目錄 1、課程設計書及設計要求 -1 2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算 -3 3、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數） -6 4、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算 -14 5、箱體設計及說明 -27 6、鍵聯接的選擇和計算 -29 7、聯軸器的選擇 -31 8、潤滑和密封的選擇 -32 9、減速器附件的選擇及說明 -32 10、設計總結 -33 參考資料 -33 課程設計 - 1 - 1. 機械設計課程設計任務書 專業： 機械設計制造及其自動化 班級： 姓名： 學號： 一、 設計題目 設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器 二、 原始數據 (f6) 運輸帶工作拉力 F = 2500 Nm 運輸帶工作速度 v = 1.30 m/s 卷筒直徑 D= 300 mm 三、 工作條件 連續 單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動，使用期限為 8 年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為 5%。 四、 應完成的任務 1、減速器裝配圖一張（ A0 圖或 CAD 圖） 2、零件圖兩張（ A2 圖或 CAD 圖） 五、 設計時間 2009 年 12 月 21 日至 2010 年 1 月 8 日 六、 要求 1、 圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準； 2、 設計計算說明書字體端正，計算層次分明。 課程設計 - 2 - 七、 設計說明書主要內容 1、內容 （ 1）目錄（標題及頁次）； （ 2）設計任務書 ； （ 3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）； （ 4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算； （ 5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數）； （ 6）軸的設計計算及校核； （ 7）箱體設計及說明 （ 8）鍵聯接的選擇和計算； （ 9）滾動軸承的選擇和計算； （ 10）聯軸器的選擇； （ 11）潤滑和密封的選擇； （ 12）減速器附件的選擇及說明； （ 13）設計小結； （ 14）參考資料（資料的編號 及書名、作者、出版單位、出版年月）； 2、要求和注意事項 必須用鋼筆工整的書寫在規定格式的設計計算說明 書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。 本次課程設計說明書要求字數不少于 6-8 千字（或 30 頁），要裝訂成冊。 機械制造教研室 課程設計 - 3 - 2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算 1.電動機的選擇 及傳動裝置的運動和動力參數計算； （ 1）選擇電動機的類型 按要求選擇 Y 系列三相異步電動機，電壓 380V （ 2）選擇電動機的容量 電動機所需工作功率為： P P / 工作機需要的工作功率： Pw =F*V=2500Nm*1.3m/s=3250w=3.25kw 傳動裝置的總效率為： 4 2 4 21 2 3 4 5* * * * 0 . 9 9 * 0 . 9 7 * 0 . 9 5 * 0 . 9 6 * 0 . 9 7 0 . 8 0 滾動軸承的傳動效率為 1 0.99 閉式齒輪的傳動效率為 3 0.95 聯軸器的效率為 2 0.97傳動滾筒的效率為 4 0.96帶 效率5 0.97 動機的效率為 PwP=3.25kw/0.80=4.06kw 因載荷工作時有輕微振動，電動機額定功率 Ped 略大于 P 即可。 由表 16-1， Y 系列電動機技術數據，選動機的額定功率 P 為 5.5kw。 （ 3）確定電動機的轉速 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定型號 為 Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為 5.5kw， 額定電流 8.8A，滿載轉速 mn1440 r/min，同步轉速 1500r/min。 課程設計 - 4 - 2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （ 1） 總傳動比 由選定的電動機滿載轉速 n 和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為ai n /n 1440/82.8=17.39 （ 2）各級 傳動裝置傳動比 高速級傳動比為 1i 4.93 則低速軸傳動比 2i 1/ii 14.56/4.51=3.53 3.