機械設(shè)計課程設(shè)計帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計1

1、 課程設(shè)計說明書 課程名稱： 機械設(shè)計基礎(chǔ) 設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 專 業(yè)： * 班級： * 學(xué)生姓名: 學(xué)號: 指導(dǎo)教師: * 評定成績： 湖南工業(yè)大學(xué)教務(wù)處制2011年12月目 錄一、傳動方案的分析與擬定 2二、選擇電動機 3三、傳動比及其分配 5四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 6五、v帶傳動設(shè)計 7 六、齒輪傳動設(shè)計 10七、軸的設(shè)計 14八、軸承的設(shè)計 26九、鍵連接的選擇和校核 28十、聯(lián)軸器的選擇 31十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 32十二、減速器附件的選擇 34十三、潤滑與密封 38十四、課程設(shè)計總結(jié)和參考文獻(xiàn) 39設(shè)計說明書結(jié)果一、 傳動方案的分析與擬定 1、原始數(shù)據(jù)帶

2、的圓周力f/n帶速v（m/s）滾筒直徑d/mm11501.62602、工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，工作時有中等沖擊，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差為5%。3、傳動方案選擇 （a） （b) (c)圖1-1 傳動方案對比圖 根據(jù)要求有圖1-1示三種方案，現(xiàn)在對三種方案進(jìn)行對比，選擇最合理的方案。(a)方案采用普通v帶傳動，傳動平穩(wěn)，能緩沖、吸震，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，可用于高速傳動可以連續(xù)時間工作；（b）方案采用鏈傳動，瞬間傳動比比不恒定，瞬時速度不均勻，故傳動平穩(wěn)性差，工作時有沖擊，震動和噪聲，多用于低俗速動：（c)方案采用普通圓柱蝸桿傳動，此方案結(jié)構(gòu)雖然緊湊，因傳動時嚙

3、合齒面間相對滑動速度大，故摩擦損失大，有一定自鎖性，傳動效率低。如散熱不良。因此不適宜連續(xù)時間工作。經(jīng)過分析比較，采用（a)方案較為合理。 圖1-2 本設(shè)計傳動方案圖 1-電動機；2-v帶傳動；3-齒輪；4-聯(lián)軸器；5-圓筒；6-運輸帶；7-滾動軸承；二、電動機的選擇1、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)電源種類，工作條件，工作時間的長短及載荷的性質(zhì)，大小，起動性能和過載情況等條件來選擇電動機，一般選用y系列三相交流異步電動機，結(jié)構(gòu)是全封閉自扇冷式籠型的，適用于無特殊要求的各種機械設(shè)備；2、確定電動機的轉(zhuǎn)速一般來說，電動機的同步轉(zhuǎn)速愈高，磁極對數(shù)愈少，外廓尺寸愈小，價格越低，當(dāng)工作機轉(zhuǎn)速高時，會選

4、用高速電動機較經(jīng)濟(jì)，但若工作機轉(zhuǎn)速較低也選用高速電動機，則此時總傳動比增大，會導(dǎo)致傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價較高。根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速為: =60000/d=600001.6/（260）=117.53 (r/min) 表3-4可知，圓柱齒輪傳動比范圍是35,v帶傳動傳動比為24，所以總的傳動比620.故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為: nd=nwx(6-20)=(705.18-2350.6)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速1000 r/min、1500r/min、3000r/min。由于3000r/min無特殊要求下不使用，1000r/min和1500r/min使用廣泛，此設(shè)計中本小組選

5、用1500r/min。3、確定電動機的功率和型號根據(jù)公式，有效功率為：pw=fv/1000kw帶入數(shù)據(jù) f=1150n ，=1.6m/s ，=1.84kw則電動機所需的功率為：式中，為系統(tǒng)的總效率，按計算式： 式中，為系統(tǒng)中每對運動副或傳動副的效率。由傳動方案圖，可知總效率=0aabbc0a=2a=0.90ab=3b4=0.94bc=c5=0.94其中：2-v帶傳動效率0.900.94（此處取0.92）ab-滾動軸承傳動效率0.970.99（此處取0.98）3-齒輪傳動效率（8級）0.974-聯(lián)軸器傳動效率0.99 c - 滑動軸承傳動效率0.970.99（此處取0.98 ） 5-運輸機卷筒傳

