一級圓錐齒輪減速器傳動方案

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1、設計題目 ：一級圓錐齒輪減速器傳動方案 運動簡圖 ： （1） 原始數(shù)據(jù) 運輸帶牽引力F=2200N 運輸帶線速度v=1.8m/s 驅(qū)動滾筒直徑D=280mm （2）工作條件及要求 ①使用5年，雙班制工作，單向工作 ②載荷有輕微沖擊 ③運送煤,鹽,沙等松散物品 ④運輸帶線速度允許誤差為±5% ⑤有中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn) 目 錄 機械設計基礎課程設計任務書 2 第1章 引言 4 第2章 電機的選擇 6 第3章帶傳動的設計 9 第4章、齒輪傳動的設計計算 12 第5

2、章 、齒輪上作用力的計算 16 第6章、軸的設計計算 17 第7章、密封與潤滑 24 第8章 課程設計總結(jié) 25 參考資料 26 第1章 引言 1、本課題的背景及意義 計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術(shù)是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術(shù)。本次設計是蝸輪蝸桿減速器，通過本課題的設計，將進一步深入地對這一技術(shù)進行深入地了解和學習。 2、 國內(nèi)外減速機產(chǎn)品發(fā)展狀況 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動，蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外材料品質(zhì)和工藝水平上還有許

3、多弱點。由于在傳動的理論上，工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此沒能從根本上解決傳遞功率大，傳動比大，體積小，重量輕，機械效率高等這些基本要求。 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪轉(zhuǎn)動為主，體積和重量問題也未能解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 28 電動機的選擇 1、選擇電動機的類型： 按工作要求和條件選用鼠籠型三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)， 電壓380V，Y型。 2、選擇電動機容量 ： 電動機所需的功率為： （

4、其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 而KW, 所以KW 傳動效率分別為： η1、η2、η3、η4、η5分別是V帶傳動、滾動軸承、錐齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。查《機械設計課程設計指導書》表II.5,取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97（齒輪為8級精度），η4=0.99（齒式聯(lián)軸器），η5=0.96，則 ηa=η1×η2×η3×η4×η5 0.96×0.98^3×0.97×0.99×0.96=0.86 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 = 按《機械設計課程設計

5、指導書》表2.1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比，一級錐齒輪減速器的傳遞比。則總傳動比合理范圍為。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為。 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750,1000。 ηd=(4~12)×121r/min=491.12~1452r/min 根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種： 方案 電動機型號 額定功率 P KW 電動機轉(zhuǎn)速 r/min 電動機重量 Kg 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y160M2– 8 5.5 750 720 119 2 Y132M2 – 6 5.5 1000 960 84 綜合考

6、慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、市場常用性可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為Y132M 2–6。 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表： 電動機型號Y132M-6 中心高H 外形尺寸 腳底安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸 安裝部位尺寸 132 12 其安裝尺寸如表: （二）計算總傳

7、動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比 由選定的的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置的總傳動比為: = 電動機型號為Y132SM2-6滿載轉(zhuǎn)速 = 960r/m ,且工作機主動軸轉(zhuǎn)速n = 121r/min,則由上面公式可得： 2、分配傳動比 總傳動比為各級傳動比的乘積，即 設為錐齒輪的傳動比，傳動比范圍 = 2~3,所以取=2.5 則由公式 可得 = 7.94 得 = 3.18為V帶帶輪傳動比。 3、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

8、 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (2)、各軸輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (3) 、各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電機軸輸出轉(zhuǎn)矩 所以各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Ⅰ軸 TI=Td×η1×i=52.22×0.96×3.18=1121.6N·m Ⅱ軸 TII= TI×i1×η2^2×η3=52.22×2.7×0.98^2×0.97=378.4N·m Ⅲ軸

