同軸式二級圓柱直齒輪減速器設計[T=1550 v=0.90 D=400]【CAD圖紙和說明書】

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課 程 設 計 書 課程設計(說明書) 帶式運輸機的減速器設計 (同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計) 學生姓名 學院名稱 專業(yè)名稱 指導教師 2013年 1月 6日 目 錄 1. 設計任務書 2 2. 傳動方案的擬定及說明 3 2.1電動機的選擇 4 2.2計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 5 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 3.傳動件的設計計算 7 3.1 V帶傳動設計計算 7 3.2 齒輪傳動設計計算 9 4. 軸的設計計算 14 4.1中速軸的設計 14 4.2中速軸的軸承 23 5. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 24 6. 聯(lián)軸器的選擇 26 7. 減速器附件的選擇和箱體的設計 27 8. 潤滑與密封 27 參考文獻 28 1. 設計任務書 設計一用于帶式運輸機上同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計 1. 總體布置簡圖 2. 工作情況 設計一用于帶式運輸機上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），工作平穩(wěn)，單向運轉，兩班制工作。運輸帶容許速度誤差為5%。減速器成批生產，使用期限10年。 3. 原始數(shù)據(jù) 運輸工作扭矩（N?m） 運輸帶速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 帶速允許偏差（%） 使用年限（年） 工作制度（班/日） 1550 0.9 400 5 10 2 2.傳動方案的擬定及說明 2.1電動機的選擇 1. 電動機類型選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。 2. 電動機容量 (1) 卷筒軸的輸出功率 (2) 電動機的輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得： V帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動； 彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動軸承， 則 故 (3) 電動機額定功率 由第二十章表20-1選取電動機額定功率。 3. 電動機的轉速 由設計手冊表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，由設計手冊表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機 轉速可選范圍為 可見同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min的電動機均符合。這里初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種常用的電動機進行比較， 如下表： 方案 電動機型號 額定功率（kW） 電動機轉速（r/min） 重量 （kg） 同步 滿載 1 Y160L-6 11 970 1000 119 2 Y160M-4 11 1460 1500 123 由設計手冊表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的電動機質量輕，因此，可采用方案1，選定電動機型號為Y160L-6。 2.2計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1. 傳動裝置總傳動比 2. 分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 傳動后運輸鏈速度的誤差為Δ： Δ=，在運輸鏈允許誤差±5%內。 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉速 減速器高速軸為Ⅰ軸，中軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸 各軸轉速為： 2. 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各州轉矩 電動機軸 高速軸Ⅰ 中速軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 轉速（r/min） 970 388 129.3 43.1 功率（kW） 11 10.43 9.99 9.47 轉矩（） 108.3 256.72 737.85 2098.34 3.傳動件的設計計算 3.1 V帶傳動設計計算 （1） 確定計算功率 由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查《機械設計》（V帶設計部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù) （2） 選擇V帶的帶型 由、 選用A型 （3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 ①初選小帶輪的基準直徑。由設計手冊表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 ②驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度 ,故帶速合適。 ③計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式(8-15a),計算大帶輪基準直徑 根據(jù)表8-8，圓整為 （4） 確定V帶的中心距a和基準長度 ①根據(jù)式(8-20)，初定中心距。 ②由式(8-22)計算帶所需的基準長度 由設計手冊表8-2選帶的基準長度 ③按式(8-23)計算實際中心距a。 中心距變化范圍為518.4～599.4mm。 （5） 驗算小帶輪上的包角 （6） 確定帶的根數(shù) ① 計算單根V帶的額定功率 由和，查表8-4a得 根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表8-4b得 ② 計算V帶的根數(shù)z。 取8根。 （7） 計算單根V帶的初拉力的最小值 由設計手冊表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以 應使帶的實際初拉力 （8） 計算壓軸力 3.2 齒輪傳動設計計算 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①選用圓柱齒輪 ②運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88） ③由《機械設計》（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 ④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤初選取螺旋角 （2） 按齒面接觸強度設計 按式(10-21）試算，即 ①確定公式內各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由設計手冊表10-7選取齒寬系數(shù) f) 由設計手冊表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 h) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)： i) 由設計手冊表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j) 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 k) 許用接觸應力 ②計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b) 計算圓周速度 c) 齒寬b及模數(shù)mnt d) 計算縱向重合度 e) 計算載荷系數(shù)K 由設計手冊表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由設計手冊表10-8查得動載系數(shù)；由設計手冊表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查得；圖10-13查得 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 g) 計算模數(shù) （3） 按齒根彎曲強度設計 由式(10-17) ①確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù) 由設計手冊表10-5查得 e) 查取應力校正系數(shù) 由設計手冊表10-5查得 f) 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得 g) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ②設計計算 對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則 （4） 幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為174mm ②按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 圓整后取 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 3 模數(shù)(mm) 3 螺旋角 中心距(mm) 174 齒數(shù) 28 84 28 84 齒寬(mm) 100 90 100 90 分度圓(mm) 86.2 258.6 86.2 258.6 4. 