毕业设计（论文）-带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计.doc

天津职业技术师范大学天津职业技术师范大学 机械设计课程设计机械设计课程设计 设计题目设计题目带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计 汽车与交通学院（系）（系） 汽服 1301 班班 设计者设计者 指导老师指导老师 目目 录录 第第一一章章 设设计计任任务务书书.1 1.1.设计题目 .1 1.2.设计要求 .1 1.3.原始数据 .1 第第二二章章 电电动动机机的的选选择择.1 2.1.选择电动机的类型.1 2.2.选择电动机的容量.2 2.3.确定电动机的转速.2 第第三三章章 传传动动装装置置运运动动及及动动力力参参数数计计算算.3 3.1.分配传动比 .3 3.2.运动和动力参数计算 .3 第第四四章章 传传动动装装置置设设计计. 4.1.齿轮设计 .6 第五章第五章 轴的设计及计算轴的设计及计算 .14 5.1.中间轴的结构设计.14 5.2.高速轴的结构设计.15 5.3.低速轴的结构设计.17 5.4.轴的校核 .19 第第六六章章 滚滚动动轴轴承承的的选选择择和和计计算算.21 第七章第七章 键连接的选择和计算键连接的选择和计算 .22 第第八八章章 减速箱体结构及其附件的设计减速箱体结构及其附件的设计 .22 8.1.减速箱体结构的具体参数和尺寸.22 8.2.减速箱附件及其结构设计.23 第第九九章章 心心得得体体会会 .24 参参考考文文献献 .25 1 第一章 设计任务书 1.1、设计题目 带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计 1.2、设计要求 （1）设计用于带式运输机的传动装置。 （2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为 5%。 （3）使用期限为 10 年，小批量生产，两班制工作。 1.3、原始数据 运输机工作 轴转矩 T/(Nm) 800850900950800850900800850900 运输带工作 速度 v/(m/s) 1.21.251.3 1.3 5 1.4 1.4 5 1.21.3 1.5 5 1.4 运输带滚筒 360370380390400410360370380390 2 直径 D/mm 选择第 5 组数据 运输机工作轴转矩：800 Nm 运输带工作速度：1.4 m/s 运输带滚筒直径：400mm 第二章 电动机的选择 2.1 选择电动机的类型 按时间要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。 2.2 选择电动机的容量 电动机所需工作功率为 11 Pw Pd 工作机所需功率为 )21( 9550 w Tn Pw 滚动轴承效率（一对）,99 . 0 2 闭式齿轮传动效率,97 . 0 3 传动滚筒效率,96 . 0 4 联轴器效率, 代入式（1-3）得99.0 5 滚筒轴工作转速： ；min/88.66 400 4.1100060100060 r D v nw 所需工作机功率：=800*66.88/9550=5.6kw w P 3 所需电动机功率：=/ =5.6/0.903=6.02kw d P w P 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由机械设计综合 PedPd 课程设计第六章 Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 =7.5kw。 Ped 2.3 确定电动机的转速 二级圆柱齿轮减速器的传动比为,工作机转速： 408 故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有 720/970/1440r/min。3000r/min。由机械设计 综合课程设计第六章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于 表 1-1 表表 1-11-1 额定功率为额定功率为 7.5kw7.5kw 时电动机选择对总体方案影响时电动机选择对总体方案影响 方案电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min) w n 1Y160L-87.5720 Y132M-57.5970 2Y132M-47.51440 又因为当工作机转速要求一定时，电动机转速高将使传动比加大，则传 动系统中的传动件数，整体体积将相对较大，这可能导致传动系统造价增加， 造成整体成本增加，所以选定电动机型号为 Y160L-8。 4 第三章 传动装置运动及动力参数计算 3.1 分配传动比 1.