計算傳動裝置的運動和動力參數 電機軸： P0=Pd=4.06 KW n0=1440r/min T0=11*9550n P =26.9 N m 高速軸： P1= P1* n01=4.06*0.99=4.02 KW n1= n0=1440r/min T1=11*9550n P=26.66 N m 中間軸： P2=P1* n12=4.02*0.97*0.95=3.70 KW n2=11in=1440/4.93=292.09 r/min T2=12*9550n P=120.97N m 低速軸： P3=P2*n23 =3.70*0.97*0.95=3.41 KW n3= 22in= 292.09/3.53=82.75r/min T3= 33*9550n P=393.54 N m 課程設計 - 5 - 滾 筒軸： P4=P3* n34 =3.41*0.95*0.96=3.11 KW n4= n3/1 =82.75/1=82.75 r/min T4=44*9550n P = 358.92 N m 運動和動力參數結果如下表 ： 軸名 功率 P KW 轉矩 T Nm 轉速 r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 4.06 26.90 1440 高速軸 4.02 3.98 26.66 26.39 1440 中間軸 3.70 3.66 120.97 119.76 292.09 低速軸 3.41 3.38 393.54 389.60 82.75 滾筒軸 3.11 3.08 358.92 355.33 82.75 課程設計 - 6 - 3、傳動零件的設計計算 （確定齒輪傳動的主要參數） A 高 速齒輪的計算 1 選精度等級、材料及齒數 （ 1）材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 （ 2）精度等級選用 7 級精度； （ 3）試選小齒輪齒數 z1 24， 大齒輪齒數 z2 z1*i=24*4.93=118.32； 選螺 旋角，初選螺旋角 =14 2 按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）確定公式內的各計算數值 1）試選 Kt 1.6 2）選取尺寬系數 d 1 3）材料的區域系數 ZH 2.435 4） 78.01 87.02 則 6.182.078.0 5 5）小齒輪傳遞的轉矩為 105.42 N.m 6)材料的彈性影響系數 ZE 189.8 Mpa 7）小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa 大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa 8）計算應力值環數 N1 =60n1 jhL=60 319.3 1（ 1 8 365 8） =4.48 108 h N2 =4.48 108 /3.23=1.39 108 h 9）查得： K1=1.03 K2=1.08 10）齒輪的接觸疲勞需用應力 取失效概率為 1%,安全系數 S=1, 課程設計 - 7 - H1=SK HHN 1lim1=1.03 600=618MPa H2=SK HHN 2lim2=1.08 550=594MPa 許用接觸應力 M P aHHH 6 0 62/)( 21 （ 2）設計計算 小齒輪的分度圓直徑 dt12131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm1.36)25.5318.189435.2(93.4193.465.11107.266.12 233 計算圓周速度 100060 11nd t sm /72.21 00 060 1 44 061.314.3 計算齒寬 b和模數ntm計算齒寬 b b=td d1=36.1mm 計算摸數 mnt=1.46 初選螺旋角 =14 ntm= mmZd t 72.22414co s1.36co s11 計算齒寬與高之比 hb h=2.25 mnt=2.25*1.46=3.29 hb = 29.310.36 =10.97 計算縱向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 計算載荷系數 K 使用系數 AK =1.25 根據 smv /72.2 ,7 級精度 , 查課本由192P表 10-8 得 動載系數 KV=1.18 查課本由194P表 10-4得 KH=1.446 課程設計 - 8 - 查課本由193P表 10-3 得 : KH=FK=1.4 故載荷系數 : K K K KHKH=1.25*1.18*1.4*1.35=2.79 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 : d1=dt1 tKK/3 =36.16.179.23 =43.45mm 計算模數nm: nm= mmZd 76.12414c o s45.43c o s11 (3). 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公 式 : nm )(c os212213FSFadYYZYKT 1) 確定公式內各計算數值 計算載荷系數 K K K K K K =1.25*1.18*1.4*1.35=2.788 軸向重合度 1.903 螺旋角影響系數 0.88 計算當量齒數 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 119/ cos3 14 130.27 查取 齒形系數 Y 2.592 Y 2.211 應力校正系數 Y Y 1.596 Y 1.775 彎曲疲勞壽命系數 : K1FN=0.86 K2FN=0.93 彎曲疲勞應力 F 1 = 4.3 2 14.1 5 0 09.011 SK FFFN F 2 = 86.2 5 74.1 3 8 095.022 SK FFFN 課程設計 - 9 - 計算大小齒輪的 FSFFY 013 63.057.303596.1592.2 1 11 FSF FY 01642.086.238 775.121.2222 FSF FY 大齒輪的數值大 .