带式输送机传动装置设计.doc

湖南工业大学机械设计设计题目：带式输送机传动装置班级：机工1204班学号：12405700603设计者：林文平指导老师：易惠平 2014年12月目录一 设计任务书 3二 传动方案分析 4三 电动机的选择计算以及联轴器的选择 5四 确定总传动比和分配各级传动比 6五 传动装置的运动和动力参数 7六 传动零件的设计计算 8七 轴、键、轴承、的设计计算 20八 减速机机体的设计 36九 润滑与密封 38十 减速器附件的设计 38十一 设计总结 40十二 参考文献 40 湖南工业大学课程设计资料袋 机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 20142015 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 易惠平 职称 副 教 授 学生姓名 林文平 专业班级 机械工程及其自动化 学号 12405700603 题目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 （2） 成 绩 起止日期 2014年 12 月 15 日 2014 年 12月 30 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸 3张45湖南工业大学课程设计任务书20102011学年第 1 学期 机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1204 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 （2） 完成期限：自 2014 年 12 月 15 日至 2014 年 12 月 30 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：输送带的最大有效拉力：F=5500N；带的工作速度：v=0.48m/s，直径400mm进行带式运输机的传动装置的设计对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；二、设计工作量编写说明书一份。主要参考资料银金光 刘扬 主编 机械设计 高等教育出版社 2012年银金光 刘扬 主编 机械设计课程设计 北京交通大学出版社 2012年指导教师（签字）： 2014年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2014年 月 日机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（4）起止日期： 2014 年 12 月 15 日 至 2014 年 12 月 30 日学生姓名林文平班级机工1204学号12405700603成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2014年12月16日目录一、设计任务7二、传动方案分析8三、原动件的选择与传动比分配93.1原动件的选择.93.2选择电动机的容量.93.3选择电动机的转速.103.4传动比的分配.10四、各轴动力及动力参数的计算11五、带传动的设计与计算.13 5.1 v带的设计135.2v带轮的设计15六、传动零件的设计计算 15七、轴、键、轴承、的设计计算 25八、减速机机体的设计 41九、润滑与密封 42十、减速器附件的设计 43十一、设计总结45十二、参考文献451.设计任务带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据 输送带的最大有效拉力：F=5500N 输送带的工作速度为：V=0.48m/s 输送机的滚筒直径为：D=400mm 带式输送机的传动装置图如图1-1所示：图1-1（其中1为电动机 2为V带 3为减速器 4为联轴器 5为滚筒 6为输送带）2. 传动方案的选择与分析初步课本上给出了四种方案如图2.1所示 A B C D 由于分组的原因我选择C方案来进行分析。3.原动件的选择与传动比的分配 3.1 选择电动机的类型 按工作要求求选用Y系列三相异步电动机，电压为220V。电动机所需工作功率，由公式， 又有，根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率。传动装置的总效率 2452由文献【2】的18页可大致得如下参数：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式圆柱齿轮传动效率，V带的传动效率 4=0.95，运输机滚筒的传动效率5=0.96.代入的a=0.992 0.982 0.962 0.952 0.962=0.783所得的电动机功率为3.51kw 因载荷有轻微冲击，所以电机的额定功率约大于所需功率，查表12-1得，选用的电动机的额定功率为4.0KW。3.2选择电动机的转速 卷筒轴工作转速为r/min两级展开式圆柱齿轮减速器一般传动比为范围为，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围且且额定功率为的同步转速有。把这种方案进行分析。如表1所示表1 电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率电动机转速最大转矩/额定转矩价格总传动比外伸轴径轴外伸长度同步转速满载转速（D/mm)28(E/MM)601Y112M-42.2150014402.2较低47.12所以电动机选择为Y112M-4.由表122查的电动机的中心高度H=112mm，轴伸出部分用于联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。3.3 传动比的分配带式输送机的传动系统的总传比 ，由系统方案知 i01=1， i23=1， i56=1，i45=1,查表3-4得V带传动的传动比为 i12=3，由此可计算两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 ih=i34i56=为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 I34=低级传动比为 I56=各级传动比为i01=1； i12=3； i23=1； i34=4.5； i45=1； i56=3.48；4.各轴动力及动力参数的计算各轴的转速、转矩及功率 0轴（电动机）：n0=nm=1440r/min P0=Pd=3.51kw T0=9550N.m 1轴（v带右端的带轮） n1=nm=1440r/min P1=Pd=3.51kw T1=95503.511440=23.27N.m 2轴(v带左端的带轮） n2=n1i12=14403=480r/min P2=Pd0.95=3.34kw T2=95503.34480=66.45N.m 3轴（减速器高速轴） n3=n2=480r/min P3=P20.95=3.17KW T3=95503.17480=63.10N.m 4轴（减速器中间轴） n4=n3n34=4804.5=107r/min P4=P30.9603=3.04KW T4=95503.04107=271.32N.m 5轴（减速器低速轴） n5=n4n56=1073.48=31r/min P5=P40.9603=2.92KW T5=95502.9231=899.54N.m 6轴（输送机滚筒轴） n6=n5=31r/min P6=P50.9312=2.72KW T6=95502.7231=837.94N.m讲上述结果列于表2中以查用。轴号功率P/KW转矩T/(N.M)转速n、（r/min)传动比i效率1轴3.5123.27144030.9512轴3.3466.4548010.9483轴3.1761.104804.480.95844轴3.04271.321073.450.96055轴2.92899.543110.93156轴2.72837.94315 V带的设计与计算 5.1V带的设计 由于传动速度比较快，且传动比高，所以选择V带传动。在带式输送机传动系统中属于第一级用的V带传动，其中电动机的功率P=4kw，主动轮的转速n1=1440r/min,传动比i=3，每天工作16个小时。1) 确定计算功率Pe。 由文献【1】表5-7查的KA=1.1 由式(5-20)的PC=KAP=1.14=4.4KW2) 选择V带的型号 根据PC=4.4KW,n1=1440r/min，由图5-11选取V带型号为A.3) 确定带轮的直径，并验算带速v。 A.初选小带轮的直径。由图5-11可知，小带轮的基本直径推荐值在80mm之100mm.