用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、.構(gòu)造設計(2)計算說明書設計題目:用于帶式運輸機的睜開式二級圓柱齒輪減速箱設計學院專業(yè)學號設計者指導教師達成日期.z.目錄一、設計任務書3二、傳動方案的剖析與制定3三、電動機的選擇計算4四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算6五、傳動部件的設計計算8六、V帶設計21七、軸的設計計算及其強度校核24八、鍵的校核計算35九、附件的構(gòu)造設計36十、設計心得41參照文件42.z.計算結(jié)果一、設計任務書（一）、題目：設計用于帶式運輸機的睜開式二級圓柱齒輪減速器.（二）、原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F:8000N運輸帶工作速度v:1.10m/s卷筒直徑D:300mm（三）、工作條件：連續(xù)單向運行，工作時有

2、稍微震動，使用期限為10年,小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度同意偏差為5%.二、傳動方案的剖析與制定（1）為知足工作機的工作要求（如所傳達的功率及轉(zhuǎn)速），且綜合考慮其在構(gòu)造簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對本次設計采納睜開式二級圓柱齒輪減速器。該設計更能適應在沉重及惡劣的條件下長久工作，且使用保護方便。傳動方案簡圖以下所示.z.對傳動簡圖中各標號部件的說明：1電動機2-聯(lián)軸器3二級圓柱齒輪減速器4運輸帶5-帶筒三、電動機的選擇計算（一）、選擇電動機的種類和構(gòu)造形式：依據(jù)工作要求采納Y系列全關(guān)閉自扇冷式籠型三相異步電動機，構(gòu)造形式為臥式關(guān)閉型。（二）、確立電動機

3、的功率：依據(jù)傅燕鳴主編機械設計課程設計手冊（后文簡稱機設）中式（13-3，4），電動機所需工作功率為：pwPd.z.60000v600001.1（r/min）nw30070.03Dnw70.03(r/min)計算結(jié)果.z.工作機所需功率為：PwFv8000*1.1010008.8kw1000因為齒輪齒面采納硬齒面的且轉(zhuǎn)速不高，所以選擇7級精度齒輪，效率為齒輪=0.98，V帶效率為帶=0.95，因為有震動，應采納彈性聯(lián)軸器，效率為聯(lián)軸器=0.99,滾動軸承效率為軸承=0.99，卷筒軸滑動軸承效率為滾筒=0.96傳動裝置的總效率為：42總帶齒輪軸承聯(lián)軸器滾筒所需電動機功率為：pw8.8Pd10.6

4、kw總0.83因載荷安穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表2-1，Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為11kw。（三）、確立電動機的型號由機設表5-5可知V帶傳動比i=2-4。二級圓柱齒輪減速器為i2=8-40.則總傳動比的圍為I=16-160,故電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為nd(16160)70.031120.4811204.8切合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min,3000r/min二種。方案對照：.z.電動機的轉(zhuǎn)速越高，磁極對數(shù)越少，其尺寸和重量也就越小，價錢越低。入采納轉(zhuǎn)速高的電動機，因為電動機轉(zhuǎn)速與工作機轉(zhuǎn)速差異較大，會使傳動比過大，以致構(gòu)造尺寸和重量增添，價格反而

5、也會有所提升，綜合考慮采納1500r/min的轉(zhuǎn)速的電動機，選擇型號Y160M-4。電動機數(shù)據(jù)及總傳動比：方電動機型額定功電機轉(zhuǎn)速n/(r/min)案號率Ped/同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速KW1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算（一）、傳動裝置總傳動比確實定和分派1、傳動裝置總傳動比inm1460總20.85nw70.03其中，nm為選定的電動機的滿載轉(zhuǎn)速2、分派傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比為i，取帶傳動比為3i20.856.953.z.兩級睜開式圓柱齒輪減速器i1(1.31.4）i2，i1為高速級傳動比，i2為低速級傳動

6、比。取i11.3i2取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i11.3*6.953.01則高速級的傳動比ii12.3121.3(二)、傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算、計算各軸轉(zhuǎn)速：n?=nm=1460r/minn1=n0/i1=1460/3=486.67r/minn2=n1/i12=486.67/3.01=161.68r/minn?=n?/i?=161.68/2.31=69.99r/min2、計算各軸功率：P?=Pd=10.6kwP=P0*帶=10.6*0.95=10.07kw1P2=P1*軸承齒輪=10.07*0.99*0.98=9.77kwP3=P2*軸承齒輪=9.77*0.99*0.98=9.4

