1、江西農業大學畢業設計目錄一 設計任務 1二 設計方案分析 2三 原動件的選擇 4四 機構運動分析與動力參數選擇與計算 5五 齒輪的設計及校核 8六 軸的設計及校核 16七 軸承的選擇及校核 24八 花鍵的設計及校核 29九 減速器機體結構設計 32十 潤滑與密封 33十一 小結 34十二 參考文獻 35180t運梁車三級減速器設計一、 設計任務運梁車載重量180t，車輛自身質量（含拖梁小車）約15t，合計195t，空載時行駛速度為3-4km/h,滿載時行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據軸線布置需要考慮運梁車通過的路基和橋涵結構的允許承載能力、與架橋機相適應的車身型式

2、、以及運梁車的其它用途等多種因素，設計載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。運梁車在施工作業中，運行速度低、運輸距離短，車輛在橋面行駛時要求行駛路線精確，不允許發生較大偏差而對橋梁造成損壞，整車運行過程平穩。該車設計使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實際工作只有四個小時左右。工作環境：室外常溫，灰塵較大。運梁車的動力和傳動系統是整車的核心設計部分，要求該車傳動路線圖如下所示： 變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4； 減速器要自行設計，是該課題的主要任務，采用展開式二級以上閉式齒輪傳動，允許速度誤差為5%，保持中心

3、距a=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運梁車倒車時能保持前進時相同的速度，提高工作效率； 減速器采用單級開式斜齒輪傳動，傳動比i=2.03， 驅動橋采用東風140，總傳動比i驅=38/6=6.33；輪胎處采用一對單級開式直齒輪傳動，傳動比i胎=86/14=6.14。傳動過程允許速度誤差為5%；二、 設計方案分析 傳動方案1： 減速器（以下簡稱減速器）采用展開式二級閉式齒輪傳動，結構簡單，在滿足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經濟方面不理想，加工起來又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結構簡圖如圖1-1所示： 圖1

4、-1傳動方案2：減速器采用展開式三級閉式齒輪傳動，特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護方便，裝拆容易，工作可靠，。當打倒檔時，高速級滑移齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩下產生的扭轉變形與軸在彎矩下產生的彎彎曲變形可部分地相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象在滿足中心距的條件下，傳動的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動的傳動比較精確可靠，壽命長，結構緊湊，而且滑移齒輪操作方便不費力。其結構簡圖如圖1-2所示。比較起來，方案2的三級閉式齒輪傳動比較適合運梁車的減速傳動，該機具有較強的市場競爭力。三、 原動件的選擇發動機的計算：1、 整車滾動阻力f1（平實路面地）2、

5、整車上坡阻力f2 3、 總阻力f3 圖1-2可跨檔減速器1 滑移齒輪；2軸承1；3齒輪2；4齒輪3；5軸承3；6齒輪4；7軸承5；8軸承7；9軸承8；10輸出齒輪6；11齒輪5；12軸承6；13軸承4；14軸承24、 總阻力矩t阻(輪胎半徑r=530mm) 5、 半軸切應力6、 輪功率p轉7、 發動機功率p（總傳動效率為=0.66） 8、 附著力 f附 不打滑條件：該車在工作情況下不會打滑。發動機選擇柴油機，xy4108q，功率p=75kw，n=2800r/min。四、 機構運動分析與動力參數選擇與計算（一）運梁車的總傳動比和各傳動比的分配方案選擇(1) 總傳動比的計算發動機轉速 ，車輪的轉速

6、，（根據運梁車滿載時每小時只走800-900m，而輪胎的直徑為1.06m）總傳動比(2)傳動比的分配變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4；減速器傳動比i=2.03，允許速度誤差為5%； 驅動橋采用東風140，總傳動比i驅=38/6=6.33； 輪胎處傳動比i胎=86/14=6.14； 則減速器的傳動比（二）傳動裝置的運動和動力參數計算(1)各軸的轉速 將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為軸、軸、軸;軸，分別表示為。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見圖1-2）跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉向軸右齒輪嚙和，在通過轉向軸齒輪3與傳動軸齒輪4的嚙和，在通過傳動軸的齒輪5與輸出軸齒輪6

