螺旋输送机传动装置

机械设计课程设计计算说明书题目 螺旋输送机传动装置 指导教师 院系 工学院 班 级 学 号 姓 名 完成时间 目录一、 机械传动装置的总体设计 1.1.1螺旋输送机传动装置简图1.1.2，原始数据工作条件与技术要求设计任务量二、 电动机的选择 三、 计算总传动比及分配各级的传动比 3.1计算总传动比3.2分配传动装置各级传动比四、 计算各轴的功率，转数及转矩 4.1已知条件4.2电动机轴的功率P，转速〃及转矩TI轴的功率P，转速n及转矩TII轴的功率P，转速n及转矩TIII轴的功率P，转速n及转矩T五、 齿轮的设计计算 5.1齿轮传动设计准则5.2直齿1、2齿轮的设计5.3直齿3、4齿轮的设计六、 轴的设计计算 6・1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择6.2轴的强度校核七、 键联接的选择及计算 八、 联轴器的选择 九、 减速器箱体的设计 十、润滑及密封设计 十^一、减速器的维护和保养 十二、附录（零件及装配图） 计算及说明 结果一、机械传动装置的总体设计1.1.1螺旋输送机传动装置简图图1.1螺旋输送机传动装置简图1.1.2，原始数据螺旋轴上的功率 P=0.8kW螺旋筒轴上的转速 n=13r/min1.1.3,工作条件与技术要求输送机转速允许误差为±5%；工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度40°C；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单价生产。1.2.4，设计任务量减速器装配图一张（A0或A1）;零件工作图2张二、电动机的选择（1）选择电动机的类型和结构形式生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求（如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等），通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械（如压缩机等）。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重

及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。三相交流异步电动机根据其额定功率（指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上）和满载转速（指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速一一磁场转速）的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据（如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等）、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。按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）选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为p =-FL=p工作输出1000螺旋弹性联轴器的传动效率n联轴器=0.99圆柱齿轮的传动效率n齿轮=0.97滚动轴承的传动效率n滚动轴承=0.99锥齿轮的传动效率n锥齿=0.95螺旋筒的传动效率n螺旋筒0・96电动机至运输带之间总效率门=门门2门4 门门总联轴器齿轮滚动轴承锥齿螺旋筒=0.99*0.972*0.994*0.95*0.96=0.816P=工作输出=°’=0.98kw电动机输入 门总0.816（3）初选为同步转速为1000r/min的电动机'电动机输入-'电动机额定•••根据《机械设计课程设计》表16-1,选择电动机型号为Y90L-6,其额定功率为1.1kw，满载转数为910r/min即P电动机额定=1-1kWI总=0.816P,，，，…电动机输入0.86kwP电动机额是kW

n电动机额定血nI总=0.816P,，，，…电动机输入0.86kwP电动机额是kW

n电动机额定血n三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1计算总传动比i=电动额定=iii=^12=70总n 1.23.45.6 133.2分配传动装置各级传动比总传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比'1.2与低速级齿轮传动比E.4的比值取1.3，即'1.2=1.3'3.4取七.6=4;if=70/4=17.5;i=・(1.3飞=4.77；1.2 fi =if/i =3.673.4表32-1齿轮传动单级传动比常用值圆柱3〜5圆锥2〜3最大值85四、计算各轴的功率，转数及转矩总=70七.6=4'1.2=4.77i-/3.4=3.674.1已知条件尸占 =mkv电动机额定n电动机额定血n4.2n电动机额定910r/min电动机轴的功率Pn电动机额定血n4.2n电动机额定910r/min电动机轴的功率P，转速n及转矩TPo=P电动机额定=1.1kW0电动机额定=910r/min4.3一 P T=9.55*106〜=11544N•mm0I轴的功率p，转速n及转矩tp。=/电动机额定=kwn。n电动机额定 9r/minpT0=9.55*1060=115440N.mm.110匕动机额定=1.1kWP[=Pn联轴器=1.1*0.99=1.089kwP[=Pn联轴器=1.1*0.99=1.089kwn=n=910r/min--PT=9.55*106一=11429N・mmi ni4.4II轴的功率P，转速n及转矩TPh=P『]J轴承=1.089*0.97*0.99=1.05kwn=^i=卯°=190.7r/minii i4.77E……八PT=9.55*106^i=52583N・mmii4.5III轴的功率P，转速n及转矩TP=Pnn=1.05*0.97*0.99=1.008kwn=^i=1907=51.96r/minini3.673.4- P T=9.55*106-^=185266N・mmin五、齿轮的设计计算4.1齿轮传动设计准则PI=1.089kwn=n=910r/minTi=11429N•m%=1.05nii“，•=190.7r/minT=ii 52583n•mmPn=1.008kwnin=51.96,r/minT=in185266N•mm齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度W350HBS）、硬齿面（硬度nT=in185266N•mm设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%〜20%,而无需校核接触强度。4.2直齿1、2齿轮的设计（一）根据已知条件选择材料P=P[=1.089kwn=七二910r/minn=%=190.7r/min工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中等冲击。（二）选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45钢调质硬度HB1=250HBS大齿轮选用45钢正火硬度HB1=210HBS精度等级：7级 齿面粗超度RaW3.2~6.3um（三）按齿轮接触疲劳强度设计转矩T=T=11429N-mm；T2=孔=52583N-mm（四）载荷系数K和材料弹性影响系数Ze由下表4-1试选载荷系数K=1.4表4-1 载荷系数K

