钢坯火焰清理机之钢坯输送系统设计

湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2007964224 姓 名： 李 珂 指导教师： 胡自化 完成日期： 2011年05月31日 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 钢坯火焰清理机的钢坯输送系统 学 号： 2007964224 姓名 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 胡自化 系主任： 一、主要内容及基本要求： 1、钢坯运送方案确定； 2、滚筒输送机传动方案确定； 3、滚筒输送机动力系统设计； 4、滚筒输送机传动系统设计； 5、完成毕业论文的文稿工作，要求：使用A4编辑及打印装订成册； 6、技术图纸：滚筒输送机装配图1张（0号）、减速器齿轮轴图1张（3号）、电动机图1张（3号）； 7、翻译英文技术资料：翻译国外滚筒输送机相关课题的英文资料。要求：3000单词，复印原稿与翻译(打印)稿同册装订。 二、重点设计的问题： 1、 滚筒输送机传动方案设计； 2、 滚筒输送机传动系统设计； 3、 滚筒输送机动力系统设计； 三、进度安排 各阶段完成的内容起止时间1熟悉课题及基础资料 第一周2调研及收集资料 第二周3方案设计与讨论 第三四周4初步方案可行性讨论 第五八周5CAD软件学习 第九周6CAD制图 第十周7撰写说明书 第十一周四、应收集的资料及主要参考文献1彭万喜，胡英强.厂内运输机械.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006,23 .4机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2007964224 姓名 李 珂 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： 钢坯火焰清理机钢坯输送系统 评价项目评 价 内 容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备设计方案的设计能力、设计方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评 价评阅人： 2011年5月 日湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）鉴定意见学 号： 2007964224 姓名： 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 36 页 图 表 3 张论文（设计）题目： 钢坯火焰清理机钢坯输送系统 内容提要：本课题主要设计钢坯火焰清理机的钢坯输送部分，滚筒运输机的动力，传动，运转等设计以及计算。能使钢坯稳定的输送，使其进入清理区域。本说明书结合各式滚筒输送机的输送方案，设计出选用锥齿轮驱动式滚筒运输机。并且对该运输机的动力，传动，运转等方面进行了计算。 在滚筒运输机的传动方面，选用了三角带、减速器、锥齿轮配合传动，能使传动达到稳定的要求。并且抗干扰能力强。指导教师评语指导教师： 年 月 日答辩简要情况及评语答辩小组： 年 月 日答辩委员会意见答辩委员会主任： 年 月 日目 录中文摘要1ABSTRACT1第一章 总体方案设计2第二章 电动机的选择4第三章 三角胶带传送设计5第四章 减速器设计7第五章 联轴器选择20第六章 锥齿轮传动设计21第七章 小锥齿轮设计及轴承座设计24第八章 滚筒、滚筒轴及配件的设计25致谢27参考文献28附录一 滚筒运输机机架部分示意图29附录二 英文技术资料及中文翻译3共36页 第36页摘 要摘要内容： 本次设计的主要内容有：传动方案的总体设计、电动机的选择、三角胶带传动设计、减速器的设计、联轴器的设计、锥齿轮传动设计及滚筒运输架等的设计。本次设计我采用了三角胶带传动，圆柱齿轮减速器及锥齿轮传动。关键词： 电动机. 齿轮. 减速器. 轴承. 滚筒. SummarySummary contents: The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move.Keywords:Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. 第一章 总体方案设计 驱动式滚筒运输机的原动机选用电动机。因为滚筒的转速为：n5=V/D （D为滚筒直径），初步选取滚筒直径为D=380mm，滚筒长度L=4150mm，滚筒间的间距为l=630mm，因为驱动式滚筒运输机共5m长，故滚筒共8根。故 n5=51.0 r/min 。 为了使电动机转速减为n5 ,故驱动装置与电动机之间必有减速器，为使各滚筒同时转动，各滚筒由锥齿轮带动。电动机与减速器之间由带轮联接，减速器与锥齿轮由联轴器联接。1.1、初步画出机械传动图， （图1）1. 2、初定各级传动比为： 取带轮传动比为i1=1.88，减速器传动比为i2=549，锥齿轮传动比为i3=1.5。因带轮传动比为 i1=1.882，选用三角胶带传动。1.3、初步计算机械的总功率由文献1式（16-1） 得滚筒运输机械的总功率为：P=0.735/75q1(2f+1d)+q0(1d)L+G(kw)式中数据：q1：物品分布在1m长度上所受的载荷；q0：滚筒及其轴的重量； f：物品在滚筒表面的滚动摩擦系数；1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径D：滚筒直径； ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数 ：机械传动的总功率。（1）、首选滚动轴衬效率1=0.98（共34个）。 联轴器效率2=0.99 三角V带效率3=0.9 直齿圆齿轮减速器4=0.98 锥齿轮 5=0.95（8个） =12345 = 0.980.990.960.980.95=0.28（2）、查文献4表1-8得：f = 0.5； 1 = 0.002； = 0.3。