6、動效率0.96 根據(jù)表44，可以計算出=0aabbc=0.90*0.94*0.94=0.795=1.84/0.795=2.31(kw)因為(額定功率)，所以選擇=3。綜合這一部分，選擇電動機y100l2-4，其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表2-1所示。 表2-1 y100l2-4額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩314202.22.2三、傳動比及分配1、計算總傳動比根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機所需的，按下式計算機械傳動的總傳動比：i= / =60000/d=600001.6/（260）=117.53 (r/min) 算出i=1500/117.53=12.76機械傳動系統(tǒng)

7、的總傳動比i等于各級傳動比的連乘積，即： 2、傳動比的分配在該方案中，只有v帶和圓柱齒輪的傳動，故i=,取=4，=i/, 則=3.19。.四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 0軸（電動機軸）： n0=nm=1420（r/min) p0=pd=2.31kw t0=9550p0/n0=15.53(n.m) a軸： n 1 =n0/i帶= 1420/3.19 = 445.14（r/min) p1= p0x0a= 2.08(kw) t1=9550x p1/n 1 = 44.62(n.m) b軸： n2 = n1/i齒=111.28（r/min) p2 = p1xab = 1.96(kw) t2 = 95

8、50xp2/n2=168.2(n.m) c軸： n3 = n2/1 = 111.28（r/min) p3 = p2xbc= 1.84(kw) t3 = 9550p3/n3= 157.91(n.m) 軸號電動機一級圓柱齒輪減速器0軸a軸b軸 c軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)1420445.14111.28111.28功率p/kw2.312.081.961.84轉(zhuǎn)矩t/（nm）15.5344.62168.2157.91傳動比i 3.1941表4-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)五、v帶傳動設(shè)計 1、確定計算功率由公式可確定計算功率，式中：p所需傳遞的額定功率，kw 工作情況系數(shù)根據(jù)原動機工作條件，表10-7

9、得pc = 1.3 x 2.2 =3.9(kw)2、選擇v帶的帶型號 根據(jù)=3.9kw和小帶輪的轉(zhuǎn)速=1420r/min ，圖10-8選定v帶型號為a型。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速(1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。圖10-8可知，小帶輪基準(zhǔn)直徑的推薦值為80100mm，表10-8取小帶輪的基準(zhǔn)直徑為=90mm（2）驗算帶速。由公式： 計算可知 ，=6.69 一般條件下應(yīng)控制在5m/s25m/s,經(jīng)計算可知帶速合適。（3）計算并確定大帶輪的基準(zhǔn)直徑。 = x i = 287.0(mm) 由上式計算出來的值，由表10-8中基準(zhǔn)直徑系列值滿足。4、確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度（1）由公式可以算出26

10、4mm754mm，初取中心距=320mm。（2）由公式：可以算出=1262mm表10-2，取=1400 mm。根據(jù)公式：可以算出實際中心距 = 389 mm為了便于帶的安裝與張緊，中心距a應(yīng)留有調(diào)整的余量，中心距的變動范圍為： 驗算小帶輪的包角，由公式計算可知= 120（符合小帶輪包角的要求）。5、計算帶的根數(shù)z表10-4，由線性插值法可得p0 =1.053(kw)表10-5，由線性插值法可得(kw）表10-6，由線性插值法可） 表10-2，可得由公式帶入上面數(shù)據(jù)，可知z=3.58(根)取整數(shù)，故z=4根。6、計算單根v帶的預(yù)緊力10-1可以查到a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，由公式

