V带单级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计报告书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：V带一一单级斜齿圆柱齿轮减速器机电工程系机电二班设计者：楚万龙学号：0915060207指导教师：二OO八年12月19日目录一、传动方案拟定 .3二、电动机的选择.4三、 计算总传动比及分配各级的传动比 .5四、运动参数及动力参数计算:5五、传动零件的设计计算 :.6六、轴的设计计算.13七、 滚动轴承的选择及校核计算 :26八、键联接的选择及计算 30九、联轴器的选择.31十、减速器附件的选择 .32十一、润滑与密封34 计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1）设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜 齿圆柱齿轮减速器（2）工作条件：两班制，连续单向运转，

2、载荷轻微 冲击；工作年限5年，环境最高温度35 C。（3） 原始数据：运输带工作拉力 F=2100N ;带速V=1.6m/s （允许运输带速度误差为 ±5%）;F=2100NV=1.6m/sD=400mm滚筒直径D=400mm。一：传动方案拟定（已给定）1）、外传动为v带传动2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带3) 、方案简图如下：.4) 、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振 能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工 作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种 简单的结构，并且价格便宜，标准程度咼，大幅度 降低了成本

3、。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机，电压380V2、电动机功率选择：(1) 电动机工作所需的有效功率为P= FV/1000=2100 X1.6/1OOO=3.36 KW(2) 传动装置的总功率：带传动的效率n带=0.95齿轮传动效率n齿轮=0.97联轴器效率n联轴器=0.99滚筒效率t滚筒=0.96轴承效率n轴承=0.99n总=n带xn轴承Xn轮Xn轴器筒=0.95 x 0.92 X 0.9 X 0.99 X 0.96=0.87(3)电机所需的工作功率：Pd= P/ n总=3.36/0.87=3.86KW根据PO选取电动机的额定功率Ped，使n 总=0.87Pm=(11

4、.3)Po=3.865.018KW查手册得Ped =4KW选电动机的型号：Y 132M1-6则 n 满= 960r/minPd=3.86KW三、计算总传动比及分配各级的传动比电动机型号工作机的转速 n=60 X 1000v/( n D)Y 132M1-6=60 X 1000 X5/3.14 4X0Ped=4KW=76.43r/mi ni 总=n 满/n=960/76.43=12.56查表取i带=3 则i齿=12.56/3=4.19四、运动参数及动力参数计算i 总= 12.561、计算各轴转速i带=3n°=n 满=960(r/min)i 齿=4.19ni=n o/i 带=960/3=3

5、20(r/min )nii=n i/i 齿=320/4.19=76.37(r/min)n山=n n=76.37 (r/min)2、计算各轴的功率(KW)no=960Po=Pd=4KWr/minPi=PoXnt = 4 x 0.5=3.8KWni =320r/mi nPii=P|Xn由承 Xn齿轮=3.8 x 0.9x 0.7=3.65KWn II=76.37r/miPiii= Pii Xn<x承=3.65 x 0.99 0.X8=3.54KWn3、计算各轴扭矩(Nmm )n m=76.37r/miTo=955OP o/n o=955O x4/960=39.79N mnTi=9550P i

6、/n i=9550 x3.8/320=113.41 N mTii=9550P ii/n ii=9550 x3.65/76.37=456.43 N mPo=4 KWTm =9550P iii/n mPi=3.8KW=9550 x3.54/76.37=442.67 N mPii=3.65KW五、传动零件的设计计算Piii=3.54KW1、带轮传动的设计计算T0=39.79 N m(1)根据设计要求选择普通V带截型Ti=113.41 N 由表8-7查得：kA=1.1mPca=KAP=1.1 x4=4.4KWTii=456.43 N m由图8-11查得：选用A型V带Tih=442.67n m(2)确定

