1、1设计题目：设计一链板式输送机传动装置一、传动简图的拟定. 3二、电动机的选择. 3三、传动比的分配. 5四、传动零件的设计计算 7五、轴的设计及校核计算. .19六、轴承的选择和计算.35七、键连接的校核计算.38八、减速箱的设计. 40九、减速器的润滑及密封选择. 43十、减速器的附件选择及说明. 43十一、设计总结 .46十二、参考书目 .472课程设计题目：设计链板式运输机传动装置（简图如下）原始数据：输送链的牵引力 F/kN 8运输机链速 V/(m/s) 0.37传送链链轮的节圆直径 d/mm 351工作条件： 连续单向转动，工作时有轻微振动，使用期 10 年（每年 300 个工作日
2、） ，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。链板式输送机的传动效率为 0.95。3一、 传动简图的拟定设计一链板式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期 10 年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。链板式输送机的传动效率为0.95。第四组原始数据：输送链的牵引力 ；输送链的速度 ；输送链链轮kNF8smv/37.0节圆直径 。mD351二、 电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择 Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：工作机所需功率 ：wP)10/(wwvF
3、P因为 ； ； ，把数据带入式子中，所以kN8sm/37.95.0w4kWPw 158.3)9.01/(37.80传动装置的总效率 ：联轴器效率 =0.99，滚动球轴承效率 =0.99，锥齿轮效率 =0.97，圆柱齿轮效率联轴锥（8 级精度）=0.97，滚子链效率 =0.96。圆 链867.096.0.93滚 子 链球 轴 承圆 柱锥联 轴 器所需电动机的功率 ：dPkWPwd72.386.0/15.3电动机额定功率 ：m按 选取电动机型号。故选 的电动机md kWPm43、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速： min/14.20)351/(7.6rdvw按推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱
4、齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分别为23、35 和 25，则总传动比范围为 i=1275。故电动机转速的可选范围为min/5.1068.241.0)752( rinw符合这一范围的同步转速有 750、1000 和 1500r/min。4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选 750、1000 和 1500r/min，额定功率为 4kW。因在本课程设计中，1000r/min 1500r/min 的电动机最常用，因此查表 14-5(P166)选择电动机型号为 Y132M1-6。电动机的主要参数见下表=wPkW158.3电动机工作功率 mP=4KW，转速 mn= 960r/min5型号
5、额定功率/kW满载转速(r/min)mn额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩Y132M1-6 4 960 2.0 2.2三、传动比的分配计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比： 7.41.20/96/wmni2、 分配各级传动比:设减速器的传动比为 ，高速级锥齿轮传动比为 ，低速级圆柱齿轮传动比为 ，减 1i2i链传动传动比为 。链i按表推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分别为 23、35 和 25。经验公式 。为使大锥齿轮不至于过大，减125.0i。31i故 ，取 =4，则有链减 i链 1.9/链减 i锥齿轮啮合的传动比： ，故 。
6、8.25.01减ii 3圆柱齿轮啮合的传动比：i 2= / i1=4.0111， 。减 42链传动的传动比： = 3.975。链i12=3、 各轴的转速 n（r/min） 电机轴的转速 : dmin/960rn 高速轴的转速 ：1d 中速轴的转速 ：2 i/32/1ri选择Y132M1-6三相异步电动机各级传动比： 31i42975.3i6 低速轴的转速 ：3nmin/804/32/ri 工作轴的转速 ：4 .13975.链4、 各轴的输入功率 P（kW）电机轴的输入功率 :dkW高速轴的输入功率 :1 kWd 96.304联 轴 器 中速轴的输入功率 :2PkP8.39.076.312 球
7、轴 承锥 齿 轮 低速轴的输入功率 : kW658.23球 轴 承圆 柱 齿 轮工作轴的转速 ：4PkP47.39.06.334 球 轴 承滚 子 链 5、 各轴的输入扭矩 T（Nm）电机轴的输入功率 :d mNnPd 8.3960950高速轴的输入转矩 :1T41中速轴的输入转矩 :2 mNnP0.1328.9502低速轴的输入转矩 :3T7.456.3工作轴的输入转矩 :4 mNnP2.1.209504、 、 、 、 依次为电动机轴，高速轴，低速轴，链轮轴和工作机轴的输dT123T4入转矩。各轴转速：=960r/m1nin=320r/m2in=80r/mi3nn=20.13r4/min各轴
