螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器

1、螺旋输送机的一级圆柱齿轮减 速器机械设计课程设计计算说明书设计题目螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器姓名：学号：班级：指导老师：时间：3一、机械设计课程设计任务书02二、传动方案拟定02三、电动机的选择03四、计算总传动比及分配各级的传动比 04五、运动参数及动力参数04六、齿轮的设计计算06七、轴的设计计算14八、滚动轴承的选择及校核计算21九、键联接的选择及计算22十、联轴器的选择 23十一、箱体的设计24十二、润滑方法和密封形式25十三、设计小结 26十四、参考资料目录271计 算 与 说 明主要结果一、机械设计课程设计任务书1、题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器 25斗2、传动见

2、图1 电动机2 联轴器3 级圆柱齿轮减速器4 开式圆锥齿轮传动5 输送螺旋已知：运输机工作轴转矩T/（N.m）=780; 运输机工作轴转轴n/（r/mi n）=140;8年，生产103、工作条件：连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限台，两班制工作，运输机工作转速允许误差土5%.4、设计工作量如下。（1）减速器装配图一张（2）零件工作图2张（3）设计计算说明书一份二、传动方案拟定设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器8年，生产10台，两（1）连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限 班制工作，连续单向传动。（2）原始数据运输机工作轴转矩 T/（N.m）:780;运输机工作轴转轴n/（r/mi

3、 n）=140;6T/(N.m)=780 n/(r/mi n)=140计算与说明主要结果40三、电动机的选择1、电动机类型的选择：选择 丫系列三相异步电动机，此系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电机容量的选择：电动机所需功率为：PdTn / 9550 / 耳总(kw )由电动机至输送机的传动总效率为：n n n n n n根据机械设计课程设计表7表2-4式中：n n n n n 分别为联轴器1、滚动轴承(四对)、圆柱齿轮传动、联轴器2和圆 锥齿轮传动的传动效率。取 m 0.990.99 邛0.97 n 0.99邛

4、0.93T=780N/m n=140r/minn总=0.85n n nnn n0-99 0.990.97 0.990.930.85T=780N/m n=140r/mi nn 总=0.85所以：电机所需的工作功率Fd Tn /(9550唱)(780 140)/(9550 0.85) 13.5kwPcd =15 kw电机额定功率Pcd =15 kw由机械设计课程设计得 Pcd =15 kw3、确定电动机转速输送转速为nw (15%) (15%)140 r / min 133 147 r / min根据机械设计课程设计P5表2-2得推荐传动比的合适范围 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I/35，取

5、开式圆锥齿轮传动比为丨223则总传动比理论范围la' 1丨26 15故电动机转速可选范围为Na' la'%(615) (133 147)(798 2205)r/min符合这一范围的的同步转速有1000和1500r/min根据容量和转计 算 与 说 明主要结果速，机械设计课程设计表2-4得到三种电动机的型号:方 案电动机 型号额定 功率电动机转速电动 机质 量传动装置传动比总传 动比圆锥 齿轮 传动减速器同步 转速、卄 +、， 满载 转速1Y160L-4151500146014211.6833.892Y180L-61510009701957.7673.88综合考虑电动机和

6、传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮传动、减速器传动比，可见第一方案比较合适，因此选定电动机型号为丫160L-4,其主要性能：额定功率为15KV，满载转速为1460r/min，额定转 矩 2.2，质量 142kg.四、计算总传动比及分配各级的传动比1、确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配1.1、传动装置总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为：ia= nm/ nw = 1640/140=11.71总传动比等于各传动比的乘积：ia=i0 x i式中i。、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比1.2、分配各级传动装置传动比：根据指导书，取i°=2

7、 （圆锥齿轮传动i=23）因为：ia = i 0x i所以：i = ia / i 0 = 11.71/2 = 5.855五、运动参数及动力参数将传动装置各轴由高速至低速依次定为电机轴、I轴、U轴、川轴、W轴i 0,i 1,为相邻两轴间的传动比i o=2 ia=11.71i = 5.855计算与说明主要结果n oi,n 12,为相邻两轴的传动效率Pi, Pn, 为各轴的输入功率(KW，Tn, 为各轴的输入转矩(Nmni ,n n, 为各轴的输入转矩(r/min )可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数ni =nm = 1460r/minn m=n n =249.4 r/mi