7、带轮基准直径，并验算带速由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm从动轮基准直径 dd2= id d1=3 x112=336mm取 dd2=335mm带速 V: V二 ndini/60 X 1000=nX12 X960/60 X 1000=5.63m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩0. 7(ddi+dd2)2(di+dd2)0. 7(112+355 ) <a< 2 XQ2+355)所以有：326.9 Wa<934初步确定ao =600mm由 l_0=2a 0+ n (d+d d2)/2+(d d2-d d1)2/4a 0得：5=2 X6

8、00+ n 112+355)/2+(355-112) 2/4 X00=1957.79mm由表8-2确定基准长度Ld=2000mm计算实际中心距aa°+( L d-Lo) /2=600+(2000-1957.79 ) /2=621.105mm 取 a=620mm(4)验算小带轮包角a=180 0-( d d2-dd1) /a X 5703= 180 0- (355-112 ) /621.105 X 57.3= 157.5°>120° (适用)(5)确疋带的根数由 n0=960r/mindd1 =112mmi=3查表8-4a和表8-4b得dd1 =112mmP0

9、=1.20kwP o=0.12kwdd2=355mm查表 8-5 得 Ka=0.93查表 8-2 得 Kl=1.03V=5.63m/s由 Z=Pca/p=KAP/(P 1 + P 1)K aK得:Ld=2000mm=4.4(1.20+0.1 2) X 水=3.5取 Z=4a=621.105m(6)计算张紧力F0m由表8-3查得q=0.1kg/m ,则:取 a=620mmFo=500Pca (2.5- k a) / ka ZV+qV 2a1=157.580=500 X4.4/ (2.5-0.93 ) /0.93 X4X5.63+0.1 X 5532N=168.09NF° =168.09

10、N则作用在轴承的压轴力Fq :FQ=2ZF0sin a1/2=2 X X168.09 X sin 17.58°/2Fq = 1271.63N= 1324.96N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿 面硬度为197286HBW。大齿轮选用 45钢，正 火，齿面硬度156217HBW ；根据小齿轮齿面硬度 236HBW 和大齿轮齿面硬度 190HBW,按图10-21a 线查得齿面接触疲劳极应力为：限oHiim1 =580MPaoHiim2 =530 Mpa按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：oefi =244Mpa

11、oef2=204 Mpa按图10-20C查得接触寿命系数Khni=1.02 Khn2 = 1.1按图10-20C查得弯曲寿命系数Yni=0.9 YN2=0.95 其中2= 60rn1tn=60x 960 x 500 x 16=4.6x 103N2= N1/4.19=1.098 x id3根据要求取安全系数S=1ohi=(Khni x oHiimi)/S=(1.02 X580) =591 MPa02 =( K hn2 x oiim2 )/S=(1. 1 X530)=583 MPa(2)按齿面接触疲劳强度设计由 di2.23(KT1/ )(u+1/u)(Z e/ <h) 2 1/3确定有关参

12、数如下可用齿数比：u= 320/76.。37根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置由表10-7取辰=1.11) 转矩T1=95.5 x 105P/ n 1=95.5 x 1c5 x3.8/320=113406 N m2) 载荷系数k由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷aHlim1 =580Mp aaHlim2 =530Mpa0EF1=244Mpa平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.2OEF2=2043)由表10-6得材料的弹性影响系数Ze=189.9Mpadi >2.32(KT1/ d)(u+1/u)(Z e/ <h) 2 1/3N仁4.6 x 108=2.32 (

13、1.2 1W406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 )N2=1.098 xi(189.9 594.6 ) 2 1/30 8=58.18mm(3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸S=1中心距 a= (1+u ) d1/2= (1+4.19 ) x 58.18/2时=591MP=150.98mma取 a=150mm由经验公式 m= (0.0070.02 ) a=1.23.H2=583MP取标准m=2.5a取 p=15 °Z1 =d 1cos /m= (58.18cos15 °)/2.5=22.18取 Z1=25 贝S Z2=u Z 1 = 4.19 X25=1