11、帶入數(shù)據(jù)求得=127.48 n7、計算v帶對軸的壓力根據(jù)公式 代入數(shù)據(jù)計算可得，= 987.2 n六、標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的設(shè)計1、選擇齒輪材料、熱處理方法根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃印１?2-1得小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)處理 =240大齒輪45鋼正火處理 =200兩齒輪齒面硬度差為40hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計。2、確定材料許用接觸應(yīng)力表12-6，兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為表12-7，接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)（可靠度為99%），則兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為： 3、根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒輪接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計 由公式 式中：u為齒數(shù)比，小齒輪的轉(zhuǎn)矩=44.62 ；12

12、-3，取載荷系數(shù)k=1.4；12-4，查取得彈性系數(shù)=189.8；根據(jù)閉式軟齒面齒輪傳動通常取0.31.4，這里取齒寬系數(shù)=1；以較小值=帶入。 故 = 49.42 mm4、幾何尺寸計算齒數(shù)：由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數(shù)推薦值，取=30，則=30 x 4=120模數(shù)：= 49.42/30 = 1.64 mm表5-1，將m轉(zhuǎn)換為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m=2mm中心距：= 150 mm齒寬：=1 x 49.42= 49.42mm，取整（四舍五入）即= 49 mm,，取=57mm5、校核齒根彎曲疲勞強度由校核公式：表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)、應(yīng)力校正系數(shù)分別為時， 時，（線性插值法） 表12-6，兩試

13、驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為： =211mpa=203mpa表12-7，一般（失效率為99%）彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)。兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應(yīng)力分別為： 將上述參數(shù)分別代入校核公式，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應(yīng)力分別為： = 105.64mpa =211mpa =203mpa所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。6、 齒輪其他尺寸的計算正常齒制m1mm時，；于是此處可得：，分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒寬： ；7、齒輪的圓周速度七、軸的設(shè)計1、輸出軸（低速軸）的設(shè)計（一）選擇軸的材料和熱處理方法，并確定許用應(yīng)力設(shè)計需要為普通用途，中小功率的減速器，選用45鋼正火

14、處理。 16-1得強度極限， 16-5得許用彎曲應(yīng)力。（二）估算軸的最小直徑 16-2 ，取a=110，根據(jù)公式16-1得 解的：mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即28.621.05=30.051mm。 表16-3可知，選取最小直徑應(yīng)為31.5mm。（三）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計并繪制結(jié)構(gòu)草圖（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定。（2）確定軸各段直徑和長度 繪制軸的計算簡圖圖7-1輸出軸的結(jié)構(gòu)定位軸肩：當(dāng)直徑變化時為了固定軸上零件或承

15、受軸向力時，其軸肩高度要大些，如圖7-1中的與，與, 與的軸肩。 (p294圖16-11)，可知,為保證零件與定位面靠緊，軸上的過度圓角半徑r應(yīng)小于軸上的零件圓角半徑r和倒角c。一般取定位軸肩高度h=(0.070.1)d，軸環(huán)寬度一般可取b=1.4h。軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-1所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑、，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見表16-3)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑、和 ，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致。非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為（13）mm，如圖7-1中的與，與，與處的直徑變化. 因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，=31.5

16、mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為：考慮在處聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，所以，=+2(0.070.1)=35.9137.8mm取 齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處應(yīng)大于，所以，=+(13)=3840mm要滿足軸承基本型號，故選為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑應(yīng)大于,所以，=+(13)=4143mm處安裝齒輪一般取標(biāo)準(zhǔn)值，表16-3?？芍?=42.5mm考慮在與處用軸肩實現(xiàn)軸向定位，所以， =+2(0.070.1)=48.4551mm取 =50mm滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸

17、承相同,即 =40mm與用軸肩實現(xiàn)軸向定位，齒輪在左端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑，所以=45.648mm取 =47mm（3）選擇軸承型號由于和=40兩處都安裝軸承，初選深溝球軸承，（p189），可知，軸承代號為6208，軸承寬度b=18mm，安裝尺寸為=47mm，所以可知=47mm。（4）確定各軸的長度如圖7-1中、處的長度由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定.輪轂寬度與孔徑有關(guān)，一般情況下，輪轂寬度=(1.21.6)d，最大寬度(1.82)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.61.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重.軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固

