减速器双齿减速器设计讲解

1、 网络与继续教育学院 毕业论文 论文题目：减速器双齿减速器设计 学 校：武汉理工大学 专 业：机械设计与制造 姓 名： 指导老师： 完成设计时间：二 0 一五年九月 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 目录 目录 2 摘要 4 第 1 章概述 5 第 2 章传动装置的总体设计 6 2.1 传动方案的拟定 . 6 2.2 电机的选择 7 2.3 确定传动装置的传动比及动力设计 . 7 2.3.1 计算各轴的转数： . 8 2.3.2 计算各轴的输入功率：. 8 2.3.3 计算各轴的输出功率：. 9 2.3.4 计算各轴的输入转矩：. 9 2.3.5 计算各轴的输出转矩：. 9 第

2、3 章轴的设计与计算 11 3.1 齿轮轴的设计 11 3.1.1 齿轮轴（输入轴）的设计 . 11 3.1.2 求齿轮上作用力的大小、方向 12 3.2 齿轮轴（中间轴）的设计与计算 12 3.2.1 按扭转强度估算轴的直径 . 12 3.2.2 确定轴各段直径和长度 . 13 3.3 齿轮轴（输出轴）的设计与计算 13 3.3.1 按扭转强度估算轴的直径 . 13 3.3.2 确定轴各段直径和长度 . 14 3.3.3 求齿轮上作用力的大小、方向 . 14 3.3.4 轴承支承反力 . 15 3.3.5 弯矩图 15 3.3.6 转矩图 15 3.3.7 当量弯矩图 15 第 4 章滚动轴

3、承的选择及校核计算 18 4.1 输入轴的轴承设计计算 . 18 4.1.1 初步计算当量动载荷 P. 18 4.1.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 18 4.1.3 选择轴承型号 18 4.2 输出轴的轴承设计计算 18 4.2.1 初步计算当量动载荷 P. 18 4.2.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 18 4.2.3 选择轴承型号 19 第 5 章联轴器的选择与计算 . 20 5.1 减速器与输送带联接联轴器选择 . 20 5.1.1 类型选择 20 5.2 电动机与减速器联接联轴器选择 . 20 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 6 章密封与润滑的设计 . 2

4、1 6.1 密封 6.2 润滑 第 7 章键及箱体的设计与计算 . 23 7.1. 键的设计和计算 . 7.2 箱体结构的设计 设计小结 27 21 21 23 23 参考文献 28 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 摘要 圆柱齿轮减速器，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减 速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置。圆柱齿轮减速机是一种相对精密的机械，使用 它的目的是降低转速，增加转矩。圆柱齿轮减速机构造首要由箱体（上箱体、下箱体 ） 、齿轮 组、齿轮轴、轴承、油位指示器、透气阀构成。 圆柱齿轮减速机的原念头 （普通为电机 ） 的转速经过联轴器传给减速机的

5、第一级齿轮后， 第一级齿轮与中心齿轮啮合，中心齿轮和第一级齿轮模数一样而齿数分歧，然后使中心齿轮 取得减速 （ 或增速） 。中心齿轮持续经过啮合将速度传递给二级齿轮，最终在减速机的输出轴 取得所需求的转速。 圆柱齿轮减速机广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、 制药等领域。圆柱齿轮减速机的齿轮采用渗碳、淬火、磨齿加工，承载能力高、噪声低 ; 主要 用于带式输送机及各种运输机械， 也可用于其它通用机械的传动机构中。 它具有承载能力高、 寿命长、体积小、效率高、重量轻等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置 中。 熟悉单级圆柱齿轮减速器的工作原理，设计与计算的方

