起重機傳動裝置設(shè)計(DOC)

1、起重機傳動裝置設(shè)計.(DOC)起重機傳動裝置設(shè)計.(DOC)46/46起重機傳動裝置設(shè)計.(DOC)課程設(shè)計湖南理工學(xué)院課程設(shè)計報告書題目：起重機傳動裝置設(shè)計系部：機械工程專業(yè)：機械電子工程班級：機電二班姓名：學(xué)號：年月日機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書i課程設(shè)計設(shè)計題目：起重機傳動裝置設(shè)計系部：機械工程系專業(yè)：機械電子工程學(xué)生姓名:學(xué)號:起迄日期:2016年3月28日2016年4月9日指導(dǎo)教師:王清教研室主任：ii課程設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1課程設(shè)計的內(nèi)容和要求（包含原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）：一、機械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計是本門課程的一個重要實踐性環(huán)節(jié)，是高等學(xué)校工科相關(guān)專

2、業(yè)學(xué)生的一次全面的設(shè)計設(shè)計訓(xùn)練。本次設(shè)計的對象為一般減速器，詳細(xì)內(nèi)容是：1、設(shè)計方案論述。2、選擇電動機。3、減速器外面?zhèn)鲃恿慵O(shè)計（含聯(lián)軸器選擇）。4、減速器設(shè)計。設(shè)計減速器傳動零件，并驗算能否滿足工作要求；對各軸進(jìn)行構(gòu)造設(shè)計，按彎扭合成強度條件驗算各軸的強度；依據(jù)工作載荷狀況，選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命；選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連結(jié)的強度；選擇各配合尺寸處的公差與配合；決定潤滑方式，選擇潤滑劑；5、繪制減速器的裝置圖和部分零件工作圖。減速器裝置圖一張（A0或A1）；軸及軸上齒輪的零件圖各一張（A3或A4）；6、編寫設(shè)計說明書（將1-4項整理成文，數(shù)字6000-8000）。二、原始

3、數(shù)據(jù)及已知條件1、提高重量G=780kgf；2、重物提高速度=0.50m/s；3、轉(zhuǎn)動槽底直徑D=220mm鋼絲繩直徑d=9.3mm；4、滾筒效率j=0.96；5、工作狀況：兩班制，連續(xù)單向運行，載荷較安穩(wěn)；6、使用折舊期10年；7、工作環(huán)境：室內(nèi)，塵埃較大，環(huán)境最高溫度35oC；8、動力根源：電力，三相溝通，電壓380/220V；9、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。iii課程設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書2對課程設(shè)計成就的要求包含圖表、實物等硬件要求：1、說明書要仔細(xì)，正確，條理清楚；2、按word排版，公式編寫器編寫公

4、式；3、參照文件要注明出去；4、圖紙按標(biāo)準(zhǔn)作圖，數(shù)據(jù)辦理正確，圖面整齊。3主要參照文件：濮良貴，紀(jì)名剛.機械設(shè)計.第八版.北京:高等教育第一版社,2010楊光，席偉光.機械設(shè)計課程設(shè)計.第二版.北京：高等教育第一版社，2010劉鴻文.資料力學(xué).第四版.北京:高等教育第一版社,2009甘永立.幾何量公差與檢測.第八版.上海:上?？茖W(xué)技術(shù)第一版社,20094課程設(shè)計工作進(jìn)度計劃：序號起迄日期工作內(nèi)容12141215設(shè)計前準(zhǔn)備工作（明確任務(wù)，查閱查料、手冊，觀察）2確立傳動方案、選擇電動機、傳動零件設(shè)計計算1216-12203軸的設(shè)計計算122112224軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤滑劑的選擇1223122

5、45裝置圖設(shè)計及復(fù)核計算122512286零件工作圖設(shè)計122901017整理設(shè)計說明書、準(zhǔn)備爭論0102iv課程設(shè)計指導(dǎo)教師日期：2011年01月03日v序言我們組本次接到的課程設(shè)計題為起重機傳動裝置的設(shè)計。傳動裝置的作用在于傳達(dá)力或許是力矩。機械傳動主要包含帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動和蝸桿傳動。實質(zhì)生產(chǎn)中在原動機與工作機之間的傳動裝置常常不行能不過某一種單調(diào)的傳動，車間零件傳動設(shè)施亦是這樣。同時經(jīng)過設(shè)計計算，畫圖及運用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，設(shè)計手冊等相關(guān)資料，嫻熟掌握公式編寫器，AutoCAD畫圖，掌握全面的機械設(shè)計技術(shù)。齒輪傳動擁有傳動比正確，可用的傳動比，圓周速度和傳達(dá)的范圍都很大，以及傳動效

