机械课程设计说明书,行星齿轮减速器传动装置设计单级讲解

1、侦的穴寻标志基于行星轮减速器的传动装置设计学 专 班 学 姓院：XXXXXXXXXXXXXXX业：机械设计制造及其自动化级:机械XXX号： XXXXX名： XXXXX指导老师：XXXXXXX目录一. 设计选题11.1应用背景11.2题设条件1二. 传动装置的方案设计22.1选取行星齿轮传动机构22.2总体传动机构的设计3三. 传动装置的总体设计33.1选择电动机33.2传动系统的传动比53.3传动系统各轴转速/功率/转矩54.1齿轮的设计计算与校核64.1.1确定各齿轮的齿数64.1.2初算中心距和模数74.1.3齿轮几何尺寸计算94.1.4齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核）114.2

2、轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核164.2.1行星轴设计（轴/轴承）164.2.2行星架结构设计194.2.3输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）204.2.4输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）.284.3箱体的设计及润滑密封的选择354.3.1箱体的设计354.3.2润滑密封的选择37五. 课程设计总结37六. 主要参考文献38一、设计选题1.1应用背景近些年，随着国际工业水平的不断提高以及国家对工业技术的支 持助力，越来越多的工业机器取代了人力，各行各业从中获利；同时 由于市场工艺方面的需求，涌现了一批体积小，效率高的新型机械产 品。它们一般都是以小巧紧凑，平稳高

3、效，方便快捷而深获各行各业 的青睐。这些机器其屮就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结 构。现在市场上常用的减速器人多是普通齿轮减速器，般都比较笨 重粗糙，不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念。而行星齿轮 传动的主要特点就是体积、质量小，结构紧凑，承载能力、传动效率 高，传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。所以，设计 出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的。故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器的传动装置设计。12题设条件现取一款市场上常用的运输带工作机，其工作拉力F=10000N, 运输带速度v=1.30in/s,卷筒直径D=205nun；根据这款运输机的I：作

4、 要求，设计出一套基于行星轮减速器的传动装置。另要求该减速器能 够连续工作10年；承受中等冲击。二、传动装置的方案设计2.1选取行星齿轮传动机构最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮 传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、 NN、WW、NGWN和N等类型（N内啮合，W外啮合，G内 外啮合公用行星轮）。其中最常用为NGW型。NGW型按基本结构的 组成情况不同有2ZX、3Z、ZXV、ZX等类型。其+ 2Z-X型以其 结构简单，制造方便，在机械传动中应用最广。2ZX型为单级传动, 效率高达0.977.99,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。图（1） 2

5、Z-X（A）行星齿轮传动机构简化图如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，x为转臂, II轴III轴可为输入输出轴。当II轴为输入轴时，机构整体为减速； 当III轴为输入轴时，机构整体为加速。如图(2)所示，运输机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、 卷筒组成。电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器，行星齿 轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒，使之带动运输带工 作，完成传动方案。三. 传动装置的总体设计3.1选择电动机按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构 为全封闭自扇冷式结构，电压为380Vo工作机有效功率匕=处，根据已知条件所给数据1000F=10000

6、N, v = 1.3m/So则工作机有效功率有：P rx=iooooxi.3=i3kw1000 1000从电动机到工作机输送带Z间的总效率为% = 712x4 = 0.99x0.99 x 0.98x 0.99 = 0.93式中：弘，仏，仏，巾，分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，行星轮传动机构效率，卷筒效率肋0.99, Th = 0.99, % = 0.98, % = 0.99所以电动机输出功率为：Pw = J3_ = 14kw TZ 0.93按资料查找2Z-X型的行星轮传动比I仃星轮=2.8口 13工作机卷筒的转速为60xl000vDtt-60x1000x13205121.1 It / in

7、in 12117 inin所以电动机转速的可选范围为% = 4 X 心=(2.8 013)x120 = (336 1560)1* / inin符合这范围的同步转速有750i7miii,lOOOr/nmi, 1500r/nmi三种,比较三种电机，选1000r/niin的电机时，总传动较小，传动装置结构 尺寸小，在根据额定功率人小选择电机型号，故确定电机的型号为Y180L-6.其满载转速为970r/niin,额定功率为15KW。电动机型号：Y180L-6 额定功率：15KW同步转速：1000r/nmi满载转速：970r/niiiiX)3.2传动系统的传动比总传动比二电机满载转速/工作机转速 即i

8、= H=2ZL=8% 121.113.3传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1) 2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注：电动机轴为轴丨，减速器高速级轴为轴II,低速级轴为轴III,卷筒轴为轴IV,则各轴的转速= ij| = g 9 7 01/ inill. 970_ .% =11| = - = -= 121.25r/liini各轴的输入功率 P, = Pd = 14kWPh =耳弘=14 x 0.99 = 13.86kWPHI = P| 仏=13.86x0.992 x 0.98 = 13.3kWPIV = Pm = 13.3x 0.99 x 0.99 = 13kW各轴的输入转矩p14T.

