設(shè)計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1

1、 設(shè)計題目： 一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計 系部：機電工程系學(xué)生：班級：機電一體化學(xué)號：指導(dǎo)教師：裝訂交卷日期：目錄一、    電動機的選擇- 二、    計算傳動設(shè)計- 三、    各軸運動的總傳動比并分配各級傳動比- 四、    帶傳動設(shè)計- 五、    齒輪傳動設(shè)計- 六、    軸的設(shè)計- 七、    軸

2、的考核鍵的校核-  八、    聯(lián)軸器的選擇- 九、    減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計- 十、    潤滑與密封- 十一、            參考資料- 機械零件課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。運動簡圖 工作條件 傳動平穩(wěn)，輸送帶單向工作，24小時工作制，使用5年，輸送帶速度誤差±5%原始數(shù)據(jù)已知條件題號14輸送帶

3、拉力2.1輸送帶速度1.6滾筒直徑400設(shè)計工作量 設(shè)計說明書一份減速器裝配圖1張減速器零件大齒輪1張，輸出軸1張二、電動機的選擇計算步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果 1、選擇電動機的類型。  2、電動機輸出功率   按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇式籠型三相異步電動機。  滾筒的功率: Pw=Fw.Vw/1000w =2100 ×1.6/（1000×0.96） =3.5kw電動機輸出功率：根據(jù)簡圖，查手冊2-3得：V帶傳動效率 PQ=Pw/又因為=12334 =0.96×0

4、.98×0.97×0.97×0.96 =0.82P0=PW/ =3.5/0.82=4.27KW電動機的額定功率： P=(1.0-1.3)P0=4.27-5.55KW電動機的額定功率為5.5KW.滾筒轉(zhuǎn)速：NW=60Vw×1000/D =60×1.6×1000/(3.14×400) =76.43r/min確定總傳動比的范圍電動機的轉(zhuǎn)速n；按表推薦的各種傳動比范圍取V帶傳動比i1=（2-4），單級圓柱齒輪傳動比i2=（3-5）,總的傳動比范圍為： i=i1×i2 = (24) ×(35)=620 n=(620

5、) ×76.43 =458.581528.6r/min在該范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，因此選擇電動機行型號為：Y132M1-6 同步轉(zhuǎn)速1000r/min 滿載轉(zhuǎn)速：960r/min， 額定功率4KW。     PW=3.5KW           P0=4.27kw     Nw=76.43r/m

6、in         同步轉(zhuǎn)速為1000r/min  額定功率為4kw計算步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果 1、         計算總傳動比  2、         各級傳動比分配   i=nm/nw=960/76.43=12.56   為使V帶傳動的外

7、部尺寸不至于過大，初選傳動比i=3.2。則齒輪傳動比為：i2=i/i1=12.56/3.2=3.93         i1=3.2  i2=3.93         三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算計算步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果1、0軸（電動機軸） 2、1軸（高速軸）  3、2軸（低速軸）   4、3軸（滾筒軸）   

8、P0=4.27KW n0=960r/minT0=9550P0/n0 =9550×4.27/960=42.48N.mP1=P0×1 =4.27×0.96=4.10KWn1=n0/i1=960/3.2=300/minT1=9550P1/n1=9550×4.10/300=130.52N.mP2=P1×23 =4.27×0.98×0.97=4.06KWn2=n1/i2=300/3.93=76.34r/minT2=9550P2/n2=9550×4.06/76.34=507.90N.mPW=P2×3×4 =

9、4.06×0.97×0.96=3.78KWnw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=9550×3.66/76.34=457.86N.m參 數(shù)軸 號0軸1軸2軸W軸功P(KW)4.274.104.063.78轉(zhuǎn)速n(r/min)96030076.3473.89轉(zhuǎn)矩T（N.m）42.48129.24507.90457.86傳動比i3.23.931效率0.960.950.96P0=4.27KWn0=960r/min  P1=4.06KW n1=300r/min T1=129.24N.mn2=76.34r/min&

10、#160;T2=491.25N.m PW=3.66KWnw=76.34r/minTW=457.86N.m 四、V帶傳動設(shè)計計算步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果1、      確定設(shè)計功率PC2、      選擇普通V帶型號3、      確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2。       4、      驗證帶速V5、&

11、#160;     確定帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a。                6、      校核小帶輪包角1  7、      確定V帶根數(shù)Z          

