用于带式运输机地展开式二级圆柱齿轮减速器

1、结构设计（2）计算说明书设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速箱设计学院专业学号设计者指导教师 完成日期 目录一、 设计任务书 3二、 传动方案的分析与拟定 3三、电动机的选择计算 4四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算6五、传动零件的设计计算 8六、V带设计20七、轴的设计计算及其强度校核 23八、键的校核计算 33九、 附件的结构设计 34十、设计心得 38参考文献39计算结果一、设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据： 运输带工作拉力F:8000N运输带工作速度v:1.10m/s 卷筒直径D:300mm（三）、工作条件：连续单

2、向运转，工作时有轻微震动，使用期 限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为士 5%.二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综 合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维 护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。 该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。 传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明：1 电动机 2- 联轴器3 二级圆柱齿轮减速器4运输带 5- 带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机，结

3、构形式为卧式封闭型。（二）、确定电动机的功率：按照傅燕鸣主编机械设计课程设计手册（后文简称机设）中式（13-3，4），电动机所需工作功率为：P厂PW60000VD60000 1. 1300 -二二 70. 03(r/min )nw = 70. 03( r / min)计算结果工作机所需功率为:Pw 二Fv10008000*1.101000= 8.8kw因为齿轮齿面选用硬齿面的且转速不高，所以 选择7级精度齿轮，效率为n齿轮=0.98，V带效率为n带=0.95 ,因为有震动，故选用弹性联轴器，效率为n联轴器=0.99 ,滚动轴承效率为 n轴承 =0.99,卷筒轴滑动轴承效率为n滚筒=0.96传动

4、装置的总效率为：总4齿轮2轴承” 联轴器”滚筒所需电动机功率为:Pd8.80.83=10.6 kw因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表2-1，丫系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kw。（三）确定电动机的型号由机设表5-5可知V带传动比i=2-4。二级圆柱齿轮减速器为i2 =8-40.则总传动比的范围为I ' =16-160,故电动机转速的可选范围为nd -（16160） 70.03 = 1120.4811204.8符合这一范围的同步转速有1500r/mi n, 3000r/mi n二种。方案对比:电动机的转速越高，磁极对数越少，其尺寸和重量也就越小，

5、价格越低。当选用转速高的电动机，由于电动机转速与工作 机转速差别较大，会使传动比过大，致使结构尺寸和重量增加，价 格反而也会有所提高，综合考虑选用1500r/mi n的转速的电动机,选择型号Y160M-4电动机数据及总传动比：方 案电动机型 号额定功 率 Ped /KW电机转速n/(r/mi n)同步转速满载转速1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算(一)、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比1460 = 20. 85nw70.03nm其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动

6、比为i，取带传动比为3两级展开式圆柱齿轮减速器ii=(1.31.4) i2，i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。取i1 =1.3i2取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i 11.3 * 6.95 = 3. 01则高速级的传动比i 11. 32.31（二）、传动装置运动及动力参数的计算1、计算各轴转速:n?二 n m 二 1460 r / minn1 = n 0/ i1 =1460/3=486.67r/minn = n 1 / i 12 =486.67/3.01=161.68r/mi nn?= n ?/ i ?= 161.68/2.31=69.99r/min2、计算各轴功率：P?二 P d =

7、10.6kwP1 = P 0 * n 带二 P 2 = P 1 * n 轴承 n 齿轮P3 = P 2 * n 轴承 n 齿轮P4 = P 3* n 轴承 n 联轴器3、计算各轴转矩：T。= 9550 P 0/ n °=9550X T1 = 9550 P 1/ n 1=9550X T 2 = 9550 P2/ n 2 T 3= 9550P? / n ?= 9550*9.48/69.99=1690.17NT4= 9550P4 / n 4 = 5、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1460496.6716

8、1.6869.99功率（kw）10.610.079.779.48转矩(n.m)69.34197.61577.091293.53传动比33.012.31效率0.950.970.97五、传动零件的设计计算 减速箱内传动零件设计圆柱齿轮传动：一、选择材料，确定许用应力由机械设计第八版表10-1得，小齿轮采用45钢，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮采用45钢，正火处理，硬度为200HBW；两者硬度差为50HBW。二、高速轴齿轮对计算选1轴上小齿轮齿数为25，得到2轴上大齿轮齿数为Z2=i齿zi=3.01 X25=75.25，取 Z2=75,压力角为-=13?1按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径

