课程设计说明书模板

1、目 录摘要1绪言2正 文3一、设计任务书31.1、设计题目31.2、传动系统方案31.3、设计原始数据41.4、工作条件41.5、设计工作量4二、选择电动机42.1、电动机类型和结构型式的选择42.2、选择电动机功率42.3、确定电动机转速5三、计算总传动比和分配传动比6四、计算传动装置的运动和动力参数64.1、各轴转速64.2、各轴的输入功率64.3、各轴输入转矩7五、传动零件的设计计算75.1、电机与减速器之间皮带形式的选择75.2、电机皮带轮设计75.3、减速器高速轴皮带轮设计75.4、齿轮设计85.5、轴（减速器高速轴）的设计105.6、轴（减速器低速轴）的设计：1316六、轴承的选择

2、176.1、I轴（高速轴）轴承选择176.2、II轴（低速轴）轴承选择17七、键联接的选择及校核计算187.1、电机轴端键的选择和计算187.2、I轴（高速轴）轴端键的选择和计算187.3、轴轴端（联轴器处）键的选择和计算197.4、轴大齿轮联接键的选择和计算：19八、联轴器的选择19九、减速器的设计计算199.1、减速器箱体材料的选用199.2、减速器主要结构尺寸209.3、减速器附件的设计20十、减速器的密封2110.1、高速轴的密封2110.2、低速轴的密封2110.3、箱体上下盖间的密封21十一、润滑方式22结论23参考文献附录24摘要我选择的题目是设计带式运输机的传动装置（一级减速器

3、）的第二组数据，带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械之一，非常常见。所以我选择的设计课题是一个非常传统的老题目，但是要想把它真正做好，却不是件简单的事情。必须得全身心的投入到设计中去，充分运用各种学习手段，包括电脑、网络、技术资料等等，另外还得经常向老师请教，和同学们交流。希望通过这次设计，能客观地检验一下自己对专业知识掌握运用能力，同时有效地提高自己的专业技术和理论水平，为自己以后的学习工作起到促进作用！绪言在现代化的企业中,有大量的原料半成品和成品(如,矿石、水泥等)需要机械搬运，除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的运输，是靠各种形式的运输机来完成的

4、，在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。运输机械的形式有很多，通常根据有无挠性牵引件（比如，链、绳、带等）等分为：1) 具有挠性牵引件的运输机：如带式运输机、板式运输机、刮板运输机、提升机、架空索道等。2) 无挠性牵引件的运输机：如螺旋运输机、滚柱输送机、气力运输机等。以及其它装载机械等。带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械。主要应用在沿水平方向或沿坡度不大的倾斜方向，连续地大批量的运送粒散状物料或单件物品。它具有生产效率高，运送距离长、工作平衡、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小（一般小于30度），带条磨损较快等。其

5、传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。正 文一、设计任务书1.1、设计题目设计带式运输机的传动装置（一级减速器）。如下图（图1-1）图1-1 带式输送机简图1.2、传动系统方案如下图（图1-2）图1-2 传动系统简图1电动机；2带传动；3级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5卷筒1.3、设计原始数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V（m/s）卷筒直径D（mm）25001.42801.4、工作条件单向连续平稳传动,常温下双班制工作，空载起动，装置寿命为7年。1.5、设计工作量1、减速器装配图一张（A1图纸）。2、零件图两张（轴和齿轮

6、A3图纸）。3、设计说明书1份。二、选择电动机2.1、电动机类型和结构型式的选择根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2.2、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为：Pd=FV1000w=2500×1.41000w=2500×1.40.84=4.16kw其中，.w=1.2.3.4.5.6 = 0.96×0.99×0.97×0.97×0.97×0.98×0.96 0.84w:工作机的效率1：带传动效率取0.962：齿轮传动轴承0.993：齿轮传动0.974：联轴器0.975：卷筒轴的轴承0.