14、04.8取 Z2=105反算中心距a=m/2(Z 1+ Z2) cos =2.5/2(25+105) cos15 °=165a=165符合要求实际传动比 uo= Z2/Z1=105/25=4.2传动比误差(u-uo)/u=(4.2-4.19)/4.19 X 100%=02%<5%(允许)螺旋角 B=rccos m (乙 + Z22a二 arccos 2.5 X ( 2105 )/( 2 X165 )=12.753 °在8 °15。内，合适确定有关参数和糸数分度圆直径:d1=mZ1 /cos =2.5 X25 / cos12.753=63.7mmi 齿=4.1

15、9d2= m Z 2 / cos2=X105/cos12.753 °=67.9mmu=4.764齿顶咼 ha=h *am=1 ><2.5=2.5mm=113406 N 齿根高 hf=(h* a+c*) =(1+0.25) x2.5=3.125mmm齿全高 h= h a+ hf=5.625mm齿顶圆直径 da1 =d1+2 ha =63.7+ 2>2.5=68.7mmda2=d 2+2 ha =267.9+ 2 X2.5=272.9mm齿根圆直径 df1 =d 1-2hf =63.7 X3.125=57.45mmm=2.5df2 = d2-2hf =261.65mmp

16、=15齿宽：b= ©dd1=1.1 x63.7mm=70.07mm取 b1= 70mmb2= b 1-(510)mm=65mm(4)计算齿轮的圆周速度VV= n dm 1/60 x 1000=3.14 x 63.7 x 320/60 xa=165mm1000=1.067m/sZ仁25(5)精确计算载荷Z2=105KT1二KAKf aKf bKvTiK=KaK faKf 3Kv查表 10-2 , KA=1; 查图 10-8 Kv=1.05查表 10-13 Kf a=1.3 查表 10-4© d=1.1 ,得Kf 尸1.32萨12.753K=KaK faKf 3Kv=1 X1.

17、05 X1.3 X1.32=1.80KT1=KAKf aKf bKvT1=1.80 X113.41=204.34 N mKFti=2KT1/d1=2 X204.34 x 10/63.7=6.42KNd1=63.7mm(6)验算轮齿接触疲劳承载能力oH=ZHZEKFt/bd 1(u+1/u) 1/2d2=267.9mm=2.4 X189.9ha=2.5mmX2.69 x103/67 X56(4.764+1/4.764)oh 1/2hf=3.125mm=400.3MPa< oH=537.8MPah=5.625mm(7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力da1 =68.7mm查图 6-20 Y 3=0.

18、9da2=272.9mZv1=Z1/ cos3 3=22/ cos 3 11.1863 °23.31mZV2=Z2/ cos3 3=104/ cos 3 11.1863 °110.17df1 =57.45m根据课本表 7-10 得，：Yf1二 4.28Yf2=3.93m(5F1 = KFt Yf1 Y 3 bmdf2=261.65m=2.69 X103 X4.28 X0.9/67 X2.5m=61.86MPa < oF1102= KFt Yf2 Y bmb1=70mm=2.69 X103 X3.39 X0.9/67 X2.5b2=65mm=56.8 <冋齿根弯曲

19、强度足够V =1.067m/s选取7级六、轴的设计计算KA=1输入轴的设计计算Kv=1.051.选择轴的材料确定许用应力Kf a=1.3由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设Kf 尸1.32左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢调质处理硬度 217255HBW ©=60MpaK=1.802、估算轴的基本直径根据表15-3，取C=105主动轴：d 毛(P/nJ 1/3 =105(3.8/320) 1/3 =23.96CT考虑有键槽，将直径增5%.则H=400.3MPadi=23.96 x (1+5%mm=25.15mm 取 di =26mm从动轴：d >C(PIi/n ii

20、) 1/3 =105(3.65/76.37) 1/3 =38.10考虑有键槽，将直径增大5%则d2=38.10 x (1+5%)mm=40.10mm 取 d2=42mm3、轴的结构设计Zv1=23.31(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两Zv2=110.17轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴.(2)确定轴各段直径和长度(T初选用7207C角接触球轴承，其内径为35m,宽度F1=61.86MPa为17mm要安装挡油盘所以取di=35mLi=26mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的oF2=56.8长度为 L=65mm,所以 d2= d 3 =40mmL3= L4=16m

