(交通運輸)帶式運輸機(jī)圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計

1、（交通運輸）帶式運輸機(jī)圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計2020年4月機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式運輸機(jī)圓錐一圓柱齒輪減速器學(xué)院：專業(yè):班級：姓名:學(xué)號：成績:指導(dǎo)老師： 職稱:設(shè)計時間：年0£月01_日至年0£月理日年月日目錄一、 設(shè)計任務(wù)書3二、電機(jī)的選擇計算 4三、運動和動力參數(shù)的計算4四、傳動零件的設(shè)計計算 51、閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 52.閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 9五、軸的設(shè)計計算111、減速器高速軸1的設(shè)計142、減減速器低速軸2的設(shè)計153、減速器低速軸3的設(shè)計20六、滾動軸承的選擇與壽命計算 241、減速器高速 1 軸滾動軸承的選擇與壽命計算 2

2、42 、減速器低速 2 軸滾動軸承的選擇與壽命計算 263、減速器低速 3 軸滾動軸承的選擇與壽命計算 27七、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 28八、聯(lián)軸器的校核 29九、潤滑油的潤滑方式選擇 29十、減速器箱體附件選擇設(shè)計 30十一、主要設(shè)計尺寸 30十二、參考文獻(xiàn) 34十三、小結(jié) 35機(jī)械設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目 :帶式運輸機(jī)圓錐圓柱齒輪減速器 設(shè)計數(shù)據(jù)及其要求 :運輸帶拉力 F=2300N: 運輸帶速度 :V=1.5m/s ；滾筒直徑 D=400mm 機(jī)器的工作環(huán)境 :清潔，最高溫度 350C 器的載荷特性 :平穩(wěn) ;連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，兩班 制，工作壽命 15 年（每年工作 300 天）。其他設(shè)計要求 :

3、1、允許帶運輸速度誤差 士 5%;2 、小批量生產(chǎn) .圖 1-1工作量：1.設(shè)計說明書一份；2. 減速器裝備圖一張；3. 減速器零件圖 13 張。、電機(jī)的選擇計算1、選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選取 Y 系列三相異步電動機(jī)2、選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)所需的功率為 :（11）該公式中 pw 代表工作機(jī)所需的功率， F 代表輸送帶拉力，而 V 代表輸送帶速度。 輸送帶與滾筒也有傳動的效率，一般 =0.96 098 ，此處由于工作條件好，載荷 平穩(wěn)，取其為 0.98 ；查參考文獻(xiàn)【 2】表 3 4知，彈性聯(lián)軸器的效率 =0.99 ，一 對 7 級精度圓錐滾子軸承的效率 =0.98 ，一對滾動軸

4、承的效率 =0.99 ，閉式 7 級 精度直齒圓錐齒傳動效率 =0.97=0.980.980.97=0.87 （12 ）所需電動機(jī)所需的功率Pd=Pw/=3.45/0.87=3.97kw（1 3）3, 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速查參考文獻(xiàn) 2 表 4-3, 閉式圓柱齒輪傳動比推薦為 35 ，閉式圓錐齒輪傳動 比推薦為 23 ，則圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比 i 總=615, 而工作機(jī)卷 筒的轉(zhuǎn)速為 :（14）所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為（15）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min 和 1000r/min.現(xiàn)以電動機(jī)數(shù)據(jù)及計算的總傳動比列于下表 1-1表 1-1方案,電機(jī)類型 ,額定功率 p/kw, 同

5、步轉(zhuǎn)速 r/min, 滿載轉(zhuǎn)速 r/min, 電機(jī)質(zhì)量 ,參考價 格（元） ,總傳動比 ia1, Y123M1-6,4,1000,960,750,1433,31.40由主教材表 10 20C 查的小錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和大錐齒輪接FEI=500Mpa ， FE2=380Mpa 。，b. 計算小齒輪分度圓直徑(1) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N:N1=60njL=6096012815300=4.147(19)N2=N1/i2=27.648/3=1.382(110)(2) 查主教材圖 10一19 得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90,KHN2=0.92, 得 取 SHmin=1.0 ，H1=HlimKHN

