用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器说明书.

1、-48-设计任务书计算机辅助设计与制造专业机械设计基础课程设计任务书设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。已知条件：运输带工作拉力 F;运输带工作速度 v （允许运输带速度误差为土 5%）;滚筒直 径D ;两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；空载起动；工作年限5年；环境最高温度35 C;小批量生产。原始数据：题号运输带工作拉力（N）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）备注111001.50250直齿软齿面211501.60260斜齿软齿面312001.70270直齿软齿面412501.50240斜齿软齿面513001.55250直齿软齿面613501.60260斜齿硬齿面7

2、14501.55250直齿硬齿面815001.65260斜齿硬齿面915001.70280直齿硬齿面1016001.80300斜齿硬齿面二应完成的工作1. 减速器装配图1张；2. 零件工作图2张（从动轴、齿轮）3. 设计说明书1份。系主任：教研室主任：指导教师：发题日期年 月曰完成日期年 月曰一. 目的：本课程设计运用所学的制图、金属工艺学、公差与配合、力学、设计基础的知识进行一次较全面的设计能力的训练，其基本目的是：1. 培养学生利用所学知识，解决工程实际问题的能力。2. 培养学生掌握一般机械传动装置、机械零件的设计方法及设计步骤。3. 达到对学生进行基本技能的训练，例如：计算、绘图、熟悉和

3、运用设计 资料（手册、标准、图册和规范等）的能力。二. 要求：要求每位学生在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力及创造能力， 对每个问题都应进行分析、比较，并提出自己的见解，反对盲从，杜绝抄袭。在设计过程 中必须做到：1. 随时复习教科书、听课笔记及习题。2. 及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性。3. 认真计算和绘图，保证计算正确和图纸质量。4. 按预定计划循序完成任务。三.设计内容：1. 电动机的选择及运动参数的计算；2. V带的传动设计；3. 齿轮传动的设计；4. 轴的设计（低速轴）；5. 滚动轴承的选择及验算（低速轴）；6. 键的选择计算及强度校核（低速轴

4、）；7. 联轴器的选择（低速轴）；8. 润滑油及润滑方式的选择；9. 绘制零件的工作图和装配图；（1）绘制零件的工作图；大齿轮的零件图；低速轴的零件图；（2）减速器的装配图；注：零件图包括：（1）尺寸的标注；（2）公差；（3）精度；（4）技术要求。装配图包括：（1）尺寸标注（2）技术特性（3）零件编号（4）编写零件明细表、标题栏。10. 编写设计说明书(1) 目录；(2) 设计题目：原始数据及工作条件，传动装置简图；(3) 设计计算：要有详细的设计步骤及演算过程；(4) 对设计后的评价；(5) 参考文献资料。四设计进程1. 准备阶段(0.5天)(1) 设计前详细研究和分析设计任务书和指导书，明

5、确设计要求和设计内 容，根据原始数据和工作条件，确定一个较全面合理的设计方案。(2) 复习有关课程，参考有关资料，对所设计项目进行方案比较选出最优2. 设计计算阶段(22.5天)(1) 电动机的选择及传动装置运动参数的计算；(2) V带的传动设计；(3) 齿轮传动的设计；(4) 轴的设计(低速轴)；(5) 滚动轴承的选择及验算(低速轴)；(6) 键的选择计算及强度校核(低速轴)；(7) 联轴器的选择；(8) 润滑油及润滑方式的选择；(9) 减速器的结构设计；3. 绘图阶段(66.5天)(1) 大齿轮的零件图；(2) 低速轴的工作图；(3) 减速器的装配图(高速轴画成齿轮轴)4. 编写设计说明书

6、(1天)5 .答辩或考察阶段(0.5天)五.注意事项：1. 设计时发现问题，首先应自己考虑，查找资料，提出自己的看法和意见, 与指导教师磋商，不应向指导教师寻求答案。2. 贯彻三边的设计方法，即边计算、边绘图、边修改的方法。3. 设计时学生必须在规定的教室进行设计，未经批准不得缺席，经常迟到或旷课者，除按考勤记录外，视情节轻重，影响设计成绩。已知条件，运输带工作拉力F= 1350kw，运输带速度 V = 1.6m/s，滚筒直径 D = 260mm ,两班制，连锁单项运转，载荷轻微冲击，空转启动，工作年限5年，环境最高温度 35C ,小批量生产。电动机的选择(1) 选择电动机类型：按工作要求和条

