螺旋输送机的传动装置设计说明书.pdf

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1、.题目三：螺旋输送机的传动装置设计题目三：螺旋输送机的传动装置设计下图为螺旋输送机的六种传动方案，设计该螺旋输送机传动系统。螺旋输送机的传动方案螺旋输送机的传动方案1. 1. 设计数据与要求设计数据与要求螺旋输送机的设计数据如下表所示。 该输送机连续单向运转， 用于输送散粒物料，如谷物、型沙、煤等，工作载荷较平稳，使用寿命为8 年，每年300 个工作日，两班制工作。一般机械厂小批量制造。学号-方案编号17-a）输送螺旋转速n（r min）170输送螺旋所受阻力矩T100（N m）2. 2. 设计任务设计任务1）分析各种传动方案的优缺点，选择（或由教师指定）一种方案，进行传动系统设计。2） 确定

2、电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算。3）进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数。4）对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图。5）对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算。6）对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图。7）编写设计计算说明书。.一、电动机的选择1 1、电动机类型的选择电动机类型的选择选择 Y 系列三相异步电动机。2 2、电动机功率选择、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：V 带传动效率滚动轴承效率一级圆柱齿轮减速器传动效率联轴器效率3=1234 =0.960.9930.970.99 =0.895（2）电机所需的

3、功率：.PWnP100 9550WnPW1.78kwT 9550Pd因为载荷平稳，略大于Pw1.781.99kw0.895即可，根据 Y 系列电机技术数据，选电机的额定功率为 2.2kw。（3）确定电机转速,输送螺旋输送机轴转速nw170r/minV 带传动比围是 24，以及圆柱齿轮减速器 5，则总传动比围 1020， 10: 20iandianw1700:3400r/min方案123Y90L-2Y100L1-4Y112M-6电机型号额定功率同步转速/满载转速传动比/kw2.22.22.2n/(r/min)3000/28401500/14201000/940i2.91i1.5ii综合价格和传动

4、装置结构紧凑考虑选择方案 2，即电机型号 Y100L1-4.二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比ianm1420 8.353nw1702、 分配各级传动比取 V 带传动传动比i012，则减速器的传动比为i ia8.3534.176i012注：以上分配只是初步分配，实际传动比必须在传动零件参数确定后算出。一般，实际值与设计求值允许有 3%5%误差。.三、动力学参数计算0P0轴（电机轴、小带轮轴） Pd1.99kwn nm1.991420r / minP0kw0 PdP01.990rn09550nm1420/ minT955013.383N M00n01420P01.99n0142011

5、轴（大带轮、高速轴）轴（大带轮、高速轴）T0 95500 9550 13.383 N M2轴（低速轴）P P231.910.990.97 1.835kw22轴（低速轴）1P P231.910.990.97 1.835kw21n10P2 P1.910.99 0.97 1.835kw12371n2n710170.02r / min1n2ni14.176710170.02r / minn2i4.176170.02r / minP21.835i4.176T2 9550P2 95501.835103.07 N MT2 9550nP 9550170.021.835103.07N MT2 9550n2 95

6、50 170.02103.07 N Mn2170.0223轴（螺旋输送机轴）3轴（螺旋输送机轴）3轴（螺旋输送机轴）nn3n2170.02r / minn12n 2170.02r / min3n31170.02r / minP3 P12421.8350.990.99 1.798kwP P21.8350.9942P30.990.991.7981.798kwkwP21.835 0.991.7983 P242T2 9550P 95501.798100.99N MP21.798100.99N M2 9550170.023T 9550nT2 9550 100.99 N M2 9550n3170.023将

7、结果列成表格PP011.990.96 1.91kw1P1轴（大带轮、高速轴）1 P011.990.96 1.91kwn011420P P1.99 0.96 1.91kwn0101420 710r / minnn1 710r / min1i201n01420i2n101 710r / minP1.91i01P121.91 25.6N MT 9550 95501T1 9550 9550 25.6N M1n7101P1.91n7101T1 95501 9550 25.6N Mn17102轴（低速轴）.轴名功P/KW率转T/NM13.3825.6矩转速传动比 i效率n/(r/min)142071017

