二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书DOC

1、目录一 课程设计书2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计 V 带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011. 联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速 器小批量生产,使用期限8年（300天/年）,两班制工作，运输容许

2、速度误差为5%,车 间有三相交流,电压380/220V表题号参数7、12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mr）250250250300300设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）3. 设计说明书一份。三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设

3、计1. 传动装置总体设计方案1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级其传动方案如下：图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa 二,23 32 4 5 = 0.96X 0.983 X 0.952 X 0.97X 0.96= 0.759;i为V带的效率，i为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效

4、率（齿轮为 7级精度，油脂润滑因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：P = P/ n = 1900X 1.3/1000X 0.759= 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n= 1000 60v =82.76r/min,nD经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i_ = 24,二级圆柱斜齿轮 减速器传动比i_ = 840,则总传动比合理范围为i_ = 16160,电动机转速的可选范围为n_ = L X n=（16160）X 82.76= 1324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型

5、号为丫112M 4的三相异步电动机，额定功率为 4.0额定电流8.8A，满载转速nm =1440 r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率P edkw电动机转速监in电动机重量N参考 价格 元传动装置的传动比同步 转速满载转速总传动比V 带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 F X GD132515X 345X 315216 X1781236 X 8010 X 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)

6、 总传动比由选定的电动机满载转速血：和工作机主动轴转速 n可得传动装置总传动比为 ia = n 7n= 1440/82.76= 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = i0 X i式中io,h分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io = 2.3,则减速器传动比为i = ia/io=17.40/2.3= 7.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 = 3.24，则i2 = i/i1 = 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = n m / i 0 = 1440/2.3= 626.09r/mi nnn = n /i 1 = 626.09

7、/3.24= 193.24r/minn皿=nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min(2) 各轴输入功率R = Pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kWPn = pi X nX 3 = 3.12X 0.98X 0.95= 2.90kWPrn = Pn X nX 3 = 2.97X 0.98X 0.95= 2.70kWPiv = Prn X nX n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW则各轴的输出功率：R = Pi X 0.98=3.06 kWPn = Pn X 0.98=2.84 kWPm = Pm X 0

8、.98=2.65 kWPv = Pv X 0.98=2.52 kW(3) 各轴输入转矩T1 =Td X i0 X 1 N m电动机轴的输出转矩 Td=9550旦 =9550X 3.25/1440=21.55 N -nm所以：Ti = Td X i0 X 1 =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N m-Tn = Ti X ii X i X 2=47.58X 3.24X 0.98X 0.95=143.53 N m-Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N mTw =Tm X 3 X 4=311.35X 0.95 X 0

9、.97=286.91 N m输出转矩：Ti = Ti X 0.98=46.63 N mTn = Tn X 0.98=140.66 N mTm = Tm X 0.98=305.12 N -mT = T X 0.98=281.17 N m运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935. 设计V带和带轮确定计算功率查

10、课本P178表9-9得：KA =1.2FCa =kA P =1.2 4=4.8,式中11为工作情况系数，P为传递的额定功率,既电 机的额定功率.选择带型号根据 巳=4.8 , kA =1.3,查课本P152表8-8和R53表8-9选用带型为A型带. 选取带轮基准直径dd1,dd2查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd1二90mm ,则大带轮基准 直径dd2 o dd1 =2.3 90 =207mm,式中E为带传动的滑动率，通常取（1% 2%）,查课本 P|53表 8-7 后取 dd2 = 224mm。验算带速VV 血90 1400 17m/s：35m/s 在 525m/s

11、 范围内，V60 1000 60 1000带充分发挥。 确定中心距a和带的基准长度T由于 ;-L ;,所以初步选取中心距 a :a。=1.5(ddi dd2)=1.5(90 224) =471，初定中心距 a。=471mm，所以带长，2 f-r(dd2_dd)Ld=2a。一 (dd1 dd2)1444.76 mm.查课本表8-2选取基准长度24aLd = 1400mm得实际中心距Ld - L；a =ad d =471 -44.76/2 =448.62mm2取 a = 450mm验算小带轮包角=180 dd2 一*1180 = 162.94，包角合适。a二确定v带根数z因 dd1 =90mm，带