9、 軸名稱 轉(zhuǎn)速 功率（kw） 轉(zhuǎn)矩（） I軸 384 4.89 121.6 II軸 120.9 4.79 378.4 III軸 120.9 4.56 360.2 第3章帶傳動的設計 1、確定計算功率 由教材P156表8-8取工作情況系數(shù)kA=1.1 計算功率Pca=KA×Pd=1.1×5.25=5.78KW 2、 選擇V帶帶型 n小齒輪=n電動=n滿載=960r/min 根據(jù)Pca、n小齒輪，由教材圖8

10、-11選用A型V帶 3、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 ①初選小帶輪基準直徑 由教材教材表8-7和表8-9，取小帶輪基準直徑為：dd1=150mm， 則取大帶輪直徑dd2==375 mm 查表取標準值dd2=355 ②驗算帶速v。 帶速V：V= 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適 4、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld ①根據(jù)教材P152式（8-20），初定中心距。 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得： 0.7(150+355)≤a0≤2(150+355) 所以有：353.5mm≤a0≤1010mm，取a0=700 ②由教材P158式（8

11、-22）計算帶所需的基準長度 Ld0=2×a0+[π×（dd1+dd2）]/2+[（dd2-dd1）^2]/（4×a0)得： Ld0=2×700+[π×(150+355)]/2+[(355-150)^2]/（4×700） =2208mm 根據(jù)教材P146表（8-2）取Ld=2200mm ③根據(jù)教材P158式（8-23）得實際中心距a： a≈a0+（Ld-Ld0）/2=700+（2200-2208）/2 a=696mm 按式（8-24），中心距變化范圍為： amin=a-0.015Ld=663mm amax=a+0.03×Ld=762mm 5、驗算小帶輪包角 根

12、據(jù)教材P152式（8-20） α1=180°- (dd1-dd2)×57.3°/a =180°-（315-112）×57.3°/529.34 =163°>120° 6、確定帶的根數(shù) ①、計算單根V帶的額定功率 由dd1=150mm和n小齒輪=960r/min 根據(jù)教材P152表（8-4）由插值法求得得： P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)×(1200-960)=1.16kw 根據(jù)，i=2.5和A型帶,根據(jù)教材P153表（8-5）由插值法得：△P0=（0.15-0.11)/(1200-950)×(960-950)+0.11=0.11kw 根據(jù)

13、教材P155表（8-6）由插值法求得得： Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-155)×(158.03-155)=0.94 根據(jù)教材P146表（8-2）查得：KL=1 P=(P0+△P0)×Ka×KL=(1.16+0.11)×0.94×1=1.26kw ②、計算V帶根數(shù) Z=Pca/P=5.77/1.26=4.43 取Z=4根 7、計算單根V帶的初拉力 由教材P149表8-3查得q=0.105kg/m，由教材P158式（8-27）單根V帶的初拉力： F0=500Pca（2.5-Ka）/（Z×v ×Ka）+q×v^2 F0=500×(2

14、.5-0.94)×5.96/（4×5.63×0.94）+0.105×7.54^2 F0=128N 8、計算壓軸力Fp 由教材P159式（8-28）得： Fp=2ZF0sin（α1/2）=2×4×210.77×sin（158.03°/2） Fp=1012N 9、帶輪其他參數(shù)計算 求帶輪寬度 由帶輪寬d=（Z-1）e+2f，查表8-11得e=15,f=9; 則d=(4-1)*15+2*9 =63mm 主要設計結(jié)論如表5.1所示 帶型 根數(shù) 帶基準長度(mm) 小帶輪基準直徑(mm) 大帶輪基準直徑(mm) 中心距(mm) 初拉力(N) 帶輪寬

15、(mm) A 4 2200 150 355 696 128 63 第4章、齒輪傳動的設計計算 1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。壓力角取為20°。 （2）小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)制，齒面硬度240HBS； （3）根據(jù)教材P205表10-6選7級精度。 （4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=25, 大齒輪齒數(shù)為 Z2=i齒輪×Z1=2.5×25=62.5，去63 2、按齒面接觸疲勞強度設計 （1）根據(jù)教材P203式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 1宏基 1）確定