7、件选取 Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(2) 选择电动机型号:电机所需的工作功率为PPw其中,FvPw一 1000 w（w 取 1）则上二證厂由电动机至运输机的传动总效率总为,总=带轮轴承齿轮联轴器滚筒其中带轮=0.97,轴承=0.995,齿轮=0.97,联轴器=0.995,滚筒=.96则，总=0.97 0.9952 0.97 0.995 0.96 0.89PV10001250 1.51000 0.89:2.1kw(3) 电动机的转速:计算滚筒工作转速：n 筒=60 X 1000V/ n D=60 X 1000 X 1.5/ n X 240=119.4r/min根据合理的传

8、动比范围，初选V带的传动比i=2-4,齿轮的传动比i=3-5nd =(24) (35) 119.4 = (620) 119.4 = (716.4 2388)r/min电动机的技术特性和外形及安装尺寸公表14- 1 ,表14-2,符合这一范围电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min，有三种适用的电动机型号可供选择，如图:传动比方案比较从动比万案电动机型 号额定功率/kw电动机转速r/mi n传动装置的传动比同步转 速满载转 速总传动比V带传动 比齿轮传动比1Y100L2-431500142011.82.9542Y132S-6310009608.0424.023Y

9、132M-837507105.9522.975Y132S-6比较合适，因此选定型号综合考虑，电动机和传动装置的尺寸、重量和价格选择 为Y132S-6，所选电动机的主要性能和外观尺寸如下：额定功率Ped / kW同步转速n/(r min)满载转速nm /(r min )起动转 矩 额定转 矩最大转 矩 额定转 矩3100096022电动机(Y132S-6)的主要外形尺寸和安装中心高H外形尺寸L汇(HC/2 + HD)汉 HD底脚安装尺寸A汉B地脚螺栓空直径K轴外伸尺寸D汉E112475 汉 345 汉 315216781238 汇 80计算各轴的运动和动力参数(1 )、计算各轴的功率：齿轮轴功率

10、： R = pd X 带=2.1X 0.97 = 2.037 kw轴功率：Pi = Pi X 轴承：齿轮=2.037 X 0.995 X 0.97 = 1.97 kw卷筒轴功率：Pm = Ri X 轴承 联轴器=1.97 X 0.995 X 0.995= 1.95kw(2 )、各轴的转速：齿轮轴:n - = nm /i带=960/2 = 480r/min轴：nn=nm /(i 带 i齿轮)=960/ (2 4.02) = 119.4r/min联轴器：n m = nn = 119.4r/mi n(3 )、各轴的转矩：电动机轴:PdTd =9550=9550 X 2.1/960=20.89 N m

11、 n m齿轮轴：TPTi = 9550=9550 X 2.037/480=40.53 N m 轴：Tn = 9550 丄 =9550 X 1.97/119.4=157.57N m n2联轴器：TPsTm = 9550 =9550 X 1.95/119.4 =155.97N m运动和动力参数的计算结果参数轴名电动机轴I轴II轴滚筒轴转速 n(r/min)960480119.4119.4功率P(kw)2.12.0371.971.95转矩T(N m)20.8940.53157.57155.97传动比i24.021效率nP=0.97Pd邑=0.96P0.99四、带传动的设计已知带传动选用 Y系列异步电

12、动机，其额定功率 P=3,主动轮转速nw =960，从动轮转速6 =480，传动比i =2，两班制工作，有轻度冲击。(1 )、V带设计:项目设计与说明主要结果计算功率Pc查教材P156取 Ka=1.3Pc=KA P = 1.3= 3.9 kwPc = 3.9kw选V带型号根据FC, n查教材图8-11选区A型V带取A型V带确定带轮 基准直径ddi ,dd2查表8-8 ,选dd1 = 100mm ,从动轮基准直径为m960dd2 da x 100200mmn2480dd1 = 100mm dd2 = * 200mm验算带速度V兀 dd1 n1V =叱5.024m/s601000V在5m/s15m

13、/s范围内，故带的速度合适V=5.024m/s确定V带 的基准长 度和传动 中心距初选中心距a0 = 400mm基本V带长度兀(dd2 -ddj21。=2a +-(dd1 +dd2)+ 277.25mm24a查P146表8-2，选取V带的基准长度ld = 1250mml -1计算实际中心距 a = a0十 化374mm2l0 = 1277.25mm a = 374mm验算主动轮上包角ai dd -dd1a1 =180 2 57.3 364.68 120aa产 164.68计算V带由 m =960r/minddi =100mm,查 p152 表 8-4a ,Z=5的根数zP。=0.95, AP

