軋鋼機減速器的設計【含10張CAD圖紙、說明書】

- 1 -摘 要由于科技的進步和人們生活水平的提高，生產(chǎn)設備和產(chǎn)品的更新，鋼材不斷提高產(chǎn)品產(chǎn)量和質量，提高生產(chǎn)率，降低原材料和能源的消耗及產(chǎn)品的成本提出了更高的要求。這也是和軋鋼設備制造水平有關的重型機械制造和自動控制等科學技術的發(fā)展有密切關系.,本文首先對設計方案進行了介紹；并介紹了電動機的選擇方法、箱體的設計、軸的設計、齒輪的設計、鍵的選擇等，然后簡要介紹了減速器裝配的一些相關知識及技術說明;最后列出了設計過程中翻閱及參考過的文獻。關鍵詞： 軋鋼機 減速器 設計方案 參考文獻- 2 -AbstractAs a result of the technical progress and the people living standard enhancement, the production equipment and the product renewal, the steel products enhance the volume of output and the quality unceasingly, enhances the productivity, reduced raw material and the energy consumption and the product cost set a higher request.This also is and the rolling mill equipment manufacture level related heavy duty machinery manufacture and the automatic control and so on the science and technology development has the close relation. This article first has carried on the introduction to the design proposal; And introduced the electric motor choice method, the box body design, the axis design, the gear design, the key choice and so on, then introduced briefly the reduction gear assembles some correlation knowledge and technical order; Finally has listed in the design process glances through and has referred the literature.Key word: Mill reduction gear design proposal reference- 3 -目 錄摘要………………………………………………………………………………ⅠABSTRACT………………………………………………………………………Ⅱ第一章、傳動方案的擬定及說明1.1傳動方案…………………………………………………………… 1第二章、電動機的選擇2.1電動機的選擇……………………………………………………… 2第三章、鑄造減速器箱體 3.1 鑄造減速器箱體主要結構尺寸………………………………… 4第四章、軸的設計計算 4.1 高速軸的計算…………………………………………………… 54.2 低速軸1的計算…………………………………………………… 74.3 中間軸1的計算…………………………………………………… 94.4 低速軸2的計算…………………………………………………… 114.5 中間軸2的計算…………………………………………………… 13第五章、滾動軸承的選擇及計算5.1 滾動軸承的選擇及計算……………………………………………14第六章、傳動件的設計計算6.1 選精度等級、材料及齒數(shù)……………………………………… 15第七章 連接件的選擇及潤滑7.1 鍵連接的選擇及校核計算……………………………………… 197.2 連軸器的選擇…………………………………………………… 197.3 減速器附件的選擇……………………………………………… 20- 4 -7.4 潤滑與密封 ……………………………………………………… 20第八章 減速器裝配圖的繪制及技術說明………………………………208.1 裝備圖的總體規(guī)劃……………………………………………… 218.2 繪制過程………………………………………………………… 218.3 完成裝配圖……………………………………………………… 238.4 相關技術說明…………………………………………………… 23結語……………………………………………………………………………… 24參考資料目錄…………………………………………………………………… 25致謝……………………………………………………………………………… 26- 5 -第一章 傳動方案的擬定及說明1.1 傳動方案：傳動簡圖如圖所視：其傳動方案為：電動機——帶傳動機——齒輪傳動——滾筒該傳動方案分析如下：1 由于帶傳動承載能力較低，結構尺寸較其他形式大，故應放在傳動系統(tǒng)的高速級，此時轉速較高，在傳遞相同功率時的轉矩減小，從而使帶傳動獲得較為緊湊的結構尺寸，除此之外，帶傳動工作平衡，能緩沖吸振，被廣泛應用。2 齒輪傳動承載能力較高，傳遞運動準確、平衡、傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結構緊湊。3 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性，較直齒圓柱齒輪傳動好，故有平穩(wěn)性要求時，可采用斜齒圓柱齒輪傳動。根據(jù)以上分析可得：將帶傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較為合理。此外，根據(jù)本課題要求，該減速器采用展開式。- 6 -第二章 電動機的選擇2.1 電動機的選擇：工業(yè)上一般使用三相交流電源，因此，當無特殊要求時均應選用交流電動機，其中以三相交流電動機使用最為廣泛。我國新設計的Y系列三相鼠籠式異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，起結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好起動性能的機械。電動機的型號的確定主要依據(jù)電動機的額定功率和同步轉速。