带式输送机传动装置一级圆柱直齿轮减速器设计

1、郑州大学机械设计课程设计题 目：学生姓名：学 号：学 校：专 业：指导教师：计算说明书 带式运输机传动系统一级直齿圆柱齿轮减速器杨泽坤 郑州大学 汽车制造与装配技术 王成明 李霞 张响 张军200978030225目录第1章 概述 . 31.1 设计的目的 . 31.2 设计的内容和任务 . 31.2.1设计的内容 . 41.2.2 设计的任务 . 41.3 设计的步骤 . 5第2章 传动装置的总体设计 . 52.1 拟定传动方案 . 52.2选择原动机电动机 . 62.2.1选择电动机类型和结构型式. 62.2.2确定电动机的功率 . 62.2.3确定电动机的转速 . 82.3传动装置总传动

2、比的确定及各级传动比的分配 . 82.3.1计算总传动比 . 92.3.2合理分配各级传动比 . 92.4算传动装置的运动和动力参数 . 92.4.1 0轴（电机轴）输入功率 转速 转矩 . 102.4.2 1轴（高速轴）输入功率 转速 转矩 . 102.4.3 2轴（低速轴）输入功率 转速 转矩 . 102.4.4 3轴（滚筒轴）输入功率 转速 转矩 . 110第3章 传动零件的设计计算 . 123.1 减速箱外传动零件带传动设计.1323.1.1带传动设计要求： .1323.1.2 V带传动设计计算 .1323.2 减速器内传动零件-齿轮设计.1653.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及

3、齿数 .1653.2.2 按齿面接触强度设计 .1763.2.3 按齿根弯曲强度计算 . 183.2.4、齿轮几何尺寸计算 .2103.3 轴的设计输入轴的设计 .2103.3.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 .2103.3.2初步设计输入轴的结构 .2213.4轴的设计输出轴的设计 . 223.4.1初步确定轴的最小直径 .2323.4.2初步设计输出轴的结构 . 23第4章 部件的选择与设计 . 254.1轴承的选择 . 254.1.1输入轴轴承 . 254.1.2输出轴轴承 . 254.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 . 264.3轴承端盖的设计与选择 . 274.3.1类型

4、 . 274.4 滚动轴承的润滑和密封 . 284.5联轴器的选择 . 294.5.1、联轴器类型的选择 . 294.5.2、联轴器的型号选择 . 294.6其它结构设计 . 294.6.1通气器的设计 . 294.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩 . 304.6.3启盖螺钉 . 304.6.4定位销 . 314.6.5油标 . 314.6.6放油孔及螺塞 . 314.7箱体 . 32第5章 结 论 . 33参考文献 . 34第1章 概述1.1 设计的目的设计目的在于培养机械设计能力。设计是完成机械专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：1. 通过设计培养综

5、合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。1.2 设计的内容和任务1.2.1设计的内容本设计的题目为一级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图

6、及典型零件图；（5）编写设计计算说明书。1.2.2 设计的任务（1）减速器装配图1张（0号图纸）（2）输入轴输出轴零件图各1张（3）齿轮零件图1张（4）减速器箱体零件图1张（5）设计说明书1份1.3 设计的步骤遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：1. 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，熟悉设计对象。2. 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。3. 传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。4. 装配图绘

7、制 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。6. 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。第2章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1 拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。现考虑有以下两种传动方案如下图所示：a)

8、 b)图2-1 带式运输机传动方案比较传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b两种方案的比较。a方案 结构简单，尺寸紧凑，成本低，操作维护方便；b方案 相比较,宽度尺寸较大，成本高。根据传动要求，工作条件，故选择方案a，同时加上V型带传动。即采用V带传动和一级圆柱齿轮减速器传动。 I2.2选择原动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转

9、速，提出具体的电动机型号。2.2.1选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则

10、电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率Pw由1中公式（2-1）得：Pw=FV/1000=48001.4/1000=6.72kW 设计题目给定：输送带拉力F（N）=4800N输送带速度V(m/s)=1.4m/s2. 计算电动机的输出功率Pd根据文献1（机械设计课程设计唐增宝 常建娥 主编 华中科技大学出版）表22确定个部分效率如下：弹性联轴器：1=0.99（一个）滚动轴承（每对）：2=0.99（共三对，两对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：3=0.98（精度7级）传动滚筒效率：4=0.96 V带传动效率：带=0.95得总1电22动2