工作机械载荷特性原动机电动机多缸内燃机单缸内燃机均匀加料的运输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动均匀、轻微冲击1~1.21.2~1.61.6~1.8不均匀加料的运输机和加料机、重型卷扬机、球磨机、机床主传动中等冲击1.2~1.61.6~1.81.8~2.0冲床、钻床、破碎机、挖掘机大的冲击1.6~1.81.9~2.12.2~2.4查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数Z=189.8MP1/2E（五）齿宽系数中d因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查表4-2得，中d=1表4-2齿宽系数齿轮相对于轴承的位置齿面硬度软齿面（W350HBS）硬齿面（＞350HBS）对称布直0.8~1.40.4~0.9不对称布置0.6~1.20.3~0.6悬臂布置0.3~0.40.2~0.25

（六）许用接触疲劳许用应力”」由《机械设计》图10-21查得，qh].2=580MPaN=60njL=60x910x1x(10x365x8)=1.57x109N=N=1.57x109=3.29x1082L2 4.77查课本《机械设计》图10-19得，Khn1=0.90,%2=0.94竺x650=585MPa安全系数，h=1竺x650=585MPaQ]= _Hlim1H1SH「]KQ0.94x580QJ=—HN2―Hlim2= =545MPaH（七）选小齿轮齿数Z1=25,则大齿轮齿数Z2=25*4.78=120试算小齿轮分度圆直径d1t，代入其中[QH]取较小值;KT(u+1),KT(u+1),Zd>2.32'一^——入-* "d"30.83mm2.计算圆周速度V兀d(52=2.32JL4x11429x(4-77+D，18*H1x4.77(^^)2=30.83545…=一—.圆周速度v=60x1000 1.47m/s查课本《机械设计》图10-8得动载系数K广1.1直齿轮K=K=1Ha Fa查课本表10-2得使用系数KA=1查课本表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，K=1.45印v=1.47m/s查《机械设计》图10-13得K/1.45v=1.47m/s得，载荷系数K=%KA犬如Kh°=1.595按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径（选Kt=1.4）d1=djK/K=30.83x3J1.595/1.4=32.1995计算模数m=d1=32.199=1.288（八）按齿根弯曲疲劳强度校核设计m>」2叫(YY)由式：v侦]2可丁(1)确定有关系数与参数查《机械设计》图10-20C得,小齿轮弯曲疲劳强度极限七]广440；大齿轮弯曲疲劳强度极限a =420 Flim1Fllm2查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数K^1=0.93；TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"K=0.89 瑚计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得[]=七荷fllm1=0.93x440=292.29MPaF1 S 1.4[ ]=Kfn2Fllm2=0.89x420=267.0MPa\o"CurrentDocument"F2 S 1.4计算载荷系数KK=KAKKK邓=1x1.1x1x1.35=1.485查齿形系数和应力校正系数查《机械设计》表10-5得，Yy2.62，丫凤2=2.18，七=1.59，Y2=1.79 a a “YYFa.Sa计算齿轮的FTFYFa1YSa1=2.62x1.59=0.01425U丁292.29F1YFa2%a2=2.18x1.79=0.01461E] 267F2大齿轮的数值较大(2)设计计算由计算公式得：m>3：2x1.485x11429x0.01461=0.9258¥ 1x252对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=0.9258，并取圆整为标准值m=1，前面计算得d1=32.199mm,得小齿轮的齿数