14、=0.1, Ka =0.96, K| =0.93PC:、z=c茫 4.16(F0 +AP)KaK|取z =5根计算V带 合适的初拉力F0查表得：q=0.10kg/m500FC 2.52F。= (-1) +qv “27.03Nzv KaF0 =127.03N计算作用 在轴上的 载荷Fq =2zF0sin 258.96NFq =1258.96N五、齿轮的设计已知，R =2.037,m = 480r /min, T1 = 40.53N m, h = 4.02, = 0.96。项目计算与说明主要结果选 择 材 料据课本表10-1，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度 为280HBS大齿轮材料为45钢（

15、调质），硬度为240HBS 根据课本表10-8，选择7级精度。齿面粗糙度RaW 1.63.2卩m按齿形制GB/T12369 -1990齿形角a =20，顶隙系数C -0.2，齿顶高系数ha -1，螺旋角Bm -0，轴夹角送=90，不变位，齿咼用顶隙收缩齿。传动比 u=z2 / z1 =4.02节锥角=arctan （1/u） = 13.96角 6 =90-13.9677.04不产生根切的最小齿数：Zmin =2ha* cos/sin2a =15.292选 z1=20， z2 =u z-i =4.02 X 20=80.4 取 z2=80精度7级公式:按 齿 根 弯 曲 强 度 计选载荷系数Kt

16、=1.2，小齿轮传递的扭矩T1 =95.5 X105 P2/n2=4.053 X 104 N - mm 选取齿宽系数 *R=1，由课1 本表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa2。由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa ,大齿轮的接触疲劳极限二 Hiim2 =550MPa。计算应力循环次数N1= 60njL =60*480*1*(2*8*365*10)=1.68*109N2=1.68*10A9/4.02=0.42*10A9由图10-19查得接触疲劳寿命系数 Khn1=095K hn 2 二 0.87计算接触疲劳许用应力二Hh = KHN1；iim

17、1/S = 0.95 600=570MPa；h 2 二 KHN2；iim2 / S = 0.87 550 = 478.5MPa试算小齿轮的分度圆直径代入Lh 1中的较小值得=95.64mm计算圆周速度vV =口 d1tn1 /60x1000 = (口 25.64480)/60汽 1000= 2.4m/s计算齿宽b =*d1t =1 95.64 = 95.64mmm=d1/ z=95.64/20=4.782mmh=2.25 mt =2.25 4.782=10.7595mmb/h=95.64/10.7597=8.89计算载荷系数齿轮的 使用系数载荷状态均 匀平稳，查表10-2得Ka=1.0。由图1

18、0-8查得动载系数Kv=1.1。由表10-3 查得齿间载荷分配系数K=K=1。查表10-4得轴承 系数= 1.436 ,查图 10-13 Kf0=1.3K = KaKv KHQtKH p = 1 x 1.1 x 1 x 1.436 = 1.5796按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径dd1t kTKT =95.64 x v1.5796/1.2 =105.2mmm=d1 / z=105.2/20=5.26mm取模数m=6mm确 疋 齿 轮 主 要 参 数 及 几 何 尺 寸中心距：a = mn(z1 +Z2)叱 300mm2d1 = mzi = 120mm分度圆直径：d2 = m z2 = 48

19、0mmb =飢4 =120 =120mm齿宽：b2 = 125mm”步nd1n13.14汉120父480,验算：v-3.0144m / s60汉100060X000a = 300mm4 = 120mm d2 =48Cmm b| = 120mm b2 = 125mmv = 3.0144m/s校 核 齿 面 接 触 强 度查表 10-5 得 Yf31=2.8, Ys/1.55, Yf92 =2.22, Ysa2=1.77取安全系数Sf =1.4由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K fn 1 =0.85 , K fn 2 =0.88按脉动循环变应力确定许用弯曲应力Fh = Kfn(0.85 200)

20、/1.4 = 303.57MPa齐2 = KFN2SE2 / S = (0.88汉380)/1.4 = 238.86MPa根据弯曲强度条件公式“=bm2（i0；：）2r弟2KT1YFa1YSa1bm2(1 0.5 R)2z=48.27MPa 乞 f 12KT1YFa2YSa2bm2(1 -0.5 r)2Z2=11.97MPa - l;- f LH1 bH1 1 二h2 Jh2I安全r结 构 设 计 及 零 件 图敝-d六、轴的设计1、齿轮轴的结构设计结构如图,项目设计与说明主要结果选料#45钢 调质217255HBS选45#钢估算最小处的轴径d1d = C 匹茫 18.61mmV n考虑到有键

