減速器裝配圖、大齒輪零件圖和輸出軸零件圖.doc

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第1章 初始參數(shù)及其設計要求 保證機構(gòu)件強度前提下，注意外形美觀，各部分比例協(xié)調(diào)。 初始參數(shù)：功率P=2.8kW，總傳動比i=5 第2章 電動機 2.1 電動機的選擇 根據(jù)粉碎機的工作條件及生產(chǎn)要求，在電動機能夠滿足使用要求的前提下，盡可能選用價格較低的電動機，以降低制造成本。由于額定功率相同的電動機，如果轉(zhuǎn)速越低，則尺寸越大，價格越貴。粉碎機所需要的功率為，故選用Y系列（Y100L2-4）型三相籠型異步電動機。 Y系列三相籠型異步電動機是按照國際電工委員會（IEO）標準設計的，具有國際互換性的特點。其中Y系列（Y100L2-4）電動機為全封閉的自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防灰塵、鐵屑或其它雜務物侵入電動機內(nèi)部之特點,B級絕緣,工作環(huán)境不超過＋40℃,相對溫度不超過95%,海拔高度不超過1000m,額定電壓為380V,頻率50HZ,適用于無特殊要求的機械上，如農(nóng)業(yè)機械。 Y系列三相籠型異步電動具有效率高、啟動轉(zhuǎn)矩大、且提高了防護等級為IP54、提高了絕緣等級、噪音低、結(jié)構(gòu)合理產(chǎn)品先進、應用很廣泛。其主要技術(shù)參數(shù)如下： 型號： 同步轉(zhuǎn)速： 額定功率： 滿載轉(zhuǎn)速： 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩： 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩： 質(zhì)量： 極數(shù)：4極 機座中心高： 該電動機采用立式安裝，機座不帶底腳，端蓋與凸緣，軸伸向下。 2.2 電機機座的選擇 表2-1機座帶底腳、端蓋無凸緣Y系列電動機的安裝及外型尺寸（mm） 機座號 級數(shù) A B C D E F G 100L 4 160 140 63 28 60 8 24 H K AB AC AD BB HD L - 100 12 205 205 180 170 245 380 - 第3章 傳動比及其相關(guān)參數(shù)計算 3.1 傳動比及其相關(guān)參數(shù)的分配 根據(jù)設計要求，電動機型號為Y100L2-4，功率P=3kw，轉(zhuǎn)速n=1420r/min。輸出端轉(zhuǎn)速為n=300r/min。 總傳動比： ； （3-1） 分配傳動比：取； 齒輪減速器： ； （3-2） 高速傳動比： ； （3-3） 低速傳動比： 。 （3-2） 3.2 運動參數(shù)計算 3.2.1 各軸轉(zhuǎn)速 電機輸出軸： 軸I： （3-4） 軸II： （3-4） 軸III： （3-4） 3.2.2 功率計算 Y型三相異步電動機，額定電壓380伏，閉式。 查手冊取機械效率：，聯(lián)軸器 軸承 動載荷系數(shù)：K=1 輸出功率： 總傳動效率： （3-5） 電動機所需功率：即 軸I： （3-6） 軸II： 軸III： 3.2.3 轉(zhuǎn)矩計算 （3-7） 3.2.4 參數(shù)列表 表3-1傳動系統(tǒng)及其運動參數(shù) 軸 參數(shù) 電機軸 I軸 II軸 III軸 功率P（kw） 2.46 2.34 2.2 轉(zhuǎn)速n(r/min) 1420 473.33 315.6 300 轉(zhuǎn)矩T(N.mm) 第4章 帶及帶輪的設計 根據(jù)設計方案及結(jié)構(gòu)，該機選用普通V帶傳動。它具有緩和載荷沖擊、運行平穩(wěn)、無噪音、中心距變化范圍較大、結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低、使用安全等優(yōu)點。 4.1 普通V帶傳動的計算 已知：電動機功率 ， 電動機轉(zhuǎn)速 ，粉碎機主軸轉(zhuǎn)速。 4.1.1 確定V帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù) 由《機械設計基礎（第三版）》表8.21工作情況 計算功率 選帶型號 由圖8.12普通V帶選型圖 A型普通V帶 小帶輪直徑 取 大帶輪直徑 帶傳動滑動率ε一般為1%～2% 取ε=1% （4-1） 取 大帶輪轉(zhuǎn)速 （4-2） 結(jié)果在5—25m/s之間，滿足要求。 4.1.2 確定帶長 求 （4-3） 求 （4-4） （4-5） = 取標準值 4.1.3 確定中心距a 初定中心距 （4-6） 根據(jù)實際確定：初定中心距 計算實際中心距 4.1.4 確定帶輪包角 小帶輪包角 （4-7） ，滿足要求 4.1.5 確定帶根數(shù)Z 帶速 取 傳動比 取 帶根數(shù) 由表8.9A型單根V帶的基本額定功率 由圖8.11小帶輪包角系數(shù) 取 由《機械設計基礎（第三版）》表8.4查得 由表8.19普通V帶傳動比系數(shù) 取 由式 （4-8） 取 4.1.6 確定軸上載荷 單根V帶張緊力 由式8.19，由表11.4 （4-9） = =169.24N 軸上載荷 =1003.08 （4-10） 4.1.7 選擇帶型 選用3根A—4000GB/T 11544-1997的V帶，中心距a=470mm，帶長1400mm 4.2 帶輪結(jié)構(gòu) 帶速時的帶傳動，其帶輪內(nèi)一般用HT200制造，高速時應使用鋼制造，帶輪的速度可達到。由于該機帶速為，故帶輪材料選用HT200。在設計帶輪結(jié)構(gòu)時，應使帶輪易于制造，能避免因制造而產(chǎn)生過大的內(nèi)應力，重量要輕。根據(jù)結(jié)構(gòu)設計，大帶輪選用腹板式結(jié)構(gòu)；小直徑的帶輪可以制造為圓柱形。故該機小帶輪制造為圓柱形。 