選用 . 2）設計計算 計算模數 mmmmm n 23.165.1241 596.1*592.2*88.0*26660 0*79.22 23 按 GB/T1357-1987 圓整為標準模數 ,取 mn=2mm z1=nm 14cos45.43 =21.07 那么 z2 =104 3 幾何尺寸計算 （ 1）計算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 2*)10421( =128.82mm 將中心距圓整為 129mm （ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 305.141292 2)10421(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改變不多 ,故參數,k,hZ等不必修正 . （ 3）計算大 .小齒輪的 分度圓直徑 d1 =42.14co s 229co s1 nmz =43.344mm d2 =42.14co s 294co s2 nmz =214.656mm （ 4）計算齒輪寬度 B= mmmmd 3 4 4.433 4 4.4311 圓整的 452 B 501 B 課程設計 - 10 - B 低速齒輪的計算 1 選精度等級、材料及齒數 （ 1）材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 （ 2）精度等級選用 7 級精度； （ 3）試選小齒輪齒數 z1 24，大齒輪齒數 z2 85； 2 按齒面接觸強度設計 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）確定公式內的各計算數值 1）試選 Kt 1.6 2）選取尺寬系數 d 1 3）材料的區域系數 ZH 2.435 4） 78.01 9.02 則 68.19.078.0 5）小齒輪傳遞的轉矩為 24.4 N.m 6)材料的彈性影響系數 ZE 189.8Mpa 7）小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa 大齒輪的解除疲勞強度 極限 Hlim2 550MPa 8）計算應力值環數 N1 =60n1 jhL=60 319.3 1（ 1 8 365 8） =4.48 108 h N2 =4.48 108 /3.23=1.39 108 h 9）查 得： K1=1.03 K2=1.08 10）齒輪的接觸疲勞需用應力 取失效概率為 1%,安全系數 S=1, H 1 =SK HHN 1lim1=1.03 600=618MPa H 2 =SK HHN 2lim2=1.08 550=594MPa 許用接觸應力 M P aHHH 25.5312/)( 21 課程設計 - 11 - （ 2）設計計算 小齒輪的分度圓直徑 dt12131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm5.60)25.5318.189*435.2(53.353.468.11102.16.12 233 計算圓周速度 100060 11nd t sm /93.01 00 060 09.2 92*5.6014.3 計算齒寬 b和模數ntm計算齒寬 b b=td d1=60.5mm 計算摸數 mn初選螺旋角 =14 ntm= mmZd t 45.22414c o s5.60c o s11 計算 齒寬與高之比 hb h=2.25 mnt=2.52*2.45=5.5125mm hb = 5125.55.60 =10.98 計算縱向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 計算載荷系數 K 使用系數 AK =1.25 根據 smv /93.0 ,7 級精度 , 查課本由192P表 10-8 得 動載系數 KV=1, 查課本由194P表 10-4得 KH=1.35 查課本由193P表 10-3 得 : KH=FK=1.4 故載荷系數 : K K K KHKH=1.25*1*1.4*1.35=2.3625 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d1 =dt1 tKK/3 =60.56.13625.23 =68.89mm 計算模數nm課程設計 - 12 - nm= mmZd 786.08514co s89.68co s11 (3). 