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鄭 州 大 學(xué)課 程 設(shè) 計 說 明 書&機械工程學(xué)院機械工程及自動化專業(yè)8班課程 機 械 設(shè) 計題 目 減速器設(shè)計說明書學(xué) 生 黃 真指 導(dǎo) 教 師 陳江義教研室主任 陳江義完成日期： 2008年 1 月 10 日目 錄設(shè)計任務(wù)書5一. 工作條件5二. 原始數(shù)據(jù)5三. 設(shè)計內(nèi)容5四. 設(shè)計任務(wù)5五. 設(shè)計進度6傳動方案的擬定及說明6電動機的選擇6一. 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 7二. 電動機容量的選擇 7三. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 7四. 電動機型號的選擇 7傳動裝置的運動和動力參數(shù) 8一. 總傳動比 8二. 合理分配各級傳動比 8三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 8傳動件的設(shè)計計算 9一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計 9二. 低速嚙合齒輪的設(shè)計14三. 滾筒速度校核19軸的設(shè)計計算19一. 初步確定軸的最小直徑 19二. 軸的設(shè)計與校核20滾動軸承的計算30一. 高速軸上軸承（6208）校核 30二. 中間軸上軸承（6207）校核 31三. 輸出軸上軸承（6210）校核 32鍵聯(lián)接的選擇及校核34一. 鍵的選擇34二. 鍵的校核34連軸器的選擇35一. 高速軸與電動機之間的聯(lián)軸器 35二. 輸出軸與電動機之間的聯(lián)軸器 35減速器附件的選擇 36一. 通氣孔36二. 油面指示器 36三. 起吊裝置 36四. 油塞36五. 窺視孔及窺視蓋36六. 軸承蓋37潤滑與密封37一. 齒輪潤滑37二. 滾動軸承潤滑37三. 密封方法的選擇37設(shè)計小結(jié)37參考資料目錄38機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計用于帶式運輸機傳動系統(tǒng)的齒輪（蝸輪）減速器一 工作條件連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)、載荷平穩(wěn)、室內(nèi)工作、有粉塵(運輸帶與滾筒摩擦阻力影響已在F中考慮)。二 原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）： 2500卷筒的直徑D（mm）： 400運輸帶速度V（m/s）： 1.1運輸帶速度允許誤差 5%使用年限（年）： 10工作制度（班/日）： 1生產(chǎn)條件： 中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級齒輪及蝸輪；動力來源： 電力、三相交流380/220伏。 三 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 齒輪傳動設(shè)計計算；3. 軸的設(shè)計；4. 滾動軸承的選擇與校核；5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制；7. 設(shè)計計算說明書的編寫。四 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張；2. 齒輪、軸、箱體零件圖各一張；3. 設(shè)計說明書一份。五 設(shè)計進度1、 第一階段：傳動方案的選擇、傳動件參數(shù)計算及校核、繪 制裝配草圖2、 第二階段： 制裝配圖；3、 第三階段：繪制零件圖。傳動方案的擬定及說明一個好的傳動方案，除了首先滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及維護方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動方案和對多種傳動方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。根據(jù)工作條件和原始數(shù)據(jù)可選方案二，即展開式二級圓柱齒輪傳動。因為此方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)行好，但也有一缺點，就是寬度較大。其中選用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點，同時選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如下： 1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5鼓輪；6帶式運輸機實際設(shè)計中對此方案略微做改動，即：把齒輪放在靠近電動機端和滾筒端。（其他們的優(yōu)缺點見小結(jié)所述）電動機的選擇 (以下公式引用自1P 78)一. 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的封閉式Y(jié)系列三相異步交流的電動機。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。二. 電動機容量的選擇1. 工作機所需功率Pw 知F=2500 N V=1.1m/s 所以2. 電動機的輸出功率kw3. 確定電動機額定功率因為應(yīng)等于或稍大于。故選擇=4kw的電動機。三. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇工作機滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因為兩極傳動的總傳動比最好不要超過20，故電動機的同步轉(zhuǎn)小于等于*20=1051r/min,同時總傳動比應(yīng)越接近20越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。四. 電動機型號的確定根據(jù)上面步驟的計算，查表選出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。基本符合題目所需的要求。 （1P196表20-1）傳動裝置的運動和動力參數(shù) (以下公式引用自1P810)一. 總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以選 。由=18.27，得=4.873， =3.749三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1. 各軸轉(zhuǎn)速 高速軸：=960r/min 中間軸：=/=960/4.873=197.00r/min 輸出軸：=/=197.00/3.749=52.55r/min2. 各軸輸入功率計算 =3.07*0.99=3.039kw =3.039*0.99*0.97=2.919kw =2.919*0.99*0.97=2.803kw3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)矩T=9550/=9550*3.07/960N.m=30.540 N.m =9550/=9550*3.039/960 N.m =30.232 N.m =9550/=9550*2.919/197.00 N.m =141.505 N.m =9550/=9550*2.803/52.55 N.m =509.394 N.m附：各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸I中間軸II輸出軸III鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）960960197.0052.5552.55功率（kW）43.0392.9192.8032.75轉(zhuǎn)矩（Nm）30.54030.232141.505509.394510.499傳動比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801傳動件的設(shè)計計算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計 （以下公式引用自2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選用7級精度（GB10095-88）；3） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4） 試選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)97；5） 選取螺旋角。 