裝置，其中鏈的圓周力F=2500N 鏈速v=0.7m/s鏈輪節(jié)圓直徑D=180mm；工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉載荷平穩(wěn)，小批量生

6、產，運輸鏈的、速度誤差為鏈速度的。 方案一與方案二： 方案三與方案四： 方案一：用二級圓柱齒輪減速器，這種方案結構尺寸小，傳動效率高，適合于較差環(huán)境下長期工作。 方案二：采用V帶傳動和一級閉式齒輪傳動，這種方案外輪廓尺寸較大，有減震和過載保護作用，V帶傳動不適合惡劣的工作環(huán)境。 方案三：用一級比試齒輪傳動和一級一級開式齒輪傳動，成本較低，但使用壽命較短，也不適用于較差的工作環(huán)境。 方案四：是一級蝸桿器，此種方案結構緊湊，但傳動效率低，長期連續(xù)工作不經濟。

7、 考慮到工作環(huán)境的惡劣，經濟實用，傳動效率等因素，故選擇方案一的二級圓柱齒輪減速器。 二、原動機的選擇和設計計算： 由運輸機的工作功率P=FV/1000=1.75KW由《機械設計課程設計》表10-2知滾子鏈傳動的工作效率，故工作機的輸入功率而電動機的輸入功率（其中為裝置的總傳動效率）。 由于運輸機為一般工作機器速度不高選擇齒輪的精度為8級精度，（GB10095-88）。 由《機械設計課程設計》表10-2選擇聯(lián)軸器的效率，齒輪的傳動效率，軸承效率（為了減少制造成本和縮短設計周期，增強系統(tǒng)的互換性故選用滾動球軸承）。 因該運輸機沒有特殊要求，故選用同步轉速為1500r/min或1

8、000r/min其部分參數(shù)如下表所示： 表一 方案 電動機型號 額定功率KW 同步轉速r/min 滿載轉速r/min 1 Y100L2-4 3.0 1500 1420 2 Y132S-6 3.0 1000 960 對同步轉速為1000r/min的電動機總傳動比（其中為電動機的滿載轉速，n為鏈輪的輸出轉速）。 對同步轉速為1500r/min的電動機總傳動比為。 而由設計要求鏈輪的轉速r/min。 ， 根據(jù)《機械設計課程設計》推薦值（i=9~16）所以在這里選取同步轉速為1000r/min電動機。 系統(tǒng)的總傳動比i= 而對閉式圓柱齒輪減速器，一般兩級傳

9、動比為：。（其中為高速傳動比，i為系統(tǒng)總傳動比） 所以在本系統(tǒng)中初選，。 根據(jù)齒輪的傳動比初選齒輪齒數(shù)如下表所示： 表二 齒 輪 齒 數(shù) 1 24 2 98 3 28 4 88 三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 1、各軸的轉速其中： 為電動機的滿載轉速； 為電動機的軸至k軸的傳動比。 2、各軸的輸入功率：其中： 為第k軸的傳動功率； 為從電動機輸出至第k軸的總傳動效率； 為電動機的實際輸出功率。 3、各軸的轉矩的計算：其中 為電動機的輸出轉矩。 具體運動和動力參數(shù)如下表所示： 表三 軸號 功率P/kw 轉矩T/N.m 轉速n

10、/r/min 傳動比i 傳動效率 電動機軸 2.431 24.1834 960 1 0.98 Ⅰ軸 2.3824 23.5758 960 4.0981 0.9506 Ⅱ軸 2.2624 92.32636 234.2549 3.1524 0.9506 Ⅲ軸 2.1528 276.6686 74.3100 1 0.9702 工作機軸 2.0886 268.4178 74.3100 四、齒輪設計：（注：在齒輪設計中如有參考文獻但未標明者均為《機械設計》第八版） 1、高速級齒輪設計： （1）、選定齒輪

11、的類型、精度等級、材料及齒數(shù)； 1）、按照傳動方案所示，本裝選用斜齒圓柱齒輪傳動； 2）、運輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）； 3）、材料選擇：表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45號鋼（調質）硬度為240HBS（按規(guī)定大、小齒輪硬度差為40HBS）； 4）、由上表二小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)； （2）、按齒面接觸強度設計，由計算式： 確定公式內的各計數(shù)值： 1）、試選； 2）、計算小齒輪的轉矩：由上表三有；