6、率，使用壽命長，構(gòu)造緊湊，工作靠譜等一系列長處，所以，齒輪傳動式各機器中應(yīng)用最廣的機械傳動形式之一，齒輪是機械工業(yè)中的重要的基礎(chǔ)件。因為齒輪傳動在減速器裝置中使用寬泛，以此，人們都十分重視研究這個基礎(chǔ)零件。不論在減小體積，減少重量，提高效率，改良工藝，延伸使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改良的話，都會促使資源（包含人力，資料和動力）的節(jié)儉。于是我們研究起重機的傳動部分，經(jīng)過給定條件選擇了睜開式雙極圓柱斜齒齒輪減速器，經(jīng)過計算，設(shè)計了主要的傳動零件，減速器的輸入軸，輸出軸，和中間軸，以及齒輪，從而達(dá)到傳動的需要，滿足了設(shè)計任務(wù)。第6頁共30頁機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：起重機

7、傳動裝置的設(shè)計1.1傳動部署方案見圖1ABDC1電動機2聯(lián)軸器3制動器4減速器5聯(lián)軸器6卷筒支承7鋼絲繩8吊鉤9卷筒圖1傳動部署方案簡圖1.2設(shè)施工作條件：常溫下工作，每天兩班，工作10年，同意重物起升速度偏差小于5%。車間有三相溝通電源。1.3原始數(shù)據(jù)，以下表：項目提高重量重物提高速度負(fù)荷連續(xù)率G(kg)V(m/s)鋼絲繩直徑d（mm）卷筒直徑D(mm)（JC%）數(shù)據(jù)7800.509.3220251.4采納傳動方案采納傳動方案方案：采納二級圓柱齒輪減速器，使用于深重及惡劣條件下長遠(yuǎn)工作，使用保護(hù)方但構(gòu)造尺寸較大使用壽命長，潤滑方便保護(hù)性好。第7頁共30頁方案：蝸桿減速器，構(gòu)造緊湊，但傳動效率

8、低，長遠(yuǎn)使用時就不經(jīng)濟(jì)，使用壽命短成本也高。C：方案：一級圓柱齒輪減速器和開式齒輪傳動，成本低但使用壽命短，保護(hù)花費高。由上述可得應(yīng)采納A方案采納點擊的種類和構(gòu)造形式2.1采納電機的種類和機構(gòu)形式（1）Pw=Fv=780*9.8*0.5/1000=3.822KwPd=Pw/=3.9/(0.96*0.99*0.99*0.95*0.97*0.97)=4.64Kw此中：Pd工作中實質(zhì)要的電機輸出功率Pw工作中所需要的實質(zhì)輸入功率1滾筒的傳達(dá)效率大小為0.96電機的工作的傳達(dá)總效率2一個聯(lián)軸器傳達(dá)效率查表得0.993一個齒輪的傳達(dá)效率為0.974一對軸承的傳達(dá)效率為0.98（2）依據(jù)功率及負(fù)載連續(xù)條件

9、采納電機種類則應(yīng)入采納額定功率為6最大轉(zhuǎn)矩為T=2.56，額定轉(zhuǎn)速為930r/min5.5KW型號為YZR160M12.2確立電機型號電動機型號額定功率（Kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）最大轉(zhuǎn)矩（n*m）-65.59302.56滾筒轉(zhuǎn)速為：n1=V/D=（60V*1000）/（3.14*D）=43.428r/min2.3傳動裝置傳動比傳動裝置的總傳動比為：i=n/n1=930/43.428=21.41二級齒輪減速器的高級傳動比；i1=（1.3-1.5）*i2初級傳動比，取i1=1.3*i2i=i1*i2=21.41i1=5.276i2=4.052.4確立各軸的轉(zhuǎn)速各軸的轉(zhuǎn)速第8頁共30頁從電機到工