总传动比 =720/66.88=10.465/ mw inn 2.分配传动装置各级传动比 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 83.3465.104.14.1 12 ii 则低速级的传动比 74.2 83.3 465.10 12 23 i i i 联轴器的传动比为 1 34 i 注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际总传动比必须在 各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定以后才能计算出来。一 般，总传动比的实际值与设计要求值得允许误差为 3%5%。 3.2 运动和动力参数计算 0 轴（电动机轴）： mN n P T rnn kwPP w d 45 1440 79.6 95509550 min/1440 79.6 0 0 0 0 0 1 轴（高速轴）： 5 mN n P T r i n n kwPP 86 720 52.6 95509550 min/720 2 1440 52.696.079.6 1 1 1 01 0 1 0101 2 轴（中间轴）： mN n P T r i n n kwPPP 318 188 26.6 95509550 min/188 83.3 720 26.697.099.052.6 2 2 2 12 1 2 3211212 3 轴（低速轴）： mN n P T r i n n kwPPP 837 61.68 01.6 95509550 min/61.68 74.2 188 01.697.099.026.6 3 3 1 23 2 3 3222323 4 轴（滚筒轴）： mN n P T r i n n kwPPP 820 61.68 89.5 95509550 min/61.68 1 61.68 89.599.099.001.6 4 4 4 34 3 4 4233434 13 轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承 效率 0.99。运动和动力参数的计算结果列于表 3-1。 表表 3-13-1 各轴运动和动力参数各轴运动和动力参数 功率 P/kw转矩 T/()mN 轴名 输入输出输入输出 转速 n(r/min) 传动比 i效率 电机轴 6.7945720 1 轴 6.526.458685.67200.96 6 2 轴 6.266.203183151883.830.96 3 轴 6.015.9583782868.612.740.96 4 轴 5.895.8382081268.6110.98 传动装置设计 4.1 齿轮设计 4.1.1.高速级齿轮传动的设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动，精度等级为 8 级 （2）初选螺旋角为 12 （3）材料选择 由附表 8-1 选择大、小齿轮材料为 40Cr，并经过调质及表面淬火，齿 面硬度为 HRC 4855 （4）对于闭式硬齿面齿轮，初选小齿轮齿数，大齿轮齿数为21 1 z 43.802183.3 1122 ziz 取80 2 z 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（8-17）进行齿轮尺寸的初步确定，即 3 2 1 1 1 )( 750 Hd KT d （1）确定式（8-17）内的各计算数值 载荷系数，初选 t K0.2 t K 小齿轮传递的转矩 1 T 7 mN n P T86 720 52.6 95509550 1 1 1 齿宽系数 非对称布置，由表 8-4 选取7.0 d 应力循环次数为 9 11 1052.2)1036582(17206060 h jLnN 89 212 1058.683.3/1052.2/iNN 接触疲劳寿命系数 HN K 由附图 8-6 得，90.0 1 HN K93.0 2 HN K 接触疲劳强度极限 limH 由附图 8-7（i）按齿面硬度 HRC=50，根据 MQ 延长线查得小齿轮和大齿 轮 2 2lim1lim /1150mmN HH 接触疲劳许用应力 H 由表 8-4，取安全系数，则05.1 H S 21lim1 1 /985 05.1 115090.0 mmN S K HHN H 22lim2 2 /6.1007 05.1 115093.0 mmN MPa S K HHN H 取许用接触疲劳强度为计算许用应力 2 1 /985mmN HH （2）试算，则 t d1 mmd68.51 83.3 183.3 )985(7.0 860.2 7503 2 1 3.