8、 n nIV=124.7r/mi nPi=13.36 KWPn=12.83 KWPm=12.57 KWPiv=11.57 KW5.1、运动参数及动力参数的计算(1) 计算各轴的转速：I轴：ni= nm=1460 r/minn轴:nn= n i/i=1460/5.855=249.4 r/minIII 轴：nrn = n n螺旋输送机：niv= n 皿/i 0=249.4/2=124.7 r/min(2) 计算各轴的输入功率：I 轴：P i =Fd Xn 01 =PdXn 1=13.5 x 0.99=13.365 KWn轴：P n = P i Xn 12= P i Xn 2 Xn 3=13.365

9、 x 0.99 x 0.97=12.83 KW川轴：Pm = Pn n 23= Pn n 2 n 4=12.83 x 0.99 x 0.99=12.57 KW螺旋输送机W轴：Pv= P m n 2n 5=12.39 x 0.93 x 0.99=11.57 KW(3) 计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：主要结果Td=88.3 N m T i =87.4 N m Tn=491.4N mTm=481.62N mTiv =855.7N mB =20° 乙=24 Z2=141。计 算 与 说 明T d=9550 Pd/ nm=9550X 13.5/1460=88.3 N mI 轴：Ti=

10、 Td n 01= Td n 1=88.3 X 0.99=87.4 N mU 轴：Tn= T i i n 12= T i i n 2 n 3=87.4 X 5.855 X 0.99 X 0.97=491.4 N m川轴：Tm= T n n 2 n 4=491.4 X 0.99 X 0.99=481.62 N m螺旋输送机W轴：Tiv = T m i 0 n 2 n 5=481.62 X 2 X 0.99 X 0.93=855.7N m计算结果汇总表轴名功效率P（Kvy转矩T(N - m)转速nr/mi n传动比i效率n电动机轴88.3146010.99I轴13.3787.414600.995.

11、855n轴12.83491.1249.40.971m轴12.57481.6249.40.98输送机w轴11.57855.7124.720.93六、齿轮的设计计算6.1齿轮参数计算1 、选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 通过查表选择小圆柱齿轮 40C r （调质热处理）硬度280HBS，大 齿轮45钢（调质热处理）硬度240HBS二者硬度差值为40HBS 选择初选螺旋角B =20 °,取小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数Z 2=Z1X i=24 X 5.855= 140.52 取 乙=141。2、按齿面接触强度设计 按式（1

12、0-21 ）试算，即计算与说明主要结果2kEi 1 戶 Ze)2i ( H)（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kt =1.6。2）小齿轮传递的转矩=（95.5 X 105R）/n 1=0.87 105 N?mm3）查阅减速器和变速器设计与选用手册图 10-30查得， 选取区域系数ZH=2.435。4）查阅减速器和变速器设计与选用手册图 10-26查得，1=0.705,2=0.805,贝= 1+1=1.515）查阅减速器和变速器设计与选用手册P201表10-6可得，材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2齿轮材料为锻钢6）查阅减速器和变速器设计与选用手册表 10-7可得，选 取

13、持宽系数d=17）查阅减速器和变速器设计与选用手册10-13可得，计算 应力循环次数N=60njLhj为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；Lh为齿轮的工作寿命。9N160n 1jLh 60 1460 (2 8 300 8)3.36 10N=3.36 X 109 / 5.855=5.73 X 1088）查减速器和变速器设计与选用手册可得，接触疲劳寿 命系数 kHN=0.9， kHN2=0.959）查减速器和变速器设计与选用手册可得，按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限H1 ml =600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限 Him2=550Mpa10）计算接触疲劳许用应力。取失效概

14、率为1%,安全系数s=1机械零件设计手册M=3.36 X 10982=5.73 X 10计算与说明主要结果H i = kHNHlim =0.9 x 600= 540 MPasH 2 = kHN2 °Hlim2 =0.95 x 550= 522.5 MPasH=(540+522.5)/2=531.25Mpa(2)计算1) 试算小齿轮分度圆直径dit，由计算公式dit 彳卩2 i 1 心)2得V diHd1t1.6 130000 5.855 1 z 189.8 2.435、2 “c3i ()62.49mm1 1.515.855531.252) 计算圆周速度3) v= n1tn1 =314

15、 527 1640 =4.4 m/s60 1000 60 10004) 计算齿宽b及模数mt.b= © dd1t=1 x 62.49=62.49mmd1tcosB 62.49 cos20° nm nt =2.45mmz124h=2.25mnt=2.25 x 2.45=5.51mm-=62.49/5.51=11.34h5) 计算纵向重合度力 0.318 ©Z1 tan 卩=0.318 x 1 x 24x tan 20 =2.786) 计算载荷系数k查阅资料可得使用系数kA=1，根据v=4.29m/s , 7级精度，查减速器和变速器设计与选用手册可得动载荷系数kv=1