6、法； 运用所学的知识解决设计 中所遇到的具体实际问题，培养独立工作能力，以及初步学会综合运用所学知识，解决材料 的选择，强度计算和刚度计算，制造工艺与装配工艺等方面的问题。 关键词 ： 双齿圆柱减速器 轴承 润滑 箱体； 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 1 章概述 20世纪 60年代的减速器大多是参照苏联 20世纪 4050年代的技术制造的，后来虽有 所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。 我国减变速机行业经过四十余年的发展，已初步形成了科研、开发、设计、制造、服务 等比较完善的制造业体系。但是我国的减变速机产品总体水平与国外先进水平

7、相比仍有差距 特别是大型、特殊和高档次的产品还不能满足要求。从目前来看，标准的水平从某种意义上 限制了产品的发展和其技术水平的提升，而产品水平的高低又影响了该产品在国际市场上的 竞争能力。 改革开放以来，中国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科 研攻关，逐步掌握了各种高速和低 速重载齿轮装置的设计制造技术。 材料和热处理质量及齿 轮加工精度均有较大提高， 通用圆柱齿轮的制造精度可从 JB17960 的89级提高到 GB10095 88的 6级，高速齿轮的制造精度可稳定在 45 级。部分减速器采用硬齿面后，体积和质 量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对

8、节能和提高主机的总体水 平起到很大的作用。 中国自行设计制造的高速齿轮减 （增）速器的功率已达 42000kW，齿轮圆周速度达 150m/s 以上。但是，中国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并 存过渡会经历一段较长的时间。 机械设计课程设计 是为机械类专业和近机械类专业的学生在学完机械设计及同类课 程以后所设置的实践性教学环节，也是第一次对学生进行全面的，规范的机械设计训练。其 主要目的是： （1）培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生综合运用机械设计课程和其他选修 课程的基础理论并结合实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展学生有 关机械设计方面

9、的知识。 （2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械设计，使学生掌握一般机械设计 的程序和方法，树立正面的工程大合集思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力。 （3）课程设计的实践中对学生进行设计基础技能的训练，培养学生查阅和使用标准规 范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理、计算机辅助设计等方面 的能力。 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 2 章传动装置的总体设计 2.1 传动方案的拟定 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

10、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： 5 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 a a 1 23 32 4 5 0.96 0.983 0.9520.970.960.7745； 1为V 带的效率, 1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率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑 . 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计(论文) 因是薄壁防护罩 ,采用开式效率计算 )。 2.2 电机的选择 1)

11、 、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用 途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的各种 机械设备。 2) 、电动机容量选择： 传动效率的确定： 总 1 24 32 4 5 0.96 0.984 0.972 0.96 0.99 0.79 式中参数： 1 弹性联轴器的传动效率 2 一对滚动轴承的传动效率 3 8 级精度的齿轮传动效率 4 弹性联轴器的传动效率 5 卷筒的传动效率 电机转速： 960 r /min 电动机所需工作功率为： d 总 (kw) V/1000 (KW) 所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/10

12、00 总 =(2750 0.8)/(1000 0.79) =2.785(kw) 选用电机型号为 Y132s-6 额定功率 P=3.0kw 2.3 确定传动装置的传动比及动力设计 卷筒工作转速为： n 卷筒 601000V/ ()D =(60 10000.8)/(300) 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） =50.93 r/min 总传动比 i 总 =n 电机 /n 卷筒 =960/50.93=18.84 按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高级传动比 i1=（1.31.5）i2，取 i1=1.3i2， 得 i1 1.3i 4.93 取 i1=4.90 i2=3.83取 i2=3.78

13、2.3.1 计算各轴的转数： 轴： n=n 电动机=960 （r/min ） （电机轴） 轴： n= n/ i 1 =960/4.9=195.9 r/min 轴：n= n/ i2=195.9/3.78=51.83 r/min 卷筒轴： n= n =51.83 r/min 2.3.2 计算各轴的输入功率： 轴： P =Pd01 =Pd1 =2.785 0.96=2.67（kw） 轴： P= P 12= P 23 =2.67 0.98 0.97 =2.54（kw） 轴： P = P23= P 23 卷筒轴： =2.55 0.98 0.97 =2.41kw P = P34= P24 2.42 0.9