修正计算 （1）计算高速轴齿轮圆周速度 v，则 8 smsm nd v t /948.1/ 60000 72068.51 100060 11 （2）计算高速轴齿轮的圆周力，则 t F N d T F t t 3328 68.51 8622 1 1 （3）计算载荷系数 K 根据，参考附表 8-12，选择 8 级精度（GB10095-88），smv/948.1 高选一个精度等级，完全可以满足工作要求。由附表 8-2，查得使用系数 。由附图 8-1 查得动载荷系数，根据1 A K1.1 v K ，并由附表 8-3，对经表面硬化mmNmmN b FK tA /100/0.92 68.517.0 33281 的斜齿 8 级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数，并由附表 8-4.1 FH KK 4，按硬齿面，装配时不做检验调整，8 级精度公式计算，则齿向载荷分布系 数为 366.1)68.517.0(1061.07.0)7.06.01(18.023.1 322 H K 故10.2366.14.11.11 HHVA KKKKK 一般情况下，取 FH KK （4）按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则 1 d mm K K dd t t 53.52 0.2 1.2 68.51 3 3 11 （5）计算高速轴的斜齿轮的模数，则 n m mm z d mn45.2 21 12cos53.52cos 1 1 故取mmmn0.3 4.按齿轮弯曲疲劳强度计算 9 mm Y z KT m F S d n 3 2 1 1 4.12 确定上式中各计算参数 （1）当量参数为 4.22 12cos 21 cos 33 1 1 z zV 5.85 12cos 80 cos 33 2 2 z zV （2）复合齿形系数 FS Y 根据附图 8-4，按当量齿数查得两个齿轮的复合齿形系数为 ，26.4 1 S Y96.3 2 S Y （3）应力循环次数（与接触疲劳强度的循环次数相同）为 9 11 1052.2)1036582(17206060 h jLnN 89 212 1058.683.3/1052.2/iNN （4）弯曲疲劳寿命系数 FN K 查附图 8-5，得，85.0 1 FN K88.0 2 FN K （5）弯曲疲劳强度极限 limF 由附图 8-8（e）按材料表面淬火 MQ 线和齿面硬度查得 2 2lim1lim /710mmN FF （6）弯曲疲劳许用应力 F 由表 8-4，按一般可靠性取安全系数，则25.1 lim F S 2 lim 1lim1 1 /8.482 25.1 71085.0 mmN S K F FFN F 2 lim 2lim2 2 /8.499 25.1 71088.0 mmN MPa S K F FFN F 10 因此，有 00792.0 8.499 96.3 00882.0 8.482 26.4 2 2 1 1 F FS F FS YY 即小齿轮的弯矩疲劳强度较弱，所以计算时应将小齿轮的代 00882.0 1 1 F FS Y 入进行计算。 （7）根据载荷系数 K（按弯曲疲劳强度计算时） ， 则根据，,查附图68.6 325.2 )12cos/213(7.0 25.2 1 n d m d h b 366.1 H K 8-2，得，故27.1 F K 956.127.14.11.11 FFVA KKKKK （8）计算模数，则 n m mmmmmn09.200882.0 217.0 86956.1 4.12 3 2 对比后按接触疲劳强度的计算结果，取高速级齿轮的模数为mmmn45.2 mmmn0.3 5.几何尺寸计算 （1）法向模数mmmn0.3 （2）齿数，21 1 z80 2 z （3）中心距为 1 a mm mzz a n 88.154 12cos2 3)8021( cos2 )( 21 1 取中心距为 155mm。 （4）修正螺旋角为 11 1 21 561112199.12 1552 3)8021( arccos 2 )( arccos a mzz n （5）计算分度圆直径，则 mm mz d n 46.64 199.12cos 321 cos 1 1 mm mz d n 54.245 199.12cos 380 cos 2 2 （6）齿宽为 mmdb d 1.4546.647.0 1 圆整后取，mmb50 1 mmb45 2 （7）计算圆周速度，则 smsm nd v/43.2/ 60000 72046.64 100060 11 根据附表 8-12，选择 8 级精度，高选了一级。 4.2.2 低速级齿轮传动的设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 （2）材料选择 由附表 8-1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 241289HBS，取 270HBS。大齿轮材料为 45 号钢调质，硬度为 217255HBS，取 240HBS，大 小齿轮硬度差为 30HBS。