7、8kwP4=P3*軸承聯(lián)軸器=9.48*0.99*0.99=9.29kw3、計算各軸轉(zhuǎn)矩:T0=9550P0/n0=9550.z.T1=9550P1/n1=9550T2=9550P2/n2T3=9550P?/n?=9550*9.48/69.99=1690.17NT4=9550P4/n4、將運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以總結(jié)，列出表格如下所示各軸運動和動力參數(shù)參數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速(r/min)1460496.67161.6869.99功率(kw)10.610.079.779.48轉(zhuǎn)矩(n.m)69.34197.61577.091293.53傳動比33.012.31效率0.950.97

8、0.97五、傳動部件的設計計算-減速箱傳動部件設計圓柱齒輪傳動：一、選擇資料，確立許用應力由機械設計第八版表10-1得，小齒輪采納45鋼，調(diào)質(zhì)辦理，硬度為250HBW；大齒輪采納45鋼，正火辦理，硬度為200HBW；二者硬度差為50HBW。.z.二、高速軸齒輪對計算選1軸上小齒輪齒數(shù)為25，獲得2軸上大齒輪齒數(shù)為z2=i齒z1=3.0125=75.25，取z2=75，壓力角為=13?1.按齒面接觸疲憊強度設計小齒輪分度圓直徑：d1t32t2*1*（zz）HE2dH確立公式中各參數(shù)：取kt=1.6小齒輪轉(zhuǎn)矩為T2=197.61N/m由表5-26選齒寬系數(shù)d=1由表5-25查得彈性影響系數(shù)ZE18

9、9.8Mpa12由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲憊極限分別為Hlim1=500MPa，Hlim2=310MPa力循環(huán)次數(shù)：8N1=60n1jLh=60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008102N1/=7.0088108/(60/26)=2.336108由圖10-23查取接觸疲憊壽命系數(shù)：kHN1=0.92kHN2=0.97取無效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得需用接觸應力.z.K0.92.Hlim1500HN1H1S1=460MPaK2lim20.97310HNH=300.7MPaH2S1則H=438.35MPa由圖5-12選用地區(qū)系數(shù)ZH=2.44。由圖5-13查

10、得，1+2=1.621=0.782=0.84=2）計算：試算小齒輪分度圓直徑d1t32t2*1z）HE2dH21.6197.611033.011d1t311.623.0122.44189.8438.35=92.39mm圓周速度vd1tn292.39486.67100060=2.35m/s601000計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=192.39=92.39mmnt=d1tcos。m=92.39cos13=3.6mmz125h=2.25mnt=2.253.6=8.1mm.z.b/h=92.39/8.1=11.41mm計算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318125tan13=1.84計

11、算載荷系數(shù)K。由5-1得KA=1.0;依據(jù)v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系數(shù)KV=1.09，KH=1.321，查圖5-5得KF=1.281;查5-22得KH=KF=1.1故載荷系數(shù)為K=KAKVKHKH=1.01.091.11.321=1.58按實質(zhì)載荷系數(shù)校訂所得的分度圓直徑。d1=d1tK92.391.5892.003mm331.6Ktn計算模數(shù)md1cos92.39cos133.6mmm=nz125按齒根曲折疲憊強度設計mn2KT1Ycos2?YFaYSa3（1）確立計算參數(shù)。計算載荷參數(shù)。K=KAKVKFKF1.281=1.536=1.84,從圖5-11查得螺旋角影

12、響系數(shù)Y=0.88計算當量齒數(shù)。.z.Zv1z12527.0253313coscosZv2z27581.075cos3cos313查取齒形系數(shù)。由表5-24查得：YFa1=2.57YFa2=2.22查取應力校訂系數(shù)。由表5-24查得：YFs1=1.60YFs2=1.77由圖5-9c查得小齒輪的曲折疲憊強度極限FE1410MPa,由5-9b查得大齒輪的曲折疲憊強度極限FE2MP250a。計算曲折疲憊許用應力。取曲折疲憊安全系數(shù)S=1.4，得F1KFN1FE10.9410S263.57MPa1.4F2KFN2FE20.95250S169.64MPa1.4YFa1Ysa12.571.600.0156