9、:32KtT2* 弩）2d1二 H确定公式中各参数： 取kt =1.6 小齿轮转矩为T2=197.61N/m 由表5-26选齿宽系数' =1d 由表5-25查得弹性影响系数ZE =189.8Mpa1 2 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为匚 Hlim1=500MPa, jm2 = 31°MPa 力循环次数：N1 = 60nj Lh =60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008108“2=/4 =7.0088X108/(60/26)=2.336 汉 108 由图10-23查取接触疲劳寿命系数：kHN1= O.92曲二0.97 取失效概率为1

10、%,安全系数S=1，得需用接触应力I |KnN1；Him 10. 92500S1=460MPaKHN2；二 Him 2S0. 973101=300.7MPa贝卩匚 H=438.35MPa 由图5-12选取区域系数ZH=2.44。由图 5-13 查得；1=0.78, ； 2=0.84,； _ = _1+； 2 = 1.62(2) 计算：试算小齿轮分度圆直径4 十 1 *（ z z）2 卩b H321.6197. 61103. 0113 >ALa1 1. 6244189. 8438. 353.01=92.39mm圆周速度 vd 1tn260 100092. 39486. 6760 1000=

11、2.35m/s计算齿宽b及模数mtb= dd1t=1 92.39=92.39mmd1t cos ：92. 39cos13mnt=3.6mmz125h=2.25m nt=2.253.6=8.1mmb/h=92.39/8.仁 11.41mm 计算纵向重合度；=0.318 'dz1 tan : =0.318 1 25 tan 13=1.84 计算载荷系数K。由5-1得K=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数 K=1.09 , K“： =1.321，查图 5-5 得 =1.281;查 5-22 得Kh-. = Kf-.=1.1故载荷系数为K=KaK/心 心=1.0

12、 1.09 1.1 1.321 = 1.58 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。fKcc cc H. 58dj 二g392.39 392.003mmK 1.6 计算模数md1 cos ：92. 39 cos 13 cm=3. 6mm乙252）按齿根弯曲疲劳强度设计2KTYpCOS2 BYFaYsamx寸一宀rAJZ1V打（1）确定计算参数。计算载荷参数。K=KaK/K. K, =1 1.091.11.281 = 1.536 ；=1.84,从图5-11查得螺旋角影响系数Y =0.88 计算当量齿数。Zv1 二Z1251二 27. 025cos3 -3cos 13Zv2 二z2752二 81.0

13、753 口_3COScos 13查取齿形系数。由表5-24查得：YFa1 = 2.57 Y Fa2=2.22 查取应力校正系数。由表 5-24查得：Yfs1=1.60 Y fs2=1.77 由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二尸曰二410Mia,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE2二250Mia。 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得JKFN1；FE1f2SKFN2；- FE20.9410 = 263. 57MPa1.40.95250 = 169. 64MPa1.4讥12. 571. 60二 0. 01560Uh263. 57Yza2a22. 221.77二

14、 0. 02316f2169. 64大齿轮的数值大。(2)设计计算m_32KTY -cos YFaYS： =2.312mm>F 1取弯曲疲劳强度算得的模数2.5mm取按接触强度算的分度圆直径d仁92.003mm可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为:acos ：92. 003cos13= 35.85 ：36Z2=i 齿z1=3.01 36=108.36=1084)几何尺寸计算(1) 计算中心距。a=(Z1 z, m 二 184. 731852 cos P为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角。0 和 5,取 a=185mm:=arcos(Z1Z2)m2aar

15、cos(36108)2. 52 汉 185二 13 21'4. 26"因值改变不多，故；：、K、乙等不必修复。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径zmd1 =92.5mmcos :z2m d2=277.5mmcos -(4) 计算齿轮的宽度。b= dd1 = 192. 5 = 92. 5mm圆整后取b仁90mm,b2=95mm。二、低速轴齿轮对计算选2轴上小齿轮齿数为zi=26，得到2轴上大齿轮齿数为Z2=i齿zi=2.31 X 26=60.06 取 z2=60 ,压力角为-=13?1).按齿面接触疲劳设计：dit3 2 Kt T2 *1 * ( zH zE )2 X1j(1)确

16、定公式中各参数:取kt =1.6 小齿轮转矩为T2=577.09N/m 由表5-26选齿宽系数 =1d 由表5-25查得弹性影响系数Ze =189.8Mpa1 2H lim1 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为600MPa,匚 Hiim2=310MPa 应力循环次数：N1=60n1j Lh =60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328 X08N2= N/卜=2.328X1O8/(6O/26)=1.OO9 汉 108 由图10-23查取接触疲劳寿命系数:kHN1= 0.96kHN2=0.97取失效概率为1%,安全系数S=1，得需用接触应力KiNVHim 10.