7、的嚙和，從而傳動動力。 由發動機到輸出，通過變速器最底檔(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸n=437.5r/min, ,傳動軸 n=437.5r/min , ,傳動軸 n=437.5r/min , 輸出軸 不跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉向軸右齒輪嚙和，在通過傳動軸右齒輪在和輸出軸齒輪嚙和，從而傳遞動力。(2)各軸的效率和功率 根據條件已知：變速箱的機械傳動效率 花鍵聯軸器的傳動效率 每對圓柱齒輪的傳動效率（很好的跑和的7級精度齒輪傳動） 每對滾動軸承的傳動效率 萬向節的傳動效率a）各軸的傳動效率 第一級的傳動效率第二級的傳動效率第三級的傳動效率

8、第四級的傳動效率b) 各軸的功率減速器輸入軸的輸入功率： 轉向軸的功率： 轉向軸的功率：輸出軸的功率 （3）各軸的轉矩 輸入軸轉向軸轉向軸輸出軸運動和動力參數結果如下表軸名輸出功率p（kw）轉速n(r/min)轉矩t（n.mm）效率輸入軸437.50.9456轉向軸55.8437.50.9702轉向軸54.1437.50.9702輸出軸52.5324.60.9702五、齒輪的設計及校核（一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數 由機械設計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉矩，選擇大小齒輪材料都為20crmnti,滲碳處理，硬度為5560hrc，抗拉強度，屈服強度；精度7級。 取

9、滑移齒輪，且由于要滿足中心距達到300mm，取齒輪2、齒輪3、齒輪4、齒輪5的齒數都為23，即，輸出齒輪 取模數m=6, 實際傳動比, 傳動比誤差，滿足傳動要求。 實際輸入軸轉速實際輸出軸轉速 （二）、 校核齒輪強度1 滑移齒輪和齒輪2的設計計算a)、設計參數 傳遞功率 p=57.5kw 傳遞轉矩t1= n.mm 齒輪1轉速 n1=437.5r/min 齒輪2轉速 n2=437.5r/min 該嚙合傳動比 i=1.00原動機載荷特性:均勻平穩;工作機載荷特性:均勻平穩預定壽命取6000時（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時）b)、齒面接觸疲勞強度設計計算公式按 閉式齒輪結構，硬齒面齒

10、輪，滑移齒輪5采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬齒面，熱處理質量級別 ml齒輪1、2材料及熱處理 20crmnti滲碳齒輪1、2硬度取值范圍 hrc=5560齒輪1、2硬度 hrc=59 齒輪1、2接觸強度極限應力 hlim=1500mpa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值fe=580mpa由機械設計表6-7，查得使用系數，試取動載荷系數，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，取齒間載荷分布系數。 載荷系數節點區域系數材料的彈性系數接觸強度重合度系數接觸強度螺旋角系數重合、螺旋角系數 齒面接觸許用應力

11、 齒輪1、2的應力循環次數接觸疲勞壽命系數由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 查表得潤滑油膜影響系數工作硬化系數 最小安全系數接觸強度尺寸系數 zx=1.0 齒面接觸許用應力： 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數,取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節圓速度 由此可得 動載系數 kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設合理： 齒間分布載荷系數 重新設計后數據如下：載荷系數齒向載荷分布系數 kh=0.137綜合變形對載荷分布的影響 ks=0.0安裝精度對載荷分布的影響 km=0.137節點區域系數 zh=2.5材料的彈性系數 ze=1

12、89.800接觸強度重合度系數 z=0.89接觸強度螺旋角系數 z=1.0重合、螺旋角系數 z=0.89接觸疲勞壽命系數 zn=1.3潤滑油膜影響系數 zlvr=0.97模數(法面模數) mn=6.0端面模數 mt=6.0螺旋角 =0度基圓柱螺旋角 b=0度齒輪1、2變位系數 x=0齒輪1、2齒寬 b=30mm齒輪1、2齒寬系數 d=30/138=0.217齒頂高系數 ha*=1.頂隙系數 c*=0.25壓力角 *=20度端面齒頂高系數 ha*t=1.端面頂隙系數 c*t=0.25端面壓力角 *t=20度 標準中心距 a=138mm實際中心距 a=138mm齒數比 u=1.0端面重合度 =1.