13、0F1263.57YFa2Ysa22.221.770.02316F2169.64大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算2YFaYSa2KTYcosmn1=2.312mm3dz12F取曲折疲憊強度算得的模數(shù)2.5mm，取按接觸強度算的分度圓直徑d1=92.003mm,可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為：Z1=d1cos92.003cos1335.8536mn3Z=i齒z=3.0136=108.36=10821.z.4）幾何尺寸計算（1）計算中心距。（z1z2）mn184.73185a=2cos為了便于制造和丈量，中心距盡量圓整成尾數(shù)0和5，取a=185mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。(z1z2)m

14、n(36108)2.5=arcosarcos13214.262a2185因值改變不多，故、K、ZH等不用修復。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。zmd1=1n=92.5mmcosd2=z2mn=277.5mmcos計算齒輪的寬度。b=dd1192.592.5mm圓整后取b1=90mm,b2=95mm。二、低速軸齒輪對計算選2軸上小齒輪齒數(shù)為z1=26，獲得2軸上大齒輪齒數(shù)為z2=i齒，取=60,壓力角為=13?z1=2.3126=60.06z21).按齒面接觸疲憊設計:.z.d1t32t21*（zz）HE2dH(1)確立公式中各參數(shù)：取kt=1.6小齒輪轉(zhuǎn)矩為T2=577.09N/m由表5-26

15、選齒寬系數(shù)=1d由表5-25查得彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa12由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲憊極限分別為Hlim1=600MPa，Hlim2=310MPa應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328108N2N1/=2.328108/(60/26)=1.009108由圖10-23查取接觸疲憊壽命系數(shù)：kHN1=0.96kHN2=0.97取無效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得需用接觸應力KHlim10.96600HN1H1S1=576MPaK2lim20.97310HNH=300.7MPaH2S1則H=438.35MPa由圖5-1

16、2選用地區(qū)系數(shù)ZH=2.44。.z.由圖5-13查得1，=1+2=1.62=0.782=0.842）計算：試算小齒輪分度圓直徑d1t32KtT2*1*（zHzE）2dH21.6577.091032.311d1t311.622.312.44189.82438.35=122.16mm圓周速度vd1tn2100060=1.034m/s601000計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1122.16=122.16mmmd1tcos122.84cos13。nt=4.603mmz126h=2.25mnt=2.254.578=10.301mmb/h=122.16/10.301=11.86mm計算縱向重合度=0

17、.318dz1tan=0.318126tan13=1.909計算載荷系數(shù)K。由5-1得KA=1.0;依據(jù)v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系數(shù)KV=1.03，KH=1.436，查圖5-5得KF=1.375;查5-22得.z.KH=KF=1.1故載荷系數(shù)為K=KAVKHK=1.01.031.11.436=1.627KH按實質(zhì)載荷系數(shù)校訂所得的分度圓直徑。d1=d1tK122.1631.627122.8431.6Ktn計算模數(shù)mmn=d1cos122.84cos134.603z126按齒根曲折疲憊強度設計mn2KT1Ycos2?YFaYSa3（4）確立計算參數(shù)。計算載荷參數(shù)。K=K

18、AKVKFKF1.375=1.558=1.909,從圖5-11查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.89計算當量齒數(shù)。Zv1z12628.106cos3cos313Zv2z26064.860cos3cos313查取齒形系數(shù)。由表5-24查得：YFa1=2.55YFa2=2.26查取應力校訂系數(shù)。由表5-24查得：YFs1=1.61YFs2=1.74由圖5-9c查得小齒輪的曲折疲憊強度極限.FE1460MPa,由.z.5-9b查得大齒輪的曲折疲憊強度極限FE320MPa。2計算曲折疲憊許用應力。取曲折疲憊安全系數(shù)S=1.4，得F1KFN1FE10.92460S302.286MPa1.4F2KFN2FE20.