z=d1—32.199=32则，大齿轮齿数z=4.77X32=153几何尺寸祥算齿顶高:h=h*-m=1x1—1mmm=1d1=32.199mm七—32z2—153齿根高：h=(h*+c*)m=1d1=32.199mm七—32z2—153全齿高：h=h+h=1+1.25—2.25mm顶隙：c=c*-m=0.25x1—0.25mm分度圆直径：d=mz=1x32—32mmd=mz=1x153—153mm基圆直径：d=dcos20°=32x0.940—30.08mm"=d2cos20。=153x0.940—143.82mm齿顶圆直径：d=d+2h=32+2x1—34mm分度圆直径d=32mm1d分度圆直径d=32mm1d2=153mmd=d+2h=153+2x1=155mma2 2 a齿根圆直径：d广«—2%—32-2x1.25—29.5mmd2—d2—2%—153—2x1.25—150.5mm齿距：p=兀m=3.14x1—3.14mm齿厚：s———————1.57mm2 2齿槽宽：e-P=^^=1.57mm2 2标准中心距：a=1(d+d)=1x(32+153)—92.5mm2122齿宽：b=4d]=1x32—32mm取B=32mm,B=37mm4.3直齿3、4齿轮的设计（一）根据已知条件选择材料1，P—「—1.05kw2，n—%—190.7r/minn=n田—51.96r/min3，工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中

等冲击。a=92.5（二）齿轮材料及精度等级。a=92.5B=32mmB=32mm,B=37m大齿轮选用45钢正火硬度HB1=240HBS精度等级：7级齿面粗超度RaW3.2~6.3Rm（三）按齿轮接触疲劳强度设计转矩T3=孔=52583N-mm；T4=T田=185266N-mm（四）载荷系数K和材料弹性影响系数Ze选载荷系数K=1.4,查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数Z=189.8MP1/2E（五）齿宽系数平d因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面,.,.中=1（六）许用接触应力”HI由《机械设计》图10-21查得，ch荫=650MPa。 =580MPaimN=60njL=60x190.7x1x(10x365x8)=3.34*108N=N=Lx108=9.1x1074i34 3.67查《机械设计》图10-19得，匕3=0.9,膈4=0.94安全系数、H=1 gCL*hIim3=0.90*650=585MPaH3SHC]=Khn巴岫=0.94*580=545MPaH4S 1H（七）选小齿轮齿数Z3=25则大齿轮齿数Z4=25*3.68=92试算小齿轮分度圆的直径d3f,代入其中[C湛取较小值；dZ232[KW+D(一Z31 3 ①u一、C2=2.3#x52583(3.67dZ232[KW+D(一Z31 3 ①u3甲uC] 3 1x3.67 545

mm计算圆周速度v兀d3n3 兀x52.17X190.7V=60*1000= 60000 =0.52m/s计算载荷系数根据v=0.52m/s,8级精度，由课本《机械设计》图10-8查得动载荷系K=1.05圆柱直齿轮，K=K=1Ha Fa查课本表10-2得使用系数KA=1查表课本10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，K=1.42印查《机械设计》图10-13得K=1.45得，载荷系数K=K^KAKHaK^=1.491按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3「疽K=52.173（端=53.27（K取1.4）m=d3=2.13（八）按齿根弯曲疲劳强度设计F侦］2可丁（1）确定有关系数与参数m>3,2呵（峪上）F侦］2可丁（1）确定有关系数与参数由式：Flim3查《机械设计》图10-20C得，小齿轮弯曲疲劳强度极限n__=440；Flim3大齿轮弯曲疲劳强度极限n =420Flim4*3=0.94；查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数*3=0.94；K=0.92计弯曲疲劳许用应力查表4-6得弯曲疲劳安全系数5广1.4「］Kb0.94x440.,.In」=—Hm_fiim3= =295.4MPaFIIKn0.92x420n」=—HNAFlim4= =276MPaFK=KKKK=1x1.05x1x1.34—1.407查取齿形系裁和&力校正系数Y=2.62,Y=2.18Ya=1.59,Ya=1.79S" "4YY计算两齿轮的寸才并比较Y*3YSa3—2.62x1.59—O01410TOC\o"1-5"\h\zU」 295.4Y『a*：4—2.18x1.79—0.014138E] 276F4(2)设计 (2)设计 m>3；2x1.407x52665X0.014138—1.496\ 1x252对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.496，并取圆整为标准值m=1.5,前面计算得《=53.27mm,得小齿轮的齿数 1,z—d3=53.27=35得3m 工T则大齿轮齿数z=36xi=35x3.67=128齿顶高：h=h*-m=1x1.5—1.5mm齿根高：h=(h*+c*)m=(1+0.25)x1.5—1.875mm全齿高：h=h+七—1.5+1.875—3.375mm顶隙：c=c*-m-0.25x1.5—0.375mm分度圆直径：d=mz-1.5x35—52.5mmd=mz=1.5x128—192mmm=1.5d1=53.27mm‘3—35z4—129TOC\o"1-5"\h\z基圆直径：d-dcos20。=m=1.5d1=53.27mm‘3—35z4—129d—dcos20。=192x0.940—180mm齿顶圆直径：d=d+2h=52.5+2x1.5—55.5mma3 3 ad=d+2h=192+2x1.5—195mma4 4 a齿根圆直径：d=d3-2h=52.5-2x1.875—48.75mmd4=d4-2七=192-2x1.875=188.25mm齿距：p=nm=3.14x1.5=4.71mm齿厚：s=P=^^=2.355mm

