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1、* *燕山大学机械设计课程设计说明书题目：蜗杆-齿轮二级减速器学院（系）：机械工程学院年级专业：学 号：学生姓名：指导教师：目 录一. 传动方案的拟定1二. 电动机的选择及传动比确定 11 性能参数及工况 12 电动机型号选择 1三运动和动力参数的计算 31. 各轴转速 32. 各轴输入功率 33. 各轴输入转距 3四.传动零件的设计计算 41 蜗杆蜗轮的选择计算 42 .斜齿轮传动选择计算 8五轴的设计和计算 131.初步确定轴的结构及尺寸 132 3轴的弯扭合成强度计算 17六滚动轴承的选择和计算 21七键连接的选择和计算 22八、联轴器的选择 2224九. 减速器附件的选择 23十润滑和
2、密封的选择十一拆装和调整的说明 24十二.主要零件的三维建模 24十三.设计小结 28十四参考资料 29结果设计及计算过程一. 传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动 机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭 式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，禾U用蜗轮蜗杆的大传动比 可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗 杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v 45 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示：图1减速器机构简图二. 电动机的选择及传动比确定1 .性能参数及工况运输机皮带
3、牵引力：F=2287N运输机皮带作速度：V=0.31m/s滚筒直径：D=0.41m使用地点：室内生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班2 .电动机型号选择F=2287N根据室外使用条件，选择 Y系列三相异步电动机。V=0.31m/s运输机所需工作功率：D=0.41mr -FV2287 0.31 门“一PW0.709Kw10001000联轴器效率n 1=0.99 ,轴承效率n 2=0.99，一对斜齿轮啮合传动效率n 3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率n 4=0.8，卷筒的效率n5=0.96可得减速器总效率为2 4总123 4 50.7014电动机所需功率r电PWP电0.709/ 一 1.
4、010KW总0.7014卷筒轮转速60 100060 1000 0 31Pw=0.709Kn 卷6014.45 / minD360w蜗杆齿轮减速器总传动比合理范围为：i 总=6090所用电机转速范围n 电 n卷 i 总 1445（6090） 8671300.5（r/min）r总、=0.7014选取Y100L-6型号的电机，主要性能参数如表1 :表1 Y100L-6 型电机性能参数P 电=1.01Kw电动机额定功同步转速满载转速起动转矩最大转矩型号率(Kw)(r/mi n )(r/min )额定转矩额定转矩Y100L1.510009402.02.2-6n 卷=14.45r/min总传动比为i总9
5、4065 0514 45齿轮传动比i 2= (0.040.07 ) i总，所以齿轮传动比范围为i齿 (0.04 0.07)65.052.602 4.5535根据忘i齿i蜗，则i蜗i总/ i齿14.2925，蜗杆取两头，则传动比在1532 范围内。可取i蜗=20，i齿 i总 / i蜗 65.05/ 203.25电动机型号Y100L-6n0=1000三. 运动和动力参数的计算设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴，卷筒轴为4轴。r/min1.各轴转速nm=940r/minno=n i =n m =940 r / minn2=n m / i i= 940/20= 47 r / min
6、n3=n 4=n 2 / i 2= 47/3.25= 14.45r / mini 总=65.052.各轴输入功率：Po=1.O1O8KwPi=P 0 叩=1.0108 X0.99=1.00KwP2=P 1 n2 n=1.00 X0.99 x0.80=0.79Kwi 蜗=20P3=P 2 n2 n3=0.79 X0.99 x0.97=0.76KwP4=P 3 n n=0.76 X0.99 X0.99=0.75Kwi 齿=3.253.各轴输入转距：T0=9550 XP0/n m =9550 X1.0108/940=10.27 N mT1=9550 XP1/n 1 = 9550 X1.00/940=
7、10.17 N mT2=9550 XP2/n 2=9550 X0.79/47=161.04 N mT3=9550 XP3/n3 =9550 X0.76/14.45=502.99 NmT4=9550 XP4/n 4 = 9550 X0.74/14.45=492.99 N m轴号功率P ( Kw )转矩T(N m)转速n(r/mi n)传动比i电机轴1.010810.279401轴1.0010.17940202轴0.79161.04473.253轴0.76502.9914.45-卷筒轴0.75492.9914.45表2运动及动力参数四.传动零件的设计计算1 .蜗杆蜗轮的选择计算(1 )选择蜗轮蜗杆
8、类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45号钢，调质处理，HB=240，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑 动速度ni=940 r / min n 2=47r/ min n3=14.45 r/ minPi=1.00Kw P2=0.79Kw P3= 0.76KwP4= 0.75KwT0=10.27N mT1 =10.17N mT2=161.04N mT3=502.99N m T4=492.99 N mVs 5.2 104口3芯5.2 10 4 940 3 161.04 2.66m/s m/s故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuS nIOPI ,砂型铸造bb=220MPa