帶截面尺寸和帶輪輪緣尺寸： 帶型號：A型 頂部寬：13㎜ 節(jié)寬：11.0㎜ 高度： 帶輪基本參數(shù)： 基準寬度，基準線上槽深，基準線下槽， 槽間距，槽邊距，最小輪緣厚， 帶輪寬度=48mm（—輪槽數(shù)），外徑 第5章 齒輪傳動的設計 5.1 齒輪傳動概述 齒輪傳動是機械傳動中應用最廣泛的一種傳動形式。其主要優(yōu)點是傳動效率高，傳動比準確，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長；主要缺點是制造成本高，不適宜于遠距離兩軸之間的傳動。按照工作條件，齒輪傳動可分為開式傳動和閉式傳動兩種。開式傳動：齒輪外露，不能保證良好的潤滑，且易于落入灰塵、異物等，齒輪面易磨損。閉式傳動：齒輪被密封在剛性的箱體內(nèi)，密封潤滑條件好，安裝精度高。重要的齒輪傳動大多數(shù)采用閉式傳動。 5.2 高速級齒輪設計與計算 5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）。 3.材料選擇。由《機械設計基礎（第三版）》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為235HBS，二者材料硬度差為45HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)=41，大齒輪齒數(shù) 圓整后齒數(shù)取=193。 5.2.2 按齒面接觸強度設計 按照下式試算： （5-1） 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①轉(zhuǎn)矩 ②試選載荷系數(shù)1.6 ③由《機械設計基礎（第三版）》表10-7選取齒寬系數(shù) ④由表《機械設計基礎（第三版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑤由《機械設計基礎（第三版）》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 ⑥由《機械設計基礎（第三版）》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) （5-2） ⑦由《機械設計基礎（第三版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)， ⑧計算接觸疲勞應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式10-12得： （5-3） 因此，許用接觸應力 （5-4） ⑨由《機械設計基礎（第三版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 2.設計計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： ②計算圓周速度 （5-5） ③計算齒寬b及模數(shù) （5-6） （5-7） （5-8） ④計算縱向重合度 （5-9） ⑤計算載荷系數(shù) 查《機械設計基礎（第三版）》表10-2得載荷系數(shù)=1 根據(jù)V=3.28m/s，8級精度，由《機械設計基礎（第三版）》圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.16 由《機械設計基礎（第三版）》表10-4查得： 由《機械設計基礎（第三版）》表10-13查得=1.325 由《機械設計基礎（第三版）》表10-3查得= =1.2 因此，載荷系數(shù) （5-10） ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 （5-11） ⑦計算模數(shù) （5-12） 5.2.3 按齒根彎曲強度設計 按下式計算： （5-13） 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度，從《機械設計基礎（第三版）》圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) （5-14） 4)查取齒形系數(shù) 由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得， 5)查取應力校正系數(shù) 由《機械設計基礎（第三版）》表 10-5查得， 6)由《機械設計基礎（第三版）》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 7)由《機械設計基礎（第三版）》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得： （5-15） 9)計算小、大齒輪的并加以比較 （5-16） 大齒輪的數(shù)值較大。 2.設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.25mm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d1=51.25mm，來計算應有的齒數(shù)。于是由： （5-17） 取，則，取。 5.2.4 幾何尺寸計算 1. 計算中心距 （5-18） 將中心距圓整為146mm。 2. 修正螺旋角 （5-19） 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3.小、大齒輪的分度圓直徑 （5-20） 4.計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。 5.2.5 齒輪的主要幾何參數(shù) 表5-1 齒輪各主要參數(shù) 參數(shù)名稱 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 41 193 模數(shù)m 1.25 1.25 齒輪分度圓直徑d mm 51.25 241.25 齒輪齒頂圓直徑mm 53.75 243.75 齒輪基圓直徑mm 48.2 226.7 齒寬b mm 53 58.4 齒輪中心距 5.3 低速級齒輪設計與計算 5.