19、93320S212.571MPa1.4YFa1Ysa12.551.610.01358F1302.286YFa2Ysa22.261.740.01850F2212.571大齒輪的數(shù)值大。（5）設計計算mn2KT1Ycos2YFaYSa3?=2.952dz1F取曲折疲憊強度算得的模數(shù)2.95mm并就近圓整為標準值mn=3mm，取按接觸強度算的分度圓直徑d1=122.84mm,可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為：Z1=d1cos122.84cos1339.8940mn3Z2=i齒z1=2.3140=92.4=934）幾何尺寸計算（1）計算中心距。（z1z2）mn204.75205a=2cos為了便于制造

20、和丈量，中心距盡量圓整成尾數(shù)0和5，取a=205mm。.z.（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。=arcos(z1z2)mnarcos(4093)313187.32a2205因值改變不多，故、K、ZH等不用修復。（6）計算大小齒輪的分度圓直徑。d1=z1mn=123.31mmcosd2=z2mn=286.69mmcos計算齒輪的寬度。b=dd11123.31123.31mm圓整后取b1=120mm,b2=125mm。兩組齒輪參數(shù)高速級低速級齒數(shù)z25752660中心距a(mm)185205模數(shù)m(mm)2.53齒寬b(mm)9590125120分度圓直徑d(mm)92.50277.5123.31

21、286.69三、齒輪構(gòu)造設計）高速軸齒輪對設計小齒輪直徑采納實心齒輪構(gòu)造，大齒輪直徑小于500采納腹板.z.式齒輪構(gòu)造。代號構(gòu)造尺寸計算公式結(jié)果（mm）輪轂處直徑D1D11.6ds104輪轂軸向長度LL=B-4652倒角尺寸nn0.5m11.25腹板最大直徑D0df220190D0板孔散布圓直D20.5(D0D1)147D2板孔直徑d1d10.25(D0D1)2腹板厚度CC0.3B216因為小齒輪構(gòu)造尺寸較為簡單不做詳盡介紹。）低速軸齒輪構(gòu)造設計小齒輪直徑采納實心齒輪構(gòu)造，大齒輪直徑小于500采納腹板式齒輪構(gòu)造。代號構(gòu)造尺寸計算公式結(jié)果（mm）.z.輪轂處直徑D1D11.6ds214輪轂軸向長

22、度LL=B-4679倒角尺寸nn0.5m12腹板最大直徑D0D0df222300板孔散布圓直D2D20.5(D0179D1)板孔直徑d1d10.25(D031D1)腹板厚度CC0.3B223因為小齒輪構(gòu)造尺寸較為簡單在此也不做詳盡介紹。五、V帶設計1.確立計算功率Pca由載荷改動較小，每日單班制，查表5-1，取帶傳動工作狀況系數(shù)KA=1.1，則PcaKAPd.z.選擇V帶帶型依據(jù)求得的Pca=11.66kW以及n0=1460r/min，查圖5-1，采納B型V帶。3.確立帶輪的基準直徑dd及驗算帶速v查表5-2并參照圖5-1，取小帶輪的基準直徑dd1=130mm驗算帶速vvdd1n0130146

23、0s1000609.94m/601000因為5m/sv30m/s，故帶速適合。計算大帶輪的基準直徑dd2dd2i帶dd13130390mm依據(jù)表5-2注2，取dd2=400mm。4.確立V帶的中心距a和基準長度Ld依據(jù)0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)，得371a01060。初定中心距a0=700mm計算所需的基準長度LdLd02a0(dd1(dd2dd1)2dd2)2232.53mm24a0由表5-3選帶的基準長度Ld=2240mm。計算實質(zhì)中心距a.z.aa0LdLd0703.74mm2amina0.015Ld670.14mmamaxa0.03Ld770.94mm因其中心距的變化

24、圍為670.14770.94mm。5.驗算小帶輪的包角11180(dd2dd1)57.3158.02a因為小帶輪包角大于90，故適合。6.計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率Pr由表5-4，P0=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Pr(P0P0)KKL=（2.40+0.17）0.941.00=2.416kW計算V帶的根數(shù)zPca11.66z4.83Pr2.416取5根。7.計算單根V帶初拉力的最小值(F0)min由表5-7查得B型V帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m，所以(2.5K)Pcaqv2212.46N(F0)min=

25、500zvK應使帶的實質(zhì)初拉力F0(F0)min。.z.8.計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(Fp)min2z(F0)minsin1=25212.46sin79.01=2085.64N2六、軸的設計計算及其強度校核6.1軸的選材及其許用應力確實定因傳達的功率不大，并對證量及構(gòu)造尺寸無特別要求，所以初選軸的資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理。查表16-1得：軸資料的硬度為217255HBW，抗拉強度極限B640MPa，折服強度極限s355MPa，彎曲疲憊極限1275MPa，剪切疲憊極限1155MPa，許用曲折應力160MPa。6.2軸的最小值估量1）高速軸最小直徑高速軸為轉(zhuǎn)軸，輸入端與大帶輪相連結(jié)，所以輸入端