12、

13、 3）、由表10-7選取齒輪的齒寬系數(shù)； 4）、由圖10-21d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極限； 5）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)度： 6）、計算應力循環(huán)次數(shù)由式10-13有： ； ； 7）、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，； 8）、計算接觸疲勞許用應力：

14、取失效概率為，安全系數(shù)由式10-12得： ； ； （3）、計算： 1）、試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： ； 2）、計算圓周速度： ； 3） 、計算齒寬、模數(shù)及全齒高： ； ； ； 有； 4）、計算載荷系數(shù)： 由表10-2查得使用系數(shù)，直齒輪，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=8.8923，查圖10-13得 動載荷系數(shù)： ； 5）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a有： ； 6）、計算模數(shù)： ； （3） 、按齒根彎曲強度設計由計算式： 1）、由圖10-

15、20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度系數(shù)極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）、由圖10-18去彎曲疲勞強度系數(shù)，； 3）、計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)由式10-12有： ； ； 4）、計算載荷系數(shù)： ； 5）、查取齒形系數(shù)： 由表10-5查得，； 6）、查取應力校正系數(shù)： 由表10-5查得，； 7） 、計算大小齒輪的并加以比較： ； ； 大齒輪的數(shù)值較大，取大齒輪計算： 8）、將已知數(shù)據(jù)代入計算式有： ； 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由《機械原理》表6.2取已可滿足彎曲強度，但是為了

16、同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來進行計算應有的齒數(shù)于是有： ； 取，則； （4）、幾何尺寸計算： 1）、計算大、小齒輪的分度圓直徑： ； ； 2）、計算中心距： ； 4）、計算齒輪的寬度： ，圓整后取，； 5）、結構選擇： 由于小齒輪的齒頂圓直徑； 小齒輪的齒頂圓直徑故選擇實心結構的齒輪，而大齒輪的齒頂圓直徑為了減輕齒輪重量可把齒輪做成腹板式結構。 2、低速級齒輪設計： （1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)； 1）、材料及熱處理任按第一對齒輪選?。? 2）、精度等級任取8級精度； 3）、齒數(shù)選擇由上表二示，； （2）、按齒

17、面接觸強度設計，由計算式： 確定公式內的各計數(shù)值： 1）、試選； 2）、計算小齒輪的轉矩由上表三有： ；

18、 3）、由表10-7選取齒輪的齒寬系數(shù)； 4）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)度： ； 5）、由圖1

19、0-21d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極限； 6）、計算應力循環(huán)次數(shù)由10-13式有： ； ； 9）、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，； 10）、計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為，安全系數(shù)由式10-12得： ； ； （2）、計算： 1）、試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： ； 2）、計算圓周速度： ； 3） 、計算齒寬、模數(shù)及全齒高： ； ； ； 有； 4）、計算載荷系數(shù)： 由表10-2查得使用系數(shù)，直齒輪，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=8.

20、8923，查圖10-13得 動載荷系數(shù)： ； 5）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a有： ； 6）、計算模數(shù)： ； （3） 、按齒根彎曲強度設計由計算式： ； 1）、由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度系數(shù)極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）、由圖10-18去彎曲疲勞強度系數(shù)，； 3）、計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)由式10-12有： ； ； 4）、計算載荷系數(shù)： ； 5）、查取齒形系數(shù)： 由表10-5查得，； 6）、查取應力校正系數(shù)： 由表10-5查得，； 7）、計算大小齒輪的并加以比較： ； ； 大

21、齒輪的數(shù)值較大，取大齒輪計算： 8）、將已知數(shù)據(jù)代入計算式有： ； 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由《機械原理》表6.2取已可滿足彎曲強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來進行計算應有的齒數(shù)于是有： ； 取，則； （4） 、幾何尺寸計算： 1）、計算大、小齒輪的分度圓直徑： ； ； 2）、計算中心距： ； 將中心距圓整為； 3）、計算齒輪的寬度： ，圓整后取，； 5）、結構選擇： 由于小齒輪的齒頂圓直徑； 小齒輪的齒頂圓直徑故選擇實心結構的齒輪，而大齒輪的齒頂圓直徑為了減輕齒輪重量