12、速 v = 6.79m/s，传动比 i0 = 2.3, 查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 p。二10.7,p。二0.17 .查课本P142表8-2得Kl=0.96.查课本P154表8-8,并由内插值法得K：=0.96 由R54公式8-22得Pea(P0卩0) k：.ki4.204.8(1.070.17) 0.96 0.96 故选Z=5根带 计算预紧力F。查课本P145表8-4可得q二0.1kg/m,故：单根普通V带张紧后的初拉力为Pea 2.5 丄 24.8 汉 5002.5 丄2F0 =500 -ca(1) qv(1) 0.1 7.17 =158.80N

13、zv k-.5 7.170.96 计算作用在轴上的压轴力Fp利用P155公式8-24可得：%162.94Fp =2z Fosin1=2 5 158.80 sin1570.43N2 26. 齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜 齿轮(1)齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45二钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取 小齿齿数Z1=24高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2 =i X乙=3.24 X 24=77.76 取乙=78. 齿轮精度按GB/T10095- 1

14、998，选择7级，齿根喷丸强化2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计：2KtT_确定各参数的值：试选Kt =1.6查课本F215 图 10-30选取区域系数Z h =2.433由课本&=1 = 0.78: ；2 = 0.82= 0.780.82 =16P14 图 10-26则由课本P202公式10-13计算应力值环数N1 =60nJ g =60 X 626.09 X 1 X( 2X 8X 300X 8)=1.4425 X 109hN2= =4.45 X 108h #(3.25 为齿数比,即 3.25=玉)Z1 查课本 P203 1 0-19 图得：K；p=0.93 K ；啓=0.9

15、6 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,应用P202公式10-12得:550=511.5 MpaK HN 2-4 H lim 2二h2= =0.96X450=432 MPaS许用接触应力6=(二h1二H 2)/2 =(511.5432)/2 =471.75MPa查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d=1T=95.5 X 105 X p1 / nj=95.5 X 105 X 3.19/626.09 =4.86 X 10 计算圆周速度 N.m3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t1 1.6计算齿宽60 1000b和模数3.14 猖53

16、 626.9 才Qm/s60 1000mnt计算齿宽b=d d1t =49.53mm计算摸数mn初选螺旋角1 =14mntd1t cos :49.53 cos1424二 2.00mm计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mm% 二49% =11.01d-m；) 1.6 4.86 104.242.433 189.8.2 : :()二 49.53mm3.25471.75 计算纵向重合度:书=0.318 mtan： =0.318 1 24 tan 14=1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v =1.62m/s,7级精度,查课本由PW2表10-8

17、得动载系数Kv=1.07,查课本由P194表10-4得KH 的计算公式：Kh -.=1.120.18(10.6 d2) d2 +0.23 X 10 J X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K=1.35查课本由 P193表 10-3 得:K h：.= K.=1.2故载荷系数：K =心 K Kh：. K =1X 1.07X 1.2X 1.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 ,3 182d1=d1t (K/Kt =49.53X 1 =51.73mm1.6 计算模数mnmnd 1 cos :=

18、51.73 cos1424=2.09mm4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn2KY ：cos2 ;(YfYsj；f确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩1 = 48.6 kN -m确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=24, z_ = i乙=3.24X 24= 77.76 传动比误差 i = u = z j乙=78/24= 3.25 i0.032% 二5%,允许计算当量齿数z = zl/cos . = 24/ cos314 = 26.27z- = z/cos ； = 78/ cos314 = 85.43 初选齿宽系数:J按对称布置，由表查得1 初选螺旋角初定螺旋角 = 14 载荷系数KK

19、 = K上 K K；K1 X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齿形系数丫匕和应力校正系数丫丄查课本由P197表10-5得：齿形系数丫匚=2.592 丫匕=2.211应力校正系数丫习=1.596 丫丄=1.774 重合度系数丫二 1 1 - 端面重合度近似为.=1.88-3.2X()cos： =1.88 3.2X( 1/24乙Z2+ 1/78) X cos14 = 1.655:=arctg (tg r/cos)= arctg (tg20 /cos14 ) = 20.64690二 d二；=14.07609因为丄=二/cos，则重合度系数为 Y： = 0.25+0.75 cos/：“

20、 = 0.673 螺旋角系数丫二 2.09轴向重合度二二匚亠=猖53 sin14 = 1.825,Yf Fs 计算大小齿轮的疋f安全系数由表查得S= 1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 N1 = 60nkt: = 60X 271.47X 1X 8X 300X 2X 8= 6.255X 10.大齿轮应力循环次数 N2 = N1/u = 6.255X 10 /3.24= 1.9305X 10.查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮二 FF1 =500MPa大齿轮二 FF2 =380MPa查课本由r97表10-18得弯曲疲劳寿命系数KFni=0.86K

