機械設(shè)計課程設(shè)計：設(shè)計用于帶式運輸機的傳動裝置

1、目錄一 設(shè)計任務(wù)書2 二. 傳動裝置總體設(shè)計 3三 電動機的選擇 4 四 V帶設(shè)計 6五帶輪的設(shè)計 8六齒輪的設(shè)計及校核 9七高速軸的設(shè)計校核 14八低速軸的設(shè)計和校核 21九 .軸承強度的校核 29十鍵的選擇和校核 31十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32十二. 箱體的設(shè)置 33十三. 減速器附件的選擇 35十四.設(shè)計總結(jié)37十五。參考文獻38一任務(wù)設(shè)計書題目A：設(shè)計用于帶式運輸機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)：工作條件：一半制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在F中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：十臺。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模

2、機械廠，可加工78級齒輪及蝸輪。動力來源：電力，三相交流（380/220）。運輸帶速度允許誤差：±5%。設(shè)計工作量：1.減速器裝配圖一張（A3） 2.零件圖（13） 3.設(shè)計說明書一份個人設(shè)計數(shù)據(jù)： 運輸帶的工作拉力 T(N/m)_4800_ 運輸機帶速V（m/s） _1.25_卷筒直徑D（mm） _500_已給方案三選擇電動機1傳動裝置的總效率：=122345式中：1為V帶的傳動效率，取1=0.96；22為兩對滾動軸承的效率，取2=0.99；3為一對圓柱齒輪的效率，取3=0.97;為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.98；5為運輸滾筒的效率，取5=0.96。所以，傳動裝置的總效率=0

3、.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86電動機所需要的功率 P=FV/=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2卷筒的轉(zhuǎn)速計算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min V帶傳動的傳動比范圍為;機械設(shè)計第八版142頁一級圓柱齒輪減速器的傳動比為i28，10 ；機械設(shè)計第八版413頁總傳動比的范圍為16，40；則電動機的轉(zhuǎn)速范圍為763,1908;3選擇電動機的型號：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的

4、增大，所以選用Y160M-6型電動機。額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速971（r/min）,額定轉(zhuǎn)矩2.0（N/m）,最大轉(zhuǎn)矩2.0（N/m） 4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比總傳動比ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：為電動機滿載轉(zhuǎn)速；為工作機軸轉(zhuǎn)速。取V帶的傳動比為i1=3，則減速器的傳動比i2=ib/3=10.03;5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6.計算各軸的轉(zhuǎn)速。軸：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;軸：n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒軸：n3=n2=47.7 r/min7.計算各軸的功率軸：P1=P1=6.970.96=6.5184

5、(KW);軸P2=P123=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒軸的輸入功率：P3=P22=6.250.980.99=6.06(KW)8計算各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8N·m 第二部分 傳動零件的計算四.V型帶零件設(shè)計 1.計算功率： -工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機械設(shè)計第八版156頁-電動機的額定功率2.選擇帶

6、型根據(jù)，n=971,可知選擇B型；機械設(shè)計第八版157頁由表86和表88取主動輪基準直徑 則從動輪的直徑為 據(jù)表88，取mm3.驗算帶的速度=7.11m/s機械設(shè)計第八版157頁7.11m/s 25m/sV帶的速度合適4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩根據(jù)0.7(+)<<2(+)，初步確定中心矩機械設(shè)計第八版152頁=1000mm5.計算帶所需的基準長度：= = =2950.6mm機械設(shè)計第八版158頁由表82選帶的基準長度=3150mm6.計算實際中心距a=/2=1100mm 機械設(shè)計第八版158頁驗算小帶輪上的包角= 7.確定帶的根數(shù)ZZ 機械設(shè)計第八版158頁由， 查表8

7、4a和表84b得 =1.68，=0.31查表85得：0.955,查表82得：1.07，則Z =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794取Z=5根8.計算預(yù)緊力機械設(shè)計第八版158頁查表8-3得q=0.18（kg/m）則=230.8N9.計算作用在軸上的壓軸力=2285.2N 機械設(shè)計第八版158頁五.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪的材料采用鑄鐵主動輪基準直徑，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑?，從動輪基準直徑，采用孔板式。六齒輪的設(shè)計1選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)；（1）.按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2).減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精度（GB1