8、功率： kWP96.318025.3k477参数轴名 电动机轴 轴 轴 轴 工作机轴功率 P/kW 4 3.96 3.803 3.65 3.47转矩 T/nm 39.8 39.4 113.4 435.7 1646.2转速 r/min 960 960 320 80 20.13传动比 1 3 4 3.975效率 0.99 0.9603 0.9603 0.95046、 验证带速 smdnv /369.016.235104误差为 ，合适%5127.9四、 传动零件的设计计算1.圆锥齿轮的设计计算已知输入功率 ，齿数比为 3，小齿轮的转速为 960r/min，由电动机kWP96.31驱动，使用期为 10
9、 年（每年工作 300 天） ，两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制 齿形角 20，顶190236/TGB隙系数 *0.2c，齿顶高系数 *1ah，螺旋角 ，轴夹角 ，不变位，齿。4m高用等顶隙收缩齿。2）该减速器为通用减速器，速度不高故选用 8 级精度。3）因传递功率不大转速不高，由表选择小齿轮材料为 45Gr（调质） ，硬度为250HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 50HBS4）选小齿轮齿数 ，大齿轮21z 62312zi（2）按齿面接触疲劳强度进行
10、设计计算各轴扭矩： mNTd8.39410.275364锥齿轮重要参数： 21z68由设计公式进行计算，即 3 2121 5.04uKTZdddHEt 对标准锥齿轮传动，节点区域系数 =2.51）小齿轮转矩 mNT394012）试取载荷系数 6.tK3）由表 7-5 选取齿宽系数 .d4）由表 7-6(P139)查得材料弹性影响系数 218.9MPaZE5）由图 7-18 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HPa，大齿轮的接触疲劳极限 lim2570HMPa6）计算应力循环次数 9110748.2 103816 hjLnN81 02.3/./u7）由图 7-19 查得接触疲
11、劳寿命系数允许一定点蚀,9.01HNZ95.2HN8）计算接触疲劳许用应力取安全系数 =1HSMPaZN586093./1lim1 HH .4172li29）试算小齿轮分度圆直径代入 H中的较小值得 muTKZdddtEt 863.705.192.3221 10）计算圆周速度 v锥齿轮平均分度圆直径 mdtm 23.60).51(.5.19smndv/027.3 )106/()9036(111）计算载荷系数根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),，查表 10-2 得 25.1AK根据 v=3.027m/s,8 级精度，锥齿轮第一级精度，按照 9 级精度，由图 7-7 查得动载系数
12、1.VK由表 7-3 查得齿间载荷分配系数 1FHK由大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查图取得齿向载荷分布系数由 875.1HK则接触强度载荷系数 578.2.1.2HVA12）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 mKdtt 07.836.1/57.2863.701zm/1取标准值 .13）计算齿轮的相关参数 mzd5.827.31m462计算锥角 =3=21=cot1=tan238/arctn1u579012计算锥距 mudR4.1302.821 计算平均分度圆直径 1=1(10.5)=70.125MPaH5.41102=2(10.5)=210.375计算平均模数 =(10.5)=3.18
13、75计算当量齿数 1=1cos1=23.232=2cos2=213.0114）确定并圆整齿宽 mRbd2.394.10.圆整取 ，B52B115）结构选择。小齿轮齿顶圆直径160mm，选用实心结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选用腹板式结构。高速级锥齿轮的主要设计参数小锥齿轮 大锥齿轮 小锥齿轮 大锥齿轮齿数 z 22 66 锥距 R 130.4mm齿宽 b 39.12mm 39.12mm 模数 m 3.75mm锥角 18.43 71.57 平均模数 3.1875mm分度圆直径 82.5mm 247.5mm 当量齿数 23.23 213.01平均分度圆直径70.125mm 210.375mm
14、结构 实心 腹板式(3)按核齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数 578.2.1.251FVAK2）计算当量齿数 2.3cos/11zv023）查表 7-4 得, , ，.69=1FaY1.57Sa2.6=FaY1.972Sa4）计算弯曲疲劳许用应力由图 7-17 查得弯曲疲劳寿命系数md5.821.472318572mB352， 40111=0.82， =0.851FNY2FN取安全系数 4.1S由图 7-18c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFN501PaFN502按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 MPaSYFF 1.324./8./11 N60950225）计算大小齿轮的 并加
15、以比较11/FSaY3357691FSa01.6.92FSaY小齿轮的数值大 7.31)5.01(421FddSaFuZYKTm取标准值 m=3.75，与接触疲劳强度设计相同对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于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,可取由弯曲强度算得的模数 3.7 就近圆整为标准值 m=3.75 mm。按接触强度所得的分度圆直径 =82.5 mm，算出小齿轮齿数11=1=82.53.75=22大齿轮齿数 2=322=66这样设计出的齿