16、.11 ,查减速器和变速器设计与选用手册可得，kH =1.42 ,查减速器和变速器设计与选用手册可得，Kf 3 =1.35d1tA62.49mmV=4.4 m/sb=62.49mmmt=2.45mm邛=2.78计算与说明主要结果查减速器和变速器设计与选用手册 可得，kH . kFa 1.47) 计算动载荷系数KKa?Kv?Kh a?KH b 1 1.11 1.4 1.42 2.218) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试(10-10a)得，di=dit=62.49 3 2.21 = 69.59mmV 1.69) 计算模数mnm n=d=5ZC0S20°2.67mmzi20按

17、齿根弯曲强度设计mn> 3 2J 2小1丫卩 COS 卩 YFaYsa3、确定计算参数1) 由减速器和变速器设计与选用手册查的小齿轮的弯曲疲劳强度oFE1=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳极限oFE2=380Mpa2) 由减速器和变速器设计与选用手册取弯曲疲劳寿命系 数，K fn1=0.82， Kfn2=0.863) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s = 1.3，C F 1=kFN1 °Fe1 =0.82 500 =315.38 MPas1.3C F2=kFN2 耶E2 =0.86 380 =251.38 MPas1.34) 计算载荷系数k。KKaKvKh °Kf

18、 b 1 1.11 1.4 1.35 2.105) 根据纵向重合度& b= 1.704，减速器和变速器设计与选用手册得，螺旋角影响系数丫尸0.875。6）计算当里齿数。计算与说明主要结果zv1Z1 =24=25.54cos3 B cos3 20zv2Z2= 141=150.05cos3 B cos 207）查取齿形系数。由减速器和变速器设计与选用手册得：YFa1=2.80 ,YFa2=2.2188）查取应力校正系数。由减速器和变速器设计与选用手册得：“2=1.55，丫sa2=1.7719）计算大、小齿轮的丫FaYsa并加以比较F2 80 1 55 Ya1Ysa讥（T f 10.0137

19、61315.3822181 771Yfa2Ysa2/ T f 220.015633251.38比较后得大齿轮的数值大。4、设计计算：2 1.9 53100 0.88 cos214m n > 312 0.01147 =1.86mm1 242 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取m = 2mm已满足弯曲疲劳强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=56.19 mm来计算应有的齿数。于是由“ d1 cos B 57 cos20 “ c Zf =26.8mmmn2取 Z1=27，贝U Z2=i Z1=5

20、.855 X 27=15&5、几何尺寸计算中心矩 a= z2）mn=（27 158） 2 =196.87 mm2cos B2 cos20圆整中心矩a=196mm计算与说明主要结果 按圆整中心矩修正螺旋角B =arccos(ZiZ2)mn2a=arccos(27 158) 2 =!9.!82 196因B值改变不多，故参数、k、zh等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径Z1g = 272cos Bcos19.18Z2“ln 1582di=57mmd2=cosB cos19.18=335mm 计算齿轮宽度b= ©dd1 =1 x 57=57mm圆整后取 B1=56mm B=60m

21、m斜齿轮传动参数表名称符号计算公式高速齿 轮数值低速齿轮数值螺旋角B19.18法面模 数mn2端面模 数mtmn mtcos2.08法面压 力角n20端面压 力角atan at tan n cos20.73法面顶高系数h*an1法面顶 系数*Cn0.25分度圆直径dd mnZ COS57195基圆直 径dbdb d COSat53.56183齿顶高haha =mn han22齿跟高hfhf=mn(h；n+C*n)2.52.5齿顶圆 直径dada d 2ha61199齿根圆 直径dfdf d2hf52190标准中 心距ad1 d2 mt(z1 z2) mn(z1 z2) a222cos=1966

22、.2锥齿轮设计1 、选择材料及确定许用应力小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC, Hlim1=1500Mpa,FE1=850Mpa;大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为 5662HRCHliml=1500Mpa, FE=850Mpa机械设计基础表 11 1。取SF=1"5，Sh =1，机械设计基础表11 5;取zh=2.5 , ze =189.8机械设计基础表 114;0.7 FE1f=F2】=FE1 =476MpaSfH= H2=Hlim1/SH=1500MPa2、按齿面接触强度设计d> J4ktT2 （篇）2rU（1 0.5 r）H（1）确定公式内的各