1 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機2 選擇電動機容量工作機所需容量為：Pw = Fw?Vw/1000ηwKw式中Fw=34KN Vw=27.1m/s 帶式輸送機效率η w=0.94Pw=3.4×103/1000×0.94=97.92Kw電動機的輸出功率為：P=Pw/η式中：η為電動機至滾筒主動軸之間的傳動裝置總效率根據(jù)傳動簡圖可查得：V帶傳動效率ηw=0.95 ， 三對齒輪副效率η w = 0.97；一對滾動軸承效率ηw=0.99；聯(lián)軸器ηw=0.98；由此可得η=η1η2η23η4=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn一般電動機的額定功率PM=（1~1.3）P 0=（1~1.3）X120=120~156kw經(jīng)查可取電動機額定功率為P M=150kw3 確定電動機的轉速滾筒轉速為：n w=60x1000Vw/πD=260r/minV帶傳動比：i 1=2~4三級圓柱齒輪傳動比i 2=3~5則總傳動比范圍為i= i 1 i2=(2x3)~(4x5)=6~20電動機可選擇的轉速范圍應為n=i·nw=(6~20)x260=1560~5200r/min- 7 -電動機同步轉速符合這一范圍的型號為Y315s-2，其滿載轉速為n m=2970r/min二、計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1 傳動裝置的總傳動比I=n m/ nw=2970/53=562 分配各級傳動比I= i 1 i2為使V帶的外輪廓尺寸不致過大，初選傳動比i 2=2則齒輪傳動比為：i 2=9 i3=63 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)以下各軸符號代表：O軸——電動機輸出軸； Ⅰ軸——減速器中的高速軸；Ⅱ軸——齒輪軸； Ⅲ軸——中間軸；Ⅳ軸——減速器中的低速軸； Ⅴ軸——低速軸；n0=nn= 2970r/min; nⅠ = n0/ i1=1485r/min;nⅡ = nⅠ / i2=165r/min; nⅢ = nⅡ /i3=27.5r/min;nw = nⅢ =27.5r/min各軸功率；P0=120kw; PⅠ = P0η1=120x0.95=114kw;PⅡ = PⅠ η2η3 =114x0.97x0.99=109.47kw ; PⅢ = PⅡ η2η3 =109.47x0.97x0.99=105.13kw; PⅣ = PⅣ η2η3 =105.13x0.97x0.99=100.95kw;PⅤ = PⅣ η3η4=100.95x0.99x0.98=97.95kw;各軸轉矩；T0=9.55x106 P0/ n0=9.55x106x120/2970=3.86x105 NmTⅠ =9.55x106 P0/ nⅠ = 9.55x106 114/ 1485=7.33x105 NmTⅡ =9.55x106 PⅡ / nⅡ =9.55x106 x109.47/ 1485=6.28x105 NmTⅢ =9.55x106 PⅢ / nⅢ =9.55x106 x105.13/ 27.5=3.65x107 NmTⅣ =9.55x106 PⅣ / nⅣ =9.55x106x x100.95/ 27.5==3.51x107 NmTⅤ =9.55x106 PⅤ / nⅤ =9.55x106 x97.95/ 27.5==3.40x107 Nm第三章 鑄造減速器箱體主要結構尺寸- 8 -第三章 鑄造減速器箱體主要結構尺寸3.1 鑄造減速器箱體主要結構尺寸:1、箱座壁厚σ： 0.025a+3≥82 地腳螺栓直徑d 1：d1＝0.036a+12＝163 地腳螺栓數(shù)目n：n＝L+B/200~300 ≥4n=104 軸承座尺寸D 1 、D 2 、D 3 、D 4、D 5：D1=34 D2= 45 D3= 49 D4= 60 D5=555、箱體結合面處聯(lián)接間距e：e＝ 180cm6 軸承座兩旁的聯(lián)結螺栓問題：S≈ 10cm- 9 -第四章 軸的計算4.1 高速軸的計算：1 選擇軸的材料并確定許用應力：1 選用正火處理2 經(jīng)查得強度極限σ b＝600 Mpa；3 查得許用應力[σ -1]b=54 Mpa2 確定軸輸出端直徑d min;1 按扭轉強度估算輸出端直徑2 取A=10，則d=30cm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑d min=35cm。3 軸的結構設計軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，16 可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，17由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方確定軸各段直徑和長度Ⅰ段即外伸端直徑d 1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍 20短一些，21 取L1=58cm。Ⅱ段直徑d 2=45cm,亦符合氈圈密封標 23 準軸徑，24初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.Ⅲ段齒輪，26 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，27 z＝18，28 d3＝60cm，29 L3＝50cmⅣ段直徑d4＝45cm，31 長度L4＝30cm繪制軸的結構設計草圖，如圖示第三章 鑄造減速器箱體主要結構尺寸- 10 -由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm第四章 軸的計算- 12 -4 按彎扭合成強度軸的強度繪制軸受力簡圖（a ）繪制垂直面彎矩圖（b）軸承支反力：FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5NFRBV=Fr+ FRAV=400.5N計算彎矩：截面C 右側彎矩MCN= FRBV·L/2=23N·m截面C 左側彎矩M’CN= FRAV·L/2=23N·m繪制水平面彎矩圖（c）軸承支反力：FRAH = FRBH = Ft/2=1100N截面C 處的彎矩：MCH= FRAH·L/2=62.7N·m繪制合成彎矩圖（d）MC= 67N·m ; M’C =67N·m繪制轉矩圖（e ）轉矩：T=9.55x103·P/n=217N·m繪制當量彎矩圖（f）轉矩產(chǎn)生的扭轉剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6截面C 處的彎矩為Mec＝146N·m較核危險截面C的強度σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa所以軸的強度足夠- 13 -4.2 、低速軸1的計算:5 選擇軸的材料并確定許用應力：選用正火處理經(jīng)查得強度極限σ b＝600 Mpa；查得許用應力[σ -1]b=54 Mpa第四章 軸的計算- 14 -6 確定軸輸出端直徑d min;按扭轉強度估算輸出端直徑取A=10，則d=30cm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑d min=35cm。7 軸的結構設計軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方確定軸各段直徑和長度Ⅰ段即外伸端直徑d 1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取 L1=58cm。Ⅱ段直徑d 2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑，初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.