（3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：（取壁厚7.5mm）G0=20.99Kg/m ，滚筒重量为G1=20.994.1587Kg q0 G1 = 87 Kg（4）、因滚柱间距为630mm，钢坯最小宽度为1850mm，钢坯最大重量为2400 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为q1=2400/3=800 Kg （5）、计算P=19 kw 第二章 电动机的选择 由于运输机的功率P=19 kw，可知电动机的功率为PP。又根据其工作条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，额定电压为380V，Y型。 根据机械的各级传动比，可得电动机转速为： n1=n5(i1 i2 i3) n1=1470 r/min 查文献3边12-1 （JB3074-82）可得： 选用Y180L-4，其额定功率为P=22kw，额定转速为n1=1470 r/min最大转矩为2.2电动机外形安装尺寸如下表， 型号尺 寸 （mm）HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y132M1802792791214811042.5153552851804306534920710三 、三角带传动设计3.1、三角带的选择，设计计算已知：选择的电动机型号Y180L-4，额定功率P=22kw，转速n1=1470 r/min，选择三角带的传动比为i1=4，一天运转的时间为1015小时，工作有轻微振动。 三角带传动计算（表中数据由文献6中查取）计算项目公式及数据计算结果单位计算功率pca由表8-4选取KA1.3Pca=KAP28.6kw选取胶带型号根据Pca和n1由图8-1选取C主动轮节圆直径D1由表8-6和表8-12选取140mm从动轮节圆直径D2D2=iD1按表8-12圆整560mm带速VV=D1n1/（601000）2510.77m/s实际传动比i=D2/（1-）D1（=0.02）4.08初定中心距a0a0（10.95）D2560532取550mm初定胶带节线长度LOPLOP2a0+/2（D1+D2）+（D2D1）/4a0按表8-2选取标准值Lp内周长Lj22792420mm计算中心距aa=a0+LPLOP/2620mm主带轮包角11=180-（D2-D1）/a 60120139.4单根胶带传动功率P0由表8-5选取P04.11Kw单根胶带传递功率增量P0由表8-7查Kb由表8-8查KiP0=Kbn0（1-1/Ki）1.9910-31.120.307KW胶带根数Z由表8-9查得K由表8-10查得K1Z=Pca/（KKl（Po+Po）0.950.865.22取6根根单根胶带的初拉力Fo由表8-39查得Fo380公斤计算项目公式及数据计算结果单位有效圆周力Ft=102 Pca/v234公斤作用在轴上的力FF=2FoZ Sin（1/2）712公斤带轮宽B由表8-11查得e20mm由表8-11查得f12.5mm故B=（Z-1）e+2f125mm3.2带轮的几何尺寸的计算：3.2.1小带轮的几何尺寸计算： （1）、由Y180L-4型电动机可得：电动机轴伸直径D=48mm，长度L=110mm，带轮宽：B=（Z-1）+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm （2）、因为小带轮基准直径为140mm,故可采用实心式结构轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=1.8*48=86.4mm轮毂外直径：d1 =1.9d=1.9*48= 91.2mm 带轮外径：da=dd+2ha=140+2*4.8=149.6mm轮毂宽：=8mm基准线下槽深：hf=14.3mm3.2.2大带轮的结构的几何尺寸计算因为基准直径为560mm，所以选用椭圆轮辐式结构。带轮宽：B=（Z-1）e+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=121.5mm轮毂外直径：d1=1.9d=236.4mm带轮外径：da=dd+2ha=560+2*4.8=569.6mm轮毂宽：=10mm基准线下槽深：hf=10mm第四章 减速器的设计由文献3表1-12查得，减速器的传动比为i2=7，选用单级圆柱齿轮减速器。4.1、齿轮传动设计已知减速器输入轴的功率为P2=P3=220.96=21.12 kw；小齿轮转速为n2=n1/ i1=1470/2.74=536r/min。每天工作15小时，使用年限15年，（每年以300工作日算），有较长的冲击。转向不变。设计过程：（以下过程均参照文献2P221-224，所用的表，图也由文献2中查得）。4.1.1、选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。（1）按照图1的传动方案图，上述查文献所得选直齿圆柱齿轮传动；（2）考虑到此减速器的功率太大，大小齿轮的材料均选用45号钢，并经调质及表面淬火，表面硬度为4050HRC；（3）选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮变形不大，不需磨削，故初选7精度（GB10095-88）；（4）选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2= iz1=720=1401、 按齿面接触强度设计 由公式（10-9a）进行试算，即：1)确定公式内的各计算值，a)、试选载荷系数Kt=1.3。