12、60;     8、      求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0     9、      帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 10、設(shè)計結(jié)果  由<<機械設(shè)計基礎(chǔ)>>表8-21得KA=1.3PC=KAP0=1.3×4.27=5.55KW根據(jù)PC=5.55KW,n0=960r/min。由圖8.13應(yīng)選A型V帶。由機械設(shè)計基礎(chǔ)圖8.13取dd1=125mm，

13、dd1=125ddmin=75mmdd2=n0dd1/n1=960×125/300 =400mm按表8.3取標(biāo)準(zhǔn)直徑dd2=400mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為： i=dd2/dd1=400/125=3.2 n2=n1/i=960/3.2=300從動輪的轉(zhuǎn)速誤差為（300-300）/300=0%在±5%以內(nèi)，為允許值。V=dd1n1/60×1000=（125××960）/（60×1000）m/s=6.28m/s帶速在525m/s范圍內(nèi)。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+40

14、0）a02(125+400)367.5a01050取a0=700由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×700+（125+400）/2+（400-125）2/（4×700）=2251.26mm由表8.4選取基準(zhǔn)長度La=2240mm由式（8.160得實際中心距a為 aa0+（La-L0）/2=700+ =694.37mm694mm中心距a的變動范圍為amin=a-0.015Ld =694.37-0.015×2240 =660.77mmamax=a+0.03Ld=694.37+0.03×2240=76

15、1.57mm由式（8.17）得 1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o =180o-57.3o×（400-125）/694.37 =157.31o120o由式（8.18）得 ZPc/(P0+P0)KaKL 根據(jù)dd1=125mm，n1=960r/min，查表8.9得，用內(nèi)插法得 P0=1.19+(960-800) × =1.37666KW取P0=1.38kw P0=1.38kw由式（8.11）得功率增量P0為 P0=Kfn1（1-1/Ki）由表8.18查的Kf=1.0275×10-3根據(jù)傳動比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，則P0=

16、1.0275×10-3×960（1-1/1.1373）kw=0.12kw由表8.4查得帶長度修正系數(shù)KL=1.06，由圖8.11查得包角系數(shù)K=0.96,得普通V帶根數(shù) Z= =3.995根圓整得根由表8.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.10kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根V帶的初拉力為 F0= ×（ -1）+qv2 = ×（ -1）+0.1×6.282 =177.84N由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ為 FQ=2×F0Zsin（157.31o/2） =2×177.84×4×sin（157

17、.31o/2） =1394.92N按本章8.2.2進(jìn)行設(shè)計（設(shè)計過程略）。  選用4根A-1600GB 11544-89V帶，中心距a=694mm，帶輪直徑dd1=125，dd2=400mm，軸上壓力FQ=1381.36N。 KA=1.3Pc=5.55kw  dd1=125mmdd2=400mm    i=3.2n2=300   V=6.28m/s      a0=700 La=2240mm &#

18、160; a694mm  amin=616.2mm  amax=717mm 1=157.30o      P0=1.38kw     Kf=1.0275×10-3 P0=0.12kw  K=0.96  Z=4   F0=177.84N   FQ=1394.92N    

19、    結(jié)果選擇4根A-1600GB 11544-89V帶。    五、齒輪傳動設(shè)計設(shè)計一單級直齒圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功率P1=4.06KW電動機驅(qū)動，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=300r/min，大齒輪轉(zhuǎn)速n2=76.34r/min，傳遞比i=3.93，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限五年，兩班工作。設(shè)計步驟計算方法和內(nèi)容設(shè)計結(jié)果1、         選擇齒輪材料及精度等級。  2、按齒輪面接觸疲勞強度設(shè)計&#

20、160;                                3、         主要尺寸計算        

21、;4、         按齒根彎曲疲勞強度校核           5、         驗算齒輪的圓周速度v。   6、驗算帶的帶速誤差。小齒輪選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度為230HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為200HBS。因為是普通減速器，由表機械設(shè)計基礎(chǔ)第二版中表選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3

22、.26.3um。 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應(yīng)用式（10.22）求出d1值。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)：（1）   轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55×106P/n =9.55×106× =130516.67N.mm（2）   載荷系數(shù)K 查表10.11取K=1.1（3）   齒輪Z1和齒寬系數(shù)d小齒輪的齒數(shù)z1取為25，則大齒輪齒數(shù)Z2=3.93×25=99。故Z2=99因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20選取 d=1。（4）   許用接觸應(yīng)力【fH】由圖機