由于是低速级，速度不高，参考附表 8-12，选择 齿轮精度为 9 级。 12 （3）对于闭式软齿面齿轮，齿数可以选择较多些，故选小齿轮齿数，25 3 z 大齿轮齿数为 5.68 3234 ziz 取69 3 z 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（8-7）进行齿轮尺寸的初步确定，即 3 2 3 3 1 )( 766 Hd KT d （2）确定式（8-17）内的各计算数值 载荷系数，初选 t K0.2 t K 小齿轮传递的转矩 3 T mN n P T318 188 26.6 95509550 2 2 3 齿宽系数 由表 8-3 选取0.1 d 低速级齿轮的应力循环次数为 8 21 106.6)1036582(11886060 h jLnN 88 2312 104.274.2/106.6/iNN 接触疲劳寿命系数 HN K 由附图 8-6 得，92.0 1 HN K95.0 2 HN K 接触疲劳强度极限 limH 由附图 8-7（f），分别按合金钢（40Cr）MQ 线和碳钢 MQ 的延长线及齿 面硬度得， ， 2 1lim /720mmN H 2 2lim /580mmN H 13 接触疲劳许用应力 H 由表 8-4，取安全系数，则05.1 H S 21lim1 1 /631 05.1 72092.0 mmN S K HHN H 22lim2 2 /525 05.1 58095.0 mmN MPa S K HHN H 取许用接触疲劳强度为计算许用应力 2 1 /525mmN HH （2）试算，则 t d3 mmd3.112 74.2 174.2 )525(1 3180.2 7663 2 3 3.修正计算 （1）计算低速轴齿轮圆周速度 v，则 smsm nd v t /105.1/ 60000 1883.112 100060 23 （2）计算低速轴齿轮的圆周力，则 t F N d T F t t 5663 103.112 31822 3 3 3 （3）计算载荷系数 K 根据，参考附表 8-12，选择 9 级精度（GB10095-88）合smv/105.1 适。由附表 8-2，查得使用系数。由附图 8-1 查得动载荷系数，1 A K1.1 v K 根据，并由附表 8-3，对未经表面硬mmNmmN b FK tA /100/4.50 3.112 56631 化的直齿 9 级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数，并由附表2.1 FH KK 8-4，选择软齿面及装配时不做检验调整，可按 8 级精度公式计算，然后放 大 10%来考虑 9 级精度的齿向载荷分布系数，则齿向载荷分布系数为 14 )68.517.0(1061.07.0)7.06.01(18.023.1%)101( 322 H K 587.1 故09.2587.14.11.11 HHVA KKKKK （4）按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则 3 d mm K K dd t t 0.114 0.2 09.2 3.112 3 3 33 （5）计算高速轴的斜齿轮的模数，则 低 m mm z d m561.4 25 0.114 3 3 低 根据附表 8-8，确定低速轴的齿轮传动模数为mmm5.4 低 4低速轴齿轮的几何尺寸计算 (1)分度圆直径为 mmmzd5.112255.4 33 mmmzd5.310695.4 44 (2)中心距为 mm dd a5.211 2 5.3105.112 2 43 (3)齿宽为 mmdb d 5.1125.1120.1 3 圆整后，取，。mmb118 3 mmb113 4 高速级与低速级齿轮所涉及的参数如表 4-2 所示 表表 4-24-2 计算齿轮所涉及的主要参数计算齿轮所涉及的主要参数 高速级低速级 15 小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 齿数 21802569 齿宽 5045118113 分度圆直 径 64.46245.54112.5310.5 齿顶圆直 径 70.46251.54121.5319.5 齿根圆直 径 56.96238.04101.25299.25 中心距 155211.5 第五章 轴的设计及计算 5.1 中间轴的结构设计 P=6.26Kw n=188r/min T=318Nm 1、选择轴的材料及热处理方法 选择轴的材料为 45 号钢，调质处理。由机械设计附表 14-1 查得对称循 环弯曲许用应力。 