由表5-8和5-9，取小带轮直径d1=90mm。 B.验算带速v因为V带的速度在5之25m/s，带速合适。 C计算大带轮的直径。 d2=390=270mm，由表5-9取d2=280mm。4) 确定带长L和中心距。 A.初定中心距 0.7（d1+d2）a02(d1+d2) 259a0749初选中心距为500mm。 B.计算所需的带长L mm 由表5-2取L=1600mm。 C.由式5-24计算实际中心距a。 aa0+5) 验算小带轮的包角。 1=6) 确定V带的根数Z。 A.计算单根V带的功率P0 查表5-4得P0=0.93+ 查表5-5得 查表5-6得K= 查表5-2得KL=0.99 P0=(P0+)KKL=1.13 B. 计算V带的根数。 由式5-26得 Z= 取整数故Z=4.7) 计算单根V带的拉力F0 由表5-1得A型号的带的单位长度质量Q=0.1kg/m.由式5-27得单根V带的初拉力F0=143N.8) 计算V带队轴的压力Q 又式5-28得Q=2ZF0sin=5.2v带轮的设计1、 V带轮的材料 V带轮的材料选择灰铸铁，由于带速v25m/s，采用HT150。2、 带轮的结构设计设计 根据带轮的基准直径选择V带轮的结构形式。 V带轮采用A型V带轮，采用孔板式结构。3、 技术要求 导论轮槽工作面上不应有砂眼、气孔，轮辐及轮毂不应有缩孔和较大的凹陷，带轮外缘棱角要倒圆和倒钝。六、传动零件的设计计算 1选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数1）按已知图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机转速不太快，选用7级精度（GB1009588）。3）材料按表10-1选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS，取280HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。4）选小齿轮数，大齿轮齿数取1352按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数。计算小齿轮传递的转矩。由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系。由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 （2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；从课本表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时；由，由图1013得；故载荷系数6）和的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得7）计算模数： 3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限； 2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比较。显然大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.19mm并就近圆整为标准值（第一系列），按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距mm(3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。22低速级减速齿轮设计1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按已知图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机转速不太快，选用7级精度（GB1009588）。3）材料按表10-1选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS，取280HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。4）选小齿轮数，大齿轮齿数取1302按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数。计算小齿轮传递的转矩。由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系。由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 （2）计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；从课本表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时；由，由图1013得；故载荷系数6）和的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 7）计算模数： 3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比较。显然大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.19mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。七、轴、键、轴承的设计计算布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）1.输入轴的设计计算1.轴上的功率、转速和转矩。由电动机的选择可知：2、求作用在齿轮上的力。 轴（高速级）的小齿轮的直径，有圆周力:径向力：在安装从动带轮处作用在轴上压轴力： 据经验值，取：3.初步确定轴的最小直径按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取，于是得： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大： 这是安装V带轮处的轴的直径，为使其与V带轮相适合，取 4.轴的结构设计计算 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足V带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，取h=0.08d，故2-3段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故1-2段的长度应比轴配合的毂孔长度L=93mm略短，现取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由机械设计手册选型号为61908，得尺寸为。故，而3-4轴段的长度可取为，右端应用轴肩定位，取。 3）6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于7-8轴段的直径，可取，齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上6-7轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽，故选取6-7轴段的长度为。齿轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，取，而，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面的距离l=30mm，故取。 5）取齿轮距箱体内避之距离a=16mm，同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，s=8mm。故在轴的右端取。 6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长，中间轴上小齿轮轮毂长，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 齿轮：键尺寸参数b*h=12mm*8mm,L=50mm，t=4mm； V带轮：键尺寸参数b*h=10mm*8mm,L=50mm，t=4mm。 参考教材表15-2，轴段左端倒角，右端倒角取。各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm。 （4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。) 2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 计算转矩：（5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。 （6）校核键的连接强度 1）V带轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 （7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。 2中间轴的设计计算 1.中间轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率，转速，转矩 2.作用在齿轮上的力 1）小齿轮 分度圆直径： 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力： 2）大齿轮 分度圆直径： 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力：3初步确定中间轴的最小直径 由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。根据表15-3，查得,取，于是得： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大： 4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据与之相配合的轴的直径的最小直径为55mm，有机械设计手册选型号61911，得尺寸。故。左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取，安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取。 2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为23mm,故取。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度h0.070.1d，则轴环处的直径。由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前面主动轴的计算，可以得到。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位、轴上的圆角和倒角尺寸齿轮与轴的周向定位均采用平键联接，查表6-1，得小齿轮：键尺寸参数b*h=20mm*12mm，L=80mm；大齿轮：键尺寸参数b*h=20mm*12mm，L=63mm。参考教材表15-2，轴段倒角取，各轴肩处的圆角半径为R=2.0mm（4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图： （注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。）2）计算支反力 水平支反力： , 垂直面支反力： , 计算弯矩水平面弯矩：垂直面弯矩：合成弯矩： 转矩： （5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O剖面处为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为： 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核键的连接强度 1）V带轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全。 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全。（7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。3从动轴的设计计算1.求输出轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率 ，转速，转矩。2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力：3.初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。根据表15-3，查得,取，于是得： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大： 直径安装联轴器，为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于是：。 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为HL7,其公称转矩为6300 .半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=110mm。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，故7-8段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度略短一些，现取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由机械设计手册选型号为：61822，得其尺寸为。故，而5-6轴段长度可取为，左端应用轴肩定位，取。 3）1-2轴段右端用轴肩定位，为了便于2-3轴段齿轮的安装，该段直径应略大于1-2轴段的直径，可取。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽，故取2-3轴段的长度为。4)齿轮右端用轴肩定位，由此可确定3-4轴段的直径，取，而，取。在轴的左端，由前面的计算可得。同样可由前面的计算得出。 5）轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器机轴承端盖的结构设计的、而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 齿轮：键尺寸参数b*h=32mm*18mm,L=80mm； 联轴器：键尺寸参数b*h=25mm*14mm,L=80mm。（平头平键） 参考教材表15-2，轴段倒角取，各轴肩处的圆角半径为R=2.0mm。（4）轴的受力分析，取齿轮宽中间点为力的作用点 1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：（注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。） 2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩： 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 计算转矩：（5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核键的连接强度 1）联轴器的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全（7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。八、减速机机体的设计计算通常用HT200 灰铸铁铸造而成，低速级圆柱齿轮传动的中心距a295.75 mm。1箱座壁厚，2箱盖壁厚3箱座凸缘厚度4箱盖凸缘厚度5箱座底凸缘厚度6地底螺钉直径，取M247地底螺钉数目8轴承旁联接螺栓直径 ，取M189箱盖与箱座联接螺栓直径 取M1210联接螺栓的间距 12窥视孔盖螺钉直径,取M813定位销直径14，至外箱壁距离15轴承旁凸台半径16凸台高度 17箱体外壁至轴承座端面距离19大齿轮齿顶圆与内箱壁距离 20齿轮端面与内箱壁距离21箱盖，箱座筋厚 ， 22轴承端盖外径 23轴承旁联接螺栓距离24箱底至箱底内壁的距离25减速器中心高26箱体内壁至轴承座孔端面的距离27轴承端盖凸缘厚度28轴承端面至箱体内壁的距离29旋转零件间的轴向距离30齿轮顶圆至轴表面的距离九、润滑与密封 1润滑方式的选择 在减速器中，有效的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