初選螺旋角142 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =30.232N.m（3） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) 2.433（4） 由表107選取齒寬系數(shù) 1（5） 由圖1026查得 0.75，0.875， 則 （6） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù) 189.8（7） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550MPa；（8） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j609601（830010）1.382h /1.382/4.873=2.837h（9） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；1.07（10） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.95600MPa570MPa 1.07550MPa588.5MPa ()/2(570+588.5)=579.25MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑,=mm=35.73mm（2） 計算圓周速度v=1.8m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=135.73mm=35.73mm=1.73h=2.25=2.251.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（4） 計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.8m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.07；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)11+0.231035.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) K=11.071.421.4=2.13（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=39.31mm（7） 計算模數(shù) =mm=1.91mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K= =11.071.331.4=1.99（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318120tan14=1.586，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=20/cos14=21.89 =/cos=97/cos14=103.99（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.724；=2.175（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.569；=1.793（6） 計算由圖（10-20C）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa=380Mpa（7） 由圖（10-18）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.88=0.91（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得：=314.29Mpa=247MPa（9） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01360=0.01579 大齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計計算 =1.34對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=1.5，則=23.11取=27，則=274.873=1314 幾何尺寸計算1) 計算中心距a=122.13mma圓整后取122mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.76由于值改變不大，故參數(shù)、等不大，不用修正3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑=41.695mm=202.306mm4) 計算齒輪寬度 b=mm=41.695mm圓整后取=42mm，=47mm5 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)略。二. 低速嚙合齒輪的設(shè)計（以下引用公式均為2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） .試選小齒輪齒數(shù)25，大齒輪齒數(shù)94；其他參數(shù)和上對齒輪一樣2 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=141.505N.m（2） 由圖1026查得0.778，0.884，則（3） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j60197.001（830010）2.837h/2.837/3.749=7.566（4） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)1.07；1.16。（5） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得1.07600MPa642MPa1.16550Mpa638MPa()/2(642+638)Mpa=640MPa 其他數(shù)據(jù)和上對齒輪的數(shù)據(jù)一樣2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑mm=56.43mm（2） 計算圓周速度v=0.58m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=156.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.252.