6、1/SHmin=6000.90=540Mpa(111)H2=HlimKHN1/SHmin=5600.93=517Mpa(1 12)H1>H2 ,.'.計算取仁H2=5460Mpac. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)(由于小齒輪更容易失效故 按小齒輪設(shè)計 ):z1=24 ，則 Z2=Zlil2=243=72'.'實際傳動比u=Z2/Z仁72/24=3，且 u=tan2=cot1=3,2=71.565 ， 1=18.435則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zml=zl/cos1=24/cos18.435=25.3， m2=z2/cos2=72/cos71.565(113)=22

7、7.68(4) 表主教材表( 10-6 )，有 ZE=189.8 ，取 Kt=1.3又'T9=00N.mm , u=3 , R1=0.333計算小錐齒輪分度圓直徑 :(1 14)帶入數(shù)據(jù)可得(1 15)C.齒輪參數(shù)計算：(1) )計算圓周速度 :v=n1/60000=3.1452.188960/60000=2.62m/s(116)(2) 計算齒輪的動載系數(shù) K根據(jù) v=262 ，齒輪七級精度由文獻(xiàn) 110-8 得g.大小錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計因為 da1<160mm, 小齒輪做成實心式結(jié)構(gòu)， 因為 da2<500mm, 大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)。2.閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算a

8、. 選材：1 ）運輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，選用七級精度:2）由文獻(xiàn)（1）表 101，選小齒輪材料選用 40Cr ，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 280HBS 由文獻(xiàn)（ 1 ）圖 10-21d, 查得材料接觸疲勞極限 Hlim1=600Mpa ，圖 10 20C 查的材料彎曲疲勞極限 FEl=500Mpa 。3）由文獻(xiàn)（1）表 10 1，選大齒輪材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 240HBS由文獻(xiàn)（ 1 ）圖 10-21d, 查得材料接觸疲勞極限 Hlim2=550Mpa ，由文獻(xiàn)（1）圖 10 20C 查的材料彎曲疲勞極限 FE2=380Mpa 。b. 計算小齒輪分度圓直徑（1） 計算應(yīng)力循環(huán)次

9、數(shù) N：Nl=60njL=6032012815300=1.382hN2=N14.46=3.09910h（2）查文獻(xiàn)1圖 10-19 得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.98,KHN2=1.08, 得取SHmin=1.0 ，. ' .H1=HlimKHN1/SHmin=6000 .98=588Mpa （1 33）H2=HlimKHNI/SHmin=5501.08=594Mpa（134 ）H1>H2 ,.'.計算取仁H2=576Mpa（3）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪模數(shù) （由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計 ）：取齒數(shù) Z1=20 ，則 Z2=Z1i12=204.46=89.2

10、，取 Z2=89':實際傳動比u=Z2IZ仁89/20=4.45,由文獻(xiàn)1表 11-5 有 ZE=189.8Mpa,由文獻(xiàn)1取 Kt=1.5又 T1=38136.8 , u=4.46，由文獻(xiàn)（1 ）表 10 7 齒寬系數(shù) d=1（135）帶入上述數(shù)據(jù)可得d. 齒輪參數(shù)計算：號 為 Y132M1-6, 其 傳 遞 功 率 為 4KW, 轉(zhuǎn) 速 為 960r/min, 其 軸 伸 直 徑 為 d=38mm 由文獻(xiàn)( 1 )表 15-3 取 A0=103-126(1 50)由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大 57% ，故 d=(16.520.27)(1+57%)=17.32521.70mm

11、C.考慮I軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用彈性柱銷聯(lián)軸器，因為電機(jī)的軸伸直徑為 d=38mm, 查文獻(xiàn)3表 8 7選取聯(lián)軸器規(guī)格 LX3(Y3882， Y3060) ，工程轉(zhuǎn)矩為 1250N.m, 許用轉(zhuǎn)速 4700r/min 。聯(lián)軸器的校核 :計算轉(zhuǎn)矩為 :TC=KTK 為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運輸機(jī)時， K=1.251.50 根據(jù)需要取 1.5。T 為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，即 :(151)(152)聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩 Tn=1250N.m>TC=59.7N.m,許用轉(zhuǎn)速 n=4700r/min>n=960r/min所以聯(lián)軸器符合使用要求。d. 作用在小錐齒輪的受力：(1)