9、 , bS=140MPa。蜗轮轮心选用 Q235，砂模铸造。选用8级精度。(2 )确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=20，选取蜗杆头数 Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i 1 Z1=2 X20=40(3 )按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式m3q 9.47cos kT,(Ze)2乙H载荷系数 K=K a K 3 Kv =1 x1.05 x1=1.05查机械设计课本表 7-6得载荷平稳Ka =1 ,设载荷为变载荷，则Kp=1，设蜗轮圆周速度 V2 <3m/s , Kv =1.05查机械设计课本表 7-7
10、得 9.47cos 7=9.26蜗轮计算公式和有关数弹性系数 Ze= 155' MPa由表7-9得应力循环次数据皆引自机N=60nt=60X47 X300 X8 X5=4.17 X107100.8 2208NH 0.8 b 107 勺 4.17 10147.23MPa将数据代入上式可得3m3q 9.26 1.05161.03915540 147.23231084.63mm3查机械设计课本表7-4，取m 3q=1000mm3，m=5di=40mm , q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度n2mZ2V260 100047 5 400.492m/s60 1000
11、相对滑动速度械设计第102 页 113页蜗杆材料用45钢，蜗轮 选用铸造锡 青铜ZCuS n10PI蜗杆传动精 度8级Z1 =2Z2 =40sin_0.492_2.028m/ssin 14.04其中 arctanZ1 q2arcta n- 14.048啮合效率tantan 14.04tan(v)tan(14.042.57 )0.8383其中当量摩擦角” v由Vs查机械设计课本表 7-10得搅油效率n 2取为0.99，滚动轴承效率n 3取为0.99/对。总效率n= n n2 n3=0.8383 xo.99 xo.99=O.82复核m3qm3q 9.47cos kT2(Ze)2乙H0 821552
12、9.47cos14.04 1.05 161.0390.840 147.23331112.43mm1000mm(6 )计算中心距蜗轮分度圆直径d2 mZ2 5 40 200mm传动中心距1 40 200a1(d 1 d 2) 120mm2 2(7 )校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式1.64 KT2f心 2YfY fd1 d2mK、T2、m、和 d1、d2 同前，当量齿数 Zv=Z 2/cos 3丫-41.52查机械设计课本表 7-8得齿形系数丫F 1.76螺旋角系数14.04Y 1-1-0.8997140140许用弯曲应力计算公式K-1.05Ka-1K 3-1.05Kv-1Ze-15
13、57 MPah 147.23MPam3q-1084.633mm 3, m-5 ,d1-40mm ,q-89/106 f (0.25 s 0.08 b)J ,V N2其中 s 140MPab 220 MPaN2 60n2t260 47 8 300 512.35 107将数据代入许用弯曲应力计算公式得9耐F(025 s 0.。8 b)QN29106(0.25 140 0.08 220) (7V12.35 10730.80MPa齿根弯曲应力1.64 1.05 161.04 d ” ccc" F 1.76 0.899740 200 510.98MPa<30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲
14、劳强度。(8)热平衡核算减速器润滑油工作油温+ +1000P(1)t t0©A其中室温to-20 C,n=0.82 , P1-1.0KW，考虑到减速器用于室外取 Kd-15W/(m2C)箱体散热面积r0.821.751.75a1202A 0.330.33 0.45m2100100则工作油温为1000 (1 0.82) 1.0 t 20')46 C 80 C15 0.45油温满足温度要求。(9 )计算蜗杆传动其他尺寸齿顶咼 ha1ha m 155mm全齿高 h12ha m cm21 50.2511mm1 )、蜗杆齿顶圆直径da1 d12ham402 1550mm正出同士rdf1
15、 d12ham2c m齿根圆直径40 2 1 5 2 0.2 5 28mm蜗杆螺旋部分 b1 2mJz2 12 5 丁40 164.03mm取 b1=64mm蜗杆轴向齿距 Px m 3.14 5 15.7mm蜗杆螺旋线导程Pa 乙Px 2 15.7 31.4mm2 )、蜗轮喉圆直径 da2 d2 2mha200 2 5 1 210mmd 2=200mma1 =120mm齿根圆直径df2 d1 2m(ha c )200 2 5 1.2188mm蜗轮外径de2da2210 5215mm喉圆母圆半径 rg2da212021015mm2齿宽 b2 2m(0.535.3mm2(0.5 、8 1)Yf =
16、 1.76(1 )选择材料、热处理方式及精度等级Y 0.8997取 b2 35mm2 .斜齿轮传动选择计算对于一般动力传递，选用8级精度斜齿轮，小齿轮材料为45钢, 调质处理，齿面硬度为HB3=240，大齿轮材料为45钢，正火处理， 齿面硬度为HB4=200，HB3-HB4=40，热处理方式合适。(2 )初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐范围2040，取Z3=30，则大齿轮齿数为Z4 i2Z3 3.25 30 97.5取Z4=98，则实际传动比为传动比误差Z4 uZ3983.2730u i23.273.25100%0.51%i23.2530.80MPa在允许的范围内。(3)初算传动主要尺寸