17、 96600=576MPaKhN2；二 Him 20. 97310=300.7MPa则匚 H =438.35MPa由图5-12选取区域系数ZH=2.44。：=；：.1+ ； ：2 = 1.62由图 5-13 查得；：1=0.78，； -2=0.84,(2)计算:试算小齿轮分度圆直径dit2 Kt T2 * 1 *( zh z 2321.6577. 09102. 311X Xd1t1 1.622. 312.44189.8438. 35=122.16mm圆周速度 v60 1000122. 16 161.6860 1000=1.034m/s 计算齿宽b及模数mb= ddlt=1 122.16=122

18、.16mmd1t cos ：122. 84cos13m nt=4.603mmz126h=2.25 mn t=2.254.578=10.301mmb/h=122.16/10.301=11.86mm 计算纵向重合度；=0.318 dZi tan : =0.318 1 26 tan 13=1.909 计算载荷系数K。由5-1得K=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系 数 Kv=1.03，Kj： =1.436，查图 5-5 得 K =1.375;查 5-22 得Kh：二Kf =1.1故载荷系数为K=KaKvKh_ «： = 1.0 1.03 1.1 1.436=1

19、.627 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。d1=d.3 KtKt二 122. 84二 122. 计算模数md1 cos -m=Z1122. 84 cos 13二 4.603262）按齿根弯曲疲劳强度设计2KTY cos2 ：丫d 厶1 F'cf 1（4）确定计算参数。计算载荷参数。K=KaK/K. Kf =1 1.031.11.375=1.558 0=1.909,从图5-11查得螺旋角影响系数丫旷0.89 计算当量齿数。Z 1 二z1261二 28. 106v13COS :3cos 13Zv2 二z2602二 64. 8603-3COS -cos 13查取齿形系数。由表5-24查得

20、：YFa1 = 2.55 丫 Fa2=2.26 查取应力校正系数。由表 5-24查得：Yfsi=1.61 丫 fs2=1.74 由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fei = 460MP,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 Se2二320Mfa。计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得二 f2YFaYsa1KFN1；- FE1SKFN2 二 FE22. 550. 92460 = 302. 286MPa1.40. 93320 = 212.571MPa1.4302. 2861. 61 二 0. 01358a222. 261.74 二 0.01850212. 571大齿轮的数

21、值大。(5)设计计算2KTY 曲一字=2.95取弯曲疲劳强度算得的模数2.95mm并就近圆整为标准值m=3mm取按接触强度算的分度圆直径d仁122.84mm可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为:a cos ：122. 84 cos 13 =39.840Z2=i 齿 zi=2.3140=92.4=934)几何尺寸计算(1)计算中心距。a=(乙.Z；)2 cos二 204.75205为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数0和5,取a=205mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角。:二 arcos(ZiZ2)g2aarcos(4093)3220513 187. 3"因值改变不多，故；：、K、乙

22、等不必修复。(6)计算大小齿轮的分度圆直径zmd1=123.31mmcos :Zzm d2=- =286.69mmcos：(4)计算齿轮的宽度。b= dd1 二 1123.31 二 123. 31mm圆整后取 b1=120mm,b2=125mm，两组齿轮参数咼速级低速级齿数z25752660中心距a(mm)185205模数m(mm)2.53齿宽b(mm)9590125120分度圆直径d(mm)92.50277.5123.31286.69三、齿轮结构设计1 )高速轴齿轮对设计小齿轮直径采用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板 式齿轮结构。代号结构尺寸计算公式结果(mrh轮毂处直径D1U =