7、986：卷筒0.962.3、确定电动机转速nd=i1×i2nw卷筒轴的工作转速为：1.4米d=1400×280=1.59rs=1.59×60 rmin =95.493rmin取V带传动比i1'=24，单级齿轮传动比i2'=35则，合理总的传动比范围为i'=620，故电动机转速的可选范围为：nd'=i'.nw=620×95.496rmin=572.9581909.86 rmin。符合这一范围的同步转速有1440 rmin、960 rmin、720 rmin，得：符合上述条件的电机有三种，其技术参数及传动比的比较情况见

8、下表：方案电动机型号额定功率电动机转速rminPedkW转速1Y132S-45.5kW14402Y100M2-65.5kW9603Y160M2-85.5kW720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1比较合适，因此选定电动机型号为Y132S-4，所选电动机的额定功率Ped= 5.5kW，满载转速nm=1440rmin。所选电机主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示： 机座号极数ABCDEFG132S82161408938(+0.018/+0.002)801033HKABACADHDBBL13212280270210315200475三、计算总传动比和

9、分配传动比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为：i=nmnw=144095.496=15.08分配各级传动比主要考虑以下几点：（）各级传动的传动比应在推荐的范围内选取。（）应使传动装置的结构尺寸较小，重量较轻。（）应使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。（）允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为。初取皮带传动比为3.5，齿轮传动比为4.308。四、计算传动装置的运动和动力参数4.1、各轴转速n= n mi0=14403.5 （rmin） =411.43 rminn=n1i1=411.434.308（rmin） =95.50 rmi

10、n卷筒轴nw=n=95.50 rminnm-电动机的满载转速n-轴的转速 n-轴的转速nw -卷筒轴的转速4.2、各轴的输入功率P=Pd.01=4.2×0.96KW=4.302KWP= P.12= P。2.3=4.302×0.99×0.97KW=3.872KW卷筒轴P= P. 2. 4=3.872×0.99×0.97=3.7182 KWPd电动机的输出功率；PI轴的输入功率；P轴的输入功率；P卷筒轴的输入功率；01电动机轴与I轴间的传动效率；12I轴与轴间的传动效率。4.3、各轴输入转矩电动机轴的输出转矩Td(公式：Td=9550×P

11、d/ nm)：Td=9550×Pd/ nm=9550×4.2/1440（N.M）=27.854N.MI轴转矩：T1= Td.i0.01=27.854×3.5×0.96 （N.M）=93.59N.M轴转矩：T= T1 .i1. 12=93.59×4.308×0.99×0.97 （N.M）=387.179 N.M卷筒轴转矩：T= T. 2. 4=387.179×0.99×0.97=371.808 N.M运动和动力参数的计算结果列于下表：参数/轴名电动机轴轴轴卷筒轴转速nrmin1440411.4395.509

12、5.50输入功率PKW4.24.303.873.72输入转矩TN.m27.8593.59387.18371.81传动比i3.54.3081效率0.960.960.96五、传动零件的设计计算5.1、电机与减速器之间皮带形式的选择电机与减速器之间皮带使用开口V带传动，选A型V带。5.2、电机皮带轮设计电机轴端D=38轴端台阶长E=80中心高H=132取三槽共宽78（15+15+15+15+11.5×2=78），内孔直径38，外径尺寸100。5.3、减速器高速轴皮带轮设计轮槽外形尺寸与电机皮带轮相同，重点结合传动比计算外径尺寸：100×3.5=350-取355，内孔直径及键槽尺寸

13、经由进行轴设计时选取。5.4、齿轮设计选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用40Cr钢调质，硬度280HBS。大齿轮选用45调质钢，硬度240HBS。因为是普通减速器由第八版机械设计（以下简称“书”）表10-8选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um。按齿面接触疲劳强度设计：因两齿轮均为钢质齿轮，应用书公式10-9可知：d176.43×3KT1(u±1)/ uduH求出d1值，确定有关参数与系数：转矩T1 T1 =9.55×106P/n1=9.55×106×4.032/411.43N.mm 93.95×104 N.mm载荷系数取Kt

14、=1.3齿数Z1和齿宽系数d：齿轮传动为4.308，推荐取Z1=2440（闭式轮齿面齿轮传动），小齿轮的齿数Z1取32，则大齿轮齿数为138，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由“书”表10-7取d =1。许用接触应力H由“书”图10-21d查得：Hlim1=600MPa, Hlim2=550MPa取安全系数S=1，由书式10-13得： N1=60njLh=60×411.43×1×(7×365×8×2) 1.009×10 9 N2= N1/i=1.009×10 9/4.308=2.343×1

15、0 9查“书”图10.27得Khn1=0.92, Khn2=0.96由“书”公式10-12可得：H1=Khn1Hlim1/S=0.92×600/1（MPa）=552MPaH2= Khn2Hlim2/S=0.96×550/1MPa=528MPa故由“书”10-9a得： d162.307mm综合考虑，选取标准模数m=2mm主要尺寸计算 d1=mZ1=2×32（mm）=64mm d2=mZ2=2×138（mm）=276mm b=dd1=1×64mm=64mmb1= b2+5（mm）=64+5（mm）=69mm a=1/2m(Z1+Z2)=1/2