b)、计算小齿轮传递转矩T1T1=95.510P2/n2=95.5107.2/765=0.9105 Nmmc)、由表10-7选取齿宽系数d=0.9d)、由表10-7查得材料的弹性系数ZE=189.8 Mpae)、由图10-21按齿面硬度中间值45HRC查得大小齿轮的接触强度极限 Hlim1=Hlim2=1100 Mpaf）、由式10-13计算应力循环次数 N1=60 n1jLn=60536(1530015)=3.1109g)、由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88 KHN2=0.90h)、计算接触疲劳许用应力取失效率为1% 安全系数S=1，由公式10-12得：H1=KHN1Hlim1/s=968 MpaH2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa2）、计算a) 试算小齿轮的分度圆直径d1t代入H中较小值得：d1t=42.73（mm）b) 计算圆周速度VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)c) 计算齿宽bb=d d1t=0.942.73=38.457(mm)d）、计算齿宽与齿高之比b/h模数：mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm)齿高：h=2.25mt=2.252.1365=4.81(mm) b/t=38.457/4.81=8e）、计算载荷系数 根据V=1.71m/s 7级精度，由图10-8查得载荷系数Kv=1.07 直齿轮假设KAFt/b100N/mm，由表10-3查得 KH=KF=1.1 由表10-2查得使用系数 KA=1.5 由表10-4查得 KH=1.223 由图10-13查得 KF=1.18故载荷系数 K=KAKvKKH=1.51.071.11.223=2.16f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式10-10a得：d1d1t K/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、计算模数m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 2、 按齿根弯曲强度计算：由式10-15得弯曲强度的设计公式为：m=32KT1YSYF/（dZ12F）1）、确定公式的各数据值a)、由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=600Mpab)、由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式10-12得： F1 = KFN1fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.d)、计算载荷系数k. k=kakvkkfb=1.51.071.11.18=2.083e)、查取齿形系数与应力校正系数.由表10-5查得：齿形系数：Yfa1=2.8 Yfa2=2.22应力校正系数：Ysa1=1.55 Ysa2=1.77f)计算大小齿轮的YfaYsa/f并加以比较Yfa1Ysa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151Yfa2Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019小齿轮数值较大。2).设计计算 m322.0830.91050.01151/（0.9202）=2.29mm. 对比计算结果，由齿面按接触疲劳强度计算的模数略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29mm。并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.6mm。验算：Ft=2T1/d1=20.9105/50.6=3557.3NKaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm设分度圆直径最大可取dmax，则Ft=2T/dmax KaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即：20.91051.5/0.9dmaxdmax=100 dmax=55mm.根据实装尺寸的原因，取d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22 Z2=uZ1=722=1544几何尺寸的计算1） 计算分度圆直径 d1=Z1m=222.5=55mm d2=Z2m=1542.5=385mm2） 计算中心距a。 a=(d1+d2)/2=(55+385)/2=220(mm)3） 计算齿轮宽度b4） b=db1=0.955=49.5mm取（圆整） B2=49mm B1=55mm5.验算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合适6.结构设计（1）、大齿轮的结构设计因其中径d2=385mm200mm而小于500mm。故选用辐板式。由文献6P434查得（表8-149）其结构尺寸：因大齿轮孔径D=65mm.（详见后文齿轮轴设计）。 D1=1.6D=104mm 毂长L=(1.21.5)D=80mmB2=(2.54)m 取=10mm辐板厚C=0.3B=15mmD。=0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取为D。=150(mm)孔径d。=0.25(D2-D1)=22.2 取d。=22mm(2).小齿轮的设计因其中径d1=55mm, 故选用齿轮轴式。其结构尺寸为：中径d1=55mm 顶径da1=60mm 宽度B1=55mm7. 经校核强度足够 4.2、减速器轴的设计4.2.1、齿轮轴的设计已知：轴上输入的功率为P2=21.12Kw,n2=536r/min.因其与大带轮相联，且带轮作用在轴上的里F=1773.8N.齿轮的切应力Ft=3273N.