21、槽，将直径增大 3 %dP% 9.1mm，标准化 a = 20mmd1 =20mm确定各轴段 的直径轴段h-i 取 5mmd2 7 +20 =20 + 10 = 30mm色轴段（与其相配轴承 30207,d=35mm,D=72mm,T=18.25mm,B=17mm ）h2 取 2.5mmd2 = 30m m d3 = 35 m m d4 = 45 m m d 5 = 66 m m d6 = 45m m d7 = 35mmd3 =d2 +2h2 =30 + 5 = 35mm0轴段d7 =d3 =35mm0轴段h3 取 5mmd4 =d3 +2h3 =35+10 = 45mm0轴段de =d4 =

22、45mm0轴段与齿轴牙顶直径相等 d5 = 55 mm2、齿轮轴的长度设计结构如图,项目设计与说明主要结果各段0轴段查机械设计手册设计好的轮毂长度为54mm二= L -(2 5) =54 -2 =52mm0轴段去接近已设计好的主动齿轮厚度轴长计算跨距与总长L 52 mmL2 = 40m mL3 二 23m mL4 = 20m mL5 = 130m m二 20m mL7 = 23mm跨距：L = 197 mmL总二 308mm总、B 齿轮=125mmL5 =125 5 =130mm轴段查以确定好的轴承 30207, B=17mm,挡油环厚度取5mmL7 = 17 1 5 = 23mm轴段L3 =

23、 L7 = 23mm辺轴段暂定 L4 = 20mm轴段Le 二 L4 二 20mm轴段c =15 20mm 取 15mmd 取 25mmL2 = c d = 15 25 = 40mm跨距：L=轴承厚度B+2挡油环厚度+ L4 L5 L6 = 197mm校核轴的弯矩组合强度JFfq -LirphFa11戶yD十E%11、主动轴的空间受力简图：+22222、计算扭矩：=46960Nmm总长：1总=J L7 = 308mmTi= 9.55x106 邑=40530N mFt =675.5N mm3、计算合成弯矩：分度圆直径：d=120mmF _ 2TI _ 2 40530圆周力：七一 di 一 120

24、二 675.5N .mmFr 二 253.34N mmFa = 167.92N mm齿轮的压力角：=20Ft tana径向力：Fr253.34N mmcosP轴向力：Fa =Ft tan ： =167.92N mm4、水平受力计算：水平受力图Fah =337.75N mmFbh 二 337.75N mmM ch = 24149.125N mm支反力：FAh = FBh =旦=337.75N mm2弯矩：M ch =Fah （号 + 号）=24149.125N mm5、垂直的受力分析: 垂直面受力图FqFrFq cFbv 二 126.67N mmFav = 126.67N mmM BV - -4

25、750.125N mmMcvi 二-16340.43N mmMcv2 = -9056.905N mmMb = 4750.125N mmM C1 = 29157.99 N m mMc2 二 25791.62N mmFr支反力：Fav 二 Fbv=126.67N mm2L1 L,Mbv =-Fav（3） = 4750.125N mm2 2L总L L弯矩：MCV1 工-Fav ； Fbv（；） =16340.43N mmMcv2 =-Fav（ 号）=-9056.905N mmM B = M BV = 4750.125N mm合成弯矩：MC1=JmChM CV1 =29157.99N mmMc2 =

26、Mch Mcv2 二 25791.62 N m m6、作当量弯矩图，当扭剪应力为脉动循环变应力时， 取系数a=0.6DUMe =25791.62N mmMcaB -24777.59N mmM CBC1 = 37967.8N mmMCaC2 二 25791.62N mmLI-rnTTnnTfnf r IIIIaMcaB 二-.M B (aT)2 = 24777 .59N mmMCBC1 KM：+(aT)2 =37967.8N mmM cac2 二 M C2 = 25791.62N mm7、最大弯矩，由当量弯矩图可见，C处的当量弯矩最大为M e = M CaC1 = 37967.8N mm&计算危