21、m安装轴承和挡油盘所以取d4=35mL4=26mmd5=30mm L5=55mm由前面计算得d6=26mm 取L6=31mm(3)按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核T=60Mpa圆周力 Ft=2Ti/di=2 X1134O6/63.7=356O.63N径向力 Fr= Fttan a/cos B取 C=105=3560.63 xtan20 7cos12.753 °=1180.53N轴向力 Fa二Fttan p=3560.63 Xtan12.753 °=721.93N取d仁26mm2)计算轴承支反力图1(2)1(4)水平面Rah=(Fq x 82+Fa x d1F2 x 6

22、7.5(67.5+67.5)=(1324.96 x 824721.93 X63.7/2-1180.53 x 67.5)/135 =555.17NRbh=Fq+F+F an=1324.96+1180.53+288.61 +=2505.49N垂直面 Rav=Rbv=Fi72=1180.53/2=590.27N(1)绘制水平面弯矩图(如图1(3)和垂直面弯矩图(如图1(5)小齿轮中间断面左侧水平弯矩为Mchl=Rah x67.5=3.7473 x 10N mm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为M chr= Rah x 67.5Fa x d1/2= 555.17 x 67.-721.93 x31.85= 1

23、.448 x 10N mm右轴颈中间断面处水平弯矩为取 d2=42mmd1=30mmL1=26mm d2=40mmL2=L3=16mm d3=40mm d4=35mL4=26mm d5=30mm l_5=55mm d6=26mmL6=31mmMbh=FqX82=1324.96 x 82=1.0864 x 10N mm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为M cv= Rav x 67.5=800.54x 67.5=3.9845 x ifiN mm(2)按下式合成弯矩图(如图1 (6)M=( M h 2+ Mv 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为M cl= ( M chl 2 + M cv 2) 1/2=

24、(3.7473 x104) 2 + (3.9845 xi04)21/2=5.4698 xi04 N mm小齿轮中间断面右侧弯矩为M cr= ( M chr 2 + M cv 2) 1/2=(1.448 x104) 2 + (3.985 x104)21/2=4.239 x104 N mm(3) 画出轴的转矩T图1 (7)T=113406Nmm(4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1 (8)Me= ( Mh2+( a T 2) 1/2这里，取a =0.6 ,a T=0.6 x113406=6.8043 x104 N mm由图1 (1)可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别

25、为Ft=3560.63NFr= =1180.53NFa=721.93NRah=555.17NRbh= 2505.49NRav = Rbv=590.27NMc=(Mcr2+( a T 2) 1/2 =(6.8043 x104) 2 + (4.2394 X1O4)21/2=8.1O7 X104 N mmMb=(M bh2+( a T 2) 1/2=(1.086467 x105) 2 + (6.80436 X104)21/2=7.656 X104 N mm(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截 面处的强度条件：o=M b/W=M B/0.1d3= 1.28195 X105/0.1 X35

26、3=29.90< 胡C截面处的强度条件：o=M c/W=M c/0.1d3=1.281953 X105/0.1 X57.453=6.76 Mpa < a结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安 全M chl=3.7473 x104N mmM chr=1.448 X 10N mmM bh= 1.0864x105N mmM cv= 3.985 X104N mmM cl=5.4698X104 N mmM cr=4.239 X104 N mmT=1.13406xiO5N.mm a T=6.8043X104 N mmMc=8.01702X104 N mmMb=1.281953 x 105

27、N mm1(1)1(2)1(3),FtRAV1(4)RBV3.9845 X 1041(5)(1) 轴的零件定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央 ，相对两 轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒 轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。(2) 确定轴的各段直径和长度初选用7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。d1=50mm 由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。d2= 66mmL2=8mm安装齿轮的所以ds=58mm，Ls=64mm安装轴承和挡油盘所以取d4=48mmL4=50mmd5=44mm L 5=54mm由前面计算得d6=42mm。取L6=50