Ⅲ段齒輪， 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cmⅣ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm繪制軸的結構設計草圖，如圖示由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm8 按彎扭合成強度軸的強度繪制軸受力簡圖（a ）繪制垂直面彎矩圖（b）軸承支反力：FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5NFRBV=Fr+ FRAV=400.5N計算彎矩：截面C 右側彎矩MCN= FRBV·L/2=23N·m截面C 左側彎矩M’CN= FRAV·L/2=23N·m- 15 -繪制水平面彎矩圖（c）軸承支反力：FRAH = FRBH = Ft/2=1100N截面C 處的彎矩：MCH= FRAH·L/2=62.7N·m繪制合成彎矩圖（d）MC= 67N·m ; M’C =67N·m繪制轉矩圖（e ）轉矩：T=9.55x103·P/n=217N·m繪制當量彎矩圖（f）轉矩產(chǎn)生的扭轉剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6截面C 處的彎矩為Mec＝146N·m較核危險截面C的強度σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa所以軸的強度足夠4.3、 中間軸1的計算:軸的設計計算：擬定輸入軸齒輪為右旋：1．初步確定軸的最小直徑d≥ ＝ =34.2mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685N第四章 軸的計算- 16 -Fa2=1115N3．軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。III-IV段為小齒輪，外徑90mm。IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①、 I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。②、 II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，以 長度為16mm。③、III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。④、IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。⑤、V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。⑥、VI-VIII長度為44mm。4． 求軸上的載荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故： Fa1=638NFa2=189N5．精確校核軸的疲勞強度- 17 -1） 判斷危險截面由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面IV右側的應力截面上的轉切應力為σe= Mec /0.1d33=198x103/0.1x403=16.854Mpa軸選用45，調質處理 a) 綜合系數(shù)的計算由經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中 ， 軸的材料敏感系數(shù)為 56， ，故有效應力集中系數(shù)為16查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉尺寸系數(shù)為 8，軸采用磨削加工，表面質量系數(shù)為 12，軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為26b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為0.7 ， c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為5故軸的選用安全。σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa4.4 、低速軸2的計算:1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步確定軸的最小直徑D=40cm3．軸的結構設計1） 確定軸上零件的裝配方案a) 軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該第四章 軸的計算- 18 -齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方b) 確定軸各段直徑和長度c) Ⅰ段即外伸端直徑d 1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取 L1=58cm。d) Ⅱ段直徑d 2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑，初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.i) Ⅲ段齒輪，其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cmk) Ⅳ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度g) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。h) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。i） 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。j) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。k) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。l) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。m) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑） ，軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm- 19 -4．按彎扭合成應力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為 54Mpa，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 強度足夠。4.5、中間軸2的計算:1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步確定軸的最小直徑 D=45cm3．軸的結構設計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-II II-IV IV-V V直徑 60 70 75 87 長度 105 113.75 83 9 5．求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm第四章 軸的計算- 20 -第五章 滾動軸承的選擇及計算- 22 -第五章 滾動軸承的選擇及計算5.1 高速軸的軸承：1．求兩軸承受到的徑向載荷2、 軸承30206的校核1） 徑向力Fr1=Fr2=1000N2） 派生力F=0N3） 軸向力由于 ，F(xiàn)a1/Fr1=0,故x1=1,y1=0所以軸向力為 Fa=5000N， 4） 當量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=05） 軸承壽命的校核Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=2.3x107(h)5.2 中間軸1的軸承：1、 軸承32214的校核1） 徑向力 Fr1=Fr2=8000N2） 派生力 F=0N3） 軸向力 軸向力為 Fa=0N， 4） 當量載荷由于 Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0 ,所以 ，取fp=1.1由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為P1=fp(x1Fr1+y1FA1)=1.1x(1x8000+0)=8800N5） 軸承壽命的校核Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=3.4x107(h)- 23 -第六章 傳動件的設計計算6.1． 