16、有關(guān)參數(shù)如下： ①試選K=1.3 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=9.55×10^6×PI/nI=1.21.6N·m ③ 選取齒寬系數(shù)=0.3 ④ 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8Mpa 計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是 ， 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60njLh =60×384×1×(2×8×300×5)=5

17、.52×10^8 i齒輪=Z2/Z1=63/25=2.5 N2=N1/i齒輪=5.52×10^8/2.5=2.2×10^8 由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： KHN1=0.93 KHN2=0.95 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數(shù)S=1.0 [σH]1=σHlim1 KHN1/SH=600×0.93/1.0Mpa=630Mpa [σH]2=σHlim2 KHN2/SH=550×0.95/1.0Mpa=525Mpa 取[]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力,即 []=525Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 =98

18、.66mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v mm Vm=π×83.87×384/(60×1000）=1.68m/s ②當量齒輪的齒寬系數(shù) =0.3×98.66×/2=56.35mm =56.35/83.87=0.67 2）計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)Vm=1.68m/s,錐齒輪為7級精度,由圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.15 ②由教材P193表10-2查得: 使用系數(shù)KA=1 ③由教材P195表10-3查得: 齒間嚙合系數(shù)KHa=1 ④ 由教材P226b表10-9用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒

19、向載荷分布系數(shù)KHβ=1.35 故載荷系數(shù)KH=KA×KV×KHa×KHβ=1×1.05×1×1.35=1.45 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 根據(jù)式（10-12） 模數(shù)：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 1)確定公式中各個參數(shù)值 ①試選K=1.3 ②計算 由分錐角和可得當量齒數(shù)由分錐角=17.31和 =90—17.31=72.66°，可得當量齒數(shù) ③由圖10-17查得齒形系數(shù)， 由圖10-18查得應力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為： σFLim1=620Mpa σFL

20、im2 =440Mpa 由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù), 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.7,由式（10-14）得 因為大齒輪大于小齒輪 2）試算模數(shù) Mt=1.946 調(diào)整齒輪模數(shù) 1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①計算齒輪的圓周速度V = Vm=πdm1n1/60×1000=π×41.42×384/(60×1000) =0.83m/s ②齒寬b: b==0.3×48.96 2)計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)v=0.77m/s,7級精度由圖10-8查的動載荷系數(shù)=1.02 ②直齒錐齒輪精度低，取齒間分配系數(shù)=1 用插值法1.24 ， =1.

21、17 則載荷系數(shù)： K==1×1.02×1×1.14=1.37 3）由式10—13按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)： m=mt×（KF/KFt）^(1/3)=2.04×(1.16/1.3)^(1/3)=1.846mm 按照齒根彎曲強度計算模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)m=2mm按接觸疲勞算得分度圓直徑d1=105.25mm,算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=105.25/2=52.6,取53。 取Z1=51，則大齒輪數(shù)Z2=i齒輪×Z1=2.5×53=132.5取133.為了使兩齒輪互質(zhì)，取Z2=133。 4. 幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑 = (2) 計算分錐角 （

22、3） 計算齒輪寬度 取= 7）、數(shù)據(jù)整理 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) z 53 133 模數(shù) m m 2 傳動比 i i 2.51 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 106 266 齒頂高 2 2 齒根高 2.4 2.4 齒全高 h 4.4 4.4 齒頂圓直徑 ， 109.71(大端) 267.5（大端） 齒根圓直徑 ， 101.5 264.20 齒距 p 6.28 6.28 齒厚 s

23、 3.14 3.14 齒槽寬 e 3.14 3.14 頂隙 c 0.4 0.4 錐距 R 143.17 143.17 當量齒數(shù) 57 359 齒寬 b 43 43 第六章、軸的設計計算 一、輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 ① 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS ② 根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 ③ d≥115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm ④ 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=25.7×(1+5%)mm=27 ⑤