10、作有三軸n1=930r/minn2=n1/i1=960/5.276=176.27r/minn3=n2/i2=176.27/4.05=43.52r/minn1n2n3分別為從高速軸到低速軸各軸的轉(zhuǎn)速；高速軸1到2,2到3級之間的傳動比。n為電機的滿載轉(zhuǎn)速；i1i2為電機軸到軸的功率P1=Pd*1*2=4.588*0.99*0.97=4.405KwP2=P1*3*2=4.405*0.99*0.95=4.188KwP3=P2*3*2=4.188*0.99*0.95=3.981KwP4=P3*4=3.981*0.97=3.7784Kw此中：P1P2P3P4位各軸的輸入功率1234同上文中的同樣2.4.

11、3軸的轉(zhuǎn)矩Td=9550*Pd/nm=47.11NmT1=Td*1*2=45.24NmT2=T1*I1*2*3=216.3NmT3=T2*i2*2*3=793.7Nm2.4.4將運動和動力參數(shù)的設(shè)計值列表參數(shù)軸名電動機軸I軸2軸3軸r/min930930184.8947.89Kw4.5884.4054.1883.981Nm47.1145.24216.3739.7第9頁共30頁第一個軸初步確立軸的最小直徑軸的最小直徑地點選擇軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處直徑d1，為使直徑d1與聯(lián)軸器孔相適應(yīng)，所以聯(lián)軸器的型號TL5彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為125000N.mm許用轉(zhuǎn)速為4000rad/min。聯(lián)軸器

12、孔徑48mm，則d1=48mm，聯(lián)軸器的長度為L=112mm，與軸孔配合的轂孔長為L1=82mm。軸的構(gòu)造設(shè)計軸上零件裝置圖聯(lián)軸器的定位，依據(jù)軸向定位的要求確立軸的各段直徑和長度。-段右端需要制出一軸肩，故-直徑d=50mm。左端用擋圈定位，按軸端直徑取直徑D=54mm，周向的定位采納一般平鍵聯(lián)接。初步選擇轉(zhuǎn)動軸承，因為只受徑向力的作用，應(yīng)采納深溝球轉(zhuǎn)動軸承，由承產(chǎn)品中初選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級深溝球轉(zhuǎn)動軸承代號6010d=50d=50mm在軸，D=80，d=16第10頁共30頁左端的這個軸承左側(cè)用軸承套固定，右邊用軸肩固定，右邊的軸承左側(cè)用軸肩固定右邊用軸承套固定。齒輪與軸是一體的，軸

13、的資料是45鋼，齒輪經(jīng)硬化均為滲碳辦理。軸承的端蓋總寬度為20mm，為了便于軸承端蓋的拆裝及便于為軸增加滑油脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸的距離為I=30mm，考慮到箱體的鍛造偏差，在確立轉(zhuǎn)動軸承的地點時，應(yīng)距離箱體內(nèi)臂S=8mm，齒輪距離箱體a=16mm.平鍵,手冊查得平鍵截面軸器與軸的配合H7/K6。bxh=14x9.鍵槽用銑刀加工，長為L=70。同時為了保證聯(lián)確立軸上的圓角和倒角尺寸為245度，各軸肩的圓角半徑請詳見零件圖。第二軸的構(gòu)造設(shè)計第二個軸的最小直徑軸上零件的裝置方案：第11頁共30頁零件的地點尺寸及各段軸的直徑如上圖示。第三個軸的構(gòu)造設(shè)計確立軸的最小直徑輸出軸的直徑明顯就是安裝

14、聯(lián)軸器處軸的直徑為使聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，采納聯(lián)軸器型號，Tca=1.3xt=1.3x793.54=1031.81KN。所以中設(shè)施有沖擊，要一個擁有緩沖能力的聯(lián)軸器，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為TL10,D=250.d=63,L=142,;公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm，許要轉(zhuǎn)速為2300rad/min。軸向定位依據(jù)軸向定位確立軸的各段直徑和長度為了滿足聯(lián)軸器向定位的要求它的右端制出一個軸肩，尺寸如圖第12頁共30頁軸向定位圖和力矩圖初步選擇轉(zhuǎn)動軸承第13頁共30頁因只受徑向力的作用，則深溝球轉(zhuǎn)動軸承為6013，d=100mm，游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級；右邊的這個軸承右端用軸承套固定，左