设计过程：（1）、计算轴上的扭矩TT=95.5105P2/n2=95.510521.12/536=0.9105Nmm (2) 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为=20Fr=Fttg=3273tg20=1191.3N Ft Fr 因为是直齿圆柱齿轮=0 Fa=0 Fr圆周力Ft.径向力Fr的方向如右图4。（3）初步确定轴的最小直径 图3由参考文献 2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。由文献2表15-3，取A。=126。于是有：dmin=A。3P2/n2=87(mm)考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为96mm。显然输入轴的最小直径是安装的大带轮的。（4）、小齿轮的中径d1=55mm 2dmin.故该齿轮做成齿轮轴。（5）、轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度，画出其结构草图如下（a）为了满足大带轮的轴向定值，F8轴段左端需有一台阶，故取7-8段的直径为d6-7=43mm，右端用轴端档板定位。按轴端直径取档圈直径D=45mm。大带轮与轴配合的毂孔长度为70mm，为了保证档圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比毂孔长度略短一些。取l7-8=68mm。（b）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并据d6-7=43mm，由轴承产品目录中选取42209圆柱滚子轴承， 其尺寸为dDB=458519,故d1-2=d4-5=52mm.（c）因为小齿轮中径d1=55mm，底径df=48.75mm。为了保证齿轮的加工。在2-3段与4-5段靠近齿形部分下挖一部分，而在另一端留足滚动轴承的轴肩。故在2-3段与4-5段中下挖部分的直径，取为d=48mm。轴肩部分取为d=52mm，下挖部分长度取l=30mm，台阶部分取l=12mm。（d）为了满足装配要求取L6-7=30mm。至此，已初步确定轴上各段直径和长度。（6）、轴上的周向定位带轮的周向定位采用平键联结。按d7-8由文献3查得平键截面bh=108（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工。长为56mm（标准键长由文献3表4-1GB1096-79查得）。其与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证，此处选轴的尺寸公差为m6。（7）、确定轴上圆角和倒角尺寸。由文献2表15-2查得，取轴上所有倒角（轴端）为1.545；各轴肩处圆角半径为R1.5.（8）、按弯扭合成应力校核轴的强度。（a）、求轴上载荷首先根据轴的结构简图（图5），作出轴的计算简图（图6）。在确定轴承的支点位置后、，此轴即可作为简支梁，其支承跨距为l2=l3=79mm。带轮重心点到支承点距离l1=73.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭距图和计算弯矩图（6）。从轴的结构上看，截面c处的计算转矩大，是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3（参看图6）载 荷水平面垂直面支反力RRh1=811.35N,Rh2=4235.45NRv1=Rv2=595.65N弯矩MMH1=64096.65Nmm，MH2=334600.5NmmMV1=MV2=47056.35Nmm总弯矩M1=64096.652+47056.352=79515.3NmmM2=334600.52+47056.352=337893.2Nmm扭距TT=0.9105计算弯矩McaMca1=M1=79515.3NmmMca2=337893.22+（0.60.9105）2=342181Nmm表3（表中=0.6由文献2P375页获得）。（b）、按弯矩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大计算弯矩的截面（即危险截面c）的强度，则由文献2式15-5及上表中的数据可得ca=Mca2/W=342181/0.1555555=20.56Mpa（式中W 由文献2表15-4查得）前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此ca0.07d取h=6，则d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位，l7-8=12mmD：根据装配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm，l7-8=20mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（c）、轴上的零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d5-6由文献3表4-1查得平键的截面尺寸为bh=1811（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为68mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结，选用平键为14988（GB1096-79），半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（d）、确定轴上圆角和倒角尺寸由文献2表15-2，取轴端倒角为1.545。圆角半径为R1.5。4）按弯扭合成应力校核轴的强度（a）、首先根据轴的结构图（图9）做出轴的计算简图（图10）。