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2.精度等級仍選用8級精度（GB10095-88）。 3.材料選擇。由《機械設計基礎（第三版）》表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取 5.3.2 按齒面接觸強度設計 按照下式試算： （5-1） 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)轉(zhuǎn)矩 2)試選載荷系數(shù) 3)由《機械設計基礎（第三版）》表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由《機械設計基礎（第三版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖《機械設計基礎（第三版）》表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 6)由《機械設計基礎（第三版）》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) （5-2） 7)由《機械設計基礎（第三版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)， 8)計算接觸疲勞應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式10-12得： （5-3） 因此，許用接觸應力 （5-4） 9)由《機械設計基礎（第三版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 10)由《機械設計基礎（第三版）》圖10-26查得， 因此有 2.設計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： 2)計算圓周速度 （5-6） 3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 查《機械設計基礎（第三版）》表10-2得載荷系數(shù)=1 根據(jù)v=0.96m/s，8級精度，由圖10-8查得動載荷 數(shù)=1.04 由《機械設計基礎（第三版）》表10-4查得： 由《機械設計基礎（第三版）》表10-13查得=1.35 由《機械設計基礎（第三版）》表10-3查得= =1.2 因此，載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 （5-11） 7)計算模數(shù) （5-12） 5.3.3 按齒根彎曲強度設計 按下式計算： （5-13） 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度，從《機械設計基礎（第三版）》圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 3)計算當量齒數(shù) （5-14） 4)查取齒形系數(shù) 由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得， 5)查取應力校正系數(shù) 由《機械設計基礎（第三版）》表 10-5查得， 6)由《機械設計基礎（第三版）》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 7)由《機械設計基礎（第三版）》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1，得： （5-15） 9)計算小、大齒輪的并加以比較 （5-16） 大齒輪的數(shù)值較大。 2.設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm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d3=86mm來計算應有的齒數(shù)。于是由： （5-17） 則。 5.3.4 幾何尺寸計算 1.計算中心距 （5-18） 2.修正螺旋角 （5-19） 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3.小、大齒輪的分度圓直徑 （5-20） 4.計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬 5.3.5 齒輪的主要幾何參數(shù) 表5-2齒輪各主要參數(shù) 參數(shù)名稱 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 43 142 模數(shù)m 2 2 齒輪分度圓直徑d mm 86 284 齒輪齒頂圓直徑mm 90 288 齒輪基圓直徑mm 80.81 266.87 齒寬b mm 79.6 73.6 齒輪中心距 第6章 傳動軸和傳動軸承的設計 6.1 軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力，因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。 軸的分類：按照承受彎、扭載荷的不同，軸可以分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼廉價，對應力集中的敏感性小，又可以通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應以較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調(diào)質(zhì)和正火處理。合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以再傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。 