12、 圓周力 Ftl=2TI/dml=239100/65=1144.6154N(2) 徑向力 Frl=Ftl -cOsI -=1144.6154tan20Cos18.435=395.009N(3) 軸向力 Fa匸Ftl- tan sin1=1144.615tan20sinl8.435=131.670Ne. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(裝配見裝配圖)圖1 1(I)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和和長度根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 初步選定滾動軸承， 因軸承同時承有徑向力和軸向力的作用 ,故選單列圓錐滾子 軸承。參照工作要求并根據(jù)為了便于軸承的選擇和強(qiáng)度的要求選擇，軸承產(chǎn)品目 錄中初步選取 0

13、基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30306 。由文獻(xiàn)【3 】 表 6-7 得 其 主 要 參 數(shù) 為 :d=30mm ， D=72mm ， T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,da=37mm, 所以取套筒的厚度為 8mm ，另 外在上圖中軸承的最左端要安裝圓螺母，又要安裝軸承端蓋，再綜合考慮取。2) 因 為 安 裝 小 直 齒 輪 ， 其 齒 寬 為 75mm ， 直 徑 為 70mm, 所 以 ， d=36mm,l=71mm 。3) 軸的 12 和六七段設(shè)置擋油環(huán)和套筒，其中擋油環(huán)的長度為 12.75mm, 套 筒的長度為 14.5mm, 高度為 10mm, 所以取，

14、=40mm,l=30mm 。4 )在 45 處安裝大錐齒輪，大錐齒輪的寬度， ，至此，至此，已初步確定了 軸的各段直徑和長度。表13,1-2,2-3,3-4,4-5,5-6,6-7 (mm),62,71,18,50,10,40D(mm),30,36,34,42,48,30(2) 軸上零件的周向定位大錐齒齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1 】表 6-1 查得平鍵截面b,鍵槽用槽銑刀加工，長為45mm.在45處由文獻(xiàn)【1】表6-1查的：平鍵鍵面b ，長為 63mm 。為了保證齒輪與軸具有良好的配合的對中性，故選擇齒輪輪與 軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。此處選軸的

15、直徑 尺寸公差為 m6 。(3) 取軸端倒角為 245 ，各軸肩處的圓角半徑為 R2.f. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：該軸受力計算簡圖如下圖所示：彎矩 M(Nmm),M H 1 = 159599.08MH2=124196.9,MV1=38170.899MV2=8322.069MV3=46835.447總彎矩 M(Nmm),M1=164100.225M2=124475.406M3=132734.431扭矩 T(Nmm),T=116000j.校核中速軸2強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【 1 】中式( 15-5 )及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切

16、應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6 。式中 M=M1,T=11600Nmm, 軸的計算應(yīng)力為 :前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表15-1查的=60Mp因此，所以滿足強(qiáng)度要求。所以滿足強(qiáng)度要求k.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (所用的表來自文獻(xiàn) 1)(1) 判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定的， 因此這個截面不是危險面。只有在截面 C 處有較大的應(yīng)力集中，因 此必須對其進(jìn)行精確校核。(2) 截而 B 左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.130=2700mm(1 54 )抗扭截面系數(shù) W=0.2d=0.230=5400mm(1 55 )截而 B 右側(cè)的彎矩 M

17、為：M=截面 C 上的扭矩T=T2=111600 N mm。截面上的彎曲應(yīng)力(1 56)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)【 1】表 15-1 查得:B=640MPa ，s=355MPa ， =275MPa,= 1 55MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【1】附表 3-2 查取。因=0.33 ，,經(jīng)查文獻(xiàn)【 1】表 1-2 用插值法可得=2.15 ， =1.7又由軸的材料的敏感系數(shù)為 =0.82,=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【 1 】附表 3-4k=1+(-1)=1+0.82(2.15-1)=1.943(1 57 )K=1+(-1)=1+0.85(

18、1.7-1)=1.595(1 58 )由文獻(xiàn)【 1 】附圖 3-2 尺寸系數(shù)=0.86; 由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.9 ，軸按 磨削加工，由附圖 3-4 得表而質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 =1 ，則得綜合系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：所以截面 B 的安全系數(shù)為故該軸 B 右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束，故所選軸安全。3.減速器高速軸 3 的設(shè)計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用 45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按文獻(xiàn)1表8-3 查得 B=640Mpa,b=60Mpab. 由扭矩初算軸的最小直徑 ：機(jī)用的減速器低速軸通過聯(lián)軸器與滾筒