16 2、计算最小轴径 由机械设计表 14-1 选取，根据式（14-3） ，得 圆整后取 3、轴的结构设计 1）确定各轴段直径 ：最小轴段因为要与轴承相配合，查机械设计综合课程设计表 6- 63，选轴承型号 6308，则， ：此段为齿轮 2 安装段，轴肩 2 为过渡部位，区分加工表面， 所以 ：齿轮 2 的右端采用轴环定位，轴环高度应满足，故取 ，所以 ：同理，为齿轮 3 安装段，取 ：同理，与轴承配合，选取 6308 型号滚动轴承，故 2）确定各轴段长度 ：与轴承配合段，取 ：与齿轮 2 配合段，配合轴段长应比齿轮宽略短，所以 ：与齿轮 3 配合段，取 ：与轴承配合，取 17 ：轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取，所以 3）确定轴上倒角和圆角 5.2 高速轴的结构设计 P=6.52Kw n=720r/min T=86Nm 1、选择轴的材料及热处理方法 选择轴的材料为 45 号钢，调质处理，硬度为 217255HBS。由机械设计 附表 14-1 查得对称循环弯曲许用应力。 2、计算最小轴径 由机械设计表 14-1 选取 C=115，根据式（14-3） ，得 因为有键槽，则 圆整后，取 3、轴的结构设计 由于齿轮 1 的尺寸相对较小，故将高速轴做成齿轮轴，无须对齿轮进行定位。 18 1）确定各轴段的直径 ：最小轴段， ：轴肩 2 处对带轮定位，故 ：轴肩 3 处为过度部位，区分加工表面，轴段 34 与轴承配合，轴承仅承 受径向力，查机械设计综合课程设计表 6-63，选取轴承型号 6307，其主要参数，所以， ：由于轴肩 4 对轴承有定位作用， ，查机械设计综合课程设计表 6-63 型号 6307 滚动轴承得，轴承的安装直径为 44mm，所以 ：同理，与轴承配合，选取型号 6307，故 2）确定各轴段的长度 ：由与 12 轴段配合的带轮宽 B=78mm， ：查机械设计综合课程设计表 3-1 得 地脚螺栓 轴承旁连接螺栓 取 由表 3-1 可得 箱体轴承孔长 轴承端盖厚 装拆螺钉余量取 则 ：与型号 6307 滚动轴承配合，取 ：与型号 6307 滚动轴承配合，取 19 ：取 3）确定轴上倒角和圆角 5.3 低速轴的结构设计 P=6.02Kw n=68.61r/min T=837Nm 1、选择轴的材料及热处理方法 选择轴的材料为 45 号钢，调质处理，硬度为 217255HBS。由机械设计 附表 14-1 查得对称循环弯曲许用应力。 2、计算最小轴径 由机械设计表 14-1 选取 C=110，根据式（14-3） ，得 因为联轴器安装在此轴段，且用键连接传递转矩。考虑到键槽会削弱轴的强 度，故应将计算轴径适当增大，所以 因为要兼顾联轴器安装孔的直径系列，最终取 3、轴的结构设计 20 轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 （1）轴端联轴器的选用和定位。轴传递的转矩为 由附表 15-4 查取联轴器工作的情况系数，按式（15-1）求得计算转矩 为 根据值，查国标 GB/T 5014-2003，选用 LX4 型弹性柱销联轴器，J 型轴孔， 其安装孔径；联轴器的毂孔长，故取轴与其配合段长 ；按轴径选用平键截面尺寸，键长为 70 mm（GB/T1095-2003） 。 （2）轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸 1）计算各轴段的直径 ：由以上分析计算可得 轴肩 2 处对半联轴器有轴向定位， 轴肩 3 处为过渡部位，区分加工表面，轴段 34 与轴承配合，轴承仅承 受径向力，因，查机械设计综合课程设计表 6-63，选取 6313 滚动轴承，其主要参数， ，。 由于轴肩 4 对轴承有定位作用，查机械设计综合课程设计表 6-63 型号 6013 得，其安装尺寸为 77mm，所以 同理， 对轴承的要求通过套筒来实现， 21 轴肩 6 对齿轮 4 有轴向定位要求，为保证齿轮端面能靠紧定位面，通常 取，取，故 2）计算各轴段的长度 由于 12 轴段配合的半联轴器孔长 故 查机械设计综合课程设计表 3-1 得 地脚螺栓 轴承旁连接螺栓直径 取 由表 3-1 可得 箱体轴承孔长 轴承端盖厚 取 装拆螺钉余量 取 则 与轴承 6013 配合，取 轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取，故取 由于与之相配合的齿轮 4 宽，配合轴段长应比齿轮宽略短， 所以 故取 3）确定轴上倒角和圆角 22 5.4 轴的校核 这里只以高速轴为例进行校核 1、轴的受力分析 1.1 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定： 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定低速轴上 的齿轮的作用点位置。轴上安装的 6313 轴承，为深沟球轴承，因此可知负 荷作用中心到轴承外端面的距离，故可计算出支点跨距和轴上各mma5.16 力作用点相互位置尺寸。支点跨距；齿轮的力作用点到左支点 AmmlAC242 的距离为。