22、可把齒輪做成腹板式結構。 五、軸的設計： 5、1 軸的設計計算 A）、高速軸Ⅰ的設計。 1）軸上的功率 ，轉速 ，轉矩 2）、求作用在齒輪上的力。已知高速級小齒輪的分度圓的直徑 則圓周力： ；徑向力： 無軸向力。 3）、初步確定軸的最小直徑 由公式，估算最小直徑，有： 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3，取則 考慮到軸上有一個鍵槽，直徑需擴大5%，同時段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。

23、其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性，故需同時選取連軸器型號。 連軸器的計算轉矩，查《機械設計》表14-1，考慮到轉矩變化很小，故，則 按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，考慮補償軸的可能位移，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,查《機械設計課程設計》表14-3，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000Nmm, 半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度 。 型號 公稱扭矩N·m 許用 轉速r/min 軸孔直徑mm 軸孔長度mm D mm 轉動 慣量 kg·m2 許用補償量 軸向 徑向 角向 TL2

24、315 5600 20 52 120 0.253 ±1 0.15 ≤0°30’ 4）、軸的設計。 a、擬定軸上的裝配方案，如下圖： b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 段與聯(lián)軸器配合 取=20,=50mm.同時考慮到半聯(lián)軸器的周向定位，在軸上加工一個鍵槽，選擇的鍵為 普通平鍵 A6646。 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ段右側設計定位軸肩 II段與軸承端蓋配合，同時考慮到密封氈圈的內徑，故取=25mm， 。同時在右端設置定位軸肩，定位軸承。 段與軸承配合，考慮到軸承內徑的為30mm，

25、故該軸段與軸承同樣大小，取 =30mm,。同時考慮到軸承的軸向定位及擋油，故在擋油盤右邊設定一軸肩。 直徑沒什么要求，取=36mm。 V段為齒輪，因其尺寸與軸相差不大，故設計為齒輪軸，徑向尺寸由齒輪決定，長度等于齒輪寬度，即。 VI段直徑與IV段一樣，其長度一般可取10~15mm，現(xiàn)取=36，，同理右端有一個定位軸承擋油盤的軸肩。 VII段尺寸與III段完全一樣，即 =30mm,。 B）、中速軸II的設計。 1）軸上的功率 ，轉速 ，轉矩 2）、求作用在齒輪上的力。 作用在齒輪上的力。 （1）小齒輪上的各力。已知其分度圓直

26、徑，則 ，無軸向力； （2）大齒輪上的各力。已知其分度圓直徑，則 ； 3）、初步確定軸的最小直徑 由公式，估算最小直徑，有： 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3，取則 考慮到軸上要加工2個鍵，故軸徑要擴大10%，為了安全，以及軸承的選擇，取最小直徑=35mm。 4）、軸的設計。 a、擬定軸上的裝配方案，如下圖： b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 I段長度取，,主要考慮到和軸承擋油盤以及左邊齒輪與I軸齒輪的正確嚙合，同時右端加工一個定位軸肩。

27、 II段長度取 ， ,考慮到齒輪的軸向定位，故軸段長度小于輪轂長度2mm,同時在右邊設定一個定位軸肩，用一個鍵來對齒輪進行周向定位，鍵選用為A12861（GB/T1095-2003)。 III段為非配合段，不限長度，只需保證軸的其他尺寸即可，但其直徑 。 IV段取， ,左端軸肩定位，考慮到齒輪的軸向定位，故軸段長度小于輪轂長度2mm，齒輪的周向定位用一個鍵，考慮到強度因素，故采用平頭平鍵，鍵選用為B12820（GB/T1095-2003)。 V段與I段一樣，取， 。 C）、低速軸III的設計。 1）軸上的功率 ，轉速 ，轉矩 2）、求作用在齒輪上的力。