15、面用一個軸肩B=18mm；0基本;左面的這個軸承右邊用軸肩，左面用軸承套蓋固定。齒輪的左面用以軸肩定位，右邊用一套筒定位。軸承端蓋的總寬度為20mm，為了便于軸承端套的裝卸及便于對軸承增加滑油脂的要求，取端蓋的外端在與半軸承器間的距離L=30mm?？紤]到箱體鍛造偏差，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁S=8mm，齒輪距離箱體a=16mm，那么套筒的長度為L=24mm。齒輪與聯(lián)軸器的周向定位采納平鍵聯(lián)接，依據(jù)所在垢軸徑處和直徑查得平鍵和系數(shù)分別為bxh=20 x12,bxh=18x11,長度L分別為45mm，75mm。軸上的載荷Fr1=1418.5NFr2=603.5N查的軸承6013的Y為1.6Fd1=443NF

16、d2=189N兩個齒輪都是左旋，所以Fa1=638NFa2=189N判斷危險截面因為截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面，截面IV右邊的截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為因為軸采納40Cr，調(diào)質(zhì)辦理，所以綜合系數(shù)的計算第14頁共30頁由經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為軸的資料敏感為故有效應(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,軸采納磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為,軸表面示經(jīng)增強辦理，即,則綜合系數(shù)為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特征系數(shù)取為安全系數(shù)的計算軸的疲憊安全系數(shù)為第15頁共30頁高速級齒輪傳動1.1選擇齒輪資料及精度等級考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都采納硬齒面漸開

17、線斜齒輪?？紤]工作機為一般工作機器，速度不高，應(yīng)采納7級精度（GB10095-88）。兩支承相關(guān)于小齒輪做不對稱部署。小齒輪采納40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS；大齒輪采納45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選小齒輪數(shù)Z123，則大齒輪數(shù)Z242392。采納螺旋角：初選螺旋角141.2按齒面接觸疲憊強度設(shè)計232KtT1u1ZHZEd1tudH確立公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選Kt1.6；（2）采納地區(qū)系數(shù)ZH2.433；（3）查得120.750.821.57；（4）采納齒寬系數(shù)d1；（5）計算小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩T195.5105P195.51054.354.327104Nmmn196

18、01（6）查表得資料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2；（7）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh609601(2830010)2.765109N2N12.7651096.91108i14（8）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲憊強度極限頁Hlim1600MPa；大齒輪的接觸疲憊第16頁共30強度極限Hlim2550MPa；（9）計算接觸疲憊許用應(yīng)力取接觸疲憊壽命系數(shù)KHN10.91;KHN20.96；取無效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得：H1KHN1Hlim10.91600MPa546MPaSHKHN2Hlim20.96550MPa528MPa2S所以許用接觸應(yīng)力為：HH1H2546528MPa

19、537MPa22計算（1）試算小齒輪分度圓直徑：21.64.32710452.4332189.8d1t43.36mm311.574537（2）計算圓周速度：vd1tn13.1443.369601000602.2m/s601000（3）計算齒寬及模數(shù)：bdd1t143.3643.36mmmntd1tcos43.36cos14mmz11.8323hmnt(2han*can*)1.832.254.12mm43.3610.52b/h4.12（4）計算縱向重合度：0.318dz1tan0.318123tan141.824（5）計算載荷系數(shù)K第17頁共30頁查表得使用系數(shù)KA1；依據(jù)v=2.2m/s，7級

20、精度，查圖得動載系數(shù)Kv1.07；查表得齒間載荷分派系數(shù)KHKF1.2；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)KH1.34，再查圖可得KF1.24。故載荷系數(shù)：KKAKvKHKH11.071.21.341.72（6）按實質(zhì)載荷系數(shù)校訂所算得的分度圓直徑：d1d1t3K43.3631.72mmKt1.644.42（7）計算模數(shù)：mnd1cos44.42cos141.87z1234.1.3按齒根曲折強度設(shè)計2KT1Ycos2YFYSmn3dz12F確立計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)：KKAKvKFKF11.071.21.241.592）依據(jù)縱向重合度1.824，查圖得螺旋角影響系數(shù)Y0.88；3）計算當(dāng)量齒數(shù)