8、0095-88）；(3).選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差為40HBS。(4).選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24，取=1632按齒面接觸強度進行設(shè)計由設(shè)計公式進行計算，即 機械設(shè)計第八版203頁選用載荷系數(shù)=1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)；機械設(shè)計第八版205頁由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8由圖10-21d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=550MPa3.計算應(yīng)

9、力循環(huán)次數(shù)=60323.61（2436510）=1.7；機械設(shè)計第八版206頁=2.522/6.76=取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89, =0.895;機械設(shè)計第八版207頁4.計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得=534=492.25機械設(shè)計第八版205頁5.計算接觸疲勞許用應(yīng)力。1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值=2.32 =71mm(1)計算圓周的速度=1.20mm/s(2)計算齒寬b=171mm=71mm(3)計算齒寬和齒高之比。模數(shù)=2.95 mm齒高=2.252.95=6.63 mm=11(4）計算載荷系數(shù)。根據(jù)V=1.2mm/s;7級精度，可查得動載系數(shù)

10、=0.6；機械設(shè)計第八版194頁直齒輪 =1;可得使用系數(shù) =1;機械設(shè)計第八版193頁用插圖法差得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423； 機械設(shè)計第八版196頁由10.68，=1.423 可得=1.36故載荷系數(shù)=0.8538 機械設(shè)計第八版192頁(5）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。=61.6mm(6）計算模數(shù)m。=2.56；6按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的計算公式 ；機械設(shè)計第八版201頁（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa; 大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa 機械設(shè)計第八版209頁2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86

11、, =0.87；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得= =307.14 Mpa= =236.14 Mpa計算載荷系數(shù)K = =0.816查取齒形系數(shù)。查得 2.65 2.06機械設(shè)計第八版200頁6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。查表可得 = 1.58 =1.97機械設(shè)計第八版200頁計算大，小齒輪的并加以比較。=0.0159= =0.0172大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算。 =1.84對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒

12、數(shù)的乘積）有關(guān),可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.3并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度計算得的分度圓直徑=71 mm，算出小齒輪數(shù) = =31大齒輪的齒數(shù)=6.7631=210這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費4.幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑=m=64mm= m=420mm(2)計算中心距=242mm（3）計算齒輪的寬度64 mm七軸的設(shè)計與校核高速軸的計算。（1）選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強度極限B650MPa屈服強度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MP

13、a許用彎應(yīng)力1=60MPa 二初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115； 機械設(shè)計第八版370頁表15-3=31.26mm三軸的機構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=32 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長度應(yīng)比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取。帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取=2.5 mm，則=37 mm。軸承端

14、蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=50 mm.2.初步選責滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸=37 mm，故軸承的型號為6208，其尺寸為40mm，80mm, mm.所以=40mm，= =18mm3.取做成齒輪處的軸段的直徑=45mm，=64mm取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，4.在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s4mm，則s+a4mm10mm14mm=48mm同理=s+a=14mm，=43 mm至此，

15、已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm (四)計算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6208深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm=47+50+9=106mm，=55 mm, =65mm2.作用在齒輪上的力= =916.6N333.6N計算支反力水平方向的M=0，所以 ，=458.3N0, =5

16、41.6N垂直方向的M=0，有0， =197N0, =166.8N計算彎矩水平面的彎矩= =29789.5垂直面彎矩10840 10840合成彎矩=31700=31700根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N彎矩=29789.510840總彎矩=31700=31700扭矩T=1953003.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計

17、算應(yīng)力 =13.51QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。4.精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而

18、只需校核截面V的左側(cè)即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左側(cè)的彎矩為13256.36截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力=1.45Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=21.45Mpa軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.