8、017024.17610.960.960.980 轴1 轴2 轴3 轴1.991.911.841.80103.59101.四、传动零件的设计计算V V 带传动的设计计算带传动的设计计算1、确定计算功率由教材 P156 表 8-7 取 kA=1.2PcaKAP1.21.992.388 kw2、选择 v 带的带型根据由教材上图 8-11 选用 A 型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速 V（1） 初选小带轮基准直径dd1。由教材上表 8-7 和 8-9，取小带轮基准直径dd190mm（2） 验算带速 V。按书上式子 8-13 验算带速v dd1n16010003.14 100 1420 7.431

9、3m / s601000因为 5m/sv30m/s,故带速合适。（3） 计算大带轮的基准直径。根据书上式子 8-15a,计算大带轮基准.直径dd 2 idd1 2100=200 mm根据表 8-9 查的为标准值。4、确定 V 带中心距 a 和基准长度Ld（1） 根据教材式子 8-20，0.7( dd1dd2)210a02(dd1dd2)600初确定中心距a0500mm（2） 由式子 8-22 计算带所需的基准长度(dd2dd1)2Ld 2a0(dd1dd2)24a0(200100)22500+ （100+200）+mm245001476mm由教材上表 8-2 选带的基准长度（3） 按式子 8-

10、23 计算实际中心距 aa a0Ld Ld 01430 1476 (500 ) 477mm22按式子 8-24，计算中心距变化围amin a0.015Ld 4770.0151430 455.55mmamax a0.03Ld 4770.031430519.9mm为 455.55519.9mm5、验算小带轮上包角157.3o57.3oo1180 (dd2dd1)180 (200100)168o120oa477o6、计算带的根数 Z（1） 计算单根 V 带的额定功率pr.由dd1=100mm，n11420 r/min，查表 8-4 得p01.32 kw根据n11420 r/min，i2和 A 型带，

11、查表 8-5 得P00.17 kw查表 8-6 得K0.98查表 8-2 得KL0.96，所以Pr=（P0+P0） KKL(1.32 0.17) 0.980.961.402 kw（2） 计算 V 带根数 Zz 取 2 根Pca2.3881.7Pr1.4027、计算单根 V 带的初拉力F0由表 8-3 得 V 带的单位长度质量 q=0.105kg/m，所以F0 500(2.5 K)Pca+qv2Kzv（2.50.98） 2.3882 500+0.105 （7.4313）0.9827.4313=130.398N8、计算压轴力Fp1168oFp2zF0sin22130.398sin518.74N22

12、8、结论选用 A 型 V 带 2 根，基准长度 1430mm，带轮基准直径dd1100 mm ,dd2200 mm ,中心距控制在 a=455.44mm519.9mm，单根初拉力F0130.398 N齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算.1、 选齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1） 按图 10-26 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20o。（2） 参考表 10-6，选 7 级精度（3） 材料选择，由表10-1 和其工作环境为多灰尘环境，选择球墨铸铁,小齿轮 QT500-5，240HBS,大齿轮 QT600-2，200HBS。（4） 选小齿轮齿数z119,大齿轮齿数z2uz14.1

13、76 1979.35,取z280,2、 按齿面接触疲劳强度设计（1） 由式子 10-11 试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1u 1ZHZEZ2()duHa)确定公式中的各参数值试选KHt1.3计算小齿轮传递的转矩T125.6Nm2.56104Nmm由表 10-7 选取齿宽系数d1由图 10-20 查得区域系数ZH2.51/2由表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE173.9 MPa由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z.a1 arccosz1cos/(z12ha) arccos19cos20o/(192)31.767oa2 arccosz2cos/(z22ha) arcco

14、s80cos20o/(802) 23.54oz1(tana1 tan) z2(tana2 tan)/ 219(tan 31.767o tan 20o) z2(tan 23.54o tan 20o)/ 21.685z40.87843计算接触疲劳许用应力H由图 10-25a 查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为H lim1 610MPaH lim2550MPa由式 10-15 计算应力循环次数N1 60n1jLh 607101(283008)1.636109N2 N1/u 1.63610 / 4.21 3.8851089由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN10.9,KHN20.95取失效概