16、15;2(32+276)=308mm按齿根疲劳强度校核 由“书”公式10-12得出F,如FF则校核合格确定有关系数与参数：齿形系数YF 查“书”表10-5得YF1=2.62 YF2=2.1736应力修正系数YS查“书”表10-5得YS1=1.59 YS2=1.7964许用弯曲应力F由“书”图10-20c查得Fe1=500 MPa ，Fe2=380 MPa取弯曲疲劳安全系数SF=1.4由“书”图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85 Kfn2=0.88由式“可得：F1= Kfn1Fe1/SF=0.85×500/1.4=303.57MPa F2= Kfn2Fe2/SF=0.88

17、×380/1.4=238.86MPa故，F1=2KT1YF1YS1/b1md1=2×1.1×93.95×104×2.62×1.59/64×64×30×2 =35MPaF1=162MPaF2=2KT2YF2YS2/b2md2=2×1.1×387.179×104×2.1736×1.7964/69×69×40×2=87.32MPaF2=146MPa齿轮弯曲强度校核合格。验算齿轮的圆周速度V V=d1n160×1000=&#

18、215;64×411.43/60×1000m/s=1.378m/s由图10-22可知，选8级精度是合适的。几何尺寸计算。 齿数、模数如下表：项 目齿 数模 数小齿轮322大齿轮1382几何尺寸见下表序号名称符号计算公式小齿尺寸（mm）大齿轮尺寸（mm）1齿顶高HaHa=m222齿根高hfhf=1.25m2.52.53齿全高hH= ha+hf4.54.54顶隙cC=0.25m0.50.55分度圆直径dD=mz642766齿顶圆直径daDa=d+2ha682807齿根圆直径dfdf=d-2hf592718齿距PP=m6.286.289齿厚SS=P/23.143.1410齿槽宽E

19、e=P/23.143.1411标准中心距Aa=1/2m(z2+z1)170 5.5、轴（减速器高速轴）的设计1）选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知，减速器传递的功率较小，对材料无特殊要求，故选用45Cr并经调质处理，由资料查得，强度极限B=650 MPa，由资料查得许用弯曲应力-1b=60 MPa2）按扭转强度估算直径：由“书”表14.1得C=107118由式14.2得 dc.3pn=(107118) 34.032411.43 =(107114)×0.214 =22.9024.25mm，取直径d1=25mm3）轴的结构设计：由于是单级减速器，故可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴

20、承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装皮带轮。轴上零件的装配顺序：轴承分别从两端装入，齿轮初定为整体轴齿,两端轴承均用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。b、确定各轴段的直径轴段1即：外伸端（装皮带轮处）直径最小 d1=25mm，考虑到要对安装在轴段1（外伸端）上的皮带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能更顺利地在轴段3上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为29mm，轴段3的直径30mm,轴段4考虑要过渡至轴段5，轴段5即为齿轮处，确定制成整体轴齿式，而小齿轮的齿根圆为Ø59 mm，故将轴段4设计成带锥度，小端直径为Ø35 mm，大端直径为Ø4

21、5mm。同法可确定轴段4的小端直径为Ø35 mm，大端直径为Ø45 mm，轴段7同样要满足安装轴承的需要，故取轴段7的直径d2取为Ø30mm, 因此轴段1直径25mm，轴段2直径29mm，轴段3直径30mm，轴段4直径35mm，轴段5直径59mm，轴段6直径35mm，轴段7直径30mm。c、确定各轴段的长度：轴段1用于安装皮带轮，皮带轮的宽度为78mm，故将轴段1的长度相应取为78mm 。小齿轮的宽度为64mm,故取轴段5的长度为64mm，齿轮两端考虑齿轮端不会与箱体内壁相碰，轴台阶分别留长17.5mm，即轴段4、轴段6的长度均为17.5mm。为保证轴承安装在箱体

22、轴承座孔中（轴承选用6006，轴承验算见设计说明书后面部分，轴承宽度为13mm，尺寸30×55×13），并综合考虑取整、轴承润滑等各种因素，故取轴段7的长度为12mm，同时根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，轴段2的长度取为84mm，则两轴承支点距离L=112mm, 因此轴段1长度78mm，轴段2长度84mm，轴段3长度12mm，轴段4长度17.5mm，轴段5长度64mm，轴段6长度17.5mm，轴段7长度12mm。在轴段1上加工出键槽，键槽比相应的轮毂宽度小约10mm，键槽的宽度按轴段直径Ø25查表知用平键8×7，长度为70mm。轴（减速器高