21、 fn2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4；十1； F 2Kfn1ff1 0.86 汉 500 _ 30741.4Kfn2ff2 _.9338 _252 43土电* 咤0.01347307.14十11.4YF 2 FS 22211 1 774252.43二 F 22:一.=0.01554大齿轮的数值大.选用.设计计算 计算模数2 1.73 4.86 140.78 cos2 14 0.01554_2mm 二 1.26mm1 241.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取g=2mmfi为了

22、同时满足 接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =51.73 mm来计算应有的齿数.于是由：z1=51.73 cos14 =25.097 取 z1=25mn那么 z 2 =3.24 X 25=81 几何尺寸计算计算中心距 a= (Z1 Z2)mn =812 =109.25 mm2cosP 2 汉 cos14将中心距圆整为11mm 按圆整后的中心距修正螺旋角2-2口丫弋。ZdZ2确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩 小I = 143.3 kN -m(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=30, z = i X z = 2.33X 30 = 69.9传动比误差 i =

23、 u= zj zl = 69.9/30= 2.33 i 0.032%= 5%,允许(3) 初选齿宽系数二按对称布置，由表查得二=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角一：=12(5) 载荷系数KK = K 二 K K= K=1X 1.04 X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 当量齿数zx = z_/cos= 30/ cos312 = 32.056zi = z：/cos , = 70/ cos312 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数丫上和应力修正系数丫丄丫行=2.491,Yf：2 = 2.232Ys：1 =1.636,Ys：2 =1.751(7)螺旋角系数Y轴向重合度二二匚

24、亠=勞 =2.03丫 = 1= 0.797(8)计算大小齿轮的Yf电.查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限二 FE1 =500MPa二 FE2 = 380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90K FN2=0.93 S=1.40.90 500 =321.43MPa1.4YFa1F匚 F 1YFa2F Sa2逵 d 0.01548252.43匚 F 2大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数3522 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548,mm = 1.5472mmmn -21 301.71对比计算结果，由

25、齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲疲劳匚 2=KFNFF2 二 0.93 380 = 252.43MPaS1.4计算大小齿轮的宵，并加以比较丄491636 = 0.01268321.43强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =3mn但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d,=72.91mm来计算应有的齿数.z1=72.91 cos12 =27.77 取 z1=30z 2 =2.33 X 30=69.9取 z2 =70 初算主要尺寸计算中心距 a=（乙 Z2）mn_（37）2 =102.234 mm2 cos12将中心距圆整

26、为 修正螺旋角103 mm=arccos（i2）mnd严 cos -2 =61.34 mm cos12d2=込cos -= 3=143.12 mmcos12(30 +70)汇 2arccos13.862：2 103因一：值改变不多，故参数；:.,kl, Zh等不必修正 分度圆直径计算齿轮宽度b 二 dd1 72.91 =72.91mm 圆整后取 B1 =75mm B2 =80mm低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332.各轴转速n町(r/min)(r/mi n)(r/mi n)(r/mi n)626.09193.2482.9382.9

27、33.各轴输入功率P弓(kw)& (kw)珀(kw)Piv (kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T石(kN m)Tv(kN m)(kN m)(kN m)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径(mm)大轮直径d(mm)中心距a (mm)基准长度b(mm)带的根数z9022447114005Ft =2T3d2Fr = Ft二 4348.16tan 20ocos13.86o-1630.06N7. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=2.70KWn 3=82.93r/mi nT3 =311.35N

28、. m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=143.21 mm2 311.35=4348.16N143.21 10Fa = Fttan 1 =4348.16X 0.246734=1072.84N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示： .初步确定轴的最小直径先按课本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，根据课本F361 表 153取 Ao =112IPdmin =代3 =35.763mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di,为了使所选的轴与联轴器吻合故需同时选取联轴器的型号查课本 P343表 14 -1,选取 Ka =1.5Tca 二

29、KaT3 =1.5 311.35 =467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 -112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d1 =40mm,故取du = 40mm半联轴器的长度L =112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 =84mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1 - U轴段右端需要制出一轴肩,故取U -川的直径=47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直 径D =50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I - U的长度应