16、轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6）大锥齿轮结构设计因为锥齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故选用腹板式结构为宜有关尺寸按推荐的结构尺寸设计，C=（3-4）m=15mmmD2.1730故564mD354. 4035.02,.1/ 331 l mD122.斜齿圆柱齿轮的设计计算已知输入功率 ，齿数比为 4，小齿轮的转速为 320r/min，由电动机kWP803.2驱动，使用期为 10 年（每年工作 300 天） ，两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜
17、齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用 8 级精度。3）因传递功率不大转速不高，由表 7-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为250HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 50HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮241z96242z5）选取螺旋角。初选螺旋角 1（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即 3221 HEdt ZuKT1）小齿轮转矩 mNT4022）试取载荷系数 6.1tK3）由图 7-12 选取区域系数 432HZ4)由表 7-6 查得材料弹性影响系数 218.9MPaE5）由表 7-5 选取齿
18、宽系数 1d6）由图 7-15 查得 ， ，79.0102则 68217) 由图 7-18 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HMPa，大齿轮的接触疲劳极限 lim250HMPa8）计算应力循环次数13921068. 1038213hjLnN8912 .4/./u9）由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数6.01HNY8.2HN10）计算接触疲劳许用应力MPaSKHNH 576096/1lim1 398.22则 MPaHHH 5.721 11）试算小齿轮分度圆直径 td1mZuKTdHEdt 4.5812321 12）计算圆周速度 vsmnvt/98.0)106/()3241
19、5(13）计算齿宽 及模数bntmdbt 41.58.1zmtnt 36.2coscos1mhnt 1.536.225./48/b14）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan310 zd15）计算载荷系数 K齿轮工作时有轻微振动，查表 7-2 得 5AK14由图 7-7 查得动载系数 05.1VK由表 7-3 查得齿间载荷分配系数 2.1FHK由表 7-8 得轴承系数 42H则接触强度载荷系数 2365.1.0512.HVAKK16）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 mdtt 31.65./23.41.58zm64.2/coscos1（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强
20、度载荷系数 1263.52.1052.1FVAKK2）根据纵向重合度 ，从图 7-14 查得螺旋角影响系数93 8.0Y3）计算当量齿数 27.614cos/2cos/331 zv 08959624）查表 7-4 得, , ，.5=1FaY1.5=SaY2.176=FaY1.74=2SaY5）计算弯曲疲劳许用应力由图 7-17 查得弯曲疲劳寿命系数=0.89， =0.91FNY2FN取安全系数 4.1S由图 7-16c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFN501MPaFN3802按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 MPaSKFNFF 9.3174/59./11 28022斜齿轮重要参数： 261
21、z095.m156）计算大小齿轮的 并加以比较/FSaFY013.9.3175621 FSaY5984252FSa小齿轮的数值大7）模数 ntmmYzKTFSadnt 38.2cos2312对比计算结果，取 ，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足nt5.齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径 ，来计算应有md31.65的齿数 3.25.14cos365cos1 nmdz故取 ，则21 02z8）计算中心距 mzan 48.167cos25.)46(cos2)(1 将中心距圆整为 a1709）按圆整后的中心距修正螺旋角 08.1725.)046(arcos21amzn10）计算大、小
22、齿轮的分度圆直径 mmzdn680.17cos51n2.4208.17md68127mB7316821611）计算齿轮宽度 mdb681取 ；B73212）计算齿顶高 、齿根高 、齿全高 、顶隙 ：ahfhcmmchnfanfa625.0.250131.3.).()(.*13）计算齿顶圆直径 、齿根圆直径 ：1、 ad21、 fdmhdffaa 625.)125.37(2768)(212 14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计齿轮结构选择。小齿轮齿顶圆直径160mm，选用实心结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选用腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数小齿