2 2齿槽宽：e=P=^J=2.355mm2 2标准中心距：a=2(d3+d4)=2x(52.5+193.5)=123mm齿轮宽度：b=^/3=1x52.5=52.5mm 圆分度圆直径=52.5mm=193.5mmB=53mm,B=58mm六、轴的设计计算6.1轴选45钢，调质Pdmin-人。,\；由《机械设计》表15-3确定高速轴孔=126.中间轴速轴A03=112 01A02=120,P一一高速轴：d.>A。.，一=13.38mm有联轴器d=14P…中间轴：d2.>A。•§—=21.2mm因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=25mma=123P…低速轴：d >A。•3：—=32.3mm3min1）高速轴各轴直径d:最小直径，安装联轴器，d：:密封处轴段，定位高度d：=14+2*0.1*14=16.8,该处与密封圈标准d：：滚动轴承处轴段，d13=25mm，滚动轴承选d*D*B=25*52*15 "d14:过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度d14=28d：d=d客轴长5度13L:由联轴器的谷孔宽确定L=20mmd=d=14mmh=70.07-0.1)q,d21=d1+2h，(毡圈密封)取d2=20mm6205冀尺寸为所以B4=53mm,B3=58,d11d11=14mmd=20mm12d=25mm13d=2814d=d15 13L11=20mmL12=60mm113=30mmL14=30mmL16=30mmd21=35mmd22=38mmd=45mm23d=d=38m24 22md25=d21=35mm121=25mm122=30mm1=56mm112：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，Li2=60mmTOC\o"1-5"\h\zL：:由滚动轴承，档油盘：l13=30mm *L:由高速小B=32mm，确定L=30mmL：:由装配关系确定，l14=68mm'L15：由滚动轴承，档油爵：L=30mm2） 中间轴 16各轴直径d:最小直径，滚动轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查《机械设计课程设计》表12-1取d21=35mm，滚动轴承选6206其尺寸为d*D*B=40*72*17 幻d22:高速级大齿轮轴段，d2=38mmd：：:轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=45mmd24：低速小齿轮轴段，d24=d22=38mm 源d：d=d=35mm客轴长5度21121:由滚动轴承，档油盘，121=25mmL22：由高速级大齿轮的毂孔宽度B2=32确定，所以L22=30mmL:1=10mm123：宙低速级小齿轮的毂孔宽度B=58确定，所以1=56mm125:由滚动轴承挡油盘及装配关系确定125=34.5mm243） 低速轴各轴直径d31:滚动轴承段取d31=40mm,滚动轴承选6208其尺寸为d*D*B=40*80*18 31d32:低速级大齿轮轴段，d23=50mm,d；3:过度轴段d33=50mm招亍：滚动轴承段^=dd35：密封处轴段，3根籀定位要求以及密封圈的标准取d35=60mmd；：:联轴器段，d36=30mm %各轴长度131:由滚动轴承挡油盘及装配关系确定13=78mm132:由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=18确定取132=13mm1羽：过度轴段1=44.5mm 4 羽:由滚动轴承3挡I油盘及装配关系确定1=32.5mm:由箱体结构，轴承端盖，装配关系等漏定，1=33mm136:与锥齿轮配合，查《机械设计课程设计》取i36=50mm6：2轴的校核 "高速轴的校核：由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图

l25=34.5mmd31=40mmd=50mm32d33=50mmd340id35=60mmd=30mm36l31=78mmll32=51mml33=44.5mm由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用。l34=32.5mml35=33mml36=50mm由《机械设计》教材第370页表15-3得[tt]=25~45MP，取[tt]=35MP由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=14mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。P[=p门联轴器=1.1*0.99=1.089kw气=n=910r/mintT=T/Wt=(9550000*p/n)/0.2d3=20.8MP<=[t了]故符合强度要求中间轴p=P^^轴承=1.089*0.97*0.99=1.05kw

