机械设计基础-双级圆柱齿轮减速器-设计计算说明书-西安交大

1、设计计算说明书 双级圆柱齿轮减速器计算及说明结果一、 设计任务书1. 设计任务设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。2. 原始数据输送带有效拉力 F=8500N;输送带传送速度 v=0.35m/s;输送带滚筒直径 d=450mm;减速器设计寿命为5年。3. 工作条件两班制工作，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微震动；电压为380/220V的三相交流电源。二、 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图1所示。图1 带式输送机传动系统方案简图1.电动机； 2.联轴器； 3.两级圆柱齿轮减速器； 4.联轴器； 5.开式圆柱齿轮传动； 6. 滚筒；

2、7.传送带 带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，经开式圆柱齿轮传动5，将动力传至输送机滚筒6，带动传送带7工作。三、 电动机的选择1. 电动机的功率由已知条件可计算出工作机所需有效功率 Pw=Fv1000=5000×0.61000=3.0 (kW)齿轮精度选8级由附表B-10设：5w输送机滚筒州5轴至传送带间的传动效率； c 联轴器效率，c=0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.97； g 开式圆柱齿轮传动效率，g=0.95； b 对滚动轴承效率，b=0.99； cy输送机滚筒效率，cy=0.99。式中, 01=c=0.

3、99; 12=bg=0.99×0.97=0.9603; 23=bg=0.99×0.97=0.9603; 34=bc=0.99×0.99=0.9801; 45=bg=0.99×0.95=0.9405; 5w=bcy=0.99×0.96=0.9504。 得传动系统总效率 = 01122334455w =0.99×0.9603×0.09603×0.9801×0.9405×0.9504 =0.7998 工作机所需电动机功率 Pr=Pw=2.9750.7998=3.7197 (kW)2. 电动机转速的选择

4、输送机滚筒的工作转速nw=60000v=60000×0.353.14×450=14.854 (r/min) 选取同步转速为ns=1500r/mind的电动机为宜。3. 电动机型号的选择根据工作条件：两班制工作，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微震动，工作机所需电动机功率Pr=3.7197kW及电动机同步转速为ns=1500r/min等，选用Y系列三相异步电动机，型号Y112M-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率 Pm=4kW；电动机满载转速 nm=1400r/min；电动机轴伸直径 D=28mm；电动机轴伸长度 E=60mm。四、 传动比的分配带式输送机传动机构的

5、总传动比i=nmnw=144014.854=96.94 由传动系统方案知i01=i34=1按附表B-10查取开式圆柱齿轮传动的传动比i45=6计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i=i12i23=ii01i34i45=96.941×1×4=16.157为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件，取高速级传动比 i12=1.3×i=1.3×16.157=4.583 低速级传动比i23=ii12=16.1574.358=3.637 传动系统各传动比分别为i01=1,

6、 i12=4.583, i23=3.637, i34=1, i56=6 五、 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴）： n0=nm=1440 (r/min) P0=Pr=3.7197 (kW) T0=9550P0n0=9550×3.71971440=24.67 (Nm)1轴（减速器高速轴）： n1=n0i01=14401=1440 (r/min) P1=P001=3.9197×0.99=3.6825 (kW) T1=9550P1n1=9550×3.68251440=24.42 (Nm)2轴（减速器中间轴）： n2=n1

7、i12=14404.583=314.2 (r/min) P2=P112=3.6825×0.9603=3.5363 (kW) T2=9550P2n2=9550×3.5363314.2=107.485 (Nm)3轴（减速器低速轴）： n3=n2i23=314.23.637=86.39 (r/min) P3=P212=3.5363×0.9603=3.3959 (kW) T3=9550P3n3=9550×3.395986.39=375.4 (Nm)4轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）： n4=n3i34=86.391=86.39 (r/min) P4=P334=3.3

8、959×0.9801=3.3283 (kW) T4=9550P4n4=9550×3.328386.39=367.93 (Nm)5轴（开式圆柱齿轮传动低速轴）： n5=n4i45=89.366=14.4 (r/min) P5=P445=3.3283×0.9405=3.1303 (kW) T5=9550P5n5=9550×3.130314.4=2075.98 (Nm)六、减速器传动零件的设计计算1. 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮采用45号钢，调质处理，HBS=230286 大齿轮采用45号钢，正火处理，HBS=17021