齿轮的力作用点到右支点 C 的距离为mmlAB152mmlBC90 1.2 绘制轴的力学模型图 齿轮啮合处作用有径向力和圆周力，根据齿轮转向，可确定两者方向，画出 受力简图（图 a）。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。齿轮啮合力即 为作用于轴上的载荷，将其分解为垂直面受力（图 b）和水平面受力（图 d）。 23 1.3 轴上载荷计算 齿轮的圆周力：NN d T Ft5390 5.310 83700022 4 3 齿轮的径向力：NNFF tr 27.196220tan5390tan 1.4 轴上支反力计算 水平面内的支反力： 0 21 txx FFF 0 2 ACxABt lFlF 即 05390 21 xx FF 02421525390 2 x F 解得： ，NFx55.2004 1 NFx45.3385 2 垂直面内的支反力： 24 0 21 ryy FFF 0 2 ABrACy lFlF 即即 027.1962 21 yy FF 015227.1962242 2 y F 解得：解得： ，NFy50.1232 1 NFy77.729 2 1.5 轴弯矩计算及弯矩图绘制 计算截面 B 处的弯矩： 水平面内的弯矩：mmNlFM ABxH 6.30469115255.2004 1 垂直面内的弯矩：mmNlFM AByV 11092515277.729 1 分别画出垂直面和水平面的弯矩图（图 c 和图 e），求合成弯矩并画出其弯 矩图（图 f），则 mmNMMM VH 324255)110925()6.304691( 2222 1.6 画出扭矩图（图 g） 2.按弯矩合成校核轴的强度 截面 B 处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。根据机械设计式 （14-6） ，取（单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力），考虑键6.0 槽影响，将 B 截面轴径乘以 0.94，则有 1 3 22 3 22 5.18 )7394.0(1.0 )8370006.0(324255 1.0 )( MPa d TM e B 截面强度足够，故安全。 第六章 滚动轴承的选择和计算 这里只以低速轴上的滚动轴承为例 25 由计算轴时初选轴承型号 6313，因轴承支点跨距小于 300mm，故采用两端固 定的轴承组合。 查机械设计综合课程设计表 6-23 深沟球轴承可知，,NCr93800 NC r 60500 0 1.计算轴承受到的径向载荷 由前面的计算可知， NFFF yxr 23535.123255.2004 222 1 2 11 NFFF yxr 346377.72945.3385 222 2 2 22 2.计算轴承的当量动载荷 由于轴承只承受纯径向载荷，且载荷较平稳，查机械设计附表 13-2 可得，冲击载荷系数，所以0.1 d f NFfP rd 235323530.1 11 NFfP rd 346334630.1 22 3.验算轴承的寿命 应以 2 轴承的当量动载荷为计算依据，轴承的预期寿命为 hL h 584002836510 10 所选轴承的寿命为 hLh P C n L h r h 58400108.4 3463 93800 61.6860 10 60 10 10 6 3 6 3 2 6 10 故所选轴承满足要求。 26 第七章 键连接的选择和计算 1.选择键的类型和尺寸 因为安装齿轮处轴径，由机械设计综合课程设计表 6-57 可mmd73 查得，当轴径时，键的宽度为，高度为。由mmd7565mmb20mmh12 轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为（略小于轮毂宽度）。mmL90 2.校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，键的工作长度，mmbLl702090 接触高度，查机械设计表 5-2，按照有轻微mmhk8.4124.04.0 冲击，取许用挤压应力，则有 MPa110 MPaMPa kld T PP 1102.68 73708.4 1083722 3 故键连接满足挤压强度条件。 第八章 减速箱体结构及其附件的设计 8.1 减速箱体结构的具体参数和尺寸 见表 8-1 表表 8-18-1 减速箱体结构的具体参数减速箱体结构的具体参数 名 称符 号减速器型式及尺寸关系 箱座厚度 15mm 箱盖厚度 112mm 箱盖凸缘厚度 b118mm 27 箱座凸缘厚度 b22.5 mm 箱座底凸缘厚度 b237.5mm 地脚螺钉数目 n4 地脚螺钉直径 df20mm 轴承旁边联结螺 栓直径 d116mm 盖与座联结螺栓 直径 d212 mm 联接螺栓 d2 的 间距 l160 mm 轴承端盖螺钉直 径 d310 mm 视孔盖螺钉