23、速轴）总长度为285mm。d、选定轴的结构细节，如圆角，倒角，退刀槽等尺寸为装配皮带轮时的方便，轴段1的倒角取为1.5×45°，相应装配轴承的轴段6的倒角同样取为1.5×45°，其余倒角0.5×45°。为减小应力集中的出现，各轴段间用R0.5圆角过渡。 4）按弯扭合成强度校核轴径： 画出轴的受力图。 作水平面内的弯矩图。 小齿轮扭距：T1=9.36×104 N.mm，计算其圆周力：圆周力：Ft=2T1d=2×9.36×10464=2.93×103N径向力：Fr= Ft.tan=2.93×

24、;103×tg200=952N法向力：Fn= Ftcos=2.93×103cos2003080.8N其支点反力为：FHA=FHB=Ft2=2.93×103/2=1465N-截面处的弯矩为：MHI=1465×1122（N.mm）=82040 N.mm-截面处的弯矩为：MH=1465×2435160 N.mm作垂直面内的弯矩图，支点反力为： FVA=Fr/2=476N FVB= Fr- FVA =476NI-I截面左侧弯矩为： MVI左= FVA.l/2=476×56=26656N.mmI-I截面右侧弯矩为： MVI右= FVB.l/2=

25、476×56=26656N.mm-截面处的弯矩为：MV= FVB.39=476×24(N.mm)=11424 N.mm作合成弯矩图。M= MH2+MV2I-I截面: MI左= MVI左2+MHI227900.5 N.mm MI右= MVI右2+MHI227900.5 N.mm-截面： M= MV2+ MH236969.4 N.mm作转矩图。 T=9.55×106P/n=93600N.mm求当量弯矩。 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。I-I截面:MeI= MI右2+(aT) 299091 N.mm-截面：Me= M2+(aT) 26

26、4810 N.mm确定危险截面及校核强度。截面I-I，-所受转矩相同，但弯矩MeI Me，故截面I-I可能为危险截面，但I-I处轴径大于-处轴径，故也应对截面-进行校核。I-I截面:eI= Mei/W3.78MPae= Me/W24MPa查资料-1b=60MPa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。因所计轴的强度裕度不大，此轴可不必再作修改。5.6、轴（减速器低速轴）的设计： 1）选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知，减速器传递的功率较小，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理可以满足要求，由资料料查得，强度极限B=650 MPa，由资料查得许用弯曲应力-1b=

27、60 MPa2）按扭转强度估算直径：由“书”表14.1得，C=107118又由“书”公式（14.2）得，dC3P/A=(107118) 3 3.872/95.5036.7640.54mm由于轴上有键槽，将最小直径加大3%5%，则有： (28.5131.44) ×(1+5%)=38.642.58mm取直径d1=40mm3）II轴的结构设计结合I轴的设计思路，将齿轮布置在箱体内部中央，将II轴的轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴轴器。a、确定轴上零件的位置和固定方式：轴上零件的装配顺序：齿轮及定距环从轴径最小端即40端装入两只轴承分别从两端装入，一只利用轴肩定位，另一只用轴套定位

28、，周向采用过盈配合固定。b、确定各轴段的直径：轴段1为直径最小处即直径为40mm，为便于安装定位联轴器，轴段2上应有轴肩，同时为能更顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径的标准，故取轴段3的直径d2为45mm（选用轴承型号为6009，内径45mm，外形尺寸为45x75x16）。考虑到轴段上用于安装大齿轮，故轴段5也应设一轴肩，大齿轮已经计算，内孔直径为55mm,故轴段4 直径相应也为55mm，轴段6用于挡住轴承，直径设为50mm 。轴段7用于安装轴承相应直径为45mm，因此轴段1直径40mm，轴段2直径44mm，轴段3直径45mm，轴段4直径55mm，轴段5直径70mm，轴段6直径5