9、7（2）按齿面接触强度条件计算中心距a1 已知：小齿轮转矩T1=24.42Nm 齿数比u'=i12=4.583 由机械设计基础表8-9初选齿宽系数a=0.35 初选螺旋角=10° 初选载荷系数K=1.8 由机械设计基础表8-7得弹性系数ZE=189.8MPa 初选节点区域系数ZH'=2.5 初选重合度系数Z=0.85 初选螺旋角系数Z=0.992由机械设计基础图8-33（c）查得H，lim1=560MPa H，lim2=500MPa 接触应力变化总次数 N1=60n1Lh=60×1440×1×24000=2.07×109 N2=

10、60n2Lh=60×314.2×1×24000=4.52×108由机械设计基础图8-35查得寿命系数ZN1=0.90，ZN2=0.98由机械设计基础表8-8查得SHmin=1相应得到小齿轮和大齿轮的许用接触应力分别为H1=560×0.90/1=504MPa H2=500×0.98/1=490MPa 由机械设计基础式8-45得 au+13500K'T1auZEZH'Z'Z'H2 =(4.583+1)3500×1.8×24.420.35×4.583(189.8×2.5

11、×0.85×0.992490)2 =116.7mm取标准中心距a1=125mm（3）确定主要参数和计算主要尺寸 初选标准模数m=2 z1=2acos'm(u'+1)=2×125×cos10°2×(4.583+1)=22.05 z2=z1u'=22.05×4.583=101.05 取整后，z1=22, z2=101实际传动比 i12=u=z2z1=10122=4.591传动比误差 u-u'u=4.591-4.5834.591=0.17%（在误差允许范围内） cos=m(z1+z2)2a=2

12、15;(22+101)2×125=0.985得螺旋角=9.94°（取小齿轮右旋，大齿轮左旋）分度圆直径： d1=mz1cos=2×220.984=44.7mm d2=mz2cos=2×1010.984=205.3mm齿宽 b2=b=aa=125×0.35=43.75mm取 b2=45mm, b1=50mm确定载荷系数K：由机械设计基础表8-5，KA=1.25齿轮圆周速度v=d1n160000=3.37m/s按机械设计基础图8-21，Kv=1.15由机械设计基础图8-24，软齿面，非对称分布，K=1.08=1.88-3.2122+1101cos=

13、1.6756 =bsinm=1.276 =+=2.9516 由机械设计基础图8-25，调质钢，K=1.42 载荷系数K=KAKvK K=2.2046由机械设计基础图8-31，=9.94°，ZH=2.48 Z=1=0.7725 Z=cos=0.992因为 K(ZHZZ)2<K'(ZH'Z 'Z')2，设计偏于安全（4）验算轮齿弯曲强度 由机械设计基础式8-23， Y=0.25+0.75=0.504由机械设计基础图8-41，Y=0.92由zv=zcos3，当量齿数zv1=23.1,zv2=106由机械设计基础图8-28，YFa1=2.68，YFa2=

14、2.21由机械设计基础图8-29，YSa1=1.58，YSa2=1.80由机械设计基础图8-32，Flim1=220MPa，Flim2=180MPa由机械设计基础图8-34，YN1=0.86，YN2=0.93由机械设计基础式8-27， F1=220×21.25×0.86=302.72MPa F2=180×21.25×0.93=267.84MPa YFa1YSa1F1=2.68×1.58302.72=0.01399 YFa2YSa2F2=2.21×1.80267.84=0.01485 代入机械设计基础式8-44， m32000KT1YY

15、cos2dz12YFa2YSa2F2=1.14 故齿根弯曲疲劳强度足够2. 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮采用45号钢，调质处理，HBS=230286 大齿轮采用45号钢，正火处理，HBS=170217（2）按齿面接触强度条件计算中心距a1 已知：小齿轮转矩T2=107.485Nm 齿数比u'=i23=3.637 由机械设计基础表8-9初选齿宽系数a=0.4 初选载荷系数K=1.8 由机械设计基础表8-7得弹性系数ZE=189.8MPa 初选节点区域系数ZH'=2.5 初选重合度系数Z=0.9由机械设计基础图8-33（c）查得 H，lim3=