23、1.6ds104轮毂轴向长度LL=B-4652倒角尺寸nn = 0.5mi1.25腹板最大直径D。D0= d f 2 - 2。0190板孔分布圆直D2D2 =O.5(D0 +DJ147板孔直径d14 =O.25(D0 _DJ2腹板厚度CC =0.3B216! L J r 1由于小齿轮结构尺寸较为简单不做详细介绍2 ）低速轴齿轮结构设计小齿轮直径采用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮结构。代号结构尺寸计算公式结果（mr）i轮毂处直径D1D<| =1.6ds214轮毂轴向长度LL=B-46i 79倒角尺寸nn = 0.5mi2腹板最大直径D0D0 = d f 2 - 2口 02

24、30板孔分布圆直D2D2 = 0.5( D0 + DJ179板孔直径did1 =O.25(D0 - DJ31腹板厚度CC =0.3B223由于小齿轮结构尺寸较为简单在此也不做详细介绍。五、V带设计1确定计算功率Pca由载荷变动较小，每天单班制，查表5-1，取带传动工作情况系数Ka = 1.1，则巳二 KaP 二 1.1 10.6 = 11.66kW2.选择V带带型根据求得的Pca=11.66kW以及n0=1460r/min，查图5-1，选用B型V带。3.确定带轮的基准直径dd及验算带速v查表5-2并参考图5-1,取小带轮的基准直径dd1=130mm验算带速v口1仏130146060 10006

25、01000 = 9.94m/s因为5m/s<v<30m/s,故带速合适计算大带轮的基准直径dd2dd2130二 390mm根据表5-2注2，取dd2=400mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld根据 0.7©1 dd2)”：玄 ”：2(dd1 dd2)，得371<a0 <1060。初定中心距a0=700mm计算所需的基准长度LdJt02a02(dd12d )(dd2 一 dd1)d2 /2232. 53mm由表5-3选带的基准长度Ld =2240mm。4a。计算实际中心距a二 703. 74mmamin = a-0. 015J 二 670. 14mm0.

26、03Ld 二 770. 94mm因此中心距的变化范围为 670.14770.94mm。5.验算小带轮的包角：-i57 3。-180 - (dd2 - dd1) 158. 02因为小带轮包角大于90°,故合适。6.计算带的根数z计算单根V带的额定功率p由表 5-4，R=2.40kW，查表 5-5, ：P0=0.17kW查表5-6得K. =0.94，查表5-3得Kl = 1.00,于是P =(PP0) K. Kl= (2.40+0.17 ) X 0.94 X 1.00=2.416kW计算V带的根数z11. 662.416二 4. 83取5根。7. 计算单根V带初拉力的最小值(F°

27、;)min由表5-7查得B型V带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以(2.5 - K.)FCa2(F ) =500 qv 二 212. 46N(厂0丿minK - zvot应使带的实际初拉力F。(F°)min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min =2z(Fo)minSin ? =2X 5X 212.46 X sin79.0仁2085.64N六、轴的设计计算及其强度校核6.1轴的选材及其许用应力的确定因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为 45钢，调质处理。查表16-1得：轴材料的硬度为 217255HBW，抗拉强度极限二b =640MP

28、a，屈服强度极限 汪=355MPa，弯 曲疲劳极限二=275MPa，剪切疲劳极限.=155MPa，许用弯曲应力二=60MPa。6.2轴的最小值估算1 )高速轴最小直径高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接， 所以输入端轴径应最小。 查表16-2，取人=126，则高速轴最小直径为,PTJ10.07d 1min =人3 丿=1263/= 34.59mm 486.67考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大5%7%，贝Ud1min =d1min (1 7%) =34.59(1 7%) =37.0113mm查表1-19取标准尺寸d1min = 40mm(2 )中间轴最小

29、直径查表16-2，取A0 =123，则中间轴最小直径为2min二 A0= 1233 9.77i 161.68=48.267mm同理，轴径增大15%d2min =d2min (1 15%) =59.409mm查表1-19取标准尺寸d2min二 60mm(2 )低速轴最小直径查表16-2，取A =121，则低速轴最小直径为d3mi/ =A03,p3 =1213 9.4862.1407mmn3 69.99同理，轴径增大15%d3min = d 3min (115%) =71.461mm查表1-19取标准尺寸d3min =75mm6.3减速器装配工作底图的设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽

30、度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，参考表 15-1、图15-3及图16-3，装配工作底图 20-7，其中箱座壁厚查表15-10.025a_8取、：=10 箱盖壁厚 = 0.02a 亠3 _8=8 由二2取匚2=12mm :1 -12 取勺=10mm故箱体内宽 W = B2 2 2 B3 20 = 259mm6.4高速轴的结构设计及强度校验d1 = 40mm, d2 = 50mm， d d 55mm， d 60mm , d 70mm 4= 97.5mm，11 = 100mm12 = 70mm13 = l6 =46mml5 = 10mml7 = 95mm14 = 139 mm地脚螺钉 df

31、 = 0.036a 12 = 0.036 205 12 = 19.38mm 取 M20轴承旁连接螺钉 d1 =0.75df -0.75 20=15mm取M16G =26mm C2 =24mmd2 = (0.5 0.6)df = (0.5 0.6) 20=1012mm 取 M12 轴承端盖螺钉直径d3 =(0.40.5)df = (0.4 0.5) 24=810m m 取 M10由表4-13螺栓 GB/T5782-2000M1030由表8-1查得轴承端盖凸缘厚度e =1.2d3 =1.2 10 = 12mm 轴 承 座 宽 度 12 二、 G C2 5 8 = 65 68mm 取12 =68mm

32、取端盖与轴承座间的调整垫片厚度=2mm & = 32mm总长 Li =h |2 l3 l4 l5 16 17 = 100 70 46 10 95 139 46 = 506mm强度校核Fti2T1 2197.J272.43N0.0925diFr 1bn =1598.23NFa1-Ft1 tan：】 -1013.99N两支点支反力Ft1 89 =1199.52N228 89= 3072.91N由'、M a(F) =134.5Fp 288Fr1 (228 89)RB1V =0Rb1V-2336.94N (方向相反)F FM - Ra1v2336.94 2085.64 = 1598.2

33、3 RA1VRA1V =2824.35NRA1=. RA1H2'RA1V2= 3068.52 NRb1=R31 h'R31V= 3860.58 NG处的弯矩M C1H = RA1H A1C1 = 273.4N mM C1V = RA1VA1C1 = 67.77N mM ci = M cih M civ 281.67 N mA处的弯矩M ai = Fp lAD = 280.52N mA截面小为危险截面取=0.6当量弯矩Me1 二,；MA2 ( )2 =304.55N m；“W18.305MPa 十，60MPa安全 选用轴承 7311AC C0 =56.8kNL/-24000hFr

34、1 = RA1 =3068.52NFr2 二 Ra2 =3860.58N fP =1.2Fdi = 0.68Fri = 2086.59NFd2 = 0.68Fr2 = 2625.19Ne = 0.6992被压紧1被放松Fa1 = Fae Fd1 =3100.58NFa2 =Fd1 =2086.59NFa1Fr 1=0.68 _ eX=1Y=0= 0.80 _e X=0.41Y=0.87Fr2P = fd(XFr1 +YFa1)=3682.224NB =fd(XFr2 YFa2)-5136.41N 10 C 2Lh ：(一)=76690.74h24000h60n P6.5中间轴的结构设计及强度校

35、验h =14 = 60mml5=10mml3= 88mml2 =125mmlA2C2 =111.5mmlC2D2 =117.5mmIB2d2 =82mmtan .<二 Ft2159823NcosrFt2 二兀"272.43Nd2Fa2 =Ft2tan ： J013.99Ntan a 启卡3500.68 Ncos P2T3R3 ： 3.=9359.99Nd3Fa3 二 Ft3tan 1 =2212.96NRA2H -7100.88NRB2H -6418.32Nla2c2 二 0、Ma(F) Fr2 1a2D2 Rb2V 1a2B2 - Fr3RB2V102.81NRB2V Fr3

36、 = Fr2 - RA2Vra2V 二-1841.99NRa2 二扌验/ Ra2, = 7335.90N弘2 二RB2 RB2 =641914NC2处的弯矩M C2 H - RA2H ' A2C2 =791.75N mM C2V = RA2V I A2C 2= 205.38N mMc2 = iMc2H2 MC2V2 = 817.95N mM d2h - Rb2hl B2d2 - 526.30N mM D2V - Rb2v!b2D - _8.43N mM d = M d2 h M d 2V = 526.38N mM D2 ： M C2C2处为齿轮轴，D2处为危险截面:-=0.6M e2.