13、59縱向重合度 =0.00總重合度 =1.591校核：由式： 結果：齒輪的接觸疲勞強度安全。c)、齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式 由查表可知，齒輪1復合齒形系數 yfs1=2.72齒輪1應力修正系數 ysa1=1.57齒輪2復合齒形系數 yfs2=2.72齒輪2應力修正系數 ysa2=1.57抗彎強度重合度系數 y=0.72抗彎強度螺旋角系數 y=1.000抗彎強度重合、螺旋角系數 y=0.721按式計算彎曲疲勞許用應力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 壽命系數 查表可知尺寸系數 yx=0.99 實驗齒輪的應力修正系數yst=2.0彎曲疲勞強度安全系數一般取sf=1.25彎曲疲勞許用應力 校核：

14、彎曲疲勞強度結果： 齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求兩個齒輪齒面粗糙度 z1r=rz6m(ra1m) 齒根表面粗糙度 zfr=rz16m (ra2.6m)2、 齒輪5和輸出齒輪6的設計計算a)、設計參數傳遞功率 p=54.1kw 傳遞轉矩t3= n.mm 齒輪5轉速 n1=437.5r/min齒輪6轉速 n2=324.6r/min 該嚙合傳動比 i=1.348原動機載荷特性:均勻平穩;工作機載荷特性:均勻平穩 預定壽命 取6000時b)、齒面接觸疲勞強度設計計算公式按 閉式齒輪結構，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬

15、齒面，熱處理質量級別 q=ml齒輪1、2材料及熱處理 20crmnti齒輪1、2硬度取值范圍 hrc=5560 齒輪1、2接觸強度極限應力 hlim=1500mpa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值fe=580mpa由機械設計表6-7，查得使用系數，試取動載荷系數，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，取齒間載荷分布系數。 載荷系數節點區域系數材料的彈性系數接觸強度重合度系數接觸強度螺旋角系數重合、螺旋角系數 齒面接觸許用應力 齒輪5、6的應力循環次數 接觸疲勞壽命系數由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 查表得潤滑油膜影響系數工作硬化系數 最小安全系

16、數接觸強度尺寸系數 zx=1.0 齒面接觸許用應力：計算公式 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數,取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節圓速度 由此可得 動載系數 kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設合理： 齒間分布載荷系數 重新設計后數據如下：載荷系數校核：公式如下： 結果： 齒輪的接觸疲勞強度安全。c)、齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式 查表可知：齒輪5復合齒形系數 yfa5=2.72齒輪5應力修正系數 ysa5=1.57齒輪6復合齒形系數 yfa6=3.58齒輪6應力修正系數 ysa6=1.63抗彎強度重合度系數 y=0.72抗彎強度

17、螺旋角系數 y=1.000抗彎強度重合、螺旋角系數 y=0.721按式計算彎曲疲勞許用應力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 壽命系數查表可知尺寸系數 yx=0.99 實驗齒輪的應力修正系數yst=2.0彎曲疲勞強度安全系數一般取sf=1.25彎曲疲勞許用應力 比較： 應按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。校 核: 結 果：齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求3、 齒輪3、4校核計算 由于齒輪3和齒輪4的轉速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經滿足齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿足設計要求。 結果： 強度校核滿足要求。4、

18、 齒輪主要幾何參數表滑移齒輪1小齒輪2、3、4、5 6 61 0.250.25 23 311381861501981231713030六、 軸的設計及校核（一）、軸材料選擇由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉矩較大，且又是在高速狀況下工作，運行平穩，無很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對稱，對材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現有的材料，選擇40cr.調質處理，加工精度為7級。材料牌號: 40cr熱處理: 調質毛坯直徑/mm: 80硬度（hb）: 241286抗拉強度b: 750mpa屈服點s: 550 mpa彎曲疲勞極限-1: 350 mpa扭轉疲勞極限-1: 200

19、mpa許用靜應力+1: 300 mpa許用疲勞應力-1: 194233 mpa（二）、 輸入軸的設計計算 1、輸入軸的基本技術參數 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: p=57.5kw轉矩：t=1255000nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸上滑移齒輪和軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）初算最小直徑 圖1-3取軸承處（即a，b點）的直徑d=50mm取滑移部分（如危險截面c、d）花鍵分度圓直徑d=57.5mm軸的結構簡圖如圖1-3所示：a、b 點在水平面的支承反力 危險截面c、d在水平面的彎矩