21、：zv1z123cos3cos325.1814zv2z292cos3cos3100.71144）查取齒形系數(shù)：查表得YF12.62;YF22.18;5）查取應(yīng)力校訂系數(shù)：YS11.59;YS21.79;第18頁共30頁（6）查圖得小齒輪的曲折疲憊強度極限FE1500MPa；大齒輪的曲折疲憊強度極限FE2380MPa；7）查圖取曲折疲憊壽命系數(shù)KFN10.85,KFN20.88；8）計算曲折疲憊許用應(yīng)力：取曲折疲憊安全系數(shù)S=1.4，可得：F1KFN1FE10.85500MPa303.57MPaS1.4F2KFN2FE20.88380MPa238.86MPaS1.4（9）計算大、小齒輪的YFYS

22、并加以比較：FYF1YS12.621.590.01372F1303.57YF2YS22.181.790.01634F2238.86得大齒輪的數(shù)值大；（10）設(shè)計計算mn321.594.3271040.88cos21412320.016341.311.57比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲憊強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根曲折疲憊強度計算的法面模數(shù)，取mn2.0mm，以可滿足曲折強度。但為了同時滿足接觸疲憊強度，需按解除疲憊強度算得的分度圓直徑d144.42mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由：z1d1cos44.42cos14mn21.552取z121，則z2i1z142184。1.4幾何尺寸計算第19頁共3

23、0頁計算中心距z1z2mn(2184)2a2108.21mm2coscos14將中心距圓整為108mm。按圓整后的中心距修正螺旋角（z1z2)mn(2184)2133210arcos2aarcos1082因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不用修正。計算大、小齒輪分度圓直徑d1z1mn212cos43.20mmcos133210d2z2mn842cos172.80mmcos133210計算齒輪寬度bdd1143.243.2mm圓整后取B245mm；B150mm。低速級齒輪傳動2.1選擇齒輪資料及精度等級考慮減速器傳達(dá)功率不大，所以齒輪采納軟齒面直齒輪?？紤]工作機為一般工作機器，速度不高，應(yīng)采納7級

24、精度（GB10095-88）。兩支承相關(guān)于小齒輪做不對稱部署。小齒輪采納40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS。大齒輪采納45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS；選小齒輪齒數(shù)z124，則大齒輪齒數(shù)z2i2z15.5324132.7，取z2133；2.2按齒面接觸疲憊強度設(shè)計2KtT1u12ZEd1t2.323udH第20頁共30頁確立公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選Kt1.3；2）采納齒寬系數(shù)d1；3）計算小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩T155Nmm95.510P95.5104.0188.2381014n143.414）查表得資料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2；5）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh604

25、3.41(2830010)1.25108N2N11.251082.26107i25.53（6）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲憊強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7）計算接觸疲憊許用應(yīng)力取接觸疲憊壽命系數(shù)KHN10.97;KHN21.08；取無效概率為，安全系數(shù)，1%S=1可得：H1KHN1Hlim10.97600MPa582MPaSH2KHN2Hlim21.08550MPa594MPaS計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值：21.388.2381046.53189.82d1t2.323153.23mm15.53582（2）計算圓周速

26、度：第21頁共30頁vd1tn13.14153.2343.41000600.35m/s601000（3）計算齒寬及模數(shù)：bdd1t1153.23153.23mmmtd1t153.23z1246.38mmhmt(2ha*c*)6.382.2514.36mmb/h153.2310.6714.36（5）計算載荷系數(shù)K查表得使用系數(shù)KA1；依據(jù)v=0.35m/s，7級精度，查圖得動載系數(shù)Kv；1.01查表得齒間載荷分派系數(shù)KHKF1；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)KH1.429，再查圖可得KF1.36。故載荷系數(shù)：KKAKvKHKH11.0111.4291.44（6）按實質(zhì)載荷系數(shù)校訂所算得的分度圓直