16、560MPa H，lim4=500MPa接触应力变化总次数 N3=60n2Lh=60×314.2×1×24000=4.52×108 N4=60n3Lh=60×86.39×1×24000=1.244×108由机械设计基础图8-35查得寿命系数ZN3=0.97，ZN4=0.99由机械设计基础表8-8查得SHmin=1相应得到小齿轮和大齿轮的许用接触应力分别为H3=560×0.97/1=543.2MPa H4=500×0.99/1=495MPa 由机械设计基础式8-45得 au+13500K'

17、T2auZEZH'Z'H2 =(3.637+1)3500×1.8×107.4850.4×3.637(189.8×2.5×0.85495)2 =163.88mm取标准中心距a2=180mm（3）确定主要参数和计算主要尺寸 初选齿宽b=aa2=0.4×180=72取标准模数m=2由z3+z4=2am=180 及 z4=z3u'得z3=38.82，z4=141.18 取整后，z3=39, z4=141实际传动比 i23=u=z4z3=14139=3.615传动比误差 u'-uu=3.637-3.6153.61

18、5=0.6%（在误差允许范围内）确定载荷系数K：由机械设计基础表8-5，KA=1.25齿轮圆周速度v=d3n260000=1.283m/s按机械设计基础图8-21，Kv=1.08由机械设计基础图8-24，软齿面，非对称分布，K=1.12=1.88-3.2139+1141cos=1.775 由机械设计基础图8-25，调质钢，K=1.26 载荷系数K=KAKvK K=1.9051由机械设计基础式8-26， Z=（4-）3=0.86 KZ2<K'Z'2，设计偏于安全。 d3=mz3=78mm，d4=mz4=282mm 取b4=b=65mm，b3=70mm（4）验算齿根弯曲疲劳强

19、度由机械设计基础式8-23， Y=0.25+0.75=0.673由机械设计基础图8-28，YFa3=2.44，YFa4=2.18由机械设计基础图8-29，YSa3=1.67，YSa4=1.84由机械设计基础图8-32，Flim3=220MPa，Flim4=180MPa由机械设计基础图8-34，YN3=0.91，YN4=0.94由机械设计基础式8-27，F3=220×21.25×0.91=320.32MPa F4=180×21.25×0.94=270.72MPa YFa3YSa3F3=2.44×1.67320.32=0.01272 YFa4YSa

20、4F4=2.18×1.84270.72=0.01482 代入机械设计基础式8-34， m32000KT2Ydz32YFa4YSa4F4=1.47 故齿根弯曲疲劳强度足够。七、减速器轴的设计计算（1）绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置如下图，a1=125mm，a2=180mm，bh1=50mm，bh2=45mm，bl1=70mm，bl2=65mm。图2 轴的布置简图考虑到相邻齿轮间不发生干涉，计入尺寸s=10mm。 考虑齿轮与形体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm。为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm。初取轴承宽度为n1=20mm，n2=22mm，n3=22m

21、m。3根轴的支承跨距分别为 l1=2c+k+bh1+s+bl1+n1=180mm l2=2c+k+bh1+s+bl1+n2=182mm l3=2c+k+bh1+s+bl1+n3=182mm（2）高速级轴（1轴）的设计 选择轴的材料及热处理轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，采用45号调质钢。轴的受力分析轴的受力分析简图如图3-a所示，图中 lAB=l1=180mm lAC=n12+c+k+bh12=50mm lBC=lAB-lAC=130mm （a）计算齿轮的啮合力 此处为手绘受力简图图3 高速轴(轴1)的受力简图 Ft1=2000T1d1=2000

22、×24.4244.7=1092.62 N Fr1=Ft1tanncos=1092.62×tan20°cos9.94°=403.74 N Fa1=Ft1tan=1092.62×tan9.94°=191.48 N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的 受力简图如图3-b所示。 RAX=Ft1lBClAB=1092.62×130180=789.11 N RBX=Ft1-RAX=1092.62-789.11=303.51 N MAX=MBX=0 MCX=RAXlAC=RBXlBC=39456.3 Nmm轴在水