選精度等級、材料及齒數(shù):1） 材料及熱處理；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，二者材料硬度差為 40HBS。2） 精度等級選用 7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14 °2．按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式試算，即 dt≥ 501） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt ＝1.6（2） 由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH ＝2.433（3） 由表選取尺寬系數(shù)φd ＝1（4） 由圖查得 εα1 ＝0.75 ，εα 2＝0.87 ，則εα ＝εα1 ＋εα2 ＝1.62（5） 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa（6） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝600MPa ；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa ；（7） 由式計算應力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh ＝60×192 ×1×（2 ×8×300×5）＝3.32 ×10e8N2＝N1/5＝6.64 ×107（8） 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 ＝0.95；KHN2 ＝0.98（9） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1 ％，安全系數(shù) S＝1 ，由式得[σH]1＝＝0.95 ×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98 ×550MPa＝539MPa第五章 滾動軸承的選擇及計算- 2 -第六章 傳動件的設計計算- 26 -[σH]＝[σH]1 ＋[ σH]2/2＝554.5Mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥ 67.85（2） 計算圓周速度v = 0.68m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)mntb=φd1t=167.85mm=67.85mmmnt= 3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 計算縱向重合度εβεβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5） 計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖查得動載系數(shù)KV=1.11；由表查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42由表查得KFβ=1.36由表查得KHα=KHα =1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=11.031.41.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得;d1=73.6mm（7） 計算模數(shù)mnmn = 3.743．按齒根彎曲強度設計由式mn≥ 100Mpa- 27 -1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=11.031.41.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59 ，查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88（3） 計算當量齒數(shù)z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4） 查取齒型系數(shù)由表查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取應力校正系數(shù)由表查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 計算[σF]σF1=500Mpa σF2=380MPaKFN1=0.95 KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較m =0.0126m =0.01468大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算mn≥ =2.4mn=2.54．幾何尺寸計算1） 計算中心距z1 =32.9，取z1=33z2=165a =255.07mm第六章 傳動件的設計計算- 28 -a圓整后取255mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos =13 55’50”3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =85.00mmd2 =425mm4） 計算齒輪寬度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。- 29 -第七章 連接件的選擇及潤滑7.1 鍵連接的選擇及校核計算代號 直徑32（mm ） 工作長度150 （mm ） 工作高度7 （mm） 轉矩 400.5（N? m） 極限應力56（MPa）高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.012×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.518×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全7.2 連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，計算轉矩為 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84） ，但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉矩 217Nm軸孔直徑 38cm， 軸孔長 10cm， 裝配尺寸 857cm半聯(lián)軸器厚7cm 三、第二個聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，計算轉矩為 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）第六章 傳動件的設計計算- 2 -