9、= 9550 x-L= 9550 x =137.8N m11)970T = 9550 x 比=9550 x 旦竺=136.46N -in叫970p133Tm = 9550 x=9550 x = 1049.71N m= 1050N 订 11皿121p13T1V = 9550 x=9550 x 二 1026.03N m = 1026N mm121行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴 固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴 承在减速器壳体内，太阳轮通过联轴器与高速轴联接，以实现传动。传动零件的设计计算，大致包括：齿轮的设计计算与校核（齿数/模数冲心距/齿轮材

10、料/弯曲接触强度校核）轴的设计计算与校核（三个轴:行星轴/输入轴/输出轴轴尺寸及强度校核）轴承的选型与寿命计算 键的选择与强度计算箱体的设计润滑与密封的选择4.1齿轮的设计计算与校核 4.1.1确定各齿轮的齿数据2ZX（A）型行星传动的传动比ip值和按其配齿计算（见行 星齿轮传动设计公式（327）公式（333）可求得内齿轮b和行 星轮c的齿数乙和4。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选 择中心轮a的齿数za=17和行星轮=3.根据内齿轮厶二代-1）=（ 21x1 7二对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取4 = 115,此 时实际的p值与给定的p值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差

11、6的范围内。实际传动比为i = l+玉54 =7.：za 17其传动比误差 M =宁 = 1= 3%由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数Zc应按如下公 式计算，即4 =生二仝=竺乞=49c99再考虑到安装条件为 尘电= C = 33 (整数)7故行星轮各齿数为za = 17, = 49, zc = 1154.1.2初算中心距和模数(1)齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮材料为40Cr,调质处理，强度极限crs = 700MPa ,屈服极 限(rb = 500MPa ,齿面硬度为280HBSo由行星齿轮传动设计P166 图6-13查得齿轮的接触疲劳极限rHhm = 920MPa图

12、6-26查得齿轮 的弯曲疲劳极限Fhm = 350MPa行星轮材料为40Ct,调质处理，强度极限crs = 700MPa ,屈服极 限bb = 500MPd ,齿面硬度为240HBSo行星轮齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料为30CrMnSi,调质处理,强度极限llOOMPa,屈服 极限900MPa,农面硬度为320HBS。齿形终加工为插齿，精度7级。(2)减速器的名义输出转速由儿知1、1000/由 1=得几=丄=125T/inm山 i 8(3)载荷不均衡系数查行星齿轮传动设计，取Khp二Kfp =1.4(4)齿轮模数m和中心距a (m=2.5,an = 82.5mm )

13、首先计算太阳轮分度圆直径:, Tr /TKAKHPKHy u 1 z 、da = Kh 3 八 $px (nun)式中：正号为外啮合，负号为内啮合；Kd一一算式系数为768 (直齿传动)；u一一齿数比为 =2.8217Ka使用系数为1.25；KH2综合系数为2；T太阳轮单个齿传递的转矩。Tpid二土；二 9550上一二 9550xxO.99N m二 44.12N -in1 npiiip3x1000其中一高速级行星齿轮传动效率，取77 =0.99吗一行星轮的数量% 齿宽系数暂取b/d, =0.5 bHig=1450Mpa代入下式得:_768% J44.12xl.25xl.4xl.62.82+1)

14、= 41.6nnii9u90.5X145022.82模数 m=虫二丄9 2.4 取模数ni=2.5J 17则 吗=-m(za + zc) = x 2.5x(17 + 49)mm= 82.5mm取中心距a0 = 8 2 . fiin由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故0 = 0.4匚0.6取如= 0.6计算齿轮齿宽 b = Q d = 0.6x2.5x 17 = 25.5inm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510) mm；一般会取小齿轮齿宽等于bj = 35inm,人齿轮齿宽b? = 30mm这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。为了保证三者之间的