23、平面内的弯矩图如图3-d所示。（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的 受力简图如图3-c所示。 RAY=Fr1lBC+Fa1d12lAB =303.74×130+191.48×44.7/2180=243.14 N RBY=Fr1-RAY=303.74-243.14=60.6 N MAY=MBY=0 MCY1=12157 MCY2=7878 Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图3-e所示。（d）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图 RA=825.72 RB=309.50 N（轴向力Fa=191.48N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合

24、方式，故轴向力作用在轴承A上） MA=MB=0 MC1=41286.7 MC2=40235.1 Nmm T=24420 Nmm轴的合成弯矩图、转矩图分别见图3-f和3-g。轴的初步计算由机械设计基础表8-4，轴的材料为45号钢调质处理，b=647MPa由机械设计基础表16-3，插值得-1=59.7MPa取=0.6将上述数值代入机械设计基础式16-6得C截面直径 d310M2+T2 =31041286.72+0.6×24420259.7=19.43 mm轴的结构设计按经验公式，减速器输入轴的轴段直径 de=0.81.2dm=0.81.2×28=22.433.6 mm参考联轴器

25、标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴段直径de=25mm根据轴上零件的布置、安装和定位的需求，初定各轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。由附表B-7选取轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径30mm。安装齿轮、联轴器处结构尺寸参考课程设计表5-1确定。减速器高速轴的结构见图4。图4 减速器高速轴的结构图（3）中间轴（2轴）的设计 选择轴的材料及热处理采用45号调质钢。轴的受力分析轴的受力分析简图如图5-a所示，图中 lAB=l2=182mm lAC=n22+c+k+bh12=51mm lBC=lAB-lAC=131mm lBD=n22+c+k+bl12=61

26、mm （a）计算齿轮的啮合力 此处为手绘受力简图此处为手绘受力简图图5 中间轴(轴2)的受力简图 Ft2=2000T2d2=2000×107.485205.3=1047.1 N Fr2=Ft2tanncos=1047.1×tan20°cos9.94°=386.92 N Fa2=Ft2tan=1047.1×tan9.94°=183.5 N Ft3=2000T2d3=2000×107.48578=2756 N Fr3=Ft3tan=2756×tan20°=1003.1 N （b）求水平面内的支承反力，作水平面

27、内的弯矩图轴在水平面内的 受力简图如图5-b所示。 RAX=Ft2lBC+Ft3lBDlAB=1047.1×131+2756×61182=1677.4 N RBX=Ft2+Ft3-RAX=1047.1+2756-1677.4=2125.7 N MAX=MBX=0 MCX=RAXlAC=85547.4 Nmm MDX=RBXlBD=129667.7 Nmm 轴在水平面内的弯矩图如图5-d所示。（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的 受力简图如图5-c所示。 RAY=Fa2d22-Fr2lBC+Fr3lBDlAB =183.5×205.32-38

28、6.92×131+1003.1×61182=161.2 N RBY=Fr3-Fr2-RAY=1003.1-386.92-161.2=454.98N MAY=MBY=0 MCY1=8221.2 MCY2=-10614.62 Nmm MDY=27753.78 Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图5-e所示。（d）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图 RA=1685.13 RB=2173.85 N（轴向力Fa=183.5N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B上） MA=MB=0 MC1=85941.53 MC2=86203.41 Nmm

29、 MD=132604.62 T=107485 Nmm轴的合成弯矩图、转矩图分别见图5-f和5-g。轴的初步计算由机械设计基础表8-4，轴的材料为45号钢调质处理，b=647MPa由机械设计基础表16-3，插值得-1=59.7MPa取=0.6将上述数值代入机械设计基础式16-6得C、D截面直径 dC310M2+T2=31086203.412+0.6×107485259.7=26.22 mm dD310M2+T2=310132604.622+0.6×107485259.7=29.12 mm在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%，计算截面直径dC27.27mm，dD30.28mm。

30、轴的结构设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径 dd=0.30.35a=0.30.35×125=37.543.75 mm取减速器中间轴的危险截面直径dd=40mm。根据轴上零件的布置、安装和定位的需求，初定各轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。由附表B-7选取轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径35mm。安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度-2mm。减速器中间轴的结构见图6。图6 减速器中间轴的结构图（2）低速级轴（3轴）的设计 选择轴的材料及热处理采用45号调质钢。轴的受力分析轴的受力分析简图如图7-a所示，图中 lAB=l3=