19、92故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=83.6=7.687.652>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。八低速軸的計算1.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強度極限B650MPa屈服強度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=60MPa

20、 2.初步估計軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速 功率由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知 =47.7；=6.25 取=11558.4輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取.則=1906800按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機械設(shè)計手冊（軟件版）R2.0，選HL5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度L142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故取60mm3.擬定軸的裝配方案4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取d=60mm, 。因I-II軸右

21、端需要制出一個定位軸肩，故?。?）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)d70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015型,由機械設(shè)計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d75mm ； 軸承寬度：B31mm，D=115mm 所以， （3）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm,因此，?。?）取做成齒輪處的軸段-的直徑85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,取（5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距

22、離l 30mm， 故?。?）因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應(yīng)該相重合，所以取=42mm.=32 mm.(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm4.計算過程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故 因此作為簡支梁的支點跨距 計算支反力 作用在低速軸上的=6220N=2263.8N水

23、平面方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)計算彎距水平面彎距= =185295垂直面彎矩6745767430合成彎矩=197190=197190根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表3：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭距TT1307.2 N·m5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 MPa13.166 MPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60MP

24、a，因<1，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因為IV的

25、左側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×85361412.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×853122825mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為:M197190×100112 N·mm 1.63MPa截面上的扭矩截面上的扭轉(zhuǎn)切力:10.6Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.20 則0.8×2.201.76軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.29 1.85又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取

26、 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面的右側(cè)的安全系數(shù)為=103.3026.3225.505>S1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 九.軸承強度的校核1.高速軸上的軸承校核按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步選用型號32007型的單列圓錐滾子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承D 1557.716N軸承B 1557.716N求兩軸承的計算軸向力對于32007型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力N則查機械設(shè)計手冊（軟件版）R2

27、.0得32007型軸承的基本額定動載荷C70.5KN。按照表13-5注1），取則相對軸向載荷為，在表中介于0.1720.345之間，對應(yīng)的e值為0.190.22，Y值為1.992.30。用線性插值法求Y值Y1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）2.108故 X=0.4 Y2.1083）求當量動載荷P 4）驗算軸承壽命，根據(jù)式（13-5）h已知軸承工作壽命為因為，故所選軸承滿足工作壽命要求。2.低速軸上的軸承的校核選用深溝球軸承61812，查機械設(shè)計手冊（軟件版）R2.0得基本額定動載荷軸承的徑向力計算：軸承1 1290.32N軸承2

28、1825.35N 因為 <，以軸承2為校核對象 Pr=1825.35N=3750347.275h>48000h所選軸承合適。十鍵的選擇和校核1.選擇鍵的鏈接和類型一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)d45mm，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L70mm2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.鍵的工作長度lL-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=0.

29、5×9=4.5mm由式（6-1）得，故合適。鍵的類型為鍵14×70 GB/1096-19793.帶輪上的鍵的選擇帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 C863 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=8×7 長度L=63mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力100120Mpa，取鍵的工作長度lL-b63-855mmk0.5h0.5×73.5mm。 故合適。4.大齒輪上的鍵的選擇選擇 鍵 70×20 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=20×12 長度L=70mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力10012

30、0Mpa，取鍵的工作長度lL-b70-2050mmk0.5h0.5×126mm。故合適。5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm.工作長度lL-B=80-14=66mm，k0.5h0.5×9=4.5mm 故合適。選擇鍵C80×14 GB/T1096-1979十一減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪V1=d1n1/(60×100

31、0)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s低速齒輪 V2=d2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)0.276 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。2.潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置

32、密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單。所以用氈圈油封。 十二箱體的設(shè)置名稱計算公式結(jié) 果機座壁厚=0.025a+1810mm機蓋壁厚11=0.02a+188mm機座凸緣壁厚b=1.515 mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.90420mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 16 mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺

33、栓直徑d2d2=(0.50.6) 12 mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160 mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) 10 mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) 8 mm定位銷直徑d=(0.70.8) 10 mm軸承旁凸臺半徑R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=97mmD12=105mmD13=125mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=122mmD22=130mmD23=150mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mmdf,d

34、1,d2至外機壁距離C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm機殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm十三減速器附件的選擇1.觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔徑d4孔數(shù)n681201001508413556.542.通氣器設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下