28、mm(3)从动轴的强度校核 圆周力Ft:Ft=2T 2/ d 2=2 X456429 /267.9 =3407.5N 径向力Fr：d1=50mmFr= F ttan a/cos 3=3407.5 xtan20 °/cos12.753=1271.6N轴向力Fa： Fa=Fttan 3=3407.5 xtan 12.753 °=691.9N(4) 计算轴承支反力水平面：RAH=(Fa Xd2/2-Fr X67.5)/(67.5+67.5)=(721.9 X267.9/2-1271.6 X67.5)/135=807.5NRbh=F+F an=1271.6+807.5=2079.1

29、N垂直面 R av=R BV=Fr/2=1271.6/2=635.8N(3)画出水平弯矩 MH图2 (3)垂直弯矩Mv图2(5)大齿轮中间断面左侧水平弯矩Mchl=RahX6 7.5 = 54506 Nmm大齿轮中间断面右侧水平弯矩为L1=39mm。 d2= 66mmL2=8mm d3=58mm,L3=64mmd4=48mmL4=50mmd5=44mmL5=54mmd6=42mmL6=42mmFt=3407.5NFr=1271.6NMcHR=RAHX6 7.5Fad 2/2Fa=691.9N=8 07.5 - 691.9 X267.9/2=-3.967X10 4Nmm大齿轮中间断面处的垂直弯矩

30、为Rah =807.5NMcv=RavX6 7.5=4.292 X 1 0 4 Nmm(4)计算合成弯矩M= ( M h 2+M v 22) 1/2大齿轮中间断面左侧弯矩为Rbh=2079.1M cl= ( M CHL 2 + M CV 2) 1/2N=4.380 X104 N mm大齿轮中间断面右侧弯矩为R av=RbvM CR= ( M CHR 2 + M CV 2) 1/2=635.8N=5.744 X104 N mmM chl =54506(5) 画出轴的轴转矩T图2(7)N mmT= 4.56429 X10 5 N mmM c H R =(6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图2(8)3

31、 .8174 X 1Me= ( M h2+( a T 2) 1/20 4 N mm这里，取a =0.6 ,a T=2.73857 X10 5 N mmM c v =4.292 X 1 0 4由图2( 1)可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大N mm当量弯矩分别为Mc=(Mcr2+( a T 2)1/2=(57440)2+(2.73857 X10 5 )2严=2.79816 X10 5 N mm(7)校核轴的强度去C截面作为危险截面C截面处的强度条件：(T =Mt/W=M c/0.1d3=2.79826 X10 5 /0.1 X583= 14.34 Mpa < t结论：按弯扭合成强度校核大齿

32、轮轴的强度足够安Mcl =4.380 X104 N mmMcr=5.744 X104 N mmT = 4.56429X10 5 N mm全aT=2.73857X10 5 N mmMc=2.7982(1)16 X 10 N mmRAV545062(3)Ft1 14RAV2(4)RBV4.292X 1 02(5)5.744 X 1042(6)4.56429 X 105TaT273857X1052(7)2.79816 X 1052.73857 X 1054.380X 1042(8)七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得16 X300

33、 X5=24000 小时1、由上面的设计，初选轴承的内径小齿轮轴的轴承内径 d仁35mm大齿轮轴的轴承内径 d2=50mm由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承，查手册：小齿轮轴上的轴承选择型号为 7207AC大齿轮轴上的轴承选择型号为 7210AC7207 AC型号的轴承的主要参数：d = 3 5mm Cr = 22.5 KNCor = l 6.5 KN D= 72mmB=1 7mm7210 AC型号轴承的主要参数：d = 5 0mm Cr = 32.8 KNCor= 26.8 KN D= 90 mmB = 20 mm2小齿轮轴的轴承(1)计算轴承的轴向载荷和径向载荷小齿轮轴的轴