23、械設(shè)計基礎(chǔ)中10.24查的fHlim1=580MPa fHlim2=550Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×960×（5×52×5×24） =1.80×109N2=N1/i=1.80×109/3.93=4.58×108查圖10.27得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.07由式（10.13）可得 【fH】1= ZNT1fHlim1/SH =1×580/1=580MPa 【fH】2=ZNT2fHlim2/SH 1.07×550/1=588.5MPa故d176.43×

24、=76.43× =62.06mmm= = =2.48由表10.3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×100=250mmf2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm經(jīng)圓整后取f2=65mm f1=f2+5mm=70mm a= m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+99）=155mm由式（10.24）得出fF,如fF【fF】則校核合格確定有關(guān)系與參數(shù)：（1）、齒形系數(shù)YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184（2）、應(yīng)力修正系數(shù)YS查表10.14得

25、YS1=1.59， YS2=1.7985（3）、許用彎曲應(yīng)力【fF】由圖10.25查得fFlim1=210MPa，fFlim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由圖10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得 【fF】1= = =162MPa 【fF】2= = =146MPa故fF1= YFYS = ×2.65×1.59 =113.15MPa【fF】1=162MPa fF2=fF1 =113.15× MPa =105.48MPa【fF】2=146MPa齒根彎曲強度校核合格 V= = =0.98m/s由表10.22可知，選8級精度是合適的。

26、nw= = =960/（3.2×3.93） =76.34r/min2= = =3.3%輸送帶允許帶速誤差為±5%合格。         T1=130516.67N.mm     Z1=25Z2=100   fHlim1=580MPafHlim2=550Mpa N1=1.80×109 N2=4.58×108ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【fH】1=580

27、MPa【fH】2=588.5MPa       m=2.5mm f=62.5mm f1=70mm a=155mm        SF=1.3YNT1=YNT2=1            V=0.98m/s   齒輪的基本參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪有ha*=1 c*=0.25齒頂高h(yuǎn)a

28、=ha*×m=2.5mm齒根高h(yuǎn)f=1.25×m=1.25×2.5=3.125mm齒全高h(yuǎn)=2.25m=2.25×2.5=5.625mm齒頂高直徑da=m（z+2ha）=2.5×（99+2×1）=252.5mm齒根圓直徑df=m（z-2ha*-2c*）=2.5×（99-2×1-2×0.25）=241.25mm 六、軸的設(shè)計 由前面計算可知：傳動功率P2=4.06KW,轉(zhuǎn)速n2=73.89r/minh，工作單向轉(zhuǎn)動軸采用深溝球軸承支撐。設(shè)計步驟計算方法和內(nèi)容設(shè)計結(jié)果1、  &#

29、160;      選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力。 2、         按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑。   3、         設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 （1）、確定軸上零件的位置和固定方式       （2）、確定各軸段的直徑    

30、                            （3）、確定各軸段的長度                    

31、                                                  

32、 4、         按彎曲扭合成強度校核軸徑(!)、畫出軸的受力圖。            （2）、作水平面內(nèi)的彎矩圖，支點反力為。      （3）、作垂直面內(nèi)的彎矩圖，        （4）、作合成彎矩圖   &

33、#160;    （5）、作轉(zhuǎn)矩圖    （6）、求當(dāng)量彎矩           （7）、確定危險截面及校核強度。  由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料五特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查書1(見備注)273頁表14.2得強度極限fB=650MPa，在查書1，272頁表1402得許用彎曲應(yīng)力【f-1f】=60MPa。根據(jù)書1，271頁表14.1得C=107118.又由式

34、（14.2）得：dC× . =（107118）× =40.2344.37mm考慮到軸的最小直徑出要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%5%，取為41.7146.59mm。查書2（見備注），127頁附表9.4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB5014-85摘錄）得d1=45mm 軸的計算轉(zhuǎn)矩為： TC=9550×103× =9550×103× =507898.87N.m）查書2，127頁附表9.4彈性柱銷聯(lián)軸器，（GB5014-85摘錄）得HL4型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器輪轂長L=112mm，鍵槽長L1=84mm。 （1）、確定軸上零件的布置方案和