14、8 0.96 =2.27kw 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 2.3.3 计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故： P =P轴承=2.67 0.98=2.63 KW P= P轴承=2.54 0.98=2.5KW P= P轴承=2.41 0.98=2.37KW P= P轴承=2.27 0.98=2.23KW 2.3.4 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95502.785/960 轴： =27.7N m T=9550P/n=95502.67/960 轴： =26.56N m T=9550P/n=95502.54/

15、195.9 轴： =123.82N m T=9550P/n=95502.41/51.83 卷筒轴输入轴转矩 ： =444.06N m T=9550P/n=95502.27/51.83 =418.26N m 2.3.5 计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则： T= T 轴承 =25.56 0.98=25.05N m 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） T = T 轴承 =123.82 0.98=121.34N m T = T 轴承 =444.06 0.98=435.18N m T = T 轴承 =418.26 0.98=409.9N m 综合以上数据，

16、得表如下： 轴名 效率 P （KW） 转矩 T （Nm） 转速 n r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.785 27.66 960 轴 2.67 2.62 26.56 25.05 960 轴 2.54 2.49 123.82 121.34 195.9 轴 2.41 2.36 444.06 435.18 51.83 卷筒轴 2.27 2.22 418.26 409.9 51.83 10 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 3 章轴的设计与计算 3.1 齿轮轴的设计 3.1.1 齿轮轴（输入轴）的设计 （1）按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255

17、HBW，轴的输入功率为 P=2.67kw，转速为 n=960 r/min 根据教材 P230（ 13-2）式，并查表 13-2，取 A=118 2.67 dA3 P 118 3 2.67 16.59mm n 960 2） 确定轴各段直径和长度 1、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，圆整后取 D1= 22mm，又联轴器长度 L=60mm 则第一段长度 L1=58mm 2、右起第二段直径取 D2=25mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑 脂的要求和箱体的厚度， 取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则 取第二段的长度 L 2=70mm 3、右起

18、第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力， 而轴向力为零，选用 6206 型轴承，其尺寸为 dDB=306216，那么该段的直 径为 D3=30mm，长度为 L 3=20mm 4、右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩 , 其直径应小于滚动轴承的内圈外 径，取 D4= 35mm，长度取 L4= 10mm 44mm，分 5、右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 11 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 度圆直径为 40mm，齿轮的宽度为 45mm，则此段的直径为 D5= 44mm，长度 为 L5=45mm 6、右起第六段，应为轴两齿轮的安装留出充足空间 ,留出

19、 130mm的长度, D6=30mm 7、右起第七段，为滚动轴承的定位轴肩 , 其直径应小于滚动轴承的内圈外 径，取 D7=40mm，长度取 L7= 10mm 8、右起第八段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D8=35mm，长度 L8=18mm 3.1.2 求齿轮上作用力的大小、方向 （ 1）小齿轮分度圆直径： d1=40mm （2）作用在齿轮上的转矩为： T1 =2.656 104 Nmm （3）求圆周力： Ft 4 Ft=2T1/d1=22.656 104 /40=1330.N （4）求径向力 Fr Fr=Ft tan 13=30tan20 =500N 3.2 齿轮轴（中间轴）的设计与计

20、算 3.2.1 按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS，轴的输入功率为 P=2.54KW ，转速为 n =195.9r/min 根据教材 P230（ 13-2）式，并查表 13-2，取 A=118 dA3 n 118 3 195.9 27.7mm 12 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计(论文) 3.2.2 确定轴各段直径和长度 (1) 轴应该增加 5%，圆整后取 D=35mm，右起第一段，该段装有滚动轴 承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6207 型轴承，其 尺寸为 dDB=357517，那么该段的直径为 D1= 35mm，长度为 L1=