34、向力 Fa1=721.93NA端轴承所受的径向力Fra=(Rah2+Rav2) 1/2 =(555.17) 2+(590.27) 2 1/2=810.33NB端轴承所受的径向力Frb=(Rbh2+Rbv2) 1/2 =(2505.49) 2+(590.27) 2 1/2=2574.08N两轴承的派生轴向力查表得：Fs=0.68F r则 Fsa=0.68Fra=551.02N则 Fsb=0.68Frb =1750.37N由于Fsa水平向右Fsb水平向左 Fa1水平向右有 Fsa + Fa1=551.02+721.93=1272.95N<Fsb因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B

35、被放松FAa=Fa+F sb=-721.93+1750.37=1028.44NFAb=FsB=1750.37N(2)计算当量动载荷FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68FAb /Frb=1750.37/2574.08=0.679查手册，得：Pl= (0.41F Ra+0.87FAa)=(0.41 X810.33+0.87 x1028.44)=1226.98NP2= Frb= 1750.37NP2 >P1所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6 ,取fp=1.02工作温度低于100°C,查表13-4 ,得fT=1.

36、0轴承2的寿命 为:Lh=10 6/60n(f tC/fpP) 3=10 6/ (60 x960 ) x(22500/1.02 x1750.37)3=34739h>24000hFa1=721.93 nFra=810.33n预期寿命足够2、计算从动轴承(1)计算轴的轴向载荷和径向载荷Frb=2574.0大齿轮轴的轴向载荷 Fa2=691.9NNA端所承受的径向力Fra=(Rah2+Rav2) 1/2 =(807.5) 2+(635.8) 2 1/2=1027.76NB端轴承所受的径向力Fsa=551.02NFrb=(Rbh2+Rbv2) 1/2 =(2079.1) 2+(635.8) 2

37、1/2Fsb=1750.37=2174.14NN两轴承的派生轴向力查表得Fs=0.68F r则 Fsa=0.68F ra=698.904N则 Fsb=0.68Frb =1478.42N由于Fsa水平向右Fsb水平向左 Fa2水平向右有：FAa=1028.44Fsa + Fa2N=698.904+691.9=1390.8N<F sb=1478.42FAb= 1750.37NN因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松FAa=Fa+F sb=-691.9+1478.42=786.52NFAb=FsB=1478.42N(2)计算当量动载荷FAa/FRA=786.52/1027.76=

38、0.77>0.68FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679查手册得：Pi= (0.41F Ra+0.87FAa)=(0.41 X1027.76+0.87 x786.52)=1105.65NP2= Frb= 2174.14N P2 >Pi所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.0工作温度低于100°C,查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命 为:Lh=10 6/60n(f tC/fpP) 3=10 6/ (60 x960 ) x(32800/2174.14) 3=29608h>24000h此轴承合格八、

39、键联接的选择及校核计算1、主动轴外伸端 d=26mm,考虑到键在轴中部安装，故选键 8 X30GB/T1096-1990,b=8mm,L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力op=100MPaop=2T/dkl=2 x113406/26 x4 X32Fra=1027.76NFrb=2174.14N=68.15Mpa< oR(100Mpa)则强度足够，合格2、从动轴外伸端 d=42mm,考虑到键在轴中部安装，故选键 12 X55GB/T1096-1990,b=12mm,L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应

40、力op=1OOMPaop=2T/dkl=2 X456429/42 滋 x55=97.79Mpa< oR(100Mpa)则强度足够，合格3从动轴与齿轮联接处d=58mm,考虑键槽在轴中部 安装，故选键 16 x 50 GB/T10961990,b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.5mm, 选择45钢，许用挤压应力op=1OOMPa op=2T/dkl=2 x456429/58 x3.5 x50 =89.8Mpa< on(100Mpa)则强度足够，合格九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不咼，无特殊要求，考 虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1