28、 作用在齒輪上的力。 已知其分度圓直徑，則 ，無軸向力； 3）、初步確定軸的最小直徑 由公式，估算最小直徑，有： 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3，取則 考慮到軸上鍵槽對軸的影響，需將最小直徑擴大5%，同時選擇聯(lián)軸器，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性，故需同時選取連軸器型號。 連軸器的計算轉矩，查《機械設計》表14-1，考慮到轉矩變化很小，故，則

29、 按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，考慮補償軸的可能位移，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,查《機械設計課程設計》表14-3，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000Nmm, 半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度 。 型號 公稱扭矩N·m 許用 轉速r/min 軸孔直徑mm 軸孔長度mm D mm 轉動 慣量 kg·m2 許用補償量 軸向 徑向 角向 HL4 1250 4000 48 112 195 3.4 ±1.5 0.15 ≤0°30’ 4）、軸的設計。 a、擬定軸上的裝配方案，如下圖：

30、 b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 VII段與聯(lián)軸器配合，直徑，長度取,長度略短于聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的周向及軸向定位分別用鍵和軸肩，鍵為。 VI段與氈圈配合，故取，，同時右端設定一定位軸肩，定位軸承。 V段與軸承配合，故去直徑，同時左端設定一擋油盤，故取。 IV段右端定位擋油盤，軸段上無配合，故可取，長度不確定，但要保證軸的總長度為361mm。 III段左端用來定位齒輪，直徑取,長度。 II段與齒輪配合，軸段長度小于輪轂長度2mm，即,,軸上的鍵選用。 I段與V段直徑一樣，，長度。 5、2 軸的校核 （1） I軸的

31、校核 1）求軸上的載荷。 首先根據(jù)軸的結構簡圖，作出計算簡圖如下： 確定軸的支點后，可得 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖，彎矩圖等可以看出截面C是軸的危險截面，截面C處各計算參數(shù)如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 2）按彎扭合成應力較核軸的強度。 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向連續(xù)旋轉，扭轉切應力為靜應力，取，軸的計算應力 已知

32、軸為45鋼，調質處理，有《機械設計》表15-1，查得 則，故安全。 （2） II軸的校核 1）求軸上的載荷。 首先根據(jù)軸的結構簡圖，作出計算簡圖如下： 確定軸的支點后，可得 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖，彎矩圖等可以看出截面A,B是軸的危險截面，截面A處各計算參數(shù)如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 2）按彎扭合成應力較核軸的強度。 根

33、據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向連續(xù)旋轉，扭轉切應力為靜應力，取，軸的計算應力 已知軸為45鋼，調質處理，有《機械設計》表15-1，查得 則，故安全。 （3） III軸的校核 軸III直徑較大，故無需校核，安全。 六、軸承、鍵及聯(lián)軸器的選擇和驗算 6、1 軸承的選擇和驗算 預期壽命： 從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為10年(年工作 日為300天)。 預期壽命=3×8×300×10=72000 h （1） 高速軸I軸軸承的選擇 初選6206，，軸上兩軸承受力如下： 很顯然

34、，軸承安全合適。故軸I選用6206。 （2） 中速軸II軸軸承的選擇 初選6207，其，軸上兩軸承受力如下： ，故 軸承安全合適。故軸I選用6207。 （3） 低速軸III軸軸承的選擇 初選6213，其，軸上兩軸承受力如下： 由（2）軸II的校核可知， 故選6213。 列出下表： 項目 軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） d D B D1 min D2 max ra max 高速軸 6206 30 62 16 36 56 1 中間軸 6207 35

35、 72 17 42 65 1 低速軸 6213 65 120 23 74 111 1.5 6、2 鍵的選擇和驗算 1）高速軸I聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =20mm，L’=50mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用A型，b×h=6×6 L=46mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b= 40mm k = 0.5h =3mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa σp = [σp]

36、 鍵安全合格 2） 中速軸II的鍵聯(lián)接 （A）.大齒輪的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =40mm，L’=23mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用B型，b×h=12×8 L=20mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l =20mm k = 0.5h =4mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa σp = [σp] 鍵安全合格 （B）.小齒輪的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及