26、軸徑應最小。查表16-2，取A0126，則高速軸最小直徑為d1minA03p1126310.0734.59mmn1486.67考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸段截面上應設有一個鍵槽，故將此軸徑增大5%7%，則d1mind1min(17%)34.59(17%)37.0113mm查表1-19取標準尺寸d1min40mm（2）中間軸最小直徑查表16-2，取A0123，則中間軸最小直徑為dAp212339.77348.267mm2min0n2161.68同理，軸徑增大15%.z.d2mind2min(115%)59.409mm查表1-19取標準尺寸d2min60mm（2）低速軸最小直徑查表16-

27、2，取A0121，則低速軸最小直徑為d3minA03P312139.4862.1407mmn369.99同理，軸徑增大15%d3mind3min(115%)71.461mm查表1-19取標準尺寸d3min75mm6.3減速器裝置工作底圖的設計依據(jù)軸上部件的構(gòu)造、定位、裝置關(guān)系、軸向?qū)挾取⒉考g的相對地點及軸承潤滑方式等要求，參照表15-1、圖15-3及圖16-3，裝置工作底圖20-7，其中箱座壁厚查表15-10.025a38取10箱蓋壁厚10.02a3818由2取2=12mm11.2取110mm故箱體寬WB222B320259mm6.4高速軸的構(gòu)造設計及強度校驗d140mm，d250mm，d3

28、d655mm，d460mm，d570mm，d797.5mm，l1100mml270mml3l646mml510mml795mml4139mm地腳螺釘df0.036a120.0362051219.38mm取M20軸承旁連結(jié)螺釘d10.75df0.752015mm取M16C126mmC224mm.z.d2(0.50.6)df(0.50.6)201012mm取M12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df(0.40.5)24810mm取M10由表4-13螺栓GB/T5782-2000M1030由表8-1查得軸承端蓋凸緣厚度e1.2d31.21012mm軸承座寬度l2C1C2586568mm取l268

29、mm取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度t2mmK132mm總長L1l1l2l3l4l5l6l71007046109513946506mm強度校核Ft12T12197.6d14272.43N0.0925Fr1Ft1tan1598.23NcosFa1Ft1tan1013.99N兩支點支反力RA1HFt1892281199.52N89RB1H3072.91N由MA(F)134.5FP288Fr1(22889)RB1V0RB1V2336.94N(方向相反)RB1VFPFr1RA1V.z.RA1VRA1V2824.35NRA1RA1H2RA1V23068.52NRB1RB1H2RB1V23860.58NC1

30、處的彎矩MC1HRA1HlA1C1273.4NmMMC1VRA1VlA1C167.77Nm22281.67NmC1MC1HMC1VA1處的彎矩MA1FPlAD280.52Nm截面小為危險截面.z.取0.6當量彎矩Me1MA2()2304.55NmcaMe18.305MPa160MPaW安全采納軸承7311ACC056.8kNLh24000hFr1RA13068.52NFr2RA23860.58NfP1.2Fd10.68Fr12086.59NFd20.68Fr22625.19Ne0.6992被壓緊1被放松Fa1FaeFd13100.58NFa2Fd12086.59NFa1Fr10.68eX=1Y

31、=0Fa20.80eFr2X=0.41Y=0.87P1fd(XFr1YFa1)3682.224NP2fd(XFr2YFa2)5136.41NLh106C276690.74h24000h()60nP6.5中間軸的構(gòu)造設計及強度校驗.z.l1l460mml510mml388mml2125mmlA2C2111.5mmlC2D2117.5mmlB2D282mmFr2Ft2tan1598.23NcosFt22T24272.43Nd2Fa2Ft2tan1013.99NFr3Ft3tan3500.68NcosFt32T39359.99Nd3Fa3Ft3tan2212.96NRA2H7100.88NRB2H6

32、418.32NMA(F)Fr2lA2D2RB2VlA2B2Fr3la2c20RB2V102.81N.z.RB2VFr3Fr2RA2VRA2V1841.99NRA22RA2V27335.90NRA2HRB22RB2V26419.14NRB2HC2處的彎矩MC2HRA2HlA2C2791.75NmMC2VRA2VlA2C2205.38NmMC222817.95NmMC2HMC2VMD2HRB2HlB2D2526.30NmMD2VRB2VlB2D28.43NmMM22526.38NmD2MD2HMD2VD2MC2.z.C2處為齒輪軸，D2處為危險截面0.6Me2MD2(T)2630.1NmcaMe2