6.2 高速軸的設計及校核 6.2.1 選擇軸的材料 考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用45鋼，硬度217~255HBS。查機械設計手冊可知，。 6.2.2 初估直徑 查表14.1常用材料的值和C值得材料系數(shù)C=112 于是 （6-1） 考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加3~5%，所以 ，圓整取20mm 6.2.3 結(jié)構(gòu)設計 I軸結(jié)構(gòu)及格部分尺寸如下圖所示： 圖6.1 高速軸 6.2.4 強度校核 齒輪上作用力： (6-2) (6-3) 如圖，計算水平支反力： 圖6.2彎矩圖 如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右點彎矩分別為： 注意到，由表可得，， 于是， (6-4) 當量轉(zhuǎn)矩 據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩繪圖如圖所示。 求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩圖如圖，自左向右折點依次對應以下數(shù)據(jù)： (6-5) 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面校核II，危險截面校核III： 符合要求 符合要求 符合要求 由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果強度要求。 另外，考慮到安裝齒輪軸的直徑與齒輪齒根圓直徑相差約四個模數(shù)，因此可以把該軸段做成齒輪軸，其左邊定位軸肩不變，輪齒兩端角至軸肩。 6.3 高速軸軸承校核 選擇軸承的型號為：角接觸球軸承7207C。其中軸承參數(shù)為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。 (6-6) 根據(jù)公式計算得可得e=0.394 則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。 則， 對軸承1，，取，查得 對軸承2，，取， 由表得沖擊載荷系數(shù) 因為，這里僅校核軸承1的壽命。 軸承符合強度要求。 6.4 中間軸設計及校核 6.4.1 選擇軸的材料 考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為217~255HBS。查機械設計手冊可知 6.4.2 初估直徑 由表可得材料系數(shù)C=112 于是 （6-1） 考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增加3%，所以 ，圓整取35mm 6.4.3 結(jié)構(gòu)設計 II軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R2。 圖6.3中間軸 6.4.4 強度校核 齒輪上作用力： （） （）(6-2) （） (6-3) 圖6.4彎矩圖 如圖，計算水平支反力： 如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 注意到，有表可得， 于是 (6-4) 當量轉(zhuǎn)矩 據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩如圖所示。 求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數(shù)據(jù)： (6-5) 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II： 符合要求 符合要求 由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果符合強度要求。 6.5 中間軸軸承校核 根據(jù)表，選擇軸承型號為：7207C。其中軸承系數(shù)為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。 (6-6) （方向同） 根據(jù) e=0.4 則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。 則， 對軸承1，，取， 對軸承2，，取， 由表沖擊載荷系數(shù)得 因為，這里僅校核軸承1的壽命。 軸承符合強度要求。 6.6 低速軸設計及校核 6.6.1 選擇軸的材料 考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為217~255HBS。查機械設計手冊可知 6.6.2 初估直徑 由表材料系數(shù)得C=112 于是， 考慮到軸上有一鍵槽，軸徑應增加3%，所以，同時考慮聯(lián)軸器孔徑標準系列，這里III軸最端直徑圓整取50mm。 6.6.3 結(jié)構(gòu)設計 III軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R1.5。聯(lián)軸器的軸向固定可以采用套筒。 圖6.5低速軸 6.6.4 強度校核 齒輪上作用力： （） （） (6-2) （） (6-3) 如圖，計算水平支反力： 圖6.6彎矩圖 如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為： 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 注意到，有表可得， 于是 (6-4) 當量轉(zhuǎn)矩 據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩如圖所示。 求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數(shù)據(jù)： (6-5) 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II： 符合要求 符合要求 由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果符合強度要求。 