31、182mm lBC=n32+c+k+bh12=51mm lAC=lAB-lAC=131mm （a）计算齿轮的啮合力此处为手绘受力简图 图7 低速轴(轴3)的受力简图 Ft4=2000T3d4=2000×367.93282=2609.43 N Fr4=Ft4tan=2609.43×tan20°=949.76N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的 受力简图如图7-b所示 RAX=Ft4lBClAB=2609.43×51182=731.21 N RBX=Ft4-RAX=2609.43-731.21=1878.22 NMAX=MBX=0

32、 MCX=RAXlAC=RBXlBC=95788.51 Nmm 轴在水平面内的弯矩图如图7-d所示。（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的 受力简图如图7-c所示。 RAY=Fr4lBClAB=949.76×51182=266.14 N RBY=Fr4-RAY=949.76-266.14=683.62 N MAY=MBY=0 MCY=34864.34 Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图7-e所示。（d）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图 RA=778.14 RB=1998.76 N MAX=MBX=0 MC=101936.06 Nmm T=367930 Nmm轴的

33、合成弯矩图、转矩图分别见图7-f和7-g。轴的初步计算由机械设计基础表8-4，轴的材料为45号钢调质处理，b=647MPa由机械设计基础表16-3，插值得-1=59.7MPa取=0.6将上述数值代入机械设计基础式16-6得C截面直径 d310M2+T2 =310101936.062+0.6×367930259.7=34.41 mm在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%，计算截面直径dC35.78mm。轴的结构设计按经验公式，减速器低速级输入轴的危险截面直径 dd=0.30.35a=0.30.35×180=5463 mm参考联轴器标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴段直径de=56

34、mm根据轴上零件的布置、安装和定位的需求，初定各轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。由附表B-7选取轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径45mm。安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度-2mm。减速器高速轴的结构见图8。图8 减速器低速轴的结构图八、滚动轴承的选择与计算（1）高速级轴（1轴）上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h。轴承所受径向力Fr=825.72N，轴向力Fa=191.48N，轴承工作转速n=1440r/min。初选滚动轴

35、承6306 GB/T276-1994,基本额定动载荷Cr=27000N，基本额定静载荷Cor=15200N。 FaCor=191.4815200=0.0126 由机械设计基础表17-7知，e=0.30 FaFr=191.48825.70=0.23<eX=1,Y=0由机械设计基础表17-8，冲击载荷系数fp=1.5当量动载荷Pr=XFr+YFafp=1×825.70×1.5=1238.55N Cjs=PrL1=Pr60Lhn1061 =1238.55×(60×24000×1440106)13=15793.87N因Cjs<Cr，故630

36、6轴承满足要求。6306轴承：D=72mm，B=19mm，damin=37mm。（2）中间轴（2轴）上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h。轴承所受径向力Fr=2173.85N，轴向力Fa=183.5N，轴承工作转速n=314.2r/min。初选滚动轴承6307 GB/T276-1994,基本额定动载荷Cr=33400N，基本额定静载荷Cor=19200N。 FaCor=183.519200=0.0096 由机械设计基础表17-7知，e=0.29 FaFr=183.52173.8

37、5=0.08<eX=1,Y=0由机械设计基础表17-8，冲击载荷系数fp=1.5当量动载荷Pr=XFr+YFafp=1×2173.85×1.5=3260.78N Cjs=PrL1=Pr60Lhn1061 =3260.78×(60×24000×314.2106)13=25032.86N因Cjs<Cr，故6307轴承满足要求。6307轴承：D=80mm，B=21mm，damin=44mm。（3）低速级轴（3轴）上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期

38、寿命取为Lh=24000h。轴承所受径向力Fr=1998.76N，轴承工作转速n=86.39r/min。初选滚动轴承6209 GB/T276-1994,基本额定动载荷Cr=31500N，基本额定静载荷Cor=20500N。由机械设计基础表17-8，冲击载荷系数fp=1.5当量动载荷Pr=Frfp=1998.76×1.5=2998.14N Cjs=PrL1=Pr60Lhn1061 =2998.76×(60×24000×86.39106)13=14969.83N因Cjs<Cr，故6209轴承满足要求。6209轴承：D=85mm，B=19mm，damin