18、定時，軸段長度應(yīng)較輪轂寬短23mm，以保證軸上零件定位可靠。由于，mm=(1.21.6)-2=(1.21.6)31.5=35.848.4mm取 =40mm=(1.21.6)-2=(1.21.6)40-2=4662mm取 =58mm因為軸端倒角45度，=+10+2=17+10+2=30mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁的距離，取套筒長=23mm；所以= +（13）=18+23+2= 43mm齒輪位于軸的中間， 取=9mm（b），=11mm。在圖7-1中，與箱體軸承座孔的長度、軸承的寬度及伸出軸承蓋外部分的長度.軸承座孔及軸承的軸向位置和寬度在前面已確定。此次設(shè)計的為凸緣式軸承蓋，伸出

19、端蓋外部分的長度與伸出端安裝的零件有關(guān)，與端蓋固定螺釘?shù)难b拆有關(guān)，查有關(guān)表格可取b(3.54) ，此處為軸承端蓋固定螺釘直徑，軸上零件不影響螺釘?shù)鹊牟鹦?，查有關(guān)表格，可取=(0.150.25) .由裝拆彈性套銷距離b確定(b值可由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)查出).軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定.（p21）.可知地腳螺釘直徑： 取 軸承蓋螺釘直徑： 取 所以=(0.150.25) =1.22mm，取。有：取，同時取.則 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距：=+=43+58+9+11=121mm（四）求作用在軸上的外力和支反力（1） 根據(jù)軸系機構(gòu)圖繪制軸的計算簡圖，如圖7-2

20、（a）圖7-2 軸的強度計算 軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個分力，圓周力和徑向力，方向如圖所示；作用在齒輪和半聯(lián)軸器之間軸段上的扭矩為。已知： 已知：（齒輪傳動設(shè)計中已算出分度圓直徑）求圓周力： 求徑向力： =510.18n（2） 將作用在軸上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計算。垂直面的支反力（見圖7-2（b） 水平面上的支反力（見圖7-2（c） （3）作彎矩圖作垂直彎矩圖（見圖7-2（b）垂直面上截面的d處的彎矩 作水平面彎矩圖（見圖7-2（c） 作合成彎矩圖（見圖7-2（d） 把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，其大小為 解的：作扭矩圖（見圖7-2（e） 扭矩

21、只作用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。（五）校核軸的強度 軸在d處截面處的彎矩和扭矩最大，故為軸的危險截面，軸單向轉(zhuǎn)動，扭矩可認(rèn)為按脈動循環(huán)變化，故取折合系數(shù).軸的材料為45鋼，正火處理，（p291表16-1及p296表16-5），得=55mpa。由由此可知，軸的強度滿足要求.2、輸入軸（高速軸）的設(shè)計圖7-3輸入軸的結(jié)構(gòu)（一）選擇軸的材料 與輸出軸選材一樣。選用45鋼正火處理。表16-1得， 表16-5得。（二）齒輪上作用力的計算已知：已知：求圓周力：求徑向力： 將作用在軸上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計算。垂直面的支反力 n水平面上的支反力 n（三）按扭轉(zhuǎn)強度估

22、算軸的最小直徑軸徑d的設(shè)計計算公式為（p291表16-2），取a=110，代入上面公式，有 上式求出的直徑為軸的最小直徑，即外伸軸段直徑，需要圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑，與標(biāo)準(zhǔn)件相配是應(yīng)與標(biāo)準(zhǔn)件相一致。當(dāng)軸上開有鍵槽時，軸徑還應(yīng)增大5%7%(一個鍵槽)或10%15%(兩個鍵槽)，因為外伸軸段上有一個鍵槽。所以，取=18.4(1+5%)=19.32mm。（p292表16-3），可知取 （四）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）確定軸上零件的位置和固定方法單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊.軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn).軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向