15、率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-14 得H1H2KHN1H lim1SKHN 2H lim2S0.9610 549MPa10.95550 522.5MPa1取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即HH2522.5 MPab)计算小分度圆直径.d1t32KHtT1u 1ZHZEZ2()duH421.32.56104.2112.5173.90.878423()14.21522.5 35.3mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 Vv d1tn16010003.14 35.3 7101.31m / s60000齿宽 bbdd1t135.335.3

16、mm2)计算实际载荷系数KH由表 10-2 查的使用系数KA1根据v 1.31m/ s、 七级精度， 由图 10-8 查得动载荷系数Kv1.05齿轮的圆周力Ft1 2T1/ d1t 22.56 104/35.3 1.45103NKAFt1/b 11.4510 /35.3 41.07 N / mm 100N / mm3查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH1.2查表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对轴承对称布置，得齿向载荷分布系数KH1.3078，由此，得到实际载荷系数、KHKAKVKHKH11.051.21.30781.6483)由式 10-12 可得分度圆直径d1 d1t3KH

17、1.648 35.33 38.21mmKHt1.3.由式子 10-13 可按实际载荷系数算得齿轮模数md138.21 2.01z1193、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式子 10-5 计算模数mt32KFtTYYFaYsa1()2dz1Fa) 确定公式中各参数值试选KFt1.3由式子 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y0.25YFaYsaF0.750.750.250.695a1.6853计算由图 10-17 查得齿形系数YFa12.85, YFa22.225由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.54, Ysa21.775由图 10-24a 查得小齿轮和大齿轮的迟恩弯曲疲劳极限

18、分别为Flim1425,Flim2410由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式子 10-14 得KFN 1F lim10.85 425 258.036 MPaS1.4K0.88 410F2FN 2F lim2 277.538 MPaS1.4F1YFaYsa2.851.540.017F1258.036.YFaYsa2.2251.7750.01423F2277.538YFaYsaYFaYsa0.017因为小齿轮的大，取FF1b) 计算模数mt332KFtTYYFaYsa1()dz12F421.32.56100.0170.6951

19、.296mm2119（2） 调整齿轮模数圆周速度d1mtz11.296 1924.6 mmv d1n160 10003.14 24.6 710 0.915 m / s60000齿宽 bbdd1124.624.6 mm宽高比 b/hh(2ha*c*)mt(210.25)1.2962.916 mmb/ h 8.442）计算实际载荷系数KF根据 v=0.915m/s,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV1.0243由Ft12T1/d122.5610 /24.6242.07910 NKAFt112.07910384.43100Nb24.624查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF1.2由表 1

20、0-4 得用插值法查得KH1.3066，KF1.27.则载荷系数为KFKAKVKFKF11.021.21.271.55由式子 10-13 得按实际载荷系数算得齿轮模数m mt3KF1.551.296 31.376mmKFt1.3m2按就近原则取模数 m=2，则d1 38.21mm, z1d138.2119.105取z120，此时mt1.966 mm满足，z24.1765 2083.53取z283，i 83 4.15，4.1765 4.15 6%204.1765所以改小齿轮齿数为 21，则z2214.176587.7，选大齿轮齿数88.=4.176588/21 3.34% 6%合理4.17654

21、、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1z1m21242mmd2z2m882176 mm（2） 计算中心距a(d1d2)/m(17642)/2109 mm（3） 计算齿轮宽度b dd1142 42mmb1b(5:10) (47 : 52)mm取b150mm，b2b42mm5、 圆整中心距后的强度校核a 110齿轮变位后副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度.（1） 计算变位系数和计算啮合角、齿数和、 变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数arccos(acos)/aarccos(109 cos20o)/11021.385oz z1+z22188109x x1 x2(invinv)z/(2