30、比 略短一些,现取I】=82mm 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角 接触球轴承参照工作要求并根据二47mm,由轴承产品目录中初步选 取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 50mm 80mm 16mm,故d皿 - d町卫-

31、50mm ；而1町=16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 h . 0.07d,取h =3.5mm,因此=57 mm, 取安装齿轮处的轴段d刑58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位 已知齿轮 毂的宽度为75mm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，故取I刑卫=72mm.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取dv=:65mm. 轴环宽度b _ 1.4h ,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I =

32、30mm ,故取I口 50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm.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,取s=8mm,已 知滚动轴承宽度 T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则I 皿型=T s a (75 - 72) = (16 8163) mm 二 43mm1即-L SCa-l皿v=(50 8 20 16 - 24 - 8)mm 二 62mm至此，已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接

33、触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距L3L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mmF NH1Ft =4348.16 汇608=1506NL2 L3175.6FNH 2L2L2L3114 8Ft =4348.162843N175.6F NV1Fr L3 学j = 809 NL2 L3F NV 2二 Fr -FnV2 =1630 -809 =821NM H =172888.8N mmMV1 =FNV1L2 - 809 114.8 = 92873.2N mmM V2 二 FnV2L3 = 821 60.8 = 49916.8N mmM1MH M(1 h17

34、28892 928732 = 196255N mmM 2 = 179951 N mm传动轴总体设计结构图1臥7I U4.D:hbCB(从动轴）（中间轴）FrDb)c)nTTrnffTT rnTTrTTrva)Fhh2% 二 F.D/2riAMhd)rrlfTf6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据口 ,阳 +(页3)2 = 11962552 +(311.35)2 _1082 caW0.1 27465-.前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得；=60MPa二ca二 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以 a n m b无需校核.从

35、应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看，截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看,截面c上的应力最大.截面切的应力集中的影响和截面的相近，但是截面切不受 扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大，但是应力 集中不大,而且这里的直径最大，故C截面也不必做强度校核，截面W和V显然更加 不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面的右侧的弯矩 M为 M =M1608

36、 16 =144609N mm60.8截面W上的扭矩T3为T3=311.35N m截面上的弯曲应力M _ 144609W 12500= 11.57MPa截面上的扭转应力T3311350匚 T = =12.45MPaWt 25000轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得：二 B =640MPa二 4、=275MPaT4 =155MPaD 581.16d 50r2.0因0.04d50经插入后得；-2.0二 T =1.31轴性系数为q；=0.82q =0.85 K =1+q；：-1）=1.82K =1+q （二T -1 ） =1.26所以 u =0.67% = 0.82十-=0.9

37、2综合系数为：K二=2.8K =1.62碳钢的特性系数上=0.10.2 取0.1= 0.050.1取 0.05安全系数SeaK；=a a；m= 25.13S k 6 t m _ 13.71Sea=10.5 S=1.5所以它是安全的St S2截面w右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面W左侧的弯矩 M为 M=133560截面W上的扭矩T3为T3 =295截面上的弯曲应力M 133560二 b 10.68W 12500截面上的扭转应力T = 294930 =11.8 k_WT250000 丄一1 =2.8SC

38、FK = 一1 =1.62 所以u =0.67综合系数为：K_=2.8 K =1.62；严0.82 一 - . = 0.92碳钢的特性系数；一一=0.1 0.2取 0.1=0.05 0.1 取 0.05安全系数ScaS_=1 =25.13Ka +咒S1=13.71-k 二 t mSea SSL10.5 S=1.5所以它是安全的Sc s28. 键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 键宽 b 2=16 h 2=10 L2=36b3 =20h 3=12 L3 =50 校和键联接的强度查表 6-2

39、得二 p=110MPa工作长度 * 二 L2 -b2 =36-16=20I3 = L3 - b3 50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度K 2 =0.5 h 2 =5K3=0.5 h 3 =6由式（6-1 ）得:P22T2 103K 212d 22 143.53 10005 20 55=52.20p32T3 103K 3l3d 32 311.35 10006 30 65二 53.22V；p1.2 b15机壁距离齿轮端面与内机氐2A2t10壁距离机盖，机座肋厚m1, mmh 止 0.85J, m 化 0.85ctm 9m 化 8.5轴承端盖外径D2D2 = D + （ 55.5） d3120（ 1 轴）125（ 2 轴）150（ 3 轴）轴承旁联结螺栓SS常d2120（ 1 轴）125（