24、 ∴選d=28mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 ⑥ （1）軸上零件的定位，固定和裝配 ⑦ 單級減速器中可將輸入軸的圓錐齒輪做成懸臂結(jié)構(gòu)，安排在箱體一側(cè)，兩軸承安排在齒輪的右側(cè)，齒輪左面由套筒定位，右面用擋圈固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以套杯和套筒定位。 ⑧ （2）確定軸各段直徑和長度 ⑨ I段：d1=28mm 長度取L1=50mm ⑩ ∵h=2c c=1.5mm ? II段：d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm ? ∴d2=34mm ? 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故

25、 ? III段：參照工作要求并根據(jù)d2=34mm，有軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30208其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。故mm。L3=18mm。Ⅴ段軸承右端有套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊軸承，此軸段應略短于軸承寬度，故取16mm ? Ⅵ段：取安裝錐齒輪處的軸段Ⅵ的直徑為34mm取錐齒輪的寬度為56mm，取套筒的長度為20mm，則l6=56+20+(18-16)=78mm ? Ⅳ段：取d4=28mm 在Ⅳ軸段加一套筒對軸承進行定位。套筒的外徑為d=50mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和距離。 （3）按彎矩復合強度計算

26、①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=120mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=114000N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P198（10-3）式得： Ft=2T1/dm1=114000/[d1(1-0.5ΦR)]=1904N ④求徑向力Fr1和軸向力Fa1 根據(jù)教材P225（10-22）式得： Fr=Ft·tanαcosδ1=646.8N Fa=Ft·tanαsinδ1=248.8N 軸承支反力 ： A型帶

27、 V=7.54m/s a0=700mm Ld0=2208 Ld=2200mm a=696mm Pr=1.26kw Z=4 F0=128N Fp=1012N

28、 e=15 f=9 d=63mm KHN1=0.93 KHN2=0.95 [σH]1=630 [σH]2=525 Vm=1.68m/s KH=1.45

29、 YFa1=2.75 YSa1=1.58 YFa2=2.16 YSa2=1.82 σFLim1=500Mpa σFLim2 =380Mpa SF=1.7 σF1=250Mpa σF2=197Mpa Mt=1.946

30、 Vm=0.83m/s b=27.91mm KF=1.37 m=2 Z1=53 Z2=133 d1=106mm d2=266mm b=42.81mm

31、 d1=28mm d2=34mm d3=18mm d4=34mm 二、輸出軸的設計計算 ? 按扭矩初算軸徑 ? 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） ? 根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A=115 ? d≥A(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm 21 輸出軸的最小值直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 22 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 有P351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.

32、3。則 23 根據(jù)機械設計手冊選擇LT7型彈性套注銷聯(lián)軸器，故取半聯(lián)軸器長度，，則半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 24 軸的結(jié)構(gòu)設計 25 （1）確定軸的各段直徑和長度 26 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ι軸段右端需制出一軸肩，故?、蜉S段直徑左端用軸段擋圈定位。按軸段直徑取擋圈直徑D=49mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上二不壓在軸的斷面上，故Ι段的長度應比l1小一些，故取 27 照工作要求并根據(jù)，有軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承33210其內(nèi)徑為 28 其尺寸為50x90x32。故mm。 29 取安裝

33、錐齒輪處的軸段Ⅴ的直徑為，齒輪的左端面與右軸承之間采用套筒定位，取錐齒輪的寬度為60mm，為了是軸套可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度。故取，齒輪的右端面采用軸肩定位。軸肩高度h>0.07d，故取h=6mm。則Ⅳ段的直徑。 30 對于左軸承若直接采用Ⅳ軸段定位，則軸肩直徑大于軸承內(nèi)圈直徑，不利于拆卸軸承，應在左軸承和Ⅳ軸段間加一套筒。軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故 31 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=32mm，則 32 ?、舳尉嘞潴w

34、內(nèi)壁的距離為16mm，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一定距離，取8mm，則。 33 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 34 35 （2）軸上零件的周向定位 36 錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 37 按d5有P106表6-1查的平鍵截面。鍵槽用銑刀加工，長45mm，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。 38 （3）求軸上載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出周德計算簡圖。在確定軸承的支點位置時兌取33210型，查的a=23.2mm。 39 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 扭矩 T