11、机34至带工作机间的总效率：=0.990.990.990.990.980.960.95=0.8585电动机的输出功率：Pd=FV48001.4=7.83KW 1000总10000.85852.2.3确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min，常选用1500r/min或1000r/min的电动机。1. 计算滚筒的转速nw 由公式nw=10

12、0060V计算滚筒转速nw： D100060V1000601.4=53.5r/min D500工作机的转速：nw=设计题目给定：滚筒直径D=500mm输送带速度V(m/s)=1.4m/s2. 确定电动机的转速nd由参考文献2（机械设计）中表181可知一级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=35，由参考文献1 V带传动比范围为i=24，所以总传动比合理范围为i总=620，故电动机转速的可选范围是：nd=(620)53.5r/min=3211072r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min 由参考文献1中表161查得：表161中，考虑电动机和传动装置的

13、尺寸、重量和总传动比，即选定3号方案，电动机型号为Y180L-8。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数表2-2带式输送机相关参数2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw可得传动装置的总传动比i=nm/nw对于多级传动i=(i1i2i3in)计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。2.3.1计算总传动比由电动机的满载转速nm=730r/min和工作机主动轴的转速53.5r/min， 可得： 总传动比i=nm/nw=2.3.2合理分配各级传动比由参考文献1中表23，取带传动比i带=3，i=13.64，则

14、一级减速器传动比 730=13.64 53.5i减=ii带=13.64=4.55 32.4算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。 102.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩Pd=7.83kWnm=730r/minTd=9550Pd/nm=95507.83=102.43Nm 7302.4.2 1轴（高速轴）输入功率、转速、转矩PI=Pd01=Pd带=7.830.95=7.44KWn1=nm/i带=243.3r/minTI=Tdi带带=102.4330.95=291.93Nm2

15、.4.3 2轴（低速轴）输入功率、转速、转矩243.3=53.47r/min 4.55 PII=PI3=7.440.98=7.29KWn2=n1/i12=TII=TIi123=291.934.550.98=1301.72Nm2.4.4 3轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩PIII=PII12=7.290.990.99=7.145KWn3=n2=53.47r/minTII=ITII12=1301.720.990.99=1275.8Nm各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：率取0.99.第3章 传动零件的设计计算3.1 减速箱外传动零件带传动设计 参考2中P163例题

16、3.1.1带传动设计要求：1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。3.1.2 V带传动设计计算1、确定计

17、算功率由2中表8-7查得工作情况系数KA=1.1由2中公式8-21：Pca=KAPdPca=KAPd=1.17.83=8.613kW2、选择V带的带型kW及nm=730r/min,由2中图8-11选用B型 根据Pca=8.6133、确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=150mm 验算带速v按2中公式8-13验算带的速度v=dd1n601000=3.14150730=5.73m/s601000 因为5m/s<v<25m/s,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2

18、dd2=idd1=3150=450mm由2中表8-8取dd2=450mm4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld 根据2中公式8-20，0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2), 初定中心距a0=500mm由2中公式8-22计算所需的基准长度 Ld0=2a0+2(dd1+dd2)+2(dd2-dd1)24a0=1987mm =2500+2(450-150)(150+450)+4500由2中表8-2选带的基准长度Ld=2000mm 计算实际中心距a由2中公式8-23计算a=a0+ld-ld02000-1987=500+510mm 225、验算小带轮上的包角1根据2中公式8-25计算：118

19、0-(dd2-dd1)6、计算带的根数z 57.357.3=180-(450-150)146.2990 a510计算单根V带的额定功率pr由dd1=150mm和nm=730r/min,查2中表8-4a得P0=1.93kw 根据nm=730r/min、n=970r/min、i=3和B型带查2中表8-4b得P0=0.23kw查2中表8-5得K=0.914，查2中表8-2得KL=0.98, 于是由2中公式8-26：z=PcKAP=P0+P0KKL PrPr=(P0+P0)KKL=(1.93+0.23)0.9140.98=1.935kW 计算V带的根数z z=Pc8.613=4.45 Pr1.935取