15、稳定性，选择取行星轮齿宽35nun,太阳轮、内齿轮齿宽30nmio4.1.3齿轮几何尺寸计算图(3)行星轮结构各齿轮副对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：各齿轮副的几何尺寸的计算结果 单位：nun项目计算公式AC齿轮副（外啮合）bc齿轮副（内啮合）分度圆 直径4 =屮d = 2.5x17 = 42.5Q =122.5d(= 11b Zod. = 2.5x49 = 122.5d. = 2.5x115 = 287.551电=d cosckdy = 42.5 x cos 20 = 39.944 产 1154=* cosa4? = 122.5 x

16、 cos 20 =115心二 287.5 X cos 20 =270.16外 啮4i=d,+2mh/dal = 47.5齿顶圆 直径合da2 = d2+ 211111*da2 = 127.5内 啮4=4+ 2mh/dal= 127.5合d*2 = 4_2inh/da2 = 282.5外 啮clfl =d1-2m(ha*+c*)dn = 36.25齿根圆 直径合df2 = d2 -2m(l*+c*)df2= 116.25df内 啮df严 di-2m(h/+cjdfl =116.25合df2 = d2 4- 2111(11 * 4- c*)df2 = 293.75注：齿顶高系数太阳轮、内齿轮、行星

17、轮-h； = l,顶隙系数：内齿轮、行星轮一=0.25 ；模数in=2.5齿轮装配需满足4个条件：传动比条件/邻接条件/同心条件/安装条件本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/安装条件现验算其邻接条件：dac 00 4 5A4 9 T切向力 Ft =兰=2141N1442.5径向力 Fr = Ft t a MZ = 2 16 2 t 訂1 2 （N：li应力循环次数NbNa = 60疋讣= 60x 848.75 x3x 66000 = 1.008 xlO10 次式中:if =n -nH = 970 121.25= 84&75r/min, nJ1 为太阳轮相对于n行星架的转速。该减速

18、器要求连续工作10年，每年按330天计算， 每天按20小时计算，即 = 10x330x20 = 660001.（2）齿轮强度校核在行星齿轮传动屮，外啮合的屮心轮，如2ZX（A）型传动中的齿 轮a （太阳轮），由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合, 应力循环次数最多，承受载荷较人，工作条件较差，通常是行星传动 中的薄弱坏节。故本节仅列出相啮合的小齿轮（中心轮）的强度计算过 程，犬齿轮（行星轮）的计算方法相同，故略。齿面接触强度校核：ac传动强度校核齿面接触应力：式屮:6/m由行星齿轮传动设计图6-20,得氐=1.26）尺寸系数Zx查行星齿轮传动设计表6-15,得乙=1.07HP = Hh

19、m ZlZ ZrZZx=700x0.9 xl.12xl.01xl.15xl.2x 1.07 =1052MPa接触强度安全系数 =- 1.32 SHmiO*hoU 1.0查行星齿轮传动设计表6-11,知可靠性高，符合设计要求。确定许用弯曲应力Rp的各种系数1）寿命系数Kt因凡=1.008x10】。次，查行星齿轮传动设计图6-31,得為=0.852）尺寸系数査行星齿轮传动设计表6-17,得5 = 1.03）相对齿根圆角敏感系数途打近似取617=1.04）齿根表面状况系数绻如15查行星齿轮传动设计表6-18,得绻小=1 674 一 0.529(& +1)01 = 1.674-0.529 x (37.

20、8+1咒=0.91(齿根 & u 6& = 6 x 6.3 = 37.8/zm )计算许用弯曲应力SpcrFP =帀血為 百 errE = 500x 0.85 x 1.Ox 0.91 x 1.0 = 386.75MPa弯曲强度安全系数练查行星齿轮传动设计6-11,知可靠性高，符合设计要求。故行星齿轮结构强度校核符合要求。4.2轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核（三个轴:行星轴/输入轴/输出轴）4.2.1行星轴设计（轴/轴承）（1）初算轴的最小直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷Ft = 2Fac = 2x2141=4282N ,当行星轮相对于行星架对称布置时，载16荷耳则作用在轴跨距的

21、中间。取行星轮与行星架之间的间隙 A =2.5nmi,齿宽 1）尸35,则跨距长度lb+24 =35+5 = 40inm。当 行星轮轴在转臂屮的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距 为1。的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可 以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷口=耳/1。（下图）。图（4）行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩 材料力学=4282X40 = 21410N.n.n8 8 8行星轮轴采用40Cr钢，调质s = 500MPa ,考虑到可能的冲击振动，取安全系数s = 2.5;17则许用弯曲应力 0L = o;/S= ( 50 0 /皿(,由材料