6.7 低速軸軸承校核 根據(jù)表，選擇軸承型號為：7212C。其中軸承系數(shù)為：D=110mm，B=22mm，Cr=7.05KN，Cor=6.65KN。 (6-6) 根據(jù) e=0.426 則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。 則， 對軸承1，，取， 對軸承2，，取， 由表沖擊載荷系數(shù)得 因為，這里僅校核軸承2的壽命。 軸承符合強度要求。 第7章 鍵的選擇和校核 7.1 平鍵的概述 平鍵可分為普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵和滑鍵四種。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導向平鍵和滑鍵用于動連接。 平鍵連接的工作原理：平鍵的下半部分裝在軸上的鍵槽中，上半部分裝在輪轂的鍵槽中。鍵的頂面與輪轂之間有少量間隙，鍵靠側(cè)面?zhèn)鬟f扭矩。輪轂與軸通過圓柱表面配合實現(xiàn)輪轂中心與軸心的對中。 7.2 鍵的選擇 7.2.1 電動機小帶輪端的鍵 考慮到電機輸出軸直徑D=28mm，輸出軸外伸端長度E=60mm，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸,長度。型號1096 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： (7-1) 符合強度要求。 7.2.2 高速軸大帶輪端的鍵 高速軸帶輪端尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵， 長度。型號 1096 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為： (7-1) 符合強度要求。 7.2.3 中間軸的鍵 大齒輪端：大齒輪輪段尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸，長度。型號 1096 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： (7-1) 符合強度要求。 小齒輪端：小齒輪輪段尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸，長度。 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： (7-1) 符合強度要求。 7.2.4 低速軸的鍵 低速軸帶輪端尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料鍛鋼， ，長度。型號 1096 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為： 不符合強度要求，可以采用對稱雙鍵結(jié)構(gòu)，則強度即可符合要求，此時此處軸徑需繼續(xù)增大3%，即。同時，最小軸徑增大到52mm。 7.2.5 聯(lián)軸器的鍵 聯(lián)軸器處相關(guān)尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料鍛鋼， ，長度。型號 1096 鍵的接觸長度。，則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為： 不符合強度要求，可以采用對稱雙鍵結(jié)構(gòu)，則強度即可符合要求，此時此處軸徑需繼續(xù)增大3%，即。 第8章 聯(lián)軸器的選擇和校核 8.1 聯(lián)軸器的概述 用來聯(lián)接不同機構(gòu)中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減震和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器按照被聯(lián)接兩軸的相對位置和位置的變動情況，可分為：固定式聯(lián)軸器和可移動式聯(lián)軸器。 8.2 聯(lián)軸器的設計 聯(lián)軸器允許的公稱轉(zhuǎn)矩：。據(jù)此，決定選擇使用ML8型梅花形彈性聯(lián)軸器GB5272-85，彈性硬度C>94。 主動端：Z型軸孔，C型鍵槽， 從動端：Y型軸孔，B型鍵槽， (8-1) 取，所以ML8型聯(lián)軸器的標準型號為： ，聯(lián)軸器符合強度要求。 第9章 潤滑與密封 傳動系統(tǒng)中的齒輪等傳動件采用油浴潤滑，帶傳動和鏈傳動等開式傳動裝置各軸承采用脂潤滑。轉(zhuǎn)動系統(tǒng)軸承采用飛濺潤滑，氈圈密封，在下箱體上端面加工出油溝。根據(jù)《機械設計基礎課程設計指導書（第三版）》附表7.1工業(yè)常用潤滑油的性質(zhì)和用途查得潤滑油運動粘度為220cSt，據(jù)此決定選擇采用牌號為220的L-CKC工業(yè)閉式齒輪油，浸油潤滑，潤滑油油面添加到指定高度。 主要采用的潤滑劑（《機械設計基礎課程設計指導書（第三版）》附表7.2常用潤滑脂的主要性質(zhì)和用途）： 1.稀油潤滑 優(yōu)點：內(nèi)摩擦系數(shù)小，所以克服摩擦力的能量消耗少，適用于高速運轉(zhuǎn)的零部件：稀油流動性好，易進入各潤滑點的摩擦表面，當采用循環(huán)供油時有良好的冷卻作用，并可將粘附在摩擦表面上的雜志和金屬顆粒帶走。 缺點：油膜不能承受大的單位壓力，否則潤滑油將會從摩擦表面擠走變成干摩擦，起不到潤滑作用：由于稀油流動性好，對密封的要求就高。 2.干油潤滑 優(yōu)點：易于密封，在垂直的摩擦表面流失少：受溫度的影響不像潤滑油那么大，對載荷性質(zhì)、運動速度的變化有較大的適應范圍。 缺點：流動性不好，內(nèi)摩擦系數(shù)大，在高溫下長期工作時會失去潤滑性能。