33、14.93MPa160MPaW安全采納軸承7414ACCr125kNFr1RA27335.90NFr2RB26419.14N取fP1.2Fd10.68Fr14988.412NFd20.68Fr24365.02Ne0.6992被壓緊，1被放松Fa2FaeFd16214.252NFa1Fd14988.412NFa10.68eX=1Y=0Fr1Fa20.968eX=0.41Y=0.87Fr2P1fd(XFr1YFa1)8803.08NP2fd(XFr2YFa2)9645.90N3610C25Lh()2.2433310h24000h軸承切合要求6.6低速軸的構(gòu)造設計及強度校驗.z.l1140mml51

34、0mml3l755mml269mml4116mml6118mmd175mmd3d790mmd285mmd495mmd5100mmd695mm采納軸承7318AC聯(lián)軸器的選擇因為載荷較安穩(wěn)，速度不高，無特別要求，應采納彈性套柱銷聯(lián)軸器。查表7-9KA1.5T31293.53NmT41267.60NmTcaKAT31940.295Nm查表7-6采納LT10型，公稱轉(zhuǎn)矩Tn2000Nm故TcaTn。采納Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=75mm軸孔長度L=142mm，取彈性套柱銷的裝置距離K245mm采納氈圈85JB/ZQ46061997.2T4Ft49023.89Nd4Fr4Ft4tan3500.68

35、NcosFa4Ft4tan2133.51NlA4D4160.5mmlA4C4219.5mmlB4C491.5mm.z.RA3H2654.94NRB3H6368.95NRB3V992.96NRA3V2382.02NRA32RA3V22834.55NRA3HRB32RB3V26799.82NRB3HC3處的彎矩水平M垂直Mc3HRA3HlA3C3582.76Nmc3VRA3VlA3C3217.95Nm2MC3V2662.18NmMC3MC3HC3是危險截面.z.取0.6Me3Mc32(T)21020.22NmcaMe311.90MPa160MPaW軸安全采納7318ACCr135kNLh24000

36、hFr1RA22834.55NFr2RB26799.82N.z.fP1.2Fd10.68Fr11927.49NFd20.68Fr24623.88Ne0.699Fa1FaeFd2Fa24623.88NFa12.38eX=0.41Y=0.87Fr1Fa20.68eX=1Y=0Fr2P1fd(XFr1YFa1)8449.29NP2fd(XFr2YFa2)8159.82N3Lh106C29.71105h24000h()60nP齒輪切合要求八、鍵的校核計算（1）高速軸上的鍵選擇鍵連結(jié)的種類和尺寸。主動周外伸端d40mm，l100mm考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵1280GB/T10962003

37、，b12mm，h8mmL80mm。選資料為45鋼查表4-28，鍵靜連結(jié)時的許用擠壓應力p100120Mpa，取p120Mpa。工作長度lLb68mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K0.5h4校核鍵連結(jié)的強度2T103p36.32pKld故鍵的強度足夠，選擇鍵1280GB/T10962003適合（2）中間軸上的鍵選擇鍵連結(jié)的種類和尺寸。主動周外伸端d75mm，l88mm考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵2080GB/T10962003，b20mm，.z.h12mmL80mm。選資料為45鋼查表4-28，鍵靜連結(jié)時的許用擠壓應力p100120Mpa，取p100Mpa。工作長度lLb60mm，鍵與輪

38、轂鍵槽的接觸高度K0.5h6校核鍵連結(jié)的強度2T103ppKld42.74故鍵的強度足夠，選擇鍵2080GB/T10962003適合低速軸上的鍵選擇鍵連結(jié)的種類和尺寸。主動周外伸端d75mm，l140mm考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵20125GB/T10962003，b20mm，h12mmL80mm。選資料為45鋼查表4-28，鍵靜連結(jié)時的許用擠壓應力p100120Mpa，取p100Mpa。工作長度lLb60mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K0.5h6校核鍵連結(jié)的強度2T103pp54.75Kld故鍵的強度足夠，選擇鍵20125GB/T10962003適合九、附件的構(gòu)造設計1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合狀況、潤滑狀況、接觸斑點及齒側(cè)空隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于察看傳動件嚙合區(qū)的地點，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用