23、轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮齿数 z 24 96 中心距 a 170mm齿宽 B 73mm 68mm 当量模数 2.5mm修正后螺旋角 14.853 结构 实心 腹板式分度圆直径 mm68 mm272 当量齿数 19.7 79.3齿顶圆直径 73mm 276mm 齿根圆直径 61.75mm 262.625mm3.链传动的设计计算链轮的重要参数： 19z76217已知输入功率 ，传动比为 3.975，小链轮的转速为 80r/min，由电动机kWP65.3驱动，使用期为 10 年（每年工作 300 天） ，两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。1）选择链轮齿数取小链轮齿数 19z大
24、链轮的齿数 7652.197.32 i2）确定计算功率由表 6-7，轻微冲击，工况系数 =1.0。由表 6-5，齿数 19，假定工作点落在图 6-12 某曲线的左侧，则主动链轮齿数系数1908.zKZ取单排链，则 p06.1L则计算功率为 KWKPLZA4.306.1530 3）选择链条型号和节距根据 和主动链轮转速 ，由表 6-1 得链条型号为 20A，得节kPca4.min/803r距 。mp7514）计算链节数和中心距初选中心距 mpa 5.187.9275.31)0()530( 取中心距为 1000mm，相应的链长节数为 mapzzpLP 26.1507.321967195.30222
25、mp75.3118故取链长节数 节126PL由 ，查得 ，87.912zP 243.01f则链传动的最大中心距为 mzLpfaP 9.12)769(1275.324.0)(1 5）计算链速 v，确定润滑方式 spnzv /804.160.891603又因为链号 20A，查图 6-12 得润滑方式为：滴油润滑6）计算压轴力 PF有效圆周力： Nve 8.45390./6310/ 链轮水平布置时的压轴力系数 1FpK则 FKepP .28.459.7）计算链轮主要几何尺寸 mzd0.198sin3.710sizp3.76si.5si228）链轮材料的选择与处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况
26、采取两班制，工作时有轻微振动。每年300 个工作日，齿数不多，根据表 6-4 得链轮材料选用 40 号钢，淬火、回火，处理后的硬度为 4050HRC。9）大链轮结构设计：大链轮齿顶圆直径 ：max2dmd89.123.76219查表得 p=31.75 =19.051dmdpzpda93.7805.197.325.)76/0sin(/52. 1mx2小链轮结构设计：小链轮齿顶圆直径 ：max1dPzPda5.21305.197.325.)9/80sin(/7. 11mx1齿全宽 ：2fbmpftf37.59.1806.2轮毂宽度： mLdL60)25.(， 取低速级链轮的主要设计参数小齿轮 大齿
27、轮齿数 z 19 76链号 20A（节距 31.75mm）排数 1链节数 126最大中心距 1212.9mm五、轴的设计及校核计算1.初算轴径。1. 选择材料20选择 45 刚，调质处理。取 15C2. 按照扭转强度条件初步估算轴径。电机轴 轴 轴 轴 滚筒轴功率 P/kw 4 3.96 3.803 3.65 3.47转速 n/(r/min) 960 960 320 80 20轴:4.18960.353nPCd轴:233轴:09.41865.133nPCd考虑到轴上键槽的影响，对于 d100mm 的轴，直径放大 5%。1=18.441.05=19.362=26.241.05=27.63=41.
28、091.05=43.12 选择联轴器和轴承。选择高速输入轴联轴器1. 类型选择选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-2070。2. 载荷计算公称转矩 由表查得 ，T=9550000=95500003.96960=39.4 =1.5由 计算得到计算转矩=39.41.5=59.13. 型号选择根据转矩，轴最小直径 19.36mm 选择型号。取 LT4 弹性套柱销联轴器，其额定转矩 63Nm，半联轴器的孔径 ,故取 ，轴孔长度 L=52mm，联轴器的轴配长度 L1 =38mm。md241md241选择轴承类型考虑到有轴向、径向载荷，选择角接
29、触球轴承，尺寸系列 02。0 级公差，0组游隙。 。脂润滑。=253：绘制基本结构装配底图21如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。查手册表 5-1，表 5-2，表 5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚 。=1=8地脚螺栓直径 。取 。=0.018(1+2)+12=12箱盖与箱座连接螺栓直径 。根据螺栓标准取 8mm。2=(0.50.6)=67.2对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离 ，至凸缘边缘直径 。1=13 2=11， ，取 。 ，初取 8mm。1=2=84=4.884=658后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。输入轴的设计计算1已知： , ,KWP96.31min/01rnmNT4.