20、5根7、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 根据2中公式8-27：(F0)min=(2.5-K)Pc+qv2 Kzv=500(2.5-0.914)8.613+0.185.732=266.74N0.91455.73 15其中q由2中表8-3得B型带q=0.18kg/m 应使带的实际初拉力F0 (F0)min。 8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得： (Fp)min=2z(F0)minsin9、带轮结构设计查2中表8-10得大、小带轮总宽度：B=419+211.5=99mm V型带传动相关数据见表3-0V。12=25266.74sin146.29=3063.39N 23.2 减

21、速器内传动零件齿轮设计 2中P211题3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择7级精度3. 材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度270HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度230HBS4. 试选择小齿轮齿数 z1=25大齿轮齿数 z2=i12Z1=4.5525=113.75取z2=114 齿数比u1=i12=4.553.2.2 按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数kt=1.

22、3 小齿轮转矩T1=9.55106PI7.44=9.55106=2.92105Nmm n1243.312由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数zE=189.8MPa齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数d=1由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： Hlim1=600MPa Hlim1=550MPa计算应力循环次数N1=60n1jLh=60243.31(830010)=3.51083.5108N2=N1/u1=0.77108 4.55由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 KHN2=0.95计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由文献2中

23、式10-12H1=KHN1Hlim1S=0.90600=540MPaH2=KHN2Hlim2=0.95550=522.5MPa S2KT1u1±1ZE计算 由式d1t2.32 du1H试算小齿轮分度圆直径d1t KtT1u1±1ZEd1t2.32 du1H2251.32.92104.55+1189.8=2.32 14.55522.52=90.83mm计算圆周速度v v=d1tn1601000=90.83243.3601000=1.16m/s计算齿宽b b=dd1t=190.83=90.83mm b计算齿宽与齿高比 h模数 mt=d1t90.83=3.63 齿高 h=2.25

24、mt=2.253.63=8.17 Z125b90.83=11.12 h8.17 计算载荷系数据v=1.16m/s 7级精度。由图10-8查动载荷系数Kv=1.04 直齿轮KH=KF=1由文献2中表10-2查得使用系数KA=1 由文献2中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时 18KH=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310-3b=1.12+0.181.6+0.2310-390.83=1.43由b=11.12 KH=1.43 在文献2中查图10-13 得KF=1.35 h22故载荷系数K=KAKvKHKH=11.0411.43=1.49 按实际的载荷系数校正所算得的分

25、度圆直径，由文献2中式10-10a得 d1=d1tK1.49=90.83=94.47mm Kt1.3d194.47=3.78mm Z125 计算模数m m=3.2.3 按齿根弯曲强度计算由文献1中10-5设计公式 mdZ12F2KT1YFaYSa1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由2中式10-12 F1=KFN1FE1=0.85500=303.57MPa

26、S1.4F2=KFN2FE2S=0.88380=238.86MPa1.4 计算载荷系数KK=KAKvKFKF=11.0411.35=1.404 查取齿形系数由2中表10-5查得 YFa1=2.62 YFa2=2.177 查取应力校正系数由2中表10-5查得 YSa1=1.59 YSa2=1.793计算大小齿轮的YFa1YSa1F1=2.621.59=0.013723303.572.1771.793=0.016342238.86 YFa2YSa2F2=大齿轮的数值大2. 设计计算 2KT1YFaYSa21.4043.393105m=0.016342=2.92mm 22125dZ1F对比计算结果，

27、由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.92并根据就近圆整为标准值m=3，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d=94.47mm， 1算出小齿轮的齿数z1=d194.47=32 m3大齿轮的齿数z2=4.5532=143.28 取z2=144实际传动比：i=144=4.5 32传动比误差：i=4.5-4.14100%=1%5% 允许 4.143.2.4、齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d1=z1m=323=96m

28、m d2=z2m=1443=432mm 中心距a=96+432=264m 2 齿轮宽度b=dd1=96mm 取 B1=96mm B2=90mm 圆周力：Ft1=2T12291.93=6081.87N d19610-3径向力：Fr1=Ft1tan20 =6081.87tan20 =2213.6N3.3 轴的设计输入轴的设计3.3.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： 21输入轴的功率 PI=7.44KW输入轴的转速 n1=243.3r/min输入轴的转矩 TI=29