29、0mm，轴段7直径45mm。c、确定各轴段的长度：轴1段用于安装联轴器，联轴器宽度为84mm，故轴段1长度相应为84mm。轴段4用于安装大齿轮，大齿轮宽度为69mm，但考虑大齿轮的定位，保证套筒（套筒宽度为14mm）能顶住大齿轮，应使台阶略短一些，故长度设计为67mm。结合大小齿轮的对中性，并保证齿轮与减速箱体的距离，计算后得到轴段2的长度为80mm,轴段7用于安装轴承取为15mm，轴段6取6mm轴段5取9mm，则两轴承支点距离L=115mm。轴总长293mm。因此轴段1长度84mm，轴段2长度80mm，轴段3长度32mm，轴段4长度67mm，轴段5长度9mm，轴段6长度6mm，轴段7长度15

30、mm。d、选定轴的结构细节，如圆角，倒角等尺寸按设计结果画出轴的结构草图：为装配联轴器时的方便，轴段1的倒角取为1.5×45°，相应装配轴承的轴段7的倒角同样取为1.5×45°，其余倒角0.5×45°。为减小应力集中的出现，轴段间用R0.5圆角过渡。4）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图（b）大齿轮转矩T2=9.55×106P/n2=9.55×106×3.872/95.50=387119N.mm计算基圆周力：Ft2=2T2/d=2×387119/276=1402.6N径向力：Fr= Ft.tg

31、=1402.6×tg20。510.5N法向力：Fn= Ft/cos=1402.6/cos20。1492.6N作水平面内的弯矩图（c）其支点反力为：FHA=FHB= Ft2/2=1402.6/2=701.3NI-I截面处的弯矩为：MHI=963.5×l/2=701.3×115/238220.9N.mm-截面处的弯矩为MH=701.3×20=14026N.mm作垂直面内的弯矩图（d）支点反力为：FVA= Fr2/2 =510.5/2=255.25NFVB= Fr2-FVA=255.25NI-I截面左侧弯矩为：MVI左= FVA.l/2=255.25×

32、;115/213911.125 N.mmI-I截面右侧弯矩为：MVI右= FVB.l/213911.125 N.mm-截面处的弯矩为：MV= FVB.42=255.25×25=5105N.mm作合成弯矩图（e）M=MH2+MV2I-I截面:MI左= MVI左2+MHI2=40673.78N.mmMI右= MVI右2+MHI2=40673.78 N.mm-截面：M= MV2+ MH2=14926N.mm作转矩图：T=9.55×106P/n=387119N.mm求当量弯矩：因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6.I-I截面：MeI= MI右2+(aT)

33、 2=235806N.mm-截面：Me= M2+(aT) 2=232750N.mm确定危险截面及校核强度：截面I-I、-所受转矩相同，但弯矩MeIMe，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于I-I相应直径大于-直径，故也应对截面 -进行校核。I-I截面：eI= MeI /W=235806/0.1×553=14.173MPa-截面：e= Me/W=232750/0.1×453=25.54MPa查资料得：-1b=60MPa，满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴可不必再作修改。六、轴承的选择6.1、I轴（高速轴）轴承选

34、择由于载荷较小、转速较低（轴转速411.43rmin），同时考虑经济性，选用价格较低的球轴承。轴承具体型号选择：求当量动载荷 根据“书”式13-8，得：P=fp(XFr+YFa)查“书”表13-6 得：fp=1.5,式中经向载荷系数X和轴向载荷系数Y，根据FaCOr值查取。COr是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号前暂不知道，故用试算法计算。根据“书”表13-5，暂取FaCOr=0.11，则e=0.30经计算径向力为262N。计算所需的经向额定动载荷值由“书”公式16-6可得：C=Pft×(60nLh106) 1 =（2621）×(60×411.43×7

35、×365×8×2)106)13 =2627N选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=30mm，选择轴承6006。外形尺寸：d×D×B=30×55×13其Cr=13200N>1207N，C0r=8300N轴承6006 的FaCOr与初定值相近，所以选用深沟球轴承6006合适。6.2、II轴（低速轴）轴承选择由于载荷较小、转速较低（轴转速95.50rmin），同样考虑其经济性，选用价格较低的球轴承。轴承具体型号选择：求当量动载荷 根据“书”式13-8 得：P=fp=(XFr+YFa)查“书”表13-8 得：fp=1.5,式中

36、径向载荷系数X和轴向载荷系数Y，根据FaCOr值查取。COr是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号前暂不知道，同样用试算法计算。 根据“书”表13-5，暂取FaCOr=0.11，则e=0.30 经计算径向力为294N。计算所需的经向额定动载荷值 由“书”公式13-6 可得：C=Pft×(60nLh106) 1 =（2941）×(60×95.50×7×365×8×2)106)13 =1813N选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=45mm，选择轴承6009。外形尺寸：d×D×B=45×75×