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 nm )(c os212213FSFadYYZYKT 1) 確定公式內各計算數值 計算載荷系數 K K K K K K =1.25*1*1.4*1.35=2.3625 軸向重合度 1.903 螺旋角影響系數 0.88 計算當量齒數 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 85/ cos3 14 93.05 查取 齒形系數 Y 2.592 Y 2.195 應力校正系數 Y Y 1.596 Y 1.775 彎曲疲勞壽命系數 : K1FN=0.82 K2FN=0.84 彎曲疲勞應力 F 1 = 86.2 9 24.1 5 0 082.011 SK FFFN F 2 = 2284.1 38084.022 SK FFFN 計算大小齒輪的 FSFFY 0141.086.292596.1592.2 1 11 FSF FY 0171.086.257 808.1162.2222 FSF FY 大齒輪的數值大 .選用 . 課程設計 - 13 - 2）設計計算 計算模數 mmmmm n 71.586.292*68.1241 596.1*592.214c o s101203625.22 2 233 按 GB/T1357-1987 圓整為標準模數 , 取 mn=6mm z1=nm 14cos58.35 =17.26=11.14 那么 z2=11*3.53=38.33=39 z1=11 z2 =39 3 幾何尺寸計算 （ 1）計算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 6*)3911( =154.59mm （ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 21.142 )( 21 nm 因 值改變不多 ,故參數,k,hZ等不必修正 . （ 3）計算大 .小齒輪的 分度圓直徑 d1 =.14cos 6*11cos1 nmz =68.02mm d2 =14cos 639cos2 nmz =241.16mm （ 4）計算齒輪寬度 B= mmmmd 02.6802.6811 圓整的 702 B 751 B 課程設計 - 14 - 4、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算 1、軸 1（高速軸）的設計： 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45鋼，調制處理。根據表 15-3，取0A=112，于是得 d0A 3Pn3112Pnmm=16.19mm 與聯軸器采用單鍵連接， 則軸允許的最小直徑 d=14.38*(1+0.06)=17.33mm 角接觸軸承的選型設計： 將角接觸軸承反裝， F=112Td =1.23kN aF=F*sin =296.93N rF=rF *sin1190.93N (壓力角為 20) 兩軸承徑向分力：0rF=0.5*rF=595.47N 高速級選擇左選，則軸承 11被放松，軸承 12 被壓緊 01dF=02dF=0.680rF=404.9196N 02aF=aF+01dF=296.93+404.9196N=701.8496N Q 0202arFF =1.180.68 根據教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =854.75N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=10.802kN 根據壽命要求選擇 7005AC 型角接觸軸承；則軸上安裝軸承的軸徑為 20 課程設計 - 15 - 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 假設軸直徑的最大部分為 28mm,其 e=34.5-1.6-28-3.3=1.6 而 1.6tm=2.56 即 e0.68 根據教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =932.8N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=7.2kN 根據壽命要求選擇 7005AC 型角接觸軸承；則軸上安裝軸的直徑徑為 25； 3，軸 3（低速軸）的設計： 選取軸的材料為 45鋼，調制處理。根據表 15-3，取0A=112，于是得 課程設計 - 17 - d0A 3Pn3112Pnmm=36.87mm 暫定軸與滾筒的連接采用單鍵，則軸的最小直徑 d1.06*34.85mm=36.94mm 角接觸軸承的選型設計： 將角接觸軸承反裝， F=332Td =2820.58kN aF=F*sin =677N rF =F*cos =2737.98N rF=rF *sin20=936.25N 兩軸承徑向分力：0rF=0.5*rF=468N 高速級選擇左選，則軸承 11 被放松，軸承 12 被壓緊 01dF=02dF=0.680rF=318.32N 02aF=aF+01dF=677+318=995N Q 0202arFF =2.120.68 根據教材， x=0.41,y=0.87 p =x* 02aF +y* 0rF =815.11N 由 c= 3 66010 hnLp,hL=23360h 得； C=4.12kN 根據壽命要求選擇角接觸軸承軸承內徑為大于 15，結合扭轉強度的要求，選擇角接觸球軸承 7010AC,安裝內徑 50mm； 軸的結構設計 2） 擬定軸上零 件的裝配方案 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 1d （如上圖），為了使所選的軸直徑 1d 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的課程設計 - 18 - 計算轉矩3TKT Aca ，查表 14-1，考慮到轉矩化很小，故取 AK1.3，則 caT=AK*T=326.7*1.5=490.05N*m 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5014-1985 或手冊，選用 YL9 型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為 400N*m。