20、a、b點在垂直面的支承反力 危險截面c、d在垂直面的彎矩 危險截面c、d的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核：c點的當量彎矩 d點的當量彎矩 取 結 果：軸的強度滿足要求。（三） 轉向軸設計計算1 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: p=55.8kw轉矩：t=1218000nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a，b點）的直徑d=45mm取導程部分（如危險截面c、d）花鍵分度圓直徑d=57.5mma、b 點在水平面的支承反力 危險截面c、

21、d在水平面的彎矩 a、b點在垂直面的支承反力 危險截面c、d在垂直面的彎矩 危險截面c、d的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核： c點的當量彎矩 顯然此軸的c點當量彎矩小于傳動軸的c點當量彎矩 ,故不用作校核 d點的當量彎矩 由于d點不受轉矩 當量彎矩等與合成彎矩 即 取 結 果：軸的強度滿足要求。（四） 轉向軸設計計算1 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: p=54.1kw轉矩：t=1181000nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a

22、，b點）的直徑d=45mm取滑移部分（如危險截面c、d）花鍵分度圓直徑d=57.5mma、b 點在水平面的支承反力 危險截面c、d在水平面的彎矩 a、b點在垂直面的支承反力 危險截面c、d在垂直面的彎矩 危險截面c、d的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核：c點的當量彎矩 顯然此軸的c點當量彎矩小于傳動軸的c點當量彎矩 ,故不用作校核 d點的當量彎矩 由于d點不受轉矩 當量彎矩等與合成彎矩 即 取 結 果：軸的強度滿足要求。（五） 輸出軸的設計計算 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=324.5r/min 功率: p=52.5kw轉矩：t=1545000nmm

23、齒輪直徑d=186mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a，b點）的直徑d=55mm取滑移部分（如危險截面c、d）花鍵分度圓直徑d=60mm軸的結構簡圖如圖1-4所示：a、b 點支承反力 危險截面c、d的彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核：c點的當量彎矩 d點的當量彎矩 取 結 果：軸的強度滿足要求。 圖1-4七、 軸承的選擇及校核（一） 輸入軸承1的設計計算1、設計基本參數徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=50 mm轉速 n=437.5r/min要求壽命 lh=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天

24、工作4小時）潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于沒有軸向力，且是高速運轉，在滿足強度的前提下一般都考慮用深溝球軸承，此種軸承噪聲低，使用壽命較長，精度高，價格低廉,互換性好。試選軸承型號6310軸承內徑 d=50 mm軸承外徑 d=110 mm軸承寬度 b=27 mm基本額定動載荷 c=61800 n基本額定靜載荷 co=38000 n極限轉速(油) nlimy=7000 r/min3、當量動載荷接觸角 a=0 (度)負荷系數 fp=1.2判斷系數 e=0.16徑向載荷系數 x=1軸向載荷系數 y=0當量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 c=61141.632 n校核：由式計算軸承壽命結果：選用

25、深溝球軸承6310滿足要求（二） 輸入軸承2的設計計算 1、設計基本參數徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=50 mm轉速 n=437.5r/min要求壽命 lh=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時）潤滑方式 油潤滑2、理由和選軸承1一樣。試選軸承：深溝球軸承軸承型號 6310和 軸承型號 6210軸承內徑 d1=50 mm 軸承內徑 d2=50 mm軸承外徑 d1=110mm 軸承外徑 d2=90 mm軸承寬度 b1=27mm 軸承寬度 b2=20 mm基本額定動載荷 c1=61800 n 基本額定動載荷 c2=35000n基本額定靜載荷 co1=38000

26、 n 基本額定靜載荷 co2=23200 n極限轉速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉速(油) nlimy=8500 r/min3、當量動載荷接觸角 a=0度 接觸角 a=0 (度)負荷系數 fp=1.2 負荷系數 fp=1.2判斷系數 e=0.271 判斷系數 e=0.304徑向載荷系數 x1=0.56 徑向載荷系數 x2=0.56軸向載荷系數 y1=1.624 軸向載荷系數 y2=1.435當量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 c1=45199.236 n c2=42574.471 n校核：軸承 6310的壽命 軸承 6210的壽命 結果：軸承2選用軸承6310滿足要求。（三）

27、 轉向軸軸承3，4，5，6的設計計算 由于轉向軸和輸入軸一樣都沒有軸向力，軸承3所受載荷最大，軸承3選用的是6209故軸承，計算過程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿足要求。 結果：軸承3，4，5，6選用軸承型號6209。（四） 輸出軸軸承7的設計計算 1、設計基本參數徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=55 mm轉速 n=324.6r/min要求壽命 lh=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于其所受的徑向力很小，但又要保持其軸頸直徑，所以試選深溝球軸承6211軸承內徑 d=55 mm軸承外徑 d=100 mm軸承寬度 b=21 mm基本額定動載