35、定位方式，如14.8圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合H7/K6作周定位。 （2）、確定軸的各段直徑、由上述可知軸段1直徑最小d1=45mm。軸的直徑d101818303050508080100軸上圓角/倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小軸肩高度hmin22.53.54.55.5軸環(huán)寬度ff1.4h軸上圓角半徑R0.81.01.622.5 、軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器進(jìn)行定位，軸段2上應(yīng)

36、有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)，至少應(yīng)滿足： d1+2×3.5mm=45+7=52mm取軸徑d2=55，并根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版）129頁附表10.1選用6011型軸承。、軸段3不考慮對安裝在軸2上的零進(jìn)行定位，只要求有一定圓角即可，至少應(yīng)滿足： d3=d2+2×2mm =55+4=59mm圓整后取d3=60mm。、軸段4一般要比軸段3的直徑大10mm，所以有 d4=d3+10mm=70mm、為了便于拆卸左軸承，根據(jù)書2，129頁附表10.1可知，6011型軸承的最小安裝直徑：da=62mm，所以取d5=62mm、軸

37、段6與軸段2安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為： d6=d2=55mm（3）、確定軸的各段長度、已知轂寬為65mm，為了保證齒輪固定可靠，軸段3的長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度2mm，取軸段3的長度為63mm。、軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以軸環(huán)的寬度為7mm。、為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應(yīng)留有一定的間距，可取該間距為18mm。、為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm。又查書2的附表10.1知，6011型滾動軸承的寬度為：B=18mm。所以軸承支點的距離為： L=（18/2+2+18+65/2）&#

38、215;2 =123mm、確定軸段2的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零件尺寸來決定，所以有：a、上有一套筒，與齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應(yīng)留有一定的間距相同，故取套筒的長度為20mm。套筒左端緊靠與齒輪的內(nèi)圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位，由上述可知6011型滾動軸承的寬度為18mm。f、減速器中兩個齒輪的中心距a =156.25mm，并且設(shè)軸承座端面距外箱體的距離為y，則：查書2，17頁表4.1得，地腳螺釘直徑為：df=0.036a+12=0.036×156.25+12 =17.625mm圓整后得：df=20mm箱蓋的壁厚為： 1=0.02a+1mm =0.02×

39、155+1=4.125mm8mm取1=8mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）×20mm=（810）mm 取d3=8mm查書2，17頁表4.1的，軸旁連接螺栓直徑為： d1=0.75df =0.75×20=15mm由于較大的偶數(shù)則d1=16mm，所以軸承的連接螺栓直徑為16mm寫為M16查手冊表4.2,cmin=22，c2min=20所以軸承座端面距離內(nèi)箱壁的距離為y為： y=1+C1min+C2min+（510） =8+22+20+5=55mmC、外壁圓角半徑一般為35mm，取圓角半徑為4mm。d、由f、步可知d3=8mm查書2，23頁表4

40、.5得，螺釘連接外裝式軸承的厚度為： e=1.2d3 =1.2×8mm=9.6mme、軸段2伸出箱體外的長度一般為1520mm，為了方便計算取該軸段的伸出長度為17.4mm。綜合上述，軸段2的長度為： 2+18+55+4+9.6+17.4=106mm、軸段1的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書2，68頁附表1.7得，L=82mm。、在軸段1、3上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應(yīng)的輪廓寬度約小510mm，鍵槽的規(guī)格查書2，108頁附表5.11得，軸段1的鍵槽深度為5.5mm，寬度為14mm；軸段3的鍵槽深度為7mm，寬度為18mm。 

41、（1）   、畫出軸的受力圖如圖f所示（2）   、作水平面內(nèi)的彎矩圖 列出平衡彎矩圖如下： FHA·L+FHB·L=0 支點為：Ft= = =4135.68N Fr=Ft×tan20o =4135.68×tan20o=1505.26NFHA=FHB=Ft/2=4135.68/2=2067.84N-截面處的彎矩為：MHC1= = =127172.16N.mm-截面處的彎矩為：MHC2=FHA×29 =2067.84×29=59967.36N.mm其彎矩圖如c圖所示。（3）、作垂直平面內(nèi)的彎矩圖去

42、掉A支點保留B支點，則有：FVA=FVB= =1505.26/2=752.63N-截面處的彎矩為：MV=FVA· =752.63× =46286.75N·mm-截面的合成彎矩為：MV= =752.63×29mm=21826.27N·mm其彎矩圖d圖所示。（4）、由M= 得：-截面的合成彎矩為： M1= = =135333.74N·m-截面的合成彎矩為： M2= = =63815.91N·m其合成彎矩圖如e圖所示。（5）、作轉(zhuǎn)矩圖 T=9.55×106× =9.55×106× =5078