39、=52mm。九、键连接和联轴器的选择与计算（1）高速级轴（1轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知，高速轴（1轴）的工作转矩T=24.42Nm，工作转速n=1440r/min。按机械设计基础表18-1，工作情况系数K=1.52，取K=1.75。计算转矩Tc=KT=1.75×24.42=42.735Nm据附表C-16，选弹性套柱销联轴器LT4联轴器ZC25×44JB28×62GB/T4323。许用转矩T=63Nm，许用转速n=5700r/min。因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。选A型普通平键。 d11=25mm，L11'=50mm，L

40、11=50-510=4045mm按附表C-9，初选键8×7×40 GB/T1096：b=8mm，h=7mm，L=40mm，l=32mm。 由机械设计基础表16-9，键的许用挤压应力及剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。 p=4000Tdhl=4000×24.4225×7×32=17.44MPa<p =2000Tdbl=2000×24.4225×8×32=7.63MPa<键的挤压强度和剪切强度满足要求。（2）中间轴（2轴）上键连接的选择由前面计算结果知，中间轴（2轴）的工作转矩T=107.48

41、5Nm，工作转速n=314.2r/min。选A型普通平键。 d21=40mm，L21'=45mm，L21=45-510=3540mm按附表C-9，初选键12×8×36 GB/T1096：b=12mm，h=8mm，L=36mm，l=24mm。 由机械设计基础表16-9，键的许用挤压应力及剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。 p=4000Tdhl=4000×107.48540×8×24=55.98MPa<p =2000Tdbl=2000×107.48540×12×24=18.66MPa<

42、键的挤压强度和剪切强度满足要求。选A型普通平键。 d22=40mm，L22'=70mm，L22=70-510=6065mm按附表C-9，初选键12×8×63 GB/T1096：b=12mm，h=8mm，L=63mm，l=51mm。 由机械设计基础表16-9，键的许用挤压应力及剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。 p=4000Tdhl=4000×107.48540×8×51=55.98MPa<p =2000Tdbl=2000×107.48540×12×51=8.78MPa<键的挤压强度

43、和剪切强度满足要求。（3）低速级轴（3轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知，中间轴（2轴）的工作转矩T=375.4Nm，工作转速n=86.39r/min。选A型普通平键。 d31=56mm，L31'=60mm，L31=60-510=4550mm按附表C-9，初选键16×10×50 GB/T1096：b=16mm，h=10mm，L=50mm，l=34mm。 由机械设计基础表16-9，键的许用挤压应力及剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。 p=4000Tdhl=4000×375.456×10×34=78.87MPa<

44、p =2000Tdbl=2000×375.456×16×34=24.65MPa<键的挤压强度和剪切强度满足要求。按机械设计基础表18-1，工作情况系数K=1.52，取K=1.75。计算转矩Tc=KT=1.75×375.4=656.95Nm据附表C-16，选弹性柱销联轴器LX3联轴器ZC35×60JB30×60GB/T5014。许用转矩T=1250Nm，许用转速n=4750r/min。因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。选A型普通平键。 d32=35mm，L32'=65mm，L31=65-510=5055m

45、m按附表C-9，初选键10×8×50 GB/T1096：b=10mm，h=8mm，L=50mm，l=40mm。 由机械设计基础表16-9，键的许用挤压应力及剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。 p=4000Tdhl=4000×375.435×8×40=134.07MPa>p =2000Tdbl=2000×375.435×10×40=53.6MPa<键的挤压强度不满足要求，故可选用两个键8×7×50 GB/T1096：b=8mm，h=7mm，L=50mm，l=42mm。 p

46、=4000T2dhl=4000×375.42×35×7×42=72.96MPa<p =2000T2dbl=2000×375.42×35×8×42=31.92MPa<键的挤压强度和剪切强度满足要求。十、箱体及附件设计本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。减速器箱体的主要尺寸表名称符号数值/mm箱座壁厚 8箱盖壁厚 18箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度 b112箱座底凸缘厚度P20箱座上的肋厚m7箱盖上的肋厚 m17地脚螺栓直径 d M20Pw=3.0 kWPr=3.7197 kWY112M-4Pm=4kWnm=1400r/mini01=i34=1i45=6i12=4.583i23=3.637n0=1440 r/m