27、险截面处直径查表11-1-1，强度极限、：b =650MPa查表11-1-3，许用弯曲应力 爲6 I - 60MPa则 d 餐_= 79.54mm|0.1居6】由于 d=123mm22.1mm故所设计轴的直径强度足够3、从动轴的结构设计项 目 选 料 估 算 最 小 处 的 轴 径#45钢 调质 217255HBS设计与说明d = c 329.27mmtn考虑有键槽，将直径增大3 %d 3% ： 30.15mm，标准化 d=40mm主要结果选45#钢4 = 40mm确 疋 各 轴 段 的 直 径将轴分为7段，如图轴段d2 = 49m m 卜 50mm j= 54m m 巾 63mmL 56mm

28、d3d4d5(d7 = 050m mh1 取 4.5mmd2 = d20 = 40 2 4.5 二 49mm.轴段（与其相配轴承为圆锥滚子轴承 30210 ,d=50mm,D=90mm,T=21.75,B=20，查机械设计手册P91）h2取 0.5mmd3 =d2 +2h2 =50mmOd7 =d3 =50mm轴段h3取 0.5mmd； = d3 +2h3 =51mm有一个键槽，所以增大 4%4%d4* 53.04mm取整 d4 =54mm轴段h4取 4mmd5 =d4 +2h4 =55 + 2x4 = 63mm轴段h5取 3mmde = h? + 2h5 = 50 + 2 汉 3 = 56m

29、m4、从动轴的长度设计轴的结构如下图:工o o Q Q 项目设计与说明主要结果轴段取弹性柱销联轴器 Fs2 =148L46l + Fa Fs2所以轴承n被“压紧”，轴承I被“放松”，根据机械工程设计基础F275表11-3-4有：Fa1 = Fs1 =121.64NFa1 =Fs1 =121.64NFa2 =Fs1 +Fa =124.64N +163.09N =284.73NFa2= Fs1 + Fa=284.73N查判查机械工程设计基础P91表11-3, e=0.42e=0.42断系数eFa1121.64 c c=0.357 v e = 0.42Fr1340.6Fa2284.73a2 = 0.

30、684 e= 0.42Fr2415.7Fa1 eFr2判断轴承I的系数：Fa 一x=1,y=0x=1,y=0a与轴承n的系数：Frx=0.4,y=1.4x=0.4,y=1.4e的关系，求系数x,y计算P =xFr1 +yFa1 =136.24 NR =136.24N当 量载荷P2 =xFr2 +yFa2 =564.9NP2 =564.9NR c P2选取当里动载何的轴承n,P = P210轴承的寿命Lh ,滚子轴承乞=一,预期寿命为LJ 29200h310计算LJ 58400h，取 fp =1.5, fT =0.6，贝Uz =3轴承f p = 1.5预期寿命.,fTCr、p106 16670,

31、 fTCr“ Lh =(严=(L)g11416.7 a(Lf T = 0.6fpP60nnfpPLh汕】预期寿命满足要求所以预期寿命足够2、验算轴承30207项目计算与说明计算结果根据 条件 计算 轴承 的预 计寿 命16 汉365 0 = 58400 h轴承预计寿命为58400h选择一对圆锥滚子轴承 30207I轴各参数如下：转速 n=480r/min输入功率P=2.03kw预选圆锥滚子轴承30207分别为I跟nn=480r/minP=2.03kwT=40.53 N m轴 类型承输入转矩T=40.53 N m查机械设计基础课程设计P91 11-3Y=1.6C=54.2kNe=0.37丫=1.

32、6Cr = 54.2kNe=0.37计算Fr1 =345.8NFr1 = 345.8N两轴承的Fr2 =381.48NFr2 =381.48N径 反力向轴向力 Fa =167.92NFa =167.92N轴承的内部轴向力按查机械设计基础P275 表 11-3-5,计算F丄轴 的承 轴2YFs1 =108.06N向力Fs1 =上=108.06N2YFs2 = 119.2NFr2Fs2=119.2N2Y假设内部轴向力Fs1与轴向力Fa的方向-致，所以应该将轴承I的内部轴向力Fs与轴向力之和与轴承n的内部轴向力Fs2比较Fs1 + Fa a Fs2Fs1 + Fa =345.8+108.06 =45