23、定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位.（2）確定軸的徑向尺寸定位軸肩：當(dāng)直徑變化時為了固定軸上零件或承受軸向力時，其軸肩高度要大些，如圖7-3中的1與2，4與5，處的軸肩。定位軸肩高度a=(0.070.1)d，軸環(huán)寬度b1.4a。查閱有關(guān)資料獲得配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑，軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-3所示的安裝齒輪處的直徑4，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑2，5和3應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致。非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為13mm.如圖7-3中2與3、3與

24、4的軸徑變化。由以上可知取 取 （p292表16-3），可知取 （3）選擇軸承型號由于5和3兩處都安裝軸承，初選深溝球軸承，（p189），可知，軸承代號為6205，軸承寬度b=15mm。（4）確定軸的軸向尺寸由軸上安裝零件確定的軸段長度，如圖7-3中1、4、5處由帶輪軸、齒輪的輪轂寬度及軸承寬度確定。一般情況下，輪轂寬度=(1.21.6)d，最大寬度(1.82)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.61.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重。所以 取 為了安裝方便和各種零件協(xié)調(diào)，可將軸的第4段與小齒輪做的一體，其長度可比小齒輪的寬度（57mm）大1

25、.21.6倍（68.491.2），取 因為軸端倒角45度， =b+2+10=15+2+10=27mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和該軸段外端的距離取為2mm，取套筒長=10mm，所以=15+10+2=27mm地腳螺栓直徑： 取 軸承蓋螺釘直徑： 取 所以=(0.150.25)=1.22mm，取。取，同時取。則 （五）強度校核強度校核方法與輸出軸方法相同，經(jīng)校核，強度符合要求。八、軸承的設(shè)計1輸出（低速）軸承的設(shè)計（一）初選軸承型號由前面條件，試選擇深溝球軸承，因其直徑與軸第3段直徑相等，故其直徑取，（p189），可知，軸承代號為6208，軸承寬度b=18mm，基本額定動荷載,基本額定靜荷

26、載。由已知條件知道工作時間為10年，且每天3班制工作，則大概總的各種時間為（軸承預(yù)計壽命）：=3651024=87600h（二）計算當(dāng)量動截荷考慮到最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為：=745.8n向心軸承只承受徑向載荷時， （三）校核軸承壽命軸承計算壽命公式為（p253表14-7），常溫下，111.28所以 =4279196h由于滿足要求，故選用6208型軸承。2、輸入（高速）軸承的設(shè)計（一）初選軸承型號由前面條件，試選擇深溝球軸承，因其直徑與軸第3段直徑相等，故其直徑取，（p189），可知，軸承代號為6205，軸承寬度b=15mm，基本額定動荷載,基本額定靜荷載。由已知條件知道工作時間為

27、10年，且每天3班制工作，則大概總的各種時間為（軸承預(yù)計壽命）=3651024=87600h（二）計算當(dāng)量動截荷考慮到最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為=791.4n向心軸承只承受徑向載荷時=791.4n（三）校核軸承壽命軸承計算壽命公式為：（p253表14-7），常溫下，由之前結(jié)果可知，所以 ， l10h=95152h由于滿足要求，故選用6205型軸承。九、鍵連接的選擇和校核圖9-1 平鍵安裝圖1、低速軸（一）鍵的尺寸計算軸1段 ，軸4段可知： 表13-10在3038mm之間，則b=10mm，h=8mm，此處的鍵是用于軸端連接，與聯(lián)軸器相連，選擇c型槽鍵；表13-10在3844mm,則b=

28、12mm,h=8mm.靜連接時，一般鍵長可比軸段長度小510mm。則段的l=(510)= 58-（510）=4853mm，取l=50mm段的l=(510)=40-（510）=3035mm，取l=32mm(二）強度校核工作表面的擠壓應(yīng)力為：= 121.36mpa（p234表13-11）可知，輪轂材料為45鋼，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力=125150mpa. =125150mpa, =125150mpa,故連接能滿足擠壓強度要求。2、高速軸（一）鍵的尺寸計算軸1段=20mm（p231表13-10），可知：=20mm在1722mm之間，則b=6mm，h=6mm。靜連接時，一般鍵長可比輪轂寬度小13m