43、98.87mm其轉(zhuǎn)矩圖如f圖所示。（6）   求當(dāng)量轉(zhuǎn)矩（彎矩合成圖） 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認(rèn)為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)=0.6.由Me= 得： -截面的彎矩合成為：Me1= =333438.56N·mm-截面的彎矩合成為： Me2= = =311349.52其彎矩合成如g圖所示。 （7）、確定危險截面及校核強度 由以上圖可以看出，截面-、-所受轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩Me1Me2，且軸上還有鍵槽，故截面-可能為危險截面。但由于軸徑d3d2，故也對-進(jìn)行校核。截面-：由W=0.1d3，【f-1f】= 得fe1= = =15.44MPa截面-： fe2=

44、= =18.71MPa查教材272頁表14.2得【f-1f】=60MPa，滿足fe【f-1f】的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。因所設(shè)計軸的強度裕度不大，此軸不必再作修改。       【f-1f】=60MPa        d1=45mm    TC=507898.87N.m L1=84mm L=112mm     

45、60;              d2=52mm       d3=60mm  d4=70mm   d5=62mm  d6=d2=55mm 轂寬為65mm           B=18mm 

46、L=123mm         a =156.25mm  df=20mm     1=8mm       d1=15mm   cmin=22，c2min=20 y=55mm     e=9.6mm       L=82m

47、m。           Ft=4135.68N Fr=1505.26N  FHA=FHB=2067.84N  MHC1=127172.16N.mm  MHC1=127172.16N.mm  MHC2=59967.36N.mm    FVA=FVB=752.63N  MV=46286.75N·mm  MV=2

48、1826.27N·mm     M1=135333.74N·m M2=63815.91N·m   T=507898.87mm        Me1=333438.56N·mm   Me2=311349.52 fe1=15.44MPa   fe2=18.71MPa     

49、;   七、軸承的選擇與校核設(shè)計步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果一、    軸承的當(dāng)量動載荷     二、    試選軸承型號       三、    由預(yù)期壽命求所需c并校核由前面計算知d2=55mm，選用6011型號的軸承。查書1，295頁查表15.12知：載荷系數(shù)fp=1.2查書1，296頁查表15.14知：溫度系數(shù)fT=1因為此Fa=0N由式15.2得P=

50、fp×Fr =1.2×1505.26 =1806.312N因為是球軸承=3根據(jù)軸頸d=55mm，選擇6011型，并查書2129頁附表10.1得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=30.2KN基本額定靜載荷Cor=21.8KN由表15.15知：軸承預(yù)期壽命Lh的參數(shù)值為5000060000h 在因為該軸承要工作5年且24小時連續(xù)工作，所以有： Lh=5×52×5×24=31200hCmax= × = × =9443.77N選擇6011軸承Cr=30.2KN滿足要求CmaxCr，選擇合適。  fp=1.2fT=1

51、 P=1806.312N  =3  Cr=30.2KNCor=21.8KN        滿足要求CmaxCr，選擇合適             八、鍵的設(shè)計設(shè)計步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果一、    聯(lián)軸器的鍵 1、       

52、  選擇健的型號      2、         寫出健的型號二、    齒輪鍵的選擇1、         選健的型號2、寫出鍵的型號選擇C型健 由軸徑d1=45mm，在同表查得健寬f=14mm，健高h(yuǎn)=9mm，L=36160mm。 L=70mm（1.61.8）d l1=L-0.5f=70-0.5×14=63mm由式14.7得f

53、jy1= =（4×457.86×1000）/（45×9×63）=71.77MPa【fjy】選健為C14×70GB/T1096-1979選擇A型健軸徑d3=60mm，為了使加工方便，應(yīng)盡量選取相同得健高和健寬。但強度不夠。故 健寬f=18mm，高h(yuǎn)=11mm，L=50mm l2=L-18=50-18=32mmfjy2= = =96.2MPa選取鍵A18×50GB/T1096-1979 選擇C型鍵f=14mmh=9mmL=36160mm       選擇A型鍵九、聯(lián)軸器的選擇設(shè)計步驟設(shè)計計算與內(nèi)容設(shè)計結(jié)果一、    計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩二、    確定聯(lián)軸器的型號由表16.1查得工作情況系數(shù)K=1.3由式