27、徑：K31.44d1d1t153.23mm3Kt1.3（7）計算模數(shù)：d1158.54m6.61z1242.3按齒根曲折強度設(shè)計2KT1YFYSm3dz12F1.確立計算參數(shù)第22頁共30頁（1）計算載荷系數(shù)：KKAKvKFKF11.0111.361.37（2）查圖得小齒輪的曲折疲憊強度極限FE1500MPa；大齒輪的曲折疲憊強度極限FE2380MPa；（3）查圖取曲折疲憊壽命系數(shù)KFN10.90,KFN20.97；（4）計算曲折疲憊許用應(yīng)力：取曲折疲憊安全系數(shù)S=1.4，可得：F1KFN1FE10.90500MPa321.43MPaS1.4KFN2FE20.97380263.29MPaF2S

28、MPa1.45）查取齒形系數(shù)：查表得YF12.65;YF22.16;6）查取應(yīng)力校訂系數(shù)：YS11.58;YS21.81;7）計算大、小齒輪的YFYS并加以比較：FYF1YS12.651.580.01332F1314.29YF2YS22.161.810.01583F2247得大齒輪的數(shù)值大；（8）設(shè)計計算m321.3788.2381040.015834.05mm1242比較計算結(jié)果，由齒輪接觸疲憊強度計算的模數(shù)m大于由齒根曲折疲憊強度計算的模數(shù)，因為齒輪模數(shù)m的大小主要取決于曲折強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲憊強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑相關(guān)，可取m5。按接觸強度算得的分度圓直徑d11

29、58.54mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由：第23頁共30頁z1d1158.5431.7mn5取z131，則z2i2z15.5331171.43，取z2172。2.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑：d1z1m315155d2z2m1725860計算中心距z1z2m(31172)5a507.5mm22計算齒輪寬度bdd11155155mm圓整后取B2155mm；B1160mm。鍵的選擇與校核1.1高速軸上鍵的選擇高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，應(yīng)采納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=40mm

30、。h=6mm，由半聯(lián)軸器2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=3mm，可得=(適合)鍵的標(biāo)志：鍵6640GB/T10962003.高速軸與齒輪1鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，應(yīng)采納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。第24頁共30頁2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=30mm，鍵與輪轂鍵槽

31、的接觸高度k0.5h=3mm，可得=(適合)鍵的標(biāo)志：鍵6640GB/T109620031.2中間軸上鍵的選擇1.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇因為齒輪不在軸端，應(yīng)采納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=50mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=4mm，可得=(適合)鍵的標(biāo)志為：鍵10836GB/T10962003.1.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇因為齒輪不在軸端，應(yīng)采

32、納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=45mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=4mm，可得=(適合)鍵的標(biāo)志為：鍵10836GB/T10962003.1.3低速軸上鍵的選擇1.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，應(yīng)采納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=40

33、mm。h=6mm，由半聯(lián)軸器2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=34mmk0.5h=3mm第25頁共30頁=(合適)鍵的標(biāo)志：鍵6640GB/T10962003.低速軸與齒輪4鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，應(yīng)采納圓頭一般平鍵(A)。依據(jù)d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參照鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2)鍵，軸和輪轂的資料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得需用擠壓力為F=100120MPa。鍵的工作長度lLb=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=3mm，可得=(適合)

34、鍵的標(biāo)志：鍵6640GB/T10962003轉(zhuǎn)動軸承的選擇2.1高速軸配合軸承的選擇求比值依據(jù)機械設(shè)計P321表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時初步計算當(dāng)量動載荷P，P=f()p依據(jù)機械設(shè)計P321表13-6，fp1.01.2，取fp1.2。依據(jù)機械設(shè)計P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.19，則3)求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷(壽命按50000h算)第26頁共30頁4)依據(jù)軸承樣本選擇7212C軸承此軸承的基本額定靜載荷C0=37800N。驗算以下：a求相對軸向載荷對應(yīng)的e值與Y值。相對軸向載荷為Fa0.07105，在表中介于0.07C00.13之間，對應(yīng)的b用線性插值法求e值為0.270.31，YY值。值為1.61.4.Y=1.4+X=0.4，c.求當(dāng)量動載荷P。d.驗算30304軸承的壽命。所以軸承的采納合理2.2中間軸配合軸承的選擇求比值依據(jù)機械設(shè)計表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時初步計算當(dāng)量動載荷P，P=fp()第27頁共30頁依據(jù)機械設(shè)計P321表13-6，fp1.01.2，取fp1.2。依據(jù)機械設(shè)計P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知