简支梁轴的跨距为L2=L3=80mm，根据轴的见图做出轴的弯曲图，扭距图和计算弯矩图，从轴的结构图和计算玩具图中可以看出截面c处的计算弯矩最大，是轴的危险截面，现将计算出的截面c处的MH,MV,M及Mca值列于下表4。 表4载荷水平面H垂直面V支反力RH1=RH2=1541NRV1=RV2=560.9N弯矩MMH=123280NmmMV=44872Nmm总弯矩M1=M2=1232802+448722=131192.4Nmm扭矩TT=T3=3.39105Nmm计算弯矩McaMca1=M1=131192.4 NmmMca2=131192.42+（0.63.39105）2=242039 Nmm （a由文献2p375页获得）进行校核时，通常只校核轴上最大计算弯矩的截面（即c面）的强度，则由文献2式15-5及上表中数值可得，（w由文献2表15-4查得）。ca=Mca2/W=242039/653/32-187(65-7)2/265=10.3 MPa.前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此-1 ca ， 合适。图54.3小皮带轮配合用键的强度校核。（1）、因为电动机的轴径为38mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得：键的尺寸为108，（取N9/JS9配合）。轴深度t为50+0.2。毂中、深t1为3.30+0.2，键长取70mm的A型平键。（2）、校核键的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献2表6-1查得许用挤压应力为P=100120Mpa，取其平均值，P=110 Mpa，键的工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂的接触高度K=0.5h=0.58=4mm。由文献2式6-1可得：p=2T10/bld T为电动机的转矩又T=95.507.5/1440=47.75NMp=247.7510/41038=10.47MpaP故键的强度适合4.3.1大带轮键的校核（1）、大带轮键的选择因为大带轮轴径为36mm，大带轮的毂宽为70mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得键的尺寸为10870，键为轴的配合为N9.5毂的配合为JS9，轴深t为5.00+0.2，毂深t1为3.3+0.20。（2）、校核键的强度键、轴与毂均是由钢制成。由文献2表6-1查得许用挤压应力为：P=100120MPa。取平均值得P=110MPa。键的工作长度为：l=L-b=70-10=60mm。键与轮毂的接触高度为k=0.5h=4mm。键上所受的转矩为T=P39550/（14401.88）=95507.50.961.88/1440=89.77 NM由文献2式6-1可得p=2T10/kld=289.7710/46036 =20.78MPaP故大带轮上配合键的强度合适。4.3.2大齿轮与轴的配合用键的选择与较核（1）、大齿轮配合用键的选择因大齿轮与轴搭配和处的轴径为6.5mm，大齿轮轮毂长为80mm，由此查文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸为181170，其与轴的配合为N9，与毂的配合为JS9轴深t为7.0+0.20，毂深t1为4.4+0.20（2）、键联结强度的校核 由上述已查得P=110MPa键的工作长度为：l=L-b=70-18=52mm，键与轮毂的接触高度为：k=0.5h=0.511=5.5mm，键上所受的转矩即为大齿轮的转矩T3T=T3=3.3910*Nmm=339Nm由文献2式6-1可得：p=2T10/5.55265 =36.47 MpaP故大齿轮上键的强度合适。4.3.3.联轴器配合用键的选择与校核（1）.联轴器用键的选择因与联轴器配合的轴径为45mm，与联轴器配合的轴的长度为78mm。因此，数据有文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸：14970与其轴的配合为N9，与毂的配合为JS9。轴深t=5.5+0.20，毂深t1=3.8+0.20 （2）.键的强度校核由上述查得P=110 Mpa键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm键与轮毂的接触高度为k=0.5h=0.59=4.5mm键所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为T3T=T3=339 NM由文件2式6-1可得：P=2T10/kld=233910/（4.55645）=59.79 Mpa 15000h即高于预期计算寿命故选用42209圆柱滚子轴承合适（GB283-64）结构尺寸为：4585191、 大齿轮轴上滚动轴承的选择及校核已知：轴上齿轮上的圆周力Ft=3082N、径向力Fr=1121.8N、轴的转速为n3=191.25r/min轴的预期寿命为Lh=18000（4年，每年300天，每天15小时）（1）、滚动轴承的选择由表4计算可得：RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9NR1=R2=1640N（2）、确定当量载荷P因轴承只受径向力作用，故A=0由文献2式13-9得：P=R P=R=R1=R2=1640N（3）、由文献2式13-6求出轴承应有的基本额定动载荷 C=P=16403=9694.4N9.7KN（4）、根据上计算C值，由文献3表6-1（GB276-89）查得选用Cor=22.10KN的6111型深沟球轴承，（5）、验算6111滚动轴承的寿命，由文献2式13-5得：Lh=106/60n（C/P）=106/（60191.25）（22100/1640）3=213251.7h18000h故此轴承合适。 其结构尺寸为5590184.4、减速器中箱体的设计4.4.1减速器箱体用铸造而成，由文献3表11-1与表11-2查得箱体结构尺寸如下表5名 称符号减速器（