30、3912选择材料并按扭矩初算轴径选用 45#调质，硬度 217255HBS， ，根据课本 P235（10-2）式，并查Mpab65表 10-2，取 。 。150A md4.1890/.31min22考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大 5%，则 d=18.44(1+5%)mm=19.36mm3.初步选择联轴器要使轴径 d12 与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查得 ，5.1AK。mNTKAC 7.5943.1查机械设计课程设计P298，取 LT4 弹性套柱销联轴器，其额定转矩 63Nm，半联轴器的孔径 ,故取 ，轴孔长度 L=52mm，联轴器的轴配长度md21d21L1 =38m
31、m。4.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2 轴右端有一轴肩，取 d2-3=30mm L=50mm 1选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球 2轴承。参考 d2-3=30mm。选取标准精度约为 03，尺寸系列 7307AC。尺寸：358021dDB故 d3-4= d5-6=35mm，而 l3-4=21mm 。此两对轴承均系采用轴肩定位，查表，7307AC 轴承轴肩定位高度 h=9mm因此取 d4-5=44mm。取 则 l=70mm mdLB91)35.2(md241305md435d06
32、ml31452l3m704l195623取安装齿轮处的直径 d6-7=30mm，使套筒可靠的压在轴承上，故 3l560.07d,取 h=2.5mm,则此处轴环的直23l径 d34=40mm.已知圆锥斜齿轮的齿宽为 b1=73mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长 l45lh，取 =71mm。45l以箱体大圆锥齿轮中心线为对称轴，取 ， ， 。ml4012l2934ml3956(3) 轴上零件的周向定位：大锥齿轮与轴、小圆柱斜齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取大锥齿轮与轴、小圆柱斜齿轮与轴处的键剖面尺寸 ，mhb810401l293l7145l301d52
33、43d0527齿轮键长 L=B-（510）=63mm。配合均用 H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为 K6。(4) 轴圆角： 2 45 度轴强度校核。（1） 计算受力。画受力分析图。由轴小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。圆周力 1=211=1123.7径向力 1=1tancos1=1123.7tan20cos18.43=388.0轴向力 1=1tansin1=1123.7tan20sin18.43=122.67小圆柱齿轮受力情况如下：圆周力 2=211=2113.468=3335.3径向力 2=2tancos =3335.3tan20cos
34、14.853 =1256轴向力 2=2tan=3335.3tan14.853=884.5水平面内 Z 方向上力平衡： 1+2+12=0竖直面内力平衡： 1+2+12=0水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡： (124.5)174.52112.51+74.51=0竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：得：(124.5)1+84.5174.52=0，1=942.7，2=2590.41=135.0683N2=（2） 画弯矩图。28根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩 图和垂直面上的弯矩图 ；然后按式 图并作出 M 图及扭矩图。=
35、2+2 =2+2 = 842112+446742=95327Nmm=95.327Nm转矩图（3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数 ，计算应力 。从弯扭图中可以看出，危险截面为=0.6 =2+4（ ） 2小圆柱齿轮安装处，其轴径为 ，将弯曲应力 ，扭转切应力=30mm =，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为=2=（ ） 2+4（ 2） 21W 为轴的抗弯截面系数， ，查表 15-1 可得其值为 ，其中 d3332()22为轴承处直径，b 为键槽宽度，t 为键槽深。查表 6-1，键宽 b
36、=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。332()22 =30332 83.5(303.5)2230 =2323.0023代入公式29=（ ） 2+4（ 2） 2=25.136查表 15-1 ，45 钢，调质， 。1 1=60强度足够。输出轴设计（轴）已知：输出轴功率为 ，转速为 ,转矩为 ,大圆柱kwP65.3min/803rmNT2.164齿轮的分度圆直径为 ，齿轮宽度 。md280B71.选择轴的材料选取轴的材料为 45 钢（调质） ， 取 。10A2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径则： ，考虑到输出轴与链轮相连有一个键槽，与圆柱斜齿轮相mnPAd7.350min连有一个键槽，轴径应当增大 5%7。 ，将直径增大 5%，则 d=35.7(1+5%)mm=37.485mm，取轴端最细处直径为 。md4013.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：581l923l546l.9401d52384d56030（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计： 轮轮毂与轴段：该轴段安装链轮轮毂，此轴段设计与链轮轮毂同步设计。该处轴径取 ，md401轴的长度略小于轮毂孔的宽度，取 。mL581 封圈与轴段：在确定轴段的轴径时，应当考虑链轮的轴向定位以及密封圈的尺寸。链轮用轴肩定位，轴肩高度