28、荷 c=43200 n基本額定靜載荷 co=29200 n極限轉速(油) nlimy=7500 r/min3、當量動載荷接觸角 a=0 (度)負荷系數 fp=1.2判斷系數 e=0.16徑向載荷系數 x=1軸向載荷系數 y=0當量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 c=13489.735 (n)校核：軸承壽命 軸承壽命 由此可知該軸承遠遠滿足要求，每次大修時也可以不必更換這個軸承。結果：軸承7選用6211。（五） 輸出軸軸承8的設計計算 1、設計基本參數徑向力 軸向力 fa=0 n 軸頸直徑 d1=55 mm 轉速 n=324.6 r/min 要求壽命 lh=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選

29、軸承信息試選軸承型號 6311軸承內徑 d=55mm軸承外徑 d=120mm軸承寬度 b=29mm基本額定動載荷 c=71500 n基本額定靜載荷 co=44800 n極限轉速(油) nlimy=6700 r/min3、當量動載荷接觸角 a=0度負荷系數 fp=1.2判斷系數 e=0.16徑向載荷系數 x=1軸向載荷系數 y=0當量動載荷軸承所需基本額定動載荷 c=68785.076 (n)校核：軸承壽命 結果：軸承選用6311（六） 各軸承的參數如下表所示名稱軸承1軸承2軸承3軸承4軸承5軸承6軸承7軸承8軸承代號63106310620962096209620962116311軸頸直徑505

30、0454545455555軸承外徑11011085858585100120軸承寬度2727191919192129八 花鍵的設計及校核（一）輸入軸花鍵設計參數及校核傳遞的轉矩 t = 1255000 nmm模數 m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數 z = 23分度圓直徑 d= 57.5 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 52 mm不均勻系數 = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經熱處理移動情況 載荷作用下移動許用應力 p = 45.0 mpa校核： 結果： p p 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算：傳遞的轉矩 t = 1255000 nmm花鍵

31、參數 nddb = 842488 mm倒角c = 0.4 mm鍵齒的工作高度不均勻系數 = 0.75鍵的長度l = 60 mm使用和制造情況中等，齒面經熱處理，鍵系列采用中系列許用擠壓應力范圍pp = 100140 mpa取許用應力p = 120.0 mpa校 核：計算應力結果： pp 滿足（二）傳動軸的花鍵設計參數及校核傳遞的轉矩 t = 1218000 nmm模數 m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數 z = 22分度圓直徑 d = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數 = 0.75使用

32、和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經熱處理許用應力 p = 120.0 mpa校核： 結果： p p 滿足要求（三）傳動軸的花鍵設計參數及校核傳遞的轉矩 t = 1181000 nmm模數 m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數 z = 22分度圓直徑 d = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數 = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經熱處理許用應力 p = 120.0 mpa校核： 結果： p p 滿足要求（四）輸出軸的花鍵設計參數及校核 軸右段花鍵傳遞的轉矩 t = 154500

33、0 nmm模數 m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數 z = 23分度圓直徑 d = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數 = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經熱處理許用應力 p =120.0 mpa校核： 結果： p p 滿足要求 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算： 傳遞的轉矩 t = 1545000 nmm鍵系列采用輕系列花鍵參數 nddb = 846509 mm倒角c = 0.3 mm鍵齒的工作高度不均勻系數 = 0.75鍵的長度l = 67 mm由于使用和制造情況良好，而且齒面經熱處理查表可知許用擠壓應力范圍p= 120200 mpa取許用應力p = 160.0 mpa校核：計算應力 結果： pp 滿足傳遞的轉矩 九、 減速器機體結構尺寸如下名稱符號計算公式結果箱座厚度20箱蓋厚度10支架螺釘直徑m16支架螺釘數目查手冊4軸承旁聯結螺栓直徑m16蓋與座聯結螺栓直徑=（0.5 0.6）m10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m8定位銷直徑=（0.70.8）m8，至外箱壁的距離查手冊表11224，至凸緣邊緣距離查手冊表11220外箱壁至軸承端面距離=+（510）45大齒輪頂圓與內箱壁