n=土=-910=190.7r/miniii4.77— P…T=9550*1031=52583N-mmii中间级大齿轮的分度圆直径d=mz=1x153=153mm小齿轮的分度圆直径:d=mz=1.5x35=52.5mm而作用在大齿轮上的圆周力Ft2-T2/d2-52583/153-343.7N径向力：F-F*tana-343.7*tan20-125.1N而作用在小2齿轮上的圆周力Ft3-T2/d3-52583/52.5-1001.6N径向力：F3-F3*tana-1000.4LtWn20-364.5NF-(F(L+L)+F*L)/(L+L+L)-303.8Nr4 r31 2 r21 1 2 3F^-FJ宜-Fr4-124.7+364.5-303.8-185.38NM--F*L-T85・38*53--9825N*mm事-*：*亨-303.8*41--12455.8形皿F-(F(L+L)+F*L)/(L+L+L)-805N*mmt4 t31 2 t21 1 2 3本-^2+2-%364.5+1001・6-805-561・1Mtn--Ft1*L1--561.1*53—29738.3N*mm£--Ft4*L3--805*41--33005N*mm总弯矩：M1=-Mr12+Mr12=16707.3Mr2=-Mr13+Mr13=25607.6T=9550*103%=52420N-mmi nii其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示a） 力学模型图b） V面力学模型图c） V面弯矩图d） H面力学模型图e） H面弯矩图f） 合成弯矩图g） 转矩图抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的当量力矩为：M=\：'M2+(aT)2=.25.882+(0.6x48.304)2=38.856N.m轴的计算危力：。=M/0.1d3=13.04MPa<60MPa故符合强度要求低速级轴的校核：由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图所示由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用输出轴上的功率P=P叩叩=1.046*0.97*0.99=1.004kw一P T=9550*103f=185166N-mm/II由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=35mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。P=P叩叩 =1.046*0.97*0.99=1.003kwn=岛=匝.4=51.74r/minini343.68tT=T/Wt=(9550000*p/n)/0.2d3=21.59MP<[tT]故轴的强度满足要求七、键联接的选择及其校核计算6.1键的设计和计算⑴选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.对于低速轴(n轴)联轴器处《二45心，与齿轮配合处轴径d2=65^查《机械设计课程设计》表10-1取：b1=14mmh=9mmL=40mm1 1b=18mmh=11mmL=45mm(2)校核键联接的强度查《机械设计》表6-3得 [°p]=110MPa工作长度〈=L]-b1=40-7=33mml=L—b=45-18=27mm⑶键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=13.5mm由式(6-1)K=0.5h=13.5mm由式(6-1)得：4Tx103b= 1 p1 kld[°p]_4Tx103bp2=KKl2d2两者都合适2x9.55x1.008/51.73x1000 =15.19V(16.5x33x45)/10002x9.55x1.008/51.73x1000 b. =15.7V[p](13.5x27x65)/1000取键标记为:键1：14X9X40AGB/T1096-2003键2：18X11X45AGB/T1096-12003平键联接尺寸(摘自GB1096-1979)轴键键槽公称尺寸d公称尺寸宽度b深度公极限偏差轴t毂t]

bxh称尺寸b较松联接一般联接较紧联接低速轴键1：14X9X40键2：18X11X45轴H9毂D10轴N9毂JS9轴毂P9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差>17〜226x66+0.0300+0.078+0.0300-0.030±0.015-0.012-0.0423.5+0.102.8+0.10>22〜308x78+0.0360+0.098+0.0400-0.036±0.018-0.015-0.0514.0+0.203.3+0.20>30〜3810x8105.03.3>38〜4412x812+0.0430+0.120+0.0600-0.043±0.0215-0.018-0.0615.03.3>44〜5014x9145.53.8>50〜5816x10166.04.3>58〜6518x11187.04.4>65〜7520x1220+0.0620+0.149+0.0650-0.062±0.026-0.022-0.0747.54.9>75〜8522x14229.05.4>85〜9525x14259.

0>95〜11028x1628105•46•4键的长度系列键的长度系列八、联轴器的选择因为d11=14，所以查《机械设计课程设计》表13-1取d=14的联轴器因为d36=45,所以查《机械设计课程设计》表13-1取d=45的联轴器九、减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮配合质量，H7大端盖分机体采用7^6配合.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6-3v机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，