23、计算数值1 ）查机械设计基础，表11-3，试选载何系数kt=1.12 ） u=U1 ,对一级直齿锥齿轮传动，取 uw 5,取u=2U2计算与说明主要结果3)小齿轮传递的转矩 T=(9550P)/n=356N ?m=3.45X 105N?mm4）选取区域系数Zh=2.55) 一般取=0.25 0.3，选取 =0.25RR6）查机械设计基础表11 -4可得，材料的弹性影响系数Z E=188.9MPa齿轮材料为锻钢所以d>77mm由 Tan =2,得=63.43 度Zv - =44.44厶cos查机械设计基础表11 8 , ,11 9得YFa 2.4,Ysa 1.67 代入公式mj4KT2丫，

24、勻丫5勻3.16 rZ2(1 0.5R)u2 1 h查机械设计基础表 4 1，取m=4所以取 z1=23, z2 =46d1 m Z1 86mm d2 184mm b 10m 40mm强度的校核圆周力F=F 红18023Nd1接触强度校核公式如下KFVU2 1H ZEZH%d(1 0.5r)u将数据代入公式得H 991.725MPa h 1500MPa弯曲疲劳强度校核公式如下KF 丫FaYsaF bm(1 0.5 JZv Zl=51.11查机械设计基础表11 8, ,11 厶 cos9得计算与说明主要结果YFa 237, Ysa68KF YFaYsaFYFaYsa =192.552< f

25、 =476Mpabm(1 0.5)FR直齿圆锥齿轮的基本参数传动比u=2分度圆锥角1 =63.43度，2=26.57度分度圆直径d1= d2 184mm齿顶咼ha m 4mm齿根咼 h f 1.2m4.8mm全齿高 h=2.2m=8.8mmd mZ 86mm1 1顶隙 c=0.2m=0.8mm齿顶圆直径 da1 d1 2mcos 1 89.6mm da2 191.2mm齿宽 b=10m=40mm七、轴的设计计算7.1 减速器输入轴（1轴）7.1.1初步确定轴的最小直径选用40C r调质，硬度280HBS轴的输入功率为 R=13.3 KW转速为 m=970r/minde C 3戶 115 3胆吏

26、727.4mm(c 取 115)V 970查机械设计基础课程设计表 15-9得连接联轴器，有一根键，则 dm=deX 1.05=27.4 x 1.05=28.8mm初选弹性柱销联轴器 TL5（T=125N m,L=62mm）则最小轴径dm取 30mm7.1.2轴的结构设计由于齿根圆直径dfv3dm所以咼速轴采用齿轮轴设计。1）零件装备如下图：计算与说明主要结果2)确定轴各段直径和长度左起第一段与TL5(T=125N m,L=82mm弹性柱销联轴器连接, 轴径 di=30mm由长 Li=60mm;左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d2=di+2x(2-3)=34 36mm因d2必须符合轴承密圭

27、寸元件的要求，经查表，取 d2=34mm箱体 结构未知，L2待定；齿轮采用对称安装，则有 L4=B=57mm,d=da=61m m圆整，取值 d4=61mm;旋转构件应距离箱体15mm则齿轮距箱体15mm距离轴承20mm,L 5=4mm 轴承初选 7207AC (dx DX B=30X 72x 17 mm)，则L 3=Ls=32mm,d=35mm,d=40mm效果如下图所示：主要结果明 说 与 算 计7.1.3 校核轴的强度圆周力F t =2T2 X117.8 4133Nd57 X0.001径向力F r =.Ft4133tga4133 tg20°1564Ncoscos15.88

28、76;轴向力F a=:FttgB =4133X tg15.88 ° =11757.7 N(2)确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图6.1a所示。支承反力Frbh=Frch=0.5Ft=0.5 X 4133=2067.5 N截面I - I的弯曲力矩IH=FRBHb=2067.50 X 41=84767N mm垂直面中的计算简图如图6.1b所示 支承反力F RBVFrc1175.7 X57/2 1564 X43.543.5 43.51161.N计 算 与 说 明主要结果F rcv1564 X43.5-1175 X57/243.5 43.5397.N截面I - I的弯曲力矩M

29、'ih =Frbv- b=116lX43.5=50503N - mmM ' i' = Frcv - c=397X 43.5=11273N - mm合成弯矩（图1c）M'wi =I m2/M 2hv84767250503286253N- mmM' W=M,VM '2/、84767211273285513 N - mm轴上的扭矩T=117800 N - mm画出轴的当量弯矩图，如图6.1e所示。从图中可以判断截 面I - I弯矩值最大，而截面U - U承受纯扭，所以对这两个危 险截面进行计算。（3）计算截面I - I、截面U - U的直径已知轴的材料