22、力学屮，弯曲应力的强度条件：入臥二叫竺SbI对于截面是直径为d的圆形，则：帕斗故行星轮轴直径3221410 ,nun = 10 iiln tt x 200取山 10.3inin其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。（2）选择行星轮轴轴承及寿命计算在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷耳 Ft tail 2092141xtan2(T9=389.5N在相对运动中，轴承外圈的转速7I /n：=疋 x-2- = 848.75xr/mm=300.6r/minzc48考虑到行星轮轴的直径10.71111）1,以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用深沟球轴承6404型, 其参数为 d

23、 = 2011)111, D = 7211U11, B = 19111111基本额定动载荷：Cr =31.0kN基本额定定载荷 COr = 15.2kN 1 = 1300017111111 （油浴）; 取载荷系数fp=1.2；（中等冲击1.2-1.8）行星轴上所受径向力Fr = 389.5N当量动载荷P= fpFx =1.2 10 x330 x 20 = 6600011.所以设计决定选用6404型轴承，并把行星轮轴直径增大到 = d = 201mm校核行星轮轮缘厚度乂是否人于许用值：A （df） D 106.51 72r A iAc = 17.255nun AJ = 2.5m = 2.5 x

24、2.5 = 6.25iranJ满足条件比卜皿行星轴:行星轮轴直径d=20imn；深沟球轴承6404型：d = 20imn D = 72nmi B = 19nmi4.2.2行星架结构设计一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强 度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具 有良好的加工和装配工艺。基于以上要求，结合行星齿轮传动设计 的行星架结构特点，决定选用双侧板分开式行星架，材料选用20MnVo19图（5）行星架结构图（5）所示行星架的主要结构外形尺寸可按经验公式确定：行星架厚度 5总（0.2 0a30.2 X）.3） =825（1这里取5Q 24mm （a为中

25、心距）行星架外径 D24= 245n:（山为行星轮分度圆直径）4.2.3输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核）（1）初算轴的刃、直径d =初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根轴常用几种材料的&及A）值轴的材料Q235A、20Q275、 354540Ci 35SiMnrT/MPa15 2520 35257535 55A149 126135 112126 103112 97查表取4 = 112,得20输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5咛7%。故 = 28.35,28.89nini其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2) 选择输入轴联轴器根据传

26、动装置的工作条件拟选用LX型联轴器,计算转矩为:l=KT = 1.5x133.7 = 200.55N-m式中：K为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运输机时K为L21.5,取K=1.5o T为联轴器所传递的名义转矩，p14T = 9.55x106-=9.55x106 x=133700N-nnn= 133.7N-111n1000由计算转矩查表选用LX3型联轴器1； = 1250Nm200.55N-mn = 475 / min 1Q00其轴孔直径d为3078mm,选择半联轴器的孔径为40mm,半联轴器 的长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L】=84mm,故最后确定 减速器高速外伸轴直

27、径d=40nun；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，外伸轴长 度应该比L1=84mm略短一些，即取80mm。(3) 选择输入轴轴承及寿命计算根据估算所得直径，轮殼宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可 进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6210型，其 尺寸为 dxDxB = 50miii x 90nun x 20nnn,21 轴承的寿命计算其参数为dxDxB = 50min x 90nun x 20nmiCr = 35kN COr = 2 3 . kb = 850017mill （油浴）；取载荷系数fp=1.2;（中等冲击1.2-1.8）输入轴上所受径向力Fr =耳

28、tail20 = 2141 x tail20 = 779N当量动载荷 P= fpF, = 1.2x779 = 934.8N轴承的寿命计算 k =旦（9）3 = x（型22）3=874776h66000h6011 P 60x1000934.8故该对轴承满足寿命要求。（4）输入轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此， 通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强 度条件按下式计算 7p =马器/49.142 +172 x 2 x tan 20 = 37.85/zm 计算齿厚下偏差E . =- T = -0.078- 0.03785 = -0.1

29、16imnsn ns si 计算跨齿数k.20z17k=f 0.5=f 0.5 = 2.391809进一取整，取k=3 公法线上下偏差% = E“ cos% - 0.72Fr sin %=(-0.078x cos 20)- 0.72 x 0.017 x sin 20Jinm= -0.077mmcos% - 0.72Fr sin %= (-0.116xcos20). 0.72x 0.017 xsin20mm = -0.105min 计算公法线长度帆=m2.952 x(k-0.5)+ 0.014z= 2.5x2.952x(3-0.5)+0.014xl7 = 11.666mm26（7）输入轴的载荷分