29、1.93Nm 圆周力：Ft1=2T12291.93=6081.87N d19610-3径向力：Fr1=Ft1tan20 =6081.87tan20 =2213.6N3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表153，取A0=112dmin=A0PI7.44=112=35.18mm nI243.33.3.2初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为dmin=35.18mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA=40mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB=50mm。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，

30、高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据dB=50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6211，其尺寸为dDB=5510021，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩。由于轴承长度为21mm，根据挡油板总宽度为18mm故lC=lH=39mm，根 22据箱座壁厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离21，则取2=12mm，由于挡油板内测与箱体内壁取3mm，故lG=12-3=9mm。设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴

31、承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lB=75mm。根据根据带轮宽度可确定lA=118mm图3-1输入轴结构简图3.4轴的设计输出轴的设计3.4.1初步确定轴的最小直径 dmin=A0PII7.29=112=57.6mm n253.471、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 PII=7.29KW输出轴的转速 n2=53.47/min输出轴的转矩 TII=1301.72NmF

32、t2=2TII21301.72=6026.5N -3d243210Fr2=Ft2tan20 =6026.5tan20 =2193.5N.初步确定轴的最小直径 dmin=A0PII7.29=112=57.579mm n253.473.4.2初步设计输出轴的结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1查2表14-1，考虑到转矩变化很小故取KA=1.5，则：Tca=KATII=1.51301.72Nm=1952.58Nm初选联轴器按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查1表13-5,选用型号为L

33、T10的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm。半联轴器的孔径dg=85mm,故取dg=85mm半联轴器长度L=172mm。3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度图3-4输出轴结构简图轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的dg=85mm，g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为df=115mm。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df=115m，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924（参考文献3），其尺寸为dDB=

34、12016522，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，取轴肩长为8mm。由于轴承长度为22mm，挡油板总宽为18mm故le=40mm。 设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lf=75mm。第4章 部件的选择与设计4.1轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。4.1.1输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P=2213.6N；轴承转速n1=243.3r/min；轴承的预期寿命Lh=8300

35、10=24000h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值C=P60n1Lh60243.324000=2213.6=15.61kN 106106按照3 表22-1选择C=33.5kN的6211轴承4.1.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P=2193.5N；轴承承受的转速 n3=53.4r/min轴承的预期寿命 Lh=830010=24000h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值C=P60n3Lh6053.424000=2193.5=9.33kN 661010按照3 表22-1选择C=40.8kN

36、的61924轴承4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d=40mm，由2中表6-1选择bh=108。键长根据皮带轮宽度B=99，选取键的长度系列取键长L=90. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力=100120MPap取平均值p=110MP。a键的工作长度l=L-b=90-10=80mm，键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.58=4mm32T2291.9310310=45.6MPa<p，强度由2中式6-1得p=Kld4804

37、0足够。键bL=10902. 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩TII应小于联轴器公称转矩。查1表13-5。选用LT10型弹性联轴器。其公称转矩为Tn=2000Nm。半联轴器孔径d1=85mm。 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径d=85mm，联轴器Y型轴孔d1=85mm，轴孔长度L=172mm选取A型普通平键bhL=2514140 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力=100120MPap取平均值p=110MPa。键的工作长度l=L-b=140-25=115mmK=0.5h=0.514=7mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度2TII10321301.

38、72103=38.05MPa<p，由2中式6-1得p=强Kld711585度足够。键bL=251404.3轴承端盖的设计与选择4.3.1类型根据箱体设计和所使用的轴承，选用凸缘式轴承端盖。 各轴上的端盖；闷盖和透盖：闷盖示意图 透盖示意图4.4 滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度v<2m/s,轴承内径和转速乘积dn2105mmr/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.根据1表15-4知:轴承选用钠基润滑脂4.5联轴器的选择4.5.1、联轴器类型的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移4.5.2、联轴器的型号选择（）计算转矩由2中表14-1查得KA=1.5，故由2中式（14-1）得计算转矩为 Tca=KATII=1.51301.721952.58Nm式中K为工作情况系数，由工作情况系数表确定。（3）选择联轴器型号根据1表13-5中查得LT10型弹性柱销联轴器的许用转矩为 2000Nm,许用最大转速为2300r/min，轴径为63