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4） 計算縱向重合度 =1.982（5） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.58m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.035；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)1+0.231056.74=1.42由圖1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) K=11.0351.41.42=2.06（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=61.39mm（7） 計算模數(shù) =mm=2.38mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K= =11.0351.41.35=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=1.982，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=25/cos14=27.37 =/cos=94/cos14=102.90（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.564；=2.178（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.637；=1.792（6） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（7） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得：=325Mpa=252.43MPa（9） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01291=0.01546 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算=1.90mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2，已可滿足彎曲強度。但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=61.39mm應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=29.28取=32，則=323.749=1204. 幾何尺寸計算1） 計算中心距a=156.65mma圓整后取157mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.50由于值改變不大，故參數(shù)、等不用修正。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑=66.105mm=247.895mm4） 計算齒輪寬度 b=d=mm=66.105mm圓整后取=75mm，=70mm5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)見零件圖三. 滾筒速度校核滾筒實際速度速度誤差故齒輪設(shè)計符合要求軸的設(shè)計計算一. 初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，先由式d初步確定軸的最小直徑(其中取103126)擬定高速軸齒輪為左旋，中間軸齒輪為右旋，則輸出軸齒輪為左旋。 （2P132式（153）高速軸：d=mm=18.50m中間軸：d=29.47mm輸出軸：d=41.41mm二. 軸的設(shè)計與校核1. 作用在齒輪上的力 =N=1450.15N=N=543.41N=tan=355.09N；同理 =4109.76N=1545.04N=1062.86N則=+=4109.76+1450.15=5559.91N=-=1545.04-543.41=1001.63N=-=1062.86-355.09=707.77N2. 滾動軸承的選擇由以上的計算可以看出：三根軸的軸向力都非常小，故選用成本最低的深溝球軸承。3. 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核1) 確定軸上零件的裝配方案 如下圖所示 a b c d e f(1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 a. 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為32mm；b. 軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達3mm，所以該段直徑選為38；c. 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用6208型，即該段直徑定為40mm；d. 該段軸要插齒輪；e. 軸肩固定軸承，直徑為48mm；f. 該段軸要安裝軸承，直徑定為40mm。(2) 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：g. 該段由聯(lián)軸器孔長決定為60mm；h. 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為62mm；i. 該兩段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18mm，并且軸承要離箱體內(nèi)壁10mm,封油盤要突出內(nèi)壁2 mm,故該段長度定為30mm；j. 該段加工齒輪，齒輪寬為47mm，定為47mm；k. 該段有低速級齒輪齒寬及其與箱體內(nèi)壁的距離決定，取80mm；l. 該段同c段，同為30mm。所以高速軸的總長為309mm。2) 軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點如下： 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度水平彎矩M=*d1/2=7.402N.m =314.71N =543.41N =355.909NM 故其彎矩圖為：豎直彎矩 彎矩圖為：扭矩圖為： 其中=314.71N =944.9N =*122.5/188=944.9N=*65.5/188=505.2N則從上可知危險點在受力點，即齒輪中心=35.42N.m=61.89N.mT=30.232N.m40Cr鋼對稱循環(huán)應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。W=高速軸校核安全。4. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核1) 確定軸上零件的裝配方案如下圖所示： a b c d e (1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 a. a和e段軸用于安裝封油盤和軸承6207，取直徑為35mm。b. b段安裝大齒輪，直徑定為38mmc. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為45mm。d. V-VI段安裝大齒輪，直徑為38mm。(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a. a段軸承寬度為17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為10mm,且b段的大齒輪離內(nèi)壁為16mm，故a段長度為17+10+16=43mm2。b. b段為大齒輪的寬度42mm。c. c段用于隔開兩個齒輪，長度取為10mmd. d段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度75mm。e. e段為軸承寬度為17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為10mm，且d段的小齒輪離內(nèi)壁為7mm，故e段長度為17+10+7=34mm。