21、20mm (2) 右起第二段，为滚动轴承的定位轴肩 , 其直径应小于滚动轴承的内圈外 径，取 D2= 40mm，长度取 L2= 15mm (3) 右起第三段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为196mm，齿 轮的宽度为 35mm，则此段的直径为 D3= 45mm，长度为 L 3=35mm (4) 右起第四段 , 此处应留出 60mm的距离以免齿轮打齿 , 则此段的直径为 D4= 50mm，长度为 L4=60mm (5) 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为75mm， 齿轮的宽度为 69mm，则此段的直径为 D5=75mm，长度为 L5=70mm； (6) 右起第六段 ,留出直

22、径为 60mm宽, 为 6mm的一段距离 . (7) 右起第七段，该段为滚动轴承的定位肩位置，则此段的直径为D7= 40mm，长度为 L 7=10mm； (8) 右起第八段， 该段为滚动轴承的安装位置， 则此段的直径为 D8= 35mm， 长度为 L8=17mm； 3.3 齿轮轴(输出轴)的设计与计算 3.3.1 按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS，轴的输入功率为 P=2.41kw，转速为 n =51.83r/min 13 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 根据教材 P230（ 13-2）式，并查表 13-2，取 A=118 P2.41 dA311

23、8 3 42.43mm n51.83 3.3.2 确定轴各段直径和长度 （1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，圆整后取 D1= 50mm， 则第一段长度 L1=112mm （ 2）右起第二段直径取 D2= 65mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的 外端面与带轮的左端面间的距离为 55mm，则取第二段的长度 L2=74mm （3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力， 而轴向力为零， 选用 6212 型轴承，其尺寸为 dDB=6011022，则该段的直径 为 D3=60mm，长度为 L 3=22mm

24、 （4）右起第四段，此处留出 D4= 65mm，长度取 L4= 113mm （ 5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为261mm，齿 轮的宽度为 60mm，则此段的直径为 D5=75mm，长度为 L5=60mm （6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 , 其直径应小于滚动轴承的内圈外径， 取 D6=80mm，长度取 L6= 16mm （7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=60mm，长度 L7= 22mm 3.3.3 求齿轮上作用力的大小、方向 （1）大齿轮分度圆直径： d4=261mm （2）作用在齿轮上的转矩为： T4 =4.1826 10 5 Nmm 3

25、）求圆周力： Ft 14 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 5 Ft=2T4/d4=24.182 10 5 /261=3204N （4）求径向力 Fr Fr=Ft tan 43=41tan20=1166N 3.3.4 轴承支承反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学 模型。 L1 为齿轮到 A 轴承距离 L1=154mm， L2 为齿轮到 B 轴承的距离 L2=57mm 水平面的支反力： FrL 2 RAH=2 =426.8N L1 L2 RBH= FrRAH=1153.2N 垂直面的支反力： 由于选用深沟球轴承则 Fa=0，那么 RAV =RBV =

26、Ft / 2= 2170.5N 轴承 A 总的支反力： RA= RAH 2 RAV2 =2212.06N 轴承 B 总的支反力： RB= RBH2 RBV 2 =2457.83N 3.3.5 弯矩图 水平面上弯矩： M=65.727Nm 垂直面上弯矩： Mv=334.257 Nm 合成弯矩： M M 2 M v265727.22 3342572 340658.9N mm 3.3.6 转矩图 5 T =5.665 105 Nmm 3.3.7 当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 15 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计(论文) 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： M c

27、a M 2 (T)2 481227.4N mm 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖 面 C 为危险截面。 已知 M ca=481.2Nm , -1=275MPa 则： e= M ca/W= M ca/(0.1 D43) 3 =481.2 1000/(0.1 603)=22.28Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： 16 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 17 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 4 章滚动轴承的选择及校核计算 4.1 输入轴的轴承设计计算 4.1.1 初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作