30、为40C r （调质热处理）,其c B=750MPa c-1b=70MPa,c 0b=120MPci 贝U1b70/120=0.580b截面I - I处的当量弯矩M 1 寸M '2 ( T)2 «862532 (0.58X117800)2 139811N mm截面n -n处的当量弯矩J( T )2 T 0.58 X11780068324 N -mm故轴截面I-I处的直径M I0.1-1b 13981127 .1 mm 满足0 .1 X 70设计要求；轴截面n-n处的直径计算与说明主要结果3683240.1 X7021 .3mm有一个键槽，则增大5%>22.365mm也满

31、足设计要求frra/i tl匚h器I1- T卜 -*!RFREH 厂七a 卓血郵c ”祁d痢审e 曲加3图6.17.2减速器输出轴（U轴）7.2.1初步确定轴的最小直径选用45调质钢，硬度217-255HBS 轴的输入功率为 Pi=12.77 KW 转速为 ni=284r/min|,'12.77/ 怖一厂、d C 3 d 115 3： 40.83mm（c 取 115）ni 284拟定轴上零件的装配方案如下图所示：计 算 与 说 明主要结果722 确定轴各段直径和长度 右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联 接，则轴应该增加5%取42mm根据计算转矩Tc=KaX Tn

32、 =1.3 X284=369.2N m,查标准GB/T 43232002,选用TL7型弹性套柱销联轴器，半联轴器长度为li=112mm轴段长Li=110mm 右起第二段，考虑密封要求，d2取45mm L2待定； 右起第三段，初选 7210AC(dX DX B=50X 90X 20),d 3=50mm,L=43.5mm 右起第四段，安装齿轮， d4=55mm,L=B-2=50-2=48mm 右起第五段，定位齿轮的轴肩，d5=60mm,L=7.5mm 右起第六段，d6=d3=50, L6=347.2.3按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只 是里的

33、大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力上图中 b=c=41.2mm a=120mm初取 L2) T=425 N m(1)确定作用在轴上的载荷：大齿轮分度圆直径d2=210mm圆周力 F t = 2T2 X3873 3969Nd195x10"计 算 与 说 明主要结果径向力 F r= Ft tga3969 tg20° 1502Ncoscos15.88轴向力 F a= Fttg B =3969X tg15.88 ° =1129N确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图6.2a所示。支承反力Frbh=Frch =0.5Ft=0.5 X 3969=

34、1989.5N截面I - 1（安装大齿轮）的弯曲力矩Mih=Frbh b=1989.5 X 41=81569N mm垂直面中的计算简图如图6.2b所示。F d FC士“召 l Fa 2 FrC 1129 195/2 1502 X41.2Kl支承反力：Frb=2 2086Nb c41.2 41.2F b fd匚rba X2 1502 X41.2-1129x195/2Frc=2 -584b c41.241.2截面I - I的弯曲力矩M'ih =Frbv - b=2086X 41.2=85943 N - mmM' iH= Frcv - c=-584 X 41.2=-24060 N -

35、 mm合成弯矩（图1c）M 'i = Jm2/ M 'V815692 859432 118489N- mmM ''W= Jm |VM '常J81569 224060 285043N - mm轴上的扭矩：T=387000 N - mm画出轴的当量弯矩图，如图6.2e所示。从图中可以判断截面I - I 弯矩值最大，而截面U - H （安装联轴器）承受纯扭，所以对这两个 危险截面进行计算。（4）计算截面I - I、截面U - U的直径已知轴的材料为45 （调质热处理），其c B=650MPa （T -1b=60MPa,计算与说明主要结果(T ob=1O2.5M

36、Pa。贝U 1b 60/102.5=0.6Ob截面I - I处的当量弯矩M JM( T)2 J1184892 (0.6X387000)2260684N mm截面U - U处的当量弯矩M ； J( T)2T 0.6 X387000 232200 N mm故轴截面I - I处的直径'M I-'232200“ “d i =31V33.83mm 0.1 -1b Y 0.1X60有一个键槽，则增大 5%得 35.51mm< 55mm满足设计要求；轴截面U-U处的直径, f M I1232200 “ ccdu=3|1333.83mm0.1 -1b0.1X30有一个键槽，则增大5%得3