中間軸總長為204mm.2) 軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下： 55.5 68.5 63 133.44 198.80 73.59 37.67 54.74 19.61 141.505=（1450.15*131.5+4109.76*63）/187=2404.33N=（1450.15*55.5+4109.76*124）/187=3155.58N=（1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2）/197N=132.74N=543.41N=1062.86N5.校核軸的疲勞強度有上面的分析和彎扭圖可知：危險點為兩個齒輪的中點40cr的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以故中間軸選用安全。5. 輸出軸機構(gòu)設(shè)計1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計見零件圖2) 求軸上的載荷因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下：其中= N =N=N =N3) 精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面 由彎扭圖可以看出，齒輪中點處彎距矩最大，但應(yīng)力集中非常小，故不是危險面，而在齒輪的右側(cè)，雖彎矩不大，但應(yīng)力較集中，所以判斷為危險截面。(2) 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 界面右側(cè)的彎矩M為： 故 截面上的扭矩為 =509.394N.m截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的值，由插入法求得，并取，于是得 （2P40附表3-8）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為（2P40附圖3-4）故得綜合系數(shù)為（2P25式（3-12）和P26式（3-12a）碳鋼特性系數(shù)的確定，取，取于是，計算安全系數(shù)值，得 （2P365366式15-615-8） 故可知其安全。 (3) 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 界面右側(cè)的彎矩M為故截面上的扭矩為 =509.394N.m截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于軸選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，所以有，。（2P355表15-1） 截面上由于軸肩而形成的理論集中系數(shù)綜合系數(shù)的計算及由，經(jīng)插值后可查得， （2P38附表3-2經(jīng)直線插入）軸的材料的敏感系數(shù)為， （2P37附圖3-1） 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，（2P39附圖3-2）（2P39附圖3-3） 軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，（2P40附圖3-4） 軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為 （2P25式（3-12）和P26式（3-12a） 碳鋼特性系數(shù)的確定，取，取于是，計算安全系數(shù)值，得故可知其安全。滾動軸承的計算 (以下公式引用自1P144表153)一. 高速軸上軸承（6208）校核1 求兩軸承受到的徑向載荷2 求兩軸承受到的軸向載荷 3 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為。由于(1) 對軸承一，故當(dāng)量載荷(2) 對軸承二由于，所以，。故當(dāng)量載荷為4 軸承壽命的校核 二. 中間軸上軸承（6207）校核 1 求兩軸承受到的徑向載荷 2 求兩軸承受到的軸向載荷 3 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為。(1) 對軸承一因為，故當(dāng)量載荷(2) 對軸承二由于，所以當(dāng)量載荷為4 軸承壽命的校核軸承二可用，合格三. 輸出軸上軸承（6210）校核1. 求兩軸承受到的徑向載荷2. 求兩軸承受到的軸向載荷3. 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為1) 對軸承一由于，所以。故當(dāng)量載荷為2) 對軸承二因為，故當(dāng)量載荷4. 軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算一. 鍵的選擇選圓頭普通平鍵，材料為鋼。所選的結(jié)果見下表：代號鍵寬b鍵高h(yuǎn)鍵長L直徑d(mm)工作長度l（mm）工作高度k（mm）轉(zhuǎn)矩T （Nm）高速軸1108503240430.232中間軸21083638264141.50531085638464141.505輸出軸416105652405509.39451498045664.5510.499二. 鍵的校核由式可得： （2P103式（61）鍵1 ：鍵2： 鍵3： 鍵4： 鍵5： 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇一. 高速軸與電動機之間的聯(lián)軸器電動機輸出軸與減速器高速軸之間聯(lián)軸器的設(shè)計計算相聯(lián)時電動機輸出軸與減速器高速軸相聯(lián)時，由于轉(zhuǎn)速較高。為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器。但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑（直徑為38mm） 限制，所以選用 其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1P163表17-3） 二. 輸出軸與工作機之間的聯(lián)軸器輸出軸與工作機之間聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于輸出軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機不在同一機床上，要求有較大的軸線偏移補償，且本題中載荷平穩(wěn)，沒有沖擊。因此常選用承載能力較高的剛性聯(lián)軸器所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器 其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩630N.m軸孔直徑 軸孔長 （1P163表17-3） 減速器附件的選擇（以下均來自1P7680）一. 通氣器由于在室內(nèi)使用，選有二次過濾功能的通氣器，采用M271.5。二. 油面指示器選用游標(biāo)尺M12，第二種型號的。三. 起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。四. 油塞選用外六角油塞及墊片M121.5。五. 窺視孔及視孔蓋六. 軸承蓋凸緣式端蓋易于調(diào)整，故選用突緣式軸承蓋。潤滑與密封一、 齒輪潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為大齒輪半徑的，取為42mm。還要至少浸到高速級大齒輪的10mm,定位11mm。二、 滾動軸承潤滑由于軸承周向速度速度為2m/s左，選用脂潤滑。三、 密封方法的選取當(dāng)軸不輸出時采用悶蓋式凸緣式軸承端蓋密封；當(dāng)軸要伸出時采用透蓋式凸緣式軸承端蓋加氈圈密封；軸承內(nèi)部的密封采用封油盤密封；設(shè)計小結(jié)如選用方案二，齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分有均勻的現(xiàn)象。但同時卻使整個軸上都要承受扭矩；如果用此種方案，可以使軸的扭矩只在軸的一部分上，但卻加劇了軸的彎曲變形，使沿齒寬載荷分有不均勻的現(xiàn)象更名顯，故方案二具有明顯的優(yōu)勢，這也是我在做此