37、MD2 (T)2 =630.1N m-ca 二M e2一 =14.93MPa ：j=60MPa W安全选用轴承 7414ACCr =125kNFr1 =RA2 = 7335.90NFr2 二 RB2 =6419.14N取 fP =1.2Fd1 =0.68Fr1 =4988.412NFd2 =0.68Fr2 =4365.02Ne =0.6992被压紧，1被放松Fa2 二 Fae Fdi = 6214.252NFa1 = Fd1 =4988.412NFa1Fr 1= 0.68 _eX=1Y=0Fa2=0.968 一 eX=0.41Y=0.87R = fd(XFr1 +YR) =8803.08N &

38、#163; = fd(XFr2 YFa2) =9645.90N；-3Lh = 10 (C)2 =2.24333 105h 24000h60n P轴承符合要求6.6低速轴的结构设计及强度校验11 =140mm15 =10mm13 17 55mm12 = 69mm14 =116mm16 =118mm6 = 75mmd3 二d7 =90mmd2 = 85mmd4 = 95mmd5 = 100mmd6 = 95mm选用轴承7318AC联轴器的选择由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性套柱销联轴器。查表7-9KA =1.5T3 =1293.53N mT4 =1267.60N mTca 二 Ka

39、T3 =1940.295N m查表7-6选用LT10型，公称转矩Tn =2000N m故Tca ： Tn。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=75mm轴孔长度L=142mm，取弹性套柱销的装配距离 K2 = 45mm选用毡圈 85JB/ZQ 4606 1997.Fr 4Ft4 =2=9023.89N d4二 Ft4tan =3500.68N COS :Fa4 =Ft4tan l： -2133.51NIA4d4 = 160.5mmIA4C4 二 219.5mmIB4c4 二 91.5mmRA3H =2654.94NRB3H =6368.95NRb3v -992.96NRA3v =2382.02NR

40、A3RA3h2 Ra3v2 = 2834.55NRb3Rb3h2 Rb3v2 = 6799.82NC3处的弯矩水平 Mc3H =Ra3hIa3C3 =582.76N m垂直 M c3V - RA3Vl A3C - 217.95N mMC3 l Mc3H ' M C3V - 662.18 N mC3是危险截面M e3= 0.6=、,Mc32 ( T)2 =1020.22N mMe3=11.90MPa :：J=60MPaW轴安全选用7318ACCr =135kNLh'： =24000hFr1 = RA2 = 2834.55NF2 二 Rb2 =6799.82NfP =1.2Fd1

41、=0.68Fr1 =1927.49 NFd2 =0.68Fr2 =4623.88Ne = 0.699Fa1 =Fae Fd2 =4623.882133.51 =6757.39 NFa2 =4623.88NFa1= 2.38 _e X=0.41 Y=0.87Fr 1a2Fr2=0.68 _e X=1 Y=0R = fd(XFn +YR) =8449.29N p 二 fd(XFr2 YFa2)=8159.82N；=3= 9.71 105h 24000h齿轮符合要求八、键的校核计算(1) 高速轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d =40mm , I =100mm考虑到键在轴中部安装， 查表

42、4-27,选键12 80GB/T1096 -2003 , b =12mm , h =8mmL = 80mm。选材料为45钢查表4-28，键静连接时的许用挤压应力 二p = 100120Mpa，取二p =120Mpa。工作长度丨=L - b =68mm，键与轮毂键槽的接触高度 K =0.5h =4校核键连接的强度32T 10KId= 36.32 十 p故键的强度足够，选择键 12 80GB/T1096 -2003合适(2) 中间轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d =75mm，I =88mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27,选键20 80GB/T1096 -2003，b = 20mm

43、，h =12mmL =80mm。选材料为45钢查表4-28,键静连接时的许用挤压应力 匚p = 100120Mpa， 取二p =100Mpa。工作长度I =L -b =60mm，键与轮毂键槽的接触高度 K =0.5h =6 校核键连接的强度2T 103642.74 pKIdp故键的强度足够，选择键 20 80GB/T1096 一2003合适(3) 低速轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d =75mm, I =140mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27,选键20 125GB/T1096 _2003，b = 20mm，h =12mmL =80mm。选材料为45钢查表4-28,键静连接时的许用挤压应力 ；p =100120Mpa，取二p =100Mpa。工作长度I =L -b =60mm，键与轮毂键槽的接触高度 K =0.5h =6 校核键连接的强度2T 103甘=54.7