22、tan)(inv21.385oinv20o)109/2tan20o0.5173y (a a) / m (110 109) / 2 0.5yxy0.5173 0.50.0173从图 10-21a 可知当前的变位系数，提高了齿轮强度但是重合度有所下降。分配变位系数x1,x2由图 10-21b 可知，坐标点(z/2,x/2)=（54.5,0.2586）位于 L14与 L15 两线之间，按这两条线做射线，再从横坐标的z1,z2处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是x10.336,x20.225（2） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式 10-10 中各参数，KH KAKVKHKH11.051.2

23、1.3082 1.648.T1 2.56104N mm,d1,d1 42mm,u 4.1905,ZH 2.5,ZE173.9,Z 0.08784代入式子10-10得H2KHT1u 1ZHZEZ3dd1u21.6482.561045.192.5173.90.87843142 4.1905 453.569 n 522.5（3） 齿根弯曲疲劳强度校核KF KAKVKFKF11.061.309 1.27 1.762v d1n16010003.14427101.56m/ s60000Ft12T1/d122.56104/421219.05 NKAFt111219.0529100Nb42查表 10-3/10

24、-4 得KF1.2, KH1.309, KF1.27h (2ha*c*)m 4.5,b/ h 9.33T1 2.56104N mm查图 10-17 得YFa1 2.825,YFa2 2.225查图 10-18 得YSa11.55,YSa21.785，Y 0.25把z1 21代入式子 10-6 得到0.75 0.695F12KFTY1 Fa1YSa1Ydm3z1221.7622.8251.550.6952.651042182180.56 F1.F22KFTY1 Fa2YSa2Ydm3z1221.7622.251.7850.6952.6510418212 73.89 F2齿根弯曲疲劳强度满足要求，

25、并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于大齿轮6、 主要结论齿数z1 21,z2 88，模数 m=2mm,压力角 20o，变位系数x10.336,x20.225中心距 a=110mm，齿宽b1 50mm,b2 42mm。小齿轮选用球墨铸铁（调质） ，大齿轮选用球墨铸铁（调质） 。齿轮按 7级精度设计。五、轴的设计计算输入轴的设计计算输入轴的设计计算1 1、轴结构设计轴结构设计选用 45 调质，硬度217255HBS图 2.1.根据教材 15-2 式，并查表 15-3，取A0=103126，取A0115,轴最小直径：d A03P1.911115315.995n1710考虑有键槽，将直径增大 5%，则：

26、d=15.995(1+5%)=16.795选 d=18mmL1装大带轮处B (z 1)e 2 f (21)15 210 35mm取L1=35mmL2处为大带轮的定位轴肩和装入轴承端盖，所以轴肩高度a (0.07 : 0.1)18 1.26 :1.8mmd2 2ad1 20.52 : 21.6mm取d2 21mm。t 1.2d螺栓=1.26=7.2mm所以盖宽取 11mm，端盖外断面与带轮间距取 10mm，所以L2=21mm。左侧轴承从左侧装入，考虑轴承拆装方便，装轴承处d3应大于d2，所以d3 d2(1: 3) 22 : 24mm，但为了满足轴承型号要求，取d3 d725mm，选用深沟球轴承6

27、305，（d=25mm.D=62mm,B=17mm）d n 25710 1.77510416104，采用脂润滑，应该在轴承侧加挡油环，选挡油环宽度为 15mm，所以.L3 L71715 32mm考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以d5 42mmL5=50mmL4,L6段都为挡油环定位轴肩d4 d6 (0.07 : 0.1)d7d7 26.75: 27.5mm取d4 d6=27mmL4 L65mm综上轴总长L 180mm。2 2、计算轴上载荷计算轴上载荷由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距l 107mm小齿轮分度圆直径d1 42mm，转矩T1 2.56104N mm根据教材公式 10-3 计

28、算得2T122.56104圆周力Ft11219Nd142径向力Fr1 Ft1tan1219tan 20o 443.68N根据两轴对称布置可得 AC=CB=53.5mm.图 2.2Fr1 221.84N2FFAz FBzt1 609.5N2MC1 FAyAC 11868.44N mmFAy FByMC2 FAzAC 32608.25N mmMCM2C1MC234700.98N mmT T1 2.56104N mm3 3、计算轴上载荷计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处的当量弯矩MecMC2(T)237948.5N mmcaMec37948.5 5.122Mpa