29、m.則段的鍵長l=-2(13)=38-（26）=3236mm，取l=32。則工作表面的擠壓應(yīng)力為： 軸4段（p231表13-10），可知： =23mm,在2230之間，則b= 8 mm，h= 7 mm。 靜連接時，一般鍵長可比輪轂寬度小13mm.則段的鍵長l=l4-2(13)=70 -（26）=64 68mm，取l=65mm則工作表面的擠壓應(yīng)力為 （p234表13-11），可知，輪轂材料為45鋼，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力=125150mpa. =125150mpa,故連接能滿足擠壓強度要求。十、聯(lián)軸器的選擇1.類型選擇綜合考慮各種因素選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。2.型號選擇（1）計算名義扭矩tt=（

30、2）確定計算扭矩由電動機的工作特性可知，（p307表17-1），取k=1.5則 ： （3）選擇聯(lián)軸器的型號查（p191），可知=252.3t=315111.28=nn=5600r/min，故選擇型號為hl2的聯(lián)軸器。十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計p91得到減速器鑄造箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計的數(shù)據(jù)如下：表11-1減速器箱體結(jié)尺寸（單位mm）名稱符號尺寸箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座12箱蓋12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑16地腳螺釘數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑 12連接螺栓的間距160軸承蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑5定位銷直徑12、至外箱壁距離25、至凸緣邊緣距離23軸承旁凸臺的半徑23箱體外壁至軸承座端面的距離55大齒輪頂

31、圓與箱體內(nèi)壁的距離12齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離10箱座7箱蓋上的肋板厚7軸承旁凸臺的高度40輸出軸承端蓋外徑102輸入軸承端蓋外徑87輸出軸承蓋兩個相對螺釘直徑的間距82輸入軸承蓋兩個相對螺釘直徑的間距67十二、減速器附件的選擇1.窺視孔及視孔蓋圖12-1窺視孔和視孔蓋表19-4可知：表12-1 窺視孔及視孔蓋尺寸（單位：mm） 直徑孔數(shù)90756070554074452.通氣器由已知選，外型安裝圖： 圖12-2 通氣塞表12-2 通氣塞有關(guān)尺寸 (單位：mm)m121.251816.5141910243.游標(biāo)尺選m12型。安裝圖為：圖12-3 油標(biāo)尺表12-2 油標(biāo)尺有關(guān)尺寸 （單位：mm）m

32、12412628106420164.放油螺塞及封油墊放油孔應(yīng)設(shè)在油池的最低處，平時用螺塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應(yīng)設(shè)凸臺，并加封油墊片.放油孔不能高于油池底面，以免排不干凈。圖12-4 螺塞、封油墊（p207）可知選m141.5的型號5.起吊裝置圖12-5 吊耳環(huán)，取，取。吊耳環(huán)的厚度。圖12-6 吊鉤吊鉤的寬度：b= =25+23=48mm高度：h=0.8b=0.848=38.4mm吊鉤向內(nèi)凹的高度：h=0.5h=0.538.4=19.2mm半徑：r=0.25b=0.2548=12mm6.定位銷圖12-7 定位銷定位銷的直徑.取，其長度應(yīng)大于箱體上下凸緣的總厚度。7.啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會因黏接較緊而不易分開。圖12-8 啟蓋螺釘十三、潤滑與密封1.齒輪的潤滑由于，采用油池浸油潤滑，圓柱齒輪浸油深度以1個齒高，而且不小于10mm。浸油潤滑的油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量，齒頂圓距油池底部不應(yīng)過小，以免攪起油池底部的雜質(zhì).2.滾動軸承的潤滑（1）低速軸承的潤滑前面軸承的選擇和校核中，已經(jīng)選低速軸承的型號為62