37、;16其Cr=2100N>1813N,C0r=14800N轴承6009 的FaCOr与初定值相近，所以选用深沟球轴承6009合适。七、键联接的选择及校核计算7.1、电机轴端键的选择和计算查资料可知Y132S-4电机采用C型普通平键12x8。键的工作长度：l=70-0.5b =70-0.5×12 =64mm平键工作面上的挤压强度为：jy=4Tdhl=4×27.854×10338×8×64=5.73 MPa查资料得，jy=5.73 MPajy=100120 MPa（按静联接，钢材料，轻微冲击计算），故，满足挤压强度条件。7.2、I轴（高速轴）

38、轴端键的选择和计算 查得I轴直径为Ø26，查资料可知采用A型普通平键8×7 键的工作长度l=L-b=70-8=62mm平键工作面上的挤压强度为：jy=4Tdhl=4×93.59×10326×7×62=33.18 MPa查资料得jy=33.18 MPajy=100120 MPa（按静联接，钢材料，轻微冲击计算），故，满足挤压强度条件。7.3、轴轴端（联轴器处）键的选择和计算 轴装联轴器处轴段直径为Ø40，查资料可知，采用C型普通平键12×8，键的工作长度l=L-b=70-12=58mm 平键工作面上的挤压强度为： j

39、y=4Tdhl=4×387.179×10340×8×58=83.44 MPa 查资料得jy=83.44 MPajy=100120 MPa（按静联接，钢材料，轻微冲击计算），故，满足挤压强度条件。7.4、轴大齿轮联接键的选择和计算：轴齿轮联接处轴段直径为Ø45，查表14.5可知，采用C型普通平键14×9，键的工作长度l=54-b=54-14=40mm 平键工作面上的挤压强度为： jy=4Tdhl=4×180.66×10345×9×40=44.61 MPa 查表14.6得jy=44.61 MPajy

40、=100120 MPa（按静联接，钢材料，轻微冲击计算），故，满足挤压强度条件。八、联轴器的选择由于轴转速为95.50 rmin,且为单向运转工作载荷平稳，空载启动，HL3型弹性套柱销联轴器。九、减速器的设计计算9.1、减速器箱体材料的选用减速器箱体材料的选用HT200。9.2、减速器主要结构尺寸见下表：序号名 称符号计算公式计算值（mm）取值（mm）1箱座壁厚0.025a +180.025170+1=5.125102箱盖壁厚10.02a +180.02x170+1=4.4103箱盖凸缘厚度b11.511.5x10=15154箱座凸缘厚度b1.511.5x10=15155箱座底凸缘厚度b22.

41、512.5x10=25256地脚螺钉直径df0.036a +120.036x170+12=18.12207地脚螺钉数目nA250时，n=4448轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.59169盖与座连接螺栓直径d2（0.50.6）df(0.50.6)x18.12=9.110.91010盖与座连接螺栓的间距l150-20011轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df（0.40.5）x18.12=7.29.1812窥视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df（0.30.4）x18.12=5.47.3613定位销直径d（0.70.8）d2（0.30.4）x10=5.47.3814大齿轮顶圆与内机壁距

42、离h11.21.2 x10=121315齿轮端面与内机壁距离h2101216df、d1、d2之外机壁距离c1Ldf=26 Ld1=22 Ld2=16 17df、d2至凸缘边缘距离c2Ddf=24 Dd2=1418轴承旁凸台半径r1r1=C22019凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准20箱盖、箱座肋厚m1m10.8510.85x10=8.59mm10.850.85x10=8.5921高速轴轴承端盖外径D2gD+(55.5)d355+(55.5)x8=95999522低速轴轴承端盖外径D2dD+(55.5)d375+(55.5)x8=11511911523高速轴轴承旁连接螺栓距离sg尽量靠近互不干涉，一般取s=D29524低速轴轴承旁连接螺栓距离sd尽量靠近互不干涉，一般取s=D21159.3、减速器附件的设计为方便检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙等，同时也为了方便注入润滑油，于箱盖上方设一窥视孔，尺寸为130mmx95mm。窥视孔盖用厚度为8mm薄钢板制作，窥视孔盖与窥视孔之间加密封衬垫，用M6x25螺钉紧固。（2）放油螺塞 于箱座大齿轮侧最底部设一放油螺塞，规格为M16x1.5，加装石棉橡胶板油圈密封。（3）