29、30.1d30.1423.材料为 45 钢调质，查得1 60Mpa，ca1故安全。因为是齿轮轴，虽然有键槽和轴肩但是最小直径是根据扭转强度较为宽裕的尺寸确定的所以无需进行危险界面的校核。输出轴的设计计算输出轴的设计计算1. 1.轴结构计算轴结构计算选用 45 调质，硬度217255HBS图 2.3根据教材公式 15-2，表 15-3 得A0=103126，取A0115d A03P21.8341153 25.4mmn2170考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=25.4x(1+5%)=26.67mm选 d=28mm，齿轮在箱体中央，相对于两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面由轴套定位，周向用

30、键过度配合，两轴承分别以挡油环定位，周向用过度配合，轴呈阶梯状，左轴承从左边装入，右轴承.和联轴器从右面装入。右数第一段装配联轴器，查手册（ GB/T5843-1986）弹性柱销联轴器， 选HL2中J型， 轴孔直径28mm， 轴孔长度L=44mm， D=120mm。综上L1 44mm,d1 28mm联轴器计算转矩Tca KAT2，查表 14-1，考虑转矩变化很小，故取KA1.3，Tca KAT21.3103.589 134.67N mm315Nmm（查表 GB/T5014-1985）选用深沟球轴承 6306， （d=30mm.D=72mm,B=19mm） ，d3 d6 30mm，选用挡油环宽度

31、 13mm，L61913 32mm为满足联轴器定位需求，L2处应起一轴肩，又因为d3 30mmd2 29mm，L219mm第四段安装大齿轮，L4应比轴毂略短些， 选L4 40mm，d4 31mm为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。L3 43.5mm，第五段为大齿轮定位轴肩，L58.5mm,d5 34mm。2.计算轴上载荷轴承支撑跨距为 105mm，AC=CB=52,.5mm 大齿轮分度圆直径d2176mm，T2103.59 103N mm根据教材公式 10-3 计算得2T22103.59104圆周力Ft21.177103Nd2176.径向力Fr2 Ft2tan1177

32、 tan 20o 428.45N图 2.4Fr2 224.225N2FFAz FBzt2588.5N2MC1 FAyAC 11246.8N mmFAy FByMC2 FAzAC 30896.3N mmMCM2C1MC232879.6N mmT T1103589N mm3. 3.计算轴上载荷计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处.的当量弯矩MecMC2(T)2 70314.4N mmcaMec70314.4 23.6Mpa330.1d30.131材料为 45 钢调质，查得1 60Mpa，ca1故安全。4.判断危险截面键槽、 轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴

33、的疲劳强度， 但由于最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的， 所以只需校核大齿轮与轴套过盈配合引起应力集中最严重的截面两侧就可以。大齿轮与轴套接触截面的轴套侧抗弯截面系数W 0.1d33 2700mm3抗扭截面系数WT 0.2d33 5400mm3轴套侧截面的弯矩M MC5219 20865.9N mm52截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面上的弯曲应力bM 7.73MpaWT219.18MpaWT截面上的扭转切应力T轴为 45 调质，由表 15-1 得B 640Mpa,1 275Mpa,1155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表 3-2 查得，r1D 0.033,1

34、.033，1.8,1.30d30d由附图 3-1 可得轴材料的敏性系数为q 0.73,q 0.8K1q(1)10.73 （1.8-1） =1.584K1q(1)10.8 （1.3-1） =1.24.由附图 3-2 的尺寸系数 0.85由附图 3-3 得 0.9轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数K (K (K11)1)11.584111.950.850.92K1q1q1.24111.460.90.92又由3-1、3-2 得碳钢的特性系数为 0.1: 0.2,取 0.1 0.05: 0.1,取 0.05于是