30、析:fr=779NMv以图上所标力的方向为正方向,Ft求水平面支反力- 112Ft + 66FNH1=0解得 Fnh1=-3633NFNH2=5774N （负号表示方向与图上相反）Fr求垂直面支反力LFmi + Fnv2 =*779NL 112耳+66陥严027解得Fnv1=-1322N FW2 = 2101N (负号表示方向与图上相反)危险截面B处的参数值载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi 二3633N, FNH2=5774NFNV1=-1322N,FNV2=2101N弯矩MMh =-239792N-nnnMv =-87252N-imn总弯矩M = Jm； +M; = J(-239792)

31、2 + (-87252)? = 255173N inm扭矩TP 2 O/TT =9550x =9550x= 136460N-nmi1叫970(8)输入轴的强度校核：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最人弯矩和扭矩的截面(即危险截 面B)的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6,轴的计算应力Jm2+(T)2J2551732 +(0.6x136460)2“ =、 = 13.4MPaca 2 2前面选轴的材料为40C1钢，调质处理，由机械设计课本表151 査得0J = 7OMPa。因此故安全。4.2.4输出轴的设计(轴/轴承/联轴器

32、/键的尺寸选用及校核)(1)初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装联轴器时，则输出轴运转时只承受转 矩。输出轴选用406钢，其许用剪切应力取r = 45MPa,即求出输28 出轴伸出端直径同理，查表取入=100,得dnun= A/|- = 100x= 47.4i】im考虑联轴器端有键槽，轴颈应该增人4%-5%,故 dmm = 49.3 49.7711）111nun（2）选择输出轴联轴器根据传动装置的工作条件拟选用计算转矩为：= 1.5x1016.12= 1524.18N-m式中：K为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运输机时K为

33、1.21.5,取K=1.5o T为联轴器所传递的名义转矩，p13 3T = 9.55xl06-=9.55xl06 x=1016120N-nnn=1016.12N mn125由计算转矩査表选用LX4联轴器= 2500N in 1524.18N-mn = 3870 / min 1125 /其轴孔直径d为40T53mm,可满足电动机的轴径要求。选择半联轴器的孔径为50imn,半联轴器的氏度L=112mm,半联轴器 与轴配合毂孔长度LL84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径 d=50miTi；夕卜伸轴长度取84nmio最后确定减速器低速外伸轴直径d=50innio（3）选择输出轴轴承及寿命计算由于输

34、出轴的轴承不承受径向匸作载荷（仅承受输出行星架装置29的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。减速器低速外伸轴直径d=50nuiio由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶直径(da )& =47.5inm。故按结构要求选用单列深沟球轴承6216型，其尺寸为d xD xB = 80nmix MOnmix 26nun轴承的寿命计算其参数为dxDxB = 80nunx 140nunx 26nunCr =71.5kN COr =54.R卜= 5300t/inin （油浴）；因为输入轴轴承选用6210型，满足寿命

35、要求，输出轴轴承不承 受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），故输出轴轴承选 用6216型，应该满足寿命要求。（4）输出轴上键的选择及强度计算普通平键连接的强度条件按下式计算弓=需 apK1CI同输入轴上键的选择方法知输出轴上的转矩T = 1049.71Nnmi由d = 50mm,选用A型（圆头）键，其型号为b x h x L = 14nunx 9ininx80nmi0.5x 9 = 4.5nmi, 1 = 80-14 = 66nmi, crp/（N-nmr2） 许用挤压应力，在这里键、轴、轮毂材料为钢，键取45钢。其许用 挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的故该键强度不够，采取双键。两个

36、平键沿周向相隔180。考虑两个键上载荷分配的不均匀性，在强度校核中只按1.5个键计算。即双键的工作长度1 = 1.5x66 = 99nun2000x1049.714.5x99x50=94.3MPa 4.5x齿轮宽度b,可得B4.5x30 = 135, B=140nun)参考表9-4可得，机体厚度583 10,这里取铸造机体 的壁厚5 = 1 Onun。图(6)箱体结构35箱体参数表名称代号数值（mm）机体壁厚$10前机盖壁厚4 = 0.858后机盖壁厚10加强筋厚度10加强筋斜度2机体和机盖法兰凸缘厚度12.5机体宽度B140机体内壁直径D320机体机盖紧固螺栓直径% = (0.85 1)510轴承端盖螺栓直径d2 = 0.8d8地脚螺栓直径25机体底座凸缘厚度