半聯軸器的孔徑1d=38mm，故取 YL4半聯軸器長度 L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 1L =164mm 取齒輪距箱體內壁之距離為 25 mm。半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按5d由手冊查得平鍵截面 b h=10 8 82，半聯軸器與軸的配合為 H7/k6 軸的校核 1，軸 3（低速軸）按彎扭組合強度校核： 對齒輪的受力分析： 總的力 F=332Td =2820N aF=F*sin =686 N rF =F*cos =2737N BxF=rF *sin20=936N ByF=rF *cos 20=2572N X 平面（水平面） AxF+BxF+CxF=0 aF 32d+BxF 122+CxF (122+75)=0 解得：AxF=-1.15N CxF=-934N 課程設計 - 19 - Y平面（垂直平面） AyF+ByF+CyF=0 ByF 122+CyF (122+75)=0 解得：AyF=-979N CyF=-1592N 根據 x,y 平面彎曲圖形則彎曲的的最大值 M: M= 22xyMM=138431N.mm 其扭矩 圖如下： 課程設計 - 20 - 其危險截面為軸 3 與聯軸器的結合面，其抗彎曲截面系數 W 為： W= 32()3 2 2d b t d td =4314.167 3mm d,為軸的直徑 t,為軸上鍵槽的深度 b,為鍵的寬度 所以按彎扭組合強度校核： 22()caMTW ca，軸的計算應力 N.mm ,折合系數 M ,軸所受的彎矩 N.mm T ，軸所受的扭矩 W ，抗彎截面系數 求得：ca=37.78Mpa 45號鋼的安全系數去 1.5 則 =236.67Mpa 所以 ca 此軸安全。 課程設計 - 21 - 對于軸向分力對軸的穩定性，這里不進行分析校核了（它不屬于細長軸） 2，對軸 2（中間軸）按彎扭組合強度校核： 對齒輪 2進行受力分析： 對于齒輪 2(B) F1=222Td =1133.3N 2aF=F*sin =275.5N 2rF， =F*cos =1099N 2rF=2rF， *sin20=375.88N （ x方向 ) 2tF=2rF， cos 20=1032.72N (y 方向 ) 對于齒輪 3 (C) F2= 232Td =2890 3aF=F*sin =694.5N 3rF = F*cos =-2805N 3rF=3rF *sin20=959.37N （ x 方向） 3tF=3rF * cos 20=2635.8N (y 方向 ) X平面（水平面）： AxF+BxF-CxF+DxF=0 BxF*81.5+2aF*153/2-3rF*122.5+3aF*30+DxF*197=0 解得：AxF=355.18N DxF=228.3N 課程設計 - 22 - Y平面 AyF+ByF+CyF+DyF=0 ByF*81.5+CyF*122.5+DyF*197=0 解得：AyF=-1602.3N DyF=-2066.2N 軸 2 的扭矩圖： 課程設計 - 23 - 根據 x,y 平面彎曲圖形則彎曲的的最大值 M: M= 22xyMM=167436N.mm 其危險截面為軸 2（中間軸）與齒輪 2的結合面，其抗彎曲截系數 W為： W= 32()3 2 2d b t d td =4710.635 3mm d,為軸的直徑 t,為軸上鍵槽的深度 b,為鍵的寬度 所以按彎扭組合強度校核 ： 22()caMTW ca，軸的計算應力 N.mm ,折合系數 M ,軸所受的彎矩 N.mm T ，軸所受的扭矩 W ，抗彎截面系數 求得：ca=35.97Mpa 課程設計 - 24 - 45號鋼的安全系 數去 1.5 則 =236.67Mpa 所以 ca 此軸 2(中間軸 )安全。 3，對軸 3（高速軸）按彎扭組合強度校核 : 對齒輪 1的受力分析： F= 112Td =1.205kn 1aF=F*sin =293.1N 1rF =F* cos =1168.8N 1rF=1rF *sin20=-400N 1tF=1rF *cos20 =-1098.35N X平面（水平面）： AxF-BxF+CxF=0 -1aF*35/2 -BxF*63.5+CxF*197=0 解得： AxF=254N CxF=155.0N Y平面（垂直平面）： AyF-ByF+CyF=0 課程設計 - 25 - -ByF*63.5+CyF*197=0 解得：AyF=744N CyF=354N 軸 1（高速軸）的扭矩圖： 根據 x,y 平面彎曲圖形則彎曲的的最大值 M: M= 22xyMM=72326.92N.mm 課程設計 - 26 - 其危險截面為軸 2（中間軸）與齒輪 2 的結合面，其抗彎曲截面系數 W 