軸的設計計算 4.1中速軸的設計 (1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩 轉速（） 中速軸功率（） 轉矩T（） 129.3 9.99 737.85 (2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 (4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=21mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由設計手冊表15-1查得。因此，故安全。 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面Ⅲ的應力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設計》第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側。 2） 截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45Cr，調質處理。由設計手冊表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ?。? , ?。? 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 3） 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45Cr，調質處理。由設計手冊表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , 取； , ??； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 一、 滾動軸承的選擇及計算 軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承 選用30307型圓錐滾子軸承，查《課程設計》表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由高速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 4.2中速軸的軸承 選用30309型圓錐滾子軸承，查《課程設計》表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由中速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求. 4.3高速軸的設計 (1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩 轉速（） 高速軸功率（） 轉矩T（） 388 10.43 256.72 (2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為=86.2 ，根據(jù)《機械設計》（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， , C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （1） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4.4高速軸滾動軸承的選擇及計算 軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承 選7204E型圓錐滾子軸承，查《課程設計》表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由高速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 4.5 低速軸及軸承的設計 4.5.1 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P＝9.47 KW ＝43.1 r/min ＝2098.34 N．m 4.5.2 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 ＝258.6 而 F＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 圖7.1 軸的載荷分布圖 4.5.3 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝61.32 （2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故?。?.3，則： ＝1.3×1410.99×109＝1834.287 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。 4.5.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表4.2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 4.5.6 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表5.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取＝0.6，軸的計算應力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 4.5.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 （2）截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) 　　　　 W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) 　　?。?.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經插值后查得 ＝1.9 ＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ＝0.88 故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 （3） 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) 　　　　 W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) 　　?。?.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。 5. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 由《機械設計》式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2，取 （1） V帶輪處的鍵 取普通平鍵10×63GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （2） 高速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵12×70GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （3） 中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵14×70GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （4） 中速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵14×70GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （5） 低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵20×80GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵 取普通平鍵18×80GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180°布置。 則該雙鍵的工作長度為 6.聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)輸出軸轉矩，查《課程設計》表17-4 選用HL5聯(lián)軸器60×142GB5014-85，其公稱扭矩為符合要求。 7. 減速器附件的選擇和箱體的設計 1. 窺視孔和視孔蓋 查《課程設計》（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結構視孔蓋， 。 2. 通氣器 查表9-7，選用經一次過濾裝置的通氣冒。 3. 油面指示器 查表9-14，選用油標尺。 4. 放油孔和螺塞 查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。 5. 起吊裝置 查表9-20，選用箱蓋吊耳，，， 箱座吊耳，，，， 6. 定位銷 查表14-3，選用圓錐銷GB 117-86 A1240 7. 起蓋螺釘 8. 查表13-7，選用GB5782-86 M835箱體的設計 名稱 符號 尺寸 箱座壁厚 δ 9 箱蓋壁厚 δ1 9 箱體凸緣厚度 b、b1、b2 b=14;b1=12;b2=23 加強筋厚 m、m1 m=9;m1=8 地腳螺釘直徑 df 32 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 24 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 16 8. 潤滑與密封 由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封? 9.參考資料 １．機械設計教程（1994年修訂本），西北工業(yè)大學出版社，濮良貴 ２．機械設計手冊（第2版），機械工業(yè)出版社 ３．機械零件設計手冊（第3版），冶金工業(yè)出版社 ４．機械設計課程設計指導書（第2版），高等教育出版社，龔桂義 ５．機械工程師手冊（第2版），機械工業(yè)出版社 ６．幾何公差與檢測 (第七版)，上?？茖W技術出版社，甘永立 36