35、计算安全系数Sca值，按式子 15-615-8 计算得1275 22.679Kam1.5847.65501155S12.527Kam1.2419.180.0519.18S22ScaSSS S2222.67912.527(22.679) (12.527)2210.97 S 1.5故安全。大齿轮与轴套接触截面的齿轮侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 中公式计算抗弯截面系数W 0.1d3 0.1313 2979.1mm3抗扭截面系数WT 0.2d3 5958.2mm3.轴套侧截面的弯矩M 20667.2N mm截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面上的弯曲应力bM20667.2 6.937

36、MpaW2979.1T217.386MpaWTK 0.8K截面上的扭转切应力TK过盈配合处K由附表 3-8 用插值法求出，并取K，于是有 2.136,1.71,轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数K (K (K11)1)1 2.1361.7111 2.2220.92K1q1q111.7960.92于是计算安全系数Sca值，按式子 15-615-8 计算得127516.18Kam2.2227.65501155S8.754Kam1.79619.180.0519.18S22ScaSSS S2216.188.75

37、4(16.18) (8.754)221.6996 S 1.5故安全， 因无瞬时过载和应力循环不对称性， 所以可以省去静强度校核。.六、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：Lh 283008 38400h1 1、计算输入轴轴承（、计算输入轴轴承（63056305）已知n1 710r / minFa 0,Fa2 Fr2 0 e，FrFt111297.2NFr按表 13-6 查得，fd1.0 : 1.2取fd1.2按表 13-5 查得，X=1，Y=0根据式子 13-8a 计算P fd(XFrYFa) 1.211297.2 1556.679N根据式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载

38、荷为C P60n1Lh607103840031556.67918.34kw661010按照手册选取Cr 22.2kw,C0r11.5kw.Cr10610622.21033L () () 68085h 38400h60710P607101556.679在寿命上满足要求。2 2、计算输入轴轴承（、计算输入轴轴承（63066306）已知n2170r / minFa 0,Fa2 Fr2 0 e，FrFt111252.5NFr按表 13-6 查得，fd1.0 : 1.2取fd1.2按表 13-5 查得，X=1，Y=0根据式子 13-8a 计算P fd(XFrYFa) 1.211252.5 1503N根据

39、式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷为C P60n1Lh60170384003150311kw106106按照手册选取Cr 27.0kw,C0r15.2kwCr106106271033L () () 568347.8h 38400h60710P601701503在寿命上满足要求。七、键连接的选择及校核计算1 1、大带轮与的平键连接校核、大带轮与的平键连接校核选用 A 型键6628已知T013.38N m，大带轮处尺寸为DL 1815材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为R120Mpa.根据公式 6-1P故安全。4000T0400013.38 22.525Mpa Rhld186(286)2

40、 2、大齿轮的平键连接校核、大齿轮的平键连接校核选用 A 型键8736已知T1 25.6N m，大带轮处尺寸为DL 3142材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为R120Mpa根据公式 6-1P故安全。2 2、联轴器的平键连接校核、联轴器的平键连接校核选用 B 型键8740已知T1 25.6N m，大带轮处尺寸为DL 3142材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为R120Mpa根据公式 6-1P故安全。4000T04000103.06 65.727Mpa Rhld728(408)4000T0400025.616.835Mpa Rhld731(368).八、减速器的润滑与密封1 1、齿轮的润滑、

41、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）深沟球轴承 6305、6306 为 0.100.15mm；采用脂润滑。（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各.密封处不允许漏油；（6）减速器装置装 CKC150 工业用油至规定的油面高度围；（7）减速器外表面蓝色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验.设计小结经过 3 周的课程设计，我终于完成了自己的任务，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化， 使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外， 更多学会的是耐心。 也

42、体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题。在设计过程中我经常出错，甚至有些东西重新算了两三遍。比如齿轮强度校核问题。以前虽然做过作业，但是当时偷懒没有好好学习。但是经过细细的推敲和更加深入的思考之后，对很多的知识，还是懂了很多。刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或.是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。真心的感老师和同学这段时间对我的帮助。.参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第九版） ：高等教育，20062 王之烁、王大康机械设计课程设计指导书（第二版） 机械工业，.