37、5.52mm,也满足设计要求。八、滚动轴承的选择及校核计算考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴承根据轴劲值查机械设计课程设计选择6207 2个(GB/t276 1994)从动轴承 6210 2 个(GB/T276-1994)寿命计划：两轴承承受纯径向载荷P=F=1564N X=1 ，Y=0主动轴轴承寿命：深沟球轴承 6207，基本额定动负荷Cr 25.5KN , f r 1,3L» 监(£) 107384h预期寿命为：10年，两班制，轴承寿命合格L=10X 300X 16=48000h<L1oh计算与说明主要结果从动轴轴承寿命：深沟球轴承 621

38、0,基本额定动负荷Cr 35KN,fr 1,3LlOh i0n(_tCL) lll688 h60 n pL=10 X 300X 16=48000h<L1Oh预期寿命为：10年，两班制，轴承寿命合格键的选择及校核1、主动轴外申端d=30mm考虑到键在轴中部安装，故选择键10 X55GB/T1096-2003, b=10mm,h=8mm选择 45 钢，其许用挤压应力p=100MpaFt 4000T h'lhid40.06MPav则强度足够，合格2、从动轴外伸端d=42mm考虑键在轴中部安装，故选键 12X60GB109+-1990，b=12mm,L=80mm,h=8mr选择 45 钢

39、，其许用挤压 应力p=100Mpap F t 4000T 65.8MPa<p hl hidp则强度足够，合格与齿轮连接处d=57mm考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上,选键 16X 55 GB2003-1996，b=16mm,L=55mm,h=10mr选择 45 钢,其/、许用挤压应力p=100Mpa69.3MPa <Ft 4000T p h'lhid则强度足够，合格九、键联接的选择及计算、高速轴连接联轴器处键输入轴外伸端直径d=30mm考虑到键在轴末端处安装，根据机械设计基础课设计表12-15中，选单圆头普通C型平键bHn=10mm8mm计算与说明主要结果键长L=55

40、mm选择45钢，则其挤压强度公式为 巴，并取，1 L b ,P hid则其 工作表面的挤压应力为：斥4T 40.06MPadhl查表得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力p 120150MPa， p p，故连接能满足挤压强度要求。二、安装低速轴与大齿轮连接处的键直径d=57mm考虑到键在轴中部安装，根据机械设计基础课设设计表9-14中，选圆头普通 A型平键，键b >h XL=16mnh<10mm<55mrm选择45钢，l L b，则其工作表面的挤压应力为4T%71.4MPadhl当载荷平稳时，许用挤压应力P120150MPa， P P，故连接能满足挤压强度要求。三、安装低速轴与联

41、轴器连接处的键选用单圆头普通A型平键，根据齿处轴的直径为d=42mm根据机械设计课程课设设计表9-14中，查得键的截面尺寸为键b h 12mm 8mm，键长取 L=110mm键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力，键工作长度匸L-b=108mm,4T键与轮毂键槽的接触高度：P上丄42MPadhl由于键米用静联接，冲击轻微，p p，所以连接能满足挤压强度要求。十、联轴器的选择联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作计算与说明主要结果用。联轴器的选择原

42、则：、转矩T: T T,选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件 的挠性联轴器；T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器； 、转速n： nT,非金属弹性元件的挠性联轴器； 、对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器； 、装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器； 、环境：若在咼温下工作，不可选有非金属元件的联轴器； 、成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG27 500铸钢。链齿硬 度最好为40HRC一 45HRC联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。十一、箱体设计减速器箱体的各部分尺寸表箱座厚度0.025a+l > 88箱盖

43、厚度8 i0.85S> 88箱盖凸缘厚度bifr±=Uf12箱座凸缘 厚度bb = 1.512箱座底凸 缘厚度b22.5520地脚螺钉 直径df与=+ 8M16地脚螺钉4数目轴承旁联结 螺栓直径di右=0.7 5乌M12盖与座联结 螺栓直径d2专=(CJ占曲口.內与M8螺栓的间距：150-200轴承端盖螺轴承外圈直径72/90钉直径da直径M8螺钉数目6视孔盖螺 钉直径单级减速器M5定位销直径dd=（0.7-0.8） d26Ci = 1£叽18G16df,d i,d 2 至外 箱壁的距离2847df,d 2至凸缘 边缘距离8r5轴承座外径D2116 134轴承旁连接 螺栓距离SS般取S=D116 134轴承旁 凸台半径R16轴承旁凸台高度hh待定箱盖