28、条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr =616N 4.1.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 C f pP 60n 106 1.2 616 1.2 1616 ( 60 960 106 1 22400) (=3) 8047.34N 4.1.3 选择轴承型号 查指导书表 17-1 ，选择 6206 轴承，其材料 Cr=19.5kN 由课本 p166 公式（ 10-4 ）有： Lh 6100n6 ( fftpCP) 106 60 960 1 19500 1.2 616 318710 22400 故轴承寿命很充裕，符合要求设计 4.2 输出轴的轴承设计计算 4.2.1 初步计算当量动载荷 P

29、 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=1580N。 4.2.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 C f pP(60nLh) t 106 1.2 1580 1 60 51.83 106 22400) 7801.3N 18 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 4.2.3 选择轴承型号 查指导书表 17-1 ，选择 6212 轴承，其材料 Cr=47.8kN 由课本 p166 公式（ 10-4 ）有： Lh 6100n6 ( fftpCP) 10( 1 47800 )3 60 51.83 1.2 1580 5152716.3 22400 故轴承寿命很充裕，符合

30、要求设计 19 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 5 章联轴器的选择与计算 5.1 减速器与输送带联接联轴器选择 5.1.1 类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性 柱销联轴器。 5.1.2 载荷计算计算转矩 TC=KAT=1.5 444.06=666.09Nm，其中 KA为工况 系数， KA= 型号选择 根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查指导书表 19-6 ，选用 HL4J1型弹性柱销联 轴器，半联轴器长度为 L=84mm轴, 段长 L1=112mm，其额定转矩 T=1250Nm, 许用 转速n=4000r/m

31、 , 故符合要求。 5.2 电动机与减速器联接联轴器选择 1. 类型选择 . 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2. 载荷计算 . p 2.64 公称转矩： T=9550n 9550 75.6 333.5 查课本 P343表14 1,选取 Ka 1.5 所以转矩 Tca K aT3 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 500Nm7.2.3 型号选择 根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查指导书表 19-5 ，选用 TL4 型弹性柱销联， 其额定转矩 T=63

32、Nm, 许用转速 n=5700r/m , 故符合要求。 20 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计(论文) 第 6 章密封与润滑的设计 6.1 密封 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡 密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙， 达到密封的目的。 毛毡具有天然 弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑 油自行刮下反复自行润

33、滑。 6.2 润滑 (1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑，因此 机体内需要有足够的润滑油， 用以润滑和散热。 同时为了避免油搅动时泛起沉渣， 齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一 个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动 ,每传递 1KW 需油量 3 V0=0.350.7m3。 (2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用 润滑脂润滑。 这样不仅密封简单， 不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开 的一层薄膜。对于二级圆柱齿轮减速器， 因为传动装置属于轻型的， 且传速较低， 所以其速度

34、远远小于 (1.5 2) 105mm r. / min，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50 号润滑，装至规定高度 . 油的深度为 H+h1 H=30 h1=34 21 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 所以 H+h1 =30+34=64 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好 22 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 第 7 章键及箱体的设计与计算 7.1. 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

35、 L 2=112 3=8 h 3=12 L3=36 校和键联接的强度 查表 6-2 得 p =110MPa 工作长度 l2 L2 b2 104 l3 L3 b3 28 键与轮毂键槽的接触高度 K 2=0.5 h 2=5 K3=0.5 h 3 =6 由式（ 6-1 ）得： p2 2T2 103 K 2l 2d2 2 143.53 1000 5 20 55 52.20 p 3 1.2 15 齿轮端面与内机 壁距离 2 2 10 机盖，机座肋厚 m1,m m1 0.85 1,m 0.85 m1 9 m 8.5 25 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 轴承端盖外径 D2 D2 D +（ 55.5 ） d3 120（ 1轴）125（2 轴） 150（3 轴） 轴承旁联结螺栓 距离 S S D 2 120（ 1轴）125（2 轴） 150（3 轴） 26 武汉理工大学网络与继续教育学院毕业设计（论文） 设计小结 通过课程设计，培养了我们综合运用机械设计课程和其他选修课程的 理论和实际知识。培养了我们机械设计