37、尺寸 根據(jù)d =40mm，L’=65mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用B型，b×h=12×8 L=61mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l =L-b=49mm k = 0.5h =4mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa σp = [σp] 鍵安全合格 3） 高速軸III的鍵聯(lián)接 （A) 齒輪連接鍵的選擇 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =75mm，L’=60mm，<由[2]P14

38、0表（14-1）>， 選用A型，b×h=20×22 L=56mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b= 36mm k = 0.5h =11mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa σp = [σp] 鍵安全合格 （B）聯(lián)軸器連接鍵的選擇 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =48mm，L’=110mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用A型，b×h=14×9 L=108mm 2 鍵的強度

39、校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b= 94mm k = 0.5h =4.5mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa σp = [σp] 鍵安全合格 6.3聯(lián)軸器的選擇和驗算 在設計軸的時候已經選擇，現(xiàn)列表如下： 型號 公稱扭矩N·m 許用 轉速r/min 軸孔直徑mm 軸孔長度mm D mm 轉動 慣量 kg·m2 許用補償量 軸向 徑向 角向 高速軸I HL2 3

40、15 5600 20 52 120 0.253 1 0.15 低速軸II HL4 1250 4000 48 112 195 3.4 ±1.5 0.15 顯然，都是安全的。 七、減速器的潤滑和密封 7.1 齒輪傳動的潤滑 各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應盡量相近，以便浸油深度相近。 7.2 潤滑油牌號及油量計算 7.2.1 潤滑油牌號選擇 由[2]P153表（1

41、6-2），得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s 由[2]P153表（16-1），得：選用N220工業(yè)齒輪油 7.2.2 油量計算 1）油量計算 以每傳遞1KW功率所需油量為350--700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700--1400 實際儲油量： 由高速級大齒輪浸油深度約0.7個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于30—50mm的要求得：（設計值為50） 最低油深： 最高油深： 箱體內壁總長：L=780mm 箱體內壁總寬：b=172mm

42、 可見箱體有足夠的儲油量. 八、 設計總結 緊張而有辛苦的三周的課程設計結束了．當我快要完成老師下達給我的任務的時候，我仿佛經過一次翻山越嶺，登上了高山之顛，頓感心曠神意，眼前豁然開朗． 　　課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．＂千里之行始于足下＂，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎． 　　說實話，課程設計真的有點累．然而，當我一著手清理自己的設計成果，漫漫回味這３周的心路歷程，一種少有的成功

43、喜悅即刻使倦意頓消．雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中＂春眠不知曉＂的感悟． 通過課程設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致．課程設計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂：有２次因為不小心我計算出錯，只能毫不情意地重來．但一想起銀金光教授，平時對我們耐心的教導，想到今后自己應當承擔的社會責任，想到世界上因為某些細小失誤而出現(xiàn)的令世人無比震驚的事故，我不禁時刻提示自己，一定要養(yǎng)成一種高度負責，認真對待的良好習慣．這次課程設計使我在工作作風上得到了一次難得的磨練．短短三周是課程設計，使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是真正如此

44、的缺乏，自己綜合應用所學的專業(yè)知識能力是如此的不足，幾年來的學習了那么多的課程，今天才知道自己并不會用．想到這里，我真的心急了，老師卻對我說，這說明課程設計確實使我你有收獲了．老師的親切鼓勵了我的信心，使我更加自信，最后，我要感謝我的老師們，是您嚴厲批評喚醒了我，是您的敬業(yè)精神感動了我，是您的教誨啟發(fā)了我，是您的期望鼓勵了我，我感謝老師您今天又為我增添了一幅堅硬的翅膀．今天我為你們，而驕傲，明天你們?yōu)槲叶院溃? 九、 參考資料 1、 濮良貴 紀名剛主編，機械設計，高等教育出版社. 2、 王中發(fā)主編，機械設計，北京理工大學出版社. 3、 劉揚主編 銀金光主審 北京交通大學出版社. 4、 朱理主編，機械原理，高等教育出版社. 5、 趙大興主編，工程制圖，高等教育出版社. 6、 徐學林主編，互換性與測量技術基礎，第二版，湖南大學出版社. 7、 龐國星主編，工程材料與成形技術基礎，機械工業(yè)出版社.