33、3.86NFs2 = 119.2N所以轴承n被“压紧”，轴承I被“放松”，根据机械工程设计基础P275表11-3-4有：Fa1 = 108.06NFa1 =Fs1 =108.06NFa2 = Fs1 + Fa = 453.86NFa2 = 453.86N查判查机械工程设计基础P91表11-3, e=0.37e=0.37断系Fa1108.06cc/c,c crFa1数ea1 0.3124 ve0.37e 0.37Fa2 、Fr2381.48Fr2判断轴承I的系数：Fx=1,y=0x=1,y=0Fa与轴承n的系数：Frx=0.4,y=1.6x=0.4,y=1.6e的关系，求系数x,y计算当 量R

34、= xFr 1 + yFa1 = 108.06 NP =108.06N当量载荷B = xFr2 + yFa2 = 769.616NP2 = 769.616NR P2选取当里动载何的轴承n,P = P210轴承的寿命Lh ,滚子轴承2 = ,预期寿命为LJ 29200h310计算 轴承LJ29200h，取 fp =1.5,齢=0.6，贝U =3fp = 1.5预期寿命fTCr P10616670 fTCr PrLh =（丄丄严一=（丄丄）J51068.88hZfT = 0.6fpP 60nnfpPLh色【Lh】预期寿命满足要求所以预期寿命足够八、健的选择与验算1、联轴器与轴的键连接验算项目计算与

35、说明主要结果键的类 型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接选择A型平键连接确定键 槽尺寸15-6，选宽度im,GBIT1096 键b=12mmh=8mmL=90mmGBIT1096 键 12汉8汉 90由d=40mm,由机械设计手册表 b-12mm,键咼 h=8mm,键长 L-90m 12汇8汇90该键的弯矩压强：验算弯矩压强r 4T4x155970Ip=24 99MPadlh 40“90-12）汇8查课本，表8-2-2，且有轻微冲击二 PI40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。IP】c40MPa安全确定键 槽尺寸 及相应 公差由课程设计表15-6，轴槽深ht = 5mm，

36、毂深hti 3.3mm，宽为 b= 12_0.036 mm ,轴槽长 L 90mm。ht 5mm = 3.3mmbT20.036 mmL 90mm2、轴与大齿轮的键连接验算项目计算与说明主要结果键的类型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接:选择A型平键连接确定键槽由d=54mm,由机械设计手册表15-6，选宽度b=16mm尺寸b=16mm,键咼 h=10mm,键长 L-52mm,GBIT1096 键h=10mm1610 乂 52L=52mmGBIT1096 键 16 汉 10 汉 52验算弯矩压强该键的弯矩压强：P】40MPar 1 4T4157570=34.33MPadlh 51x（5

37、216）0安全查课本，表8-2-2，且有轻微冲击二 P 】 40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。由课程设计表15-6，轴槽深ht 602 mm，毂深ht 600.2 mm确定键槽 尺寸及相_K. QQhn =4.3 mm，宽为 b=16q36mm,轴槽长 L ht1 =4.3产 mm应公差52mm。b=16.036 mmL 52mm3、齿轮轴与带轮的键连接验算项目计算与说明主要结果键的类型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接选择A型平键连接确定键槽 尺寸由d-25mm,由机械设计手册表15-6，选宽度b-8mm,键咼 h-7mm,键长 L-48mm,GBIT1096 键8

38、7x48b-8mmh-7mmL-7mmGBIT1096 键 8汇 7 汇 48验算弯矩该键的弯矩压强：i4T4x40530“一厂P= 23.16MPadlh 25 汉 40 汉 7Ip】c40MPa安全压强查课本，表8-2-2，且有轻微冲击二 P 】 40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。由课程设计表15-6,轴槽深ht = 402 mm，毂ht = 400.2 mm确定键槽0 2 0-40 2尺寸及相深 ht! =33。 mm，宽为 b=7_0.036 mm，轴槽长 Lhti =3.3 mm应公差=48mm。b- 7.036 mmL = 48mm九、联轴器的设计项目设计与说明主

39、要结果类 型 选 择为了缓和震动和冲击，选择弹性柱销联轴器选择弹性柱销联轴 器载 荷 计 算查机械工程设计基础p84表8-3-1 ,选取工作情况系数k-1.51 57=kT =1.5乂9550 父 388.36N m119.4Tc =276.39N m n = 117.65r / min选 联 轴 器暂选L汇3弹性柱销联轴器，许用转矩Tp =1250N m，许用转速np =4750r / min，轴颈40mm，满足兰Tp, n兰hp】选L x 3弹性柱销联 轴器适用十、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200 ）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，H 7大端盖分机体采用配合is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动