35、=26.082N.m 40 (4)按彎扭合成應力校核軸的強度 41 42 43 故安全。 44 第八章滾動軸承的選擇及校核計算 45 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：16×365×10=58400小時 46 計算輸入軸軸承 47 （1）兩軸承徑向反力： 48 初選兩軸承為圓錐滾子軸承30208型 49 根據(jù)教材P322表13-7得軸承內(nèi)部軸向力查機械手冊知Y=1.6,e=0.37。 50 51 有P322式13-11得 52 （2）求系數(shù)x、y 53 FaA/Fra=0.36 54 Fab/Frb=0.53 55 根據(jù)教材P321表13-5得e=0.3

36、7 56 XA=1 XB=0.4 57 YA=0 YB=1.6 58 （3）計算當量載荷P1、P2 59 根據(jù)教材P321表13-6取fP=1.2 60 根據(jù)教材P320式13-8a得 61 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N 62 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N 63 （4）軸承壽命計算 64 ∵故取P=4443.4N 65 ∵ε=10/3 66 根據(jù)手冊得30208型的Cr=63000N 67 由教材P320式13-5a得 68 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2

37、×(1×63000/4443.4)10/3 69 =347322h>58400h 70 ∴預期壽命足夠 三、計算輸出軸軸承 71 1）兩軸承徑向反力： 72 初選兩軸承為圓錐滾子軸承33210型 73 根據(jù)教材P322表13-7得軸承內(nèi)部軸向力查機械手冊知Y=1.5,e=0.41。 74 75 有P322式13-11得 76 （2）求系數(shù)x、y 77 FaA/Fra=1.67>e 78 Fab/Frb=0.33>e 79 XA=0.4 XB=1 80 YA=1.5 YB=0 81 （3）計算當量載荷P1、P2 82 根據(jù)教材P

38、321表13-6取fP=1.2 83 根據(jù)教材P320式13-8a得 84 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N 85 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N 86 （4）軸承壽命計算 87 ∵故取P=3215.8N 88 ∵ε=10/3 89 根據(jù)手冊得33210型的Cr=112000N 90 由教材P320式13-5a得 91 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2×(1×112000/3215.8)10/3 92 =18059903h>58400h 93 四、鍵連接的選擇及校核計算 94 1、大帶輪與軸連接采用平

39、鍵連接 95 軸徑d1=28mm，L1=50mm 96 查手冊P51 選用C型平鍵，得：b=8 h=7 L=40 97 即：鍵C8×40GB/T1096-2003 98 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m 99 根據(jù)教材P106式6-1得 100 σp=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=78.5Mpa<[σp](110Mpa) 101 2、輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接 102 軸徑d3=34mm L3=56mm T=260.82N·m 103 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50 104

40、即：鍵A10×50 GB/T1096-2003 105 l=L3-b=50-10=40mm h=8mm 106 σp=4T/dhl=4×260820/34×8×40=95.9Mpa<[σp](110Mpa) 107 3、輸出軸與齒輪2連接用平鍵連接 108 軸徑d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m 109 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=16 h=10 L=36 110 即：鍵A16×36GB/T1096-2003 111 l=L2-b=36-16=20mm h=10mm 112 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=4T/dhl

41、=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<[σp] (110Mpa) 九、設計小節(jié) 通過這次設計一級減速器，讓我更為系統(tǒng)地認識了解了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業(yè)的了解。課程設計的優(yōu)點：讓我們學會了靈活運用以往學習的知識，及時了解并且彌補自己的不足。并且通過這次設計對制圖軟件更加熟悉。 十、參考資料 1、 機械設計/楊明忠，朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學出版社 2006年12月第3次印刷。 2、 機械設計課程設計手冊/吳忠澤，羅圣國主編 編號ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重?。? 3、 機械設計課程設計指導書/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-002728-0 高等教育出版社 1990年4月（2009重?。?。 4、 機械設計課程設計圖冊/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-000712-1 高等教育出版社 1989年5月（2009重?。?。