19、的軸相連接， 其傳遞功率為 3.665kw ， 轉(zhuǎn)速為 71.75r/min 。由文獻(xiàn)【 1 】表 15-3 查得 A=110, 所以c. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為了便于選擇軸的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 = ， 查文獻(xiàn)【 1 】表 14-1 ，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，由文獻(xiàn)【 3】表 8-5 選用 LT8 型 彈性柱套住銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 710Nmm 。半聯(lián)軸器孔徑 =45mm ，故 取，半聯(lián)軸器的與軸的配合轂孔長度 L1=84mm 。圖1 5d. 作用在小直齒的力 ：(1)

20、 圓周力 Ft4=Ft3=3120N(2) 徑向力 Fr4=Fr3=1134.962Ne. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定結(jié)構(gòu)方案如上圖(裝配方案見裝配圖) 。(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2 處與聯(lián)軸器右端需制出一軸肩，由于 d=45mm, 且在 2-3 段的直徑 2-3 的直徑， d=49mm ；左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈定位 ,按軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，進(jìn)行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B ）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中式（ 15-5 ）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動

21、循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6 。式中 M=M1,T=487800Nmm, 軸的計算應(yīng)力為 :前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表15-1查的=60Mp因此，所以滿足強(qiáng)度要求。所以滿足強(qiáng)度要求。六、滾動軸承的選擇與壽命計算軸承的最低額定壽命 L=1530016=72000h1. 減速器高速 I 軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1) 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷， 同時還承受軸向外載荷， 選用圓錐滾子軸承，初取d=40mm,由2表12.4選用型號為30208,其主要參數(shù)為：d=40mm , D=80mm ， Cr=63000N ， e=0.37 ， Y=1.6,C0r=74000N(2)

22、計算軸承 1 的受力 (如圖)(3) 支反力圖1 7由前軸 1 的計算值知：RBy=-786.923N,RBz=189.275NRCy=1931.539N,RCz=584.284NFa1=131.670N(4) 對兩軸承計算軸向力 Fa1 和 Fa2派生軸向力 Fd1=809.365/3.2=252.927N(172)Fd2=2017.977/3.2=630.617N(173)接下來分析軸向竄動，根據(jù) Fd1+Fa=384.579<Fd2, 故而可知軸承有右竄動的趨 勢。則：Fa2=Fd2=630.617NFa1=Fd2-Fa=498.947N(5) 求軸承的當(dāng)量動載荷 P1 和 P2F

23、a1/RB=498.947/809.365=0.616>0.31Fa2/RC=630.617/2017.977=0.312>0.31由文獻(xiàn)【1】表13-5查的X1=X2=0.4，由文獻(xiàn)【3】查的丫仁丫2=1.6應(yīng)軸承運轉(zhuǎn)少量沖擊，按文獻(xiàn)【1】表13-6,f=1.0-1.2,取f=1.2,貝P仁f(X1RB+Y1Fa1)=1064.025(1 74)P2=f(X2RC+Y2Fa2)=4177.2221(1 75)RAy=2476.324N,RAz=592.256NRDy=1788.292.N,RDz=470.494NFa2=395.009N(4) 對兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2派生

24、軸向力 Fd1=2546.195/3.8=670.005NFd2=1911.222/3.8=502.953N接下來分析軸向竄動，根據(jù) Fd1+Fa2=1065.06>Fd2, 故而可知軸承有左竄動的 趨勢。則：Fa1=Fd1+Fa2=1065.06NFa1=Fd1=670.051N(5) 求軸承的當(dāng)量動載荷 P1 和 P2Fa1/RB=1065.06/2546.195=0.418>0.31Fa2/RC=670.051/1911.222=0.350>0.31由文獻(xiàn)【 1 】表13-5 查的 X1=X2=0.4 ，由文獻(xiàn)【 3 】查的 Y1=Y2=1.6 應(yīng)軸承運 轉(zhuǎn)少量沖擊，按

25、文獻(xiàn)【 1 】表 13-6,f=1.0-1.2, 取 f=1.2, 則：P1=f(X1RB+Y1Fa1)=3650.5104NP2=f(X2RC+Y2Fa2)=2275.562N(6) 應(yīng)算軸承壽命計算軸承壽命時P1<P2,故按P2計算，所以中速軸 2 的軸承滿足要求。3.減速器低速第 3 軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1) 高速軸的軸承既只承受一定徑向載荷， 選用深溝球軸承， 初取 d=55mm, 由文 獻(xiàn)【3】表 6-1 選用型號為 6211, 其主要參數(shù)為 :d=55mm,D=90mm ， Cr=30200N ，C0r=21.8KN(2)計算軸承 3 的受力 (如圖)(3圖1 9(3