為： W= 32()3 2 2d b t d td =459.765 3mm d,為軸的直徑 t,為軸上鍵槽的深度 b,為鍵的寬度 所以按彎扭組合強度校核 ： 22()caMTW ca，軸的計算應力 N.mm ,折合系數 M ,軸所受的彎矩 N.mm T ，軸所受的扭矩 W ，抗彎截面系數 求得：ca=0.16Mpa 45號鋼的安全系數 去 1.5 則 =236.67Mpa 所以 ca1.2 20 齒輪端面 與 內箱 壁距離 2 2 25 箱蓋，箱座肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 8.5 8.5 軸承端蓋外徑 2D DD 2 +（ 5 5.5） 3d 82（ 1 軸） 87（ 2 軸） 108（ 3 軸 ） 軸承旁聯 結 螺栓 距離 S 2DS 82（ 1軸） 87（ 2 軸） 108（ 3 軸） 課程設計 - 29 - 6、鍵聯接的選擇和計算 （ 1） a,低速級的校核 兩鍵均采用圓頭普通平鍵 與齒輪聯接處的鍵為 1 4 9 5 0b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得許用應力 p=100 120Mpa，取其中間值 p=110Mpa，鍵工作長度 L =L-b=50-14=36mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.45mm, 得 3 332 1 0 2 2 8 7 . 2 7 1 0 5 1 . 0 7 1 1 04 . 5 5 0 5 0ppT M p a M p a M p ak l d (合格 ) b,低速級 與聯軸器聯接處鍵為 1 0 8 7 0b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得 許用應力 p=100 120Mpa， 鍵工作長度 mmbLl 541670 ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmhK 105.05.0 =5mm, 得 3 332 1 0 2 2 8 7 . 2 7 1 0 5 4 . 0 1 1 04 7 0 3 8ppT M p a M p a M p ak l d （合格） （ 2）中間軸鍵校核： 兩鍵均采用圓頭普通平鍵 與寬齒輪聯接處鍵為 : 8 7 4 5b h L m m m m m m 查表得 6-2查得許用應力 p=100 120Mpa，取其中間值 p=110Mpa， 鍵工作長度 4 5 8 3 7l L b m m ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 0 .5 3 .5K h m m 得 332 1 0 2 8 6 . 7 1 0 4 4 . 6 1 1 03 . 5 3 7 3 0ppT M p a M p a M p ak l d (合格 ) 與細齒輪聯接處鍵為 課程設計 - 30 - 1 0 8 3 2b h L m m m m m m 查表得 6-2 查得許用應力 p=100 120Mpa， 取其中間值 p=110Mpa。 鍵工作長度 3 2 1 0 2 2l L b m m ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 0 .5 4K h m m, 得 332 1 0 2 8 6 . 7 1 0 5 1 . 8 5 1 1 04 2 2 3 8ppT M p a M p a M p ak l d 合格 (3)軸 1（高速軸）與聯軸器配合的 鍵 鍵為 6 6 3 6b h L m m m m m m 查表得 6-2查得 許用應力 p=100 120Mpa， 鍵工作長度 3 6 6 3 0l L b m m ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 0 . 5 0 . 5 6 3K h m m 3 312 1 0 2 2 0 . 8 1 0 2 5 . 6 1 1 03 3 0 1 8ppT M p a M p a M p ak l d （合格） 課程設計 - 31 - 7、聯軸器的選擇 由于凸緣聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。 聯軸器的設計計算： （ 1），高速級 由于裝置用于運輸機，原動機為電 動機，所以工作情況系數為 3.1AK， 計算轉矩為3 1 . 3 2 0 . 8 2 7 . 0 4c a AT K T N m N m 查手冊選用 HL4 型凸緣聯軸器 其主要參數如下： 材料 HT200 公稱轉矩 40nT N m軸孔直徑 18mm 半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L=42mm. （ 2），對于低速軸聯軸器的選擇： 工況系數 3.1AK ，計算轉矩3 1 . 3 2 8 7 . 3 7 3 . 1 .c a AT K T N m N m 查手冊選用 Yl9 型凸緣聯軸器 其主要參數如下： 材料 HT200 公稱轉矩 400nT N m軸孔直徑 38mm 半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L=82mm 課程設計 - 32 - 8、潤滑和密封的選擇 對于二級圓柱