26、) 支反力由前軸 3 的計算值知：RAy=1047.428N,RAz=381.03NRCy=2072.57N,RCz=753.939N(4) 求軸承的當(dāng)量動載荷 P1 和 P2 因為是深溝球軸承，因而無軸向力，由公式計算： P1=fRB=1337.4936NP2=fRC=2646.5304N(5) 應(yīng)算軸承壽命計算軸承壽命時 P1<P2, 故按 P2 計算，所以中速軸 3 的軸承滿足要求。七、鍵聯(lián)接的選擇和驗算1.聯(lián)軸器與高速軸中的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵 (GB1095-79 ，GB1096-79) ，由 d=30mm ，查文獻(xiàn) 1 表6-1 得 bh=87 ，故取鍵長 L=45mm ，

27、鍵 ,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度匸L-b=36mm ,巧=39.493Nnj鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=3.5 由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)1表6-2得p=110Mpa ，由公式校核：=34.95Mpa<(1 78)故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。2. 大圓錐齒輪與中速軸 2的的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵 (GB1095-79 ， GB1096-79) ，由 d=53mm ，查文獻(xiàn)1表6-1得b，故取鍵長L=63mm ，鍵,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度l=L-b=63-10=53mm，T1=111.6Nm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=4由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)1表6-2得p=110Mpa ，由公

28、式校核：=29.25Mpa<故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。采用圓頭普通平鍵 (GB1095-79 ， GB1096-79) ，由3. 小圓柱齒輪與中速軸 II 的的鍵聯(lián)接d=53mm ， 查文獻(xiàn)1 表 6-1 得 b， 故取鍵長L=45mm ，鍵 ,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度l=L-b=45-12=33mm，T1=111.6N鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)1表6-2得p=110Mpa ，由公式校核：=32.52Mpa<故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。采用圓頭普通平鍵 (GB1095-79 ，GB1096-79) ，由4. 大圓柱齒輪與低速軸工 3 的的鍵聯(lián)接d=60mm ，

29、查 文獻(xiàn) 1 表 6-1 得 b ，故取鍵長 L=70mm ，鍵 ,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mm ，T1=111.6Nm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=o.5h=4.5由于輕微沖擊，查文獻(xiàn) 1表6-2得p=487.5Mpa ，由公式校核：=77.75Mpa< 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。采用圓 頭 普通平 鍵(GB1095-79 ，GB1096-79)，由5. 低速軸 III 與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接d=45mm ，查文獻(xiàn)1表6-1得b，故取鍵長L=56mm ， 鍵，軸的材料都是鋼。鍵的工作長度 l=L-b=56-18=38mm ，T1=111.6N n, 鍵與輪轂鍵槽的接

30、觸高度 k=0.5h=4 由于輕微沖擊，查文獻(xiàn) 1表 6-2 得 p=487.5Mpa ，由公式校核：=85.89Mpa<故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。八、聯(lián)軸器的校核1.軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接查文獻(xiàn)【 3】表 8-7 選取聯(lián)軸器規(guī)格 LX3（Y3882 ，Y3060）.計算轉(zhuǎn)矩為 :Tc=KTK 為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運輸機(jī)時， K=1.251.50 根據(jù)需要取 1.5T 為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，即 :Tc=KT=1.539.8=59.7N.m聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩 Tn=1250N.m>Tc=59.7N.m,許用轉(zhuǎn)速 n=4750r/min>n=960r/min所以聯(lián)軸器符合使用要求。2.III 軸與卷筒伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接查文獻(xiàn)【3】表8-5選取聯(lián)軸器型號LT8,聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為710Nmm,許轉(zhuǎn)速為 3000r/min 。計算轉(zhuǎn)矩為 :Tc=KTK 為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運輸機(jī)時，由文獻(xiàn)【 1 】表 14-1 知K=1.2515 。根據(jù)需要取 1.5。T 為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，即 :Tc=KT=1.5459.19=688.8N.m聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩 Tn=710N.m>Tc=688.8N.m,許用轉(zhuǎn)速 n=4750r/min>n=71.75r/min所以聯(lián)軸器符合使用要求。九、潤滑油的潤滑方式選擇1 ）齒輪的潤滑選擇