17、对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计,2KT 2 u 1 ZhZeZ Zd3 jduH1)确疋载何系数查机械设计课本表 6-4，考虑微振工况取Ka=1查机械设计课本图 6-11b取 Kv=1.01初步取螺旋角=15,端面重合度1 11.88 3.2 cosZ3Z41 11.88 3.2 丄丄cos15 1.6830 98轴向重合度bsindZ3 丄1 30 丄仆c “tantan 152.05min其中 d查机械设计课本表 6-7取d 0.8总重合度3.73蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度查机械设计课本图6-13取K1.45查机械设计课本图6-17取k1.12 则K KaKvK K1 1.011.4
18、51.12 1.642)材料的弹性系数查机械设计课本表 6-5得Ze=189.8MPa3)节点区域系数由 =15，查机械设计课本表6-19取 Zh=2.42重合度系数(1 )其中 >1螺旋角系数，取=1，则z0.77cos cos15 0.983接触疲劳强度极限查机械设计课本图查图6-27 ( b)取计算应力循环次数N 3 60n3jLh 606-27(c)取dHlim3=590MPaoHlim4=470MPa47 1 8 300 53.38 107N33.384 107N41.04u3.25107油温满足温度要求ha1 5mmh1 11mmda1 50mmdf1 28mmb1 64mm
19、Px 15.7mmPa 31.4mmda2210mmdf1188mmde2215mm查机械设计课本图6-25 得接触疲劳寿命系数rg2 15mmd1KHN3 Hlim3KhN4 Hlim4取 h 611MPa1.25 590 737.5MPa1.3 470 611MPa9）试算小齿轮分度圆直径d1b2 35mm2 1.64 161.0390.823.25 1 189.8 2.42 0.77 0.983.2561167.143mm（4）确定传动尺寸齿轮计算公1）校核圆周速度d3匕60 100067.14 4760 10000.165m /s2）修正载荷系数VZ31000.165 30100=0.
20、0495m / s查机械设计课本图6-11b得K v1.0式和有关数 据皆引自机 械设计第75 页 100页KHN3=1.25, KHN4 =1.38）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1（失效概率为1%）3）校正分度圆直径4）确定模数Z3=30计算法向模数d3'cos66.92 cos15”mn 2.15mmZ330取标准值mn 2.5mm5）计算中心距mn Z3 Z42.5 （30 98） “u 一a 165.64mm2cos2 cos15圆整取 a=165mm6）按圆整后的中心距修正螺旋角mn Z3 Z42.530 98arccos arccos 15.452a2 165值改变不
21、大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸.mnZ32.5 30“d1°77.81mmcoscos15.45,mnZ42.5 98cd20254.18mmcoscos15.458）计算齿宽b d d30.8 77.8162.25mm圆整取 b4=63mm，b3=70mmZ4=98u 3.27Ka=1Kv=1.01（5 ）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式F丫Fa3YSa3Y 丫F3bdsminF3YFa4Ysa4 F4YFa3Ysa31）计算重合度系数丫 0.250.750.250.750.6961.682）计算螺旋角系数15.45°丫 1° 1 2.
22、05 -0.736120 1203）计算当量齿数z330Z/3 3- 3 33.50coscos 15.45乙98ZV43.c 109.44coscos 15.454）查取齿形系数查机械设计课本图 6-21得 YFa3=2.55，YFa4=2.185）查取应力集中系数查机械设计课本图 6-22得 YSa3=1.62 ，YSa4=1.826）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图 6-28b。6-28C得1.682.053.73K 1.45K 112K 1.64Ze=189.8MPacFlim3=450MPa ,cFlim4=390MPa查机械设计课本图6-26得寿命系数KFN1 =K
23、FN2=17) 计算弯曲疲劳许用应力bF =K FN Rim/S取安全系数S=1(取失效概率为1%)则F3 1 450 450MPaF41 390 390MPa8) 计算弯曲应力2 1.64 161.04 c" , cF3 2.55 1.62 0.696 0.73670 77.81 2.575.62MPaF375.62 2.18 1.82”F472.63MPaF42.55 1.62齿根弯曲疲劳强度满足条件。(6 )计算齿轮传动其他尺寸端面模数 mt2.59mmcoscos15.45齿顶咼ha ha mn 1 2.5 2.5mm齿根高hf (ha c )mn 1.25 2.5 3.12
24、5mmZh =2.42Z0.77Z0.983Hlim3 590MPaHlim4470MPaN3=3.38X107N 4=1.04X107KHN3 1.25齿顶隙 c c mn 0.25 2.50.625mm齿顶圆直径da3d3 2ha77.8122.582.81mmda4d4 2ha254.1822.5259.18mm齿根圆直径df3d3 2hf77.8123.125 71.56mmKHN4 1.3H3 737.5MPa611MPaK'v 1.0df4 d4 2hf 254.18 2 3.125 247.93mm五.轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸(1)蜗杆轴设计及计算下图是蜗
25、杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240 ，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深 沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构 设计如下图图2蜗杆轴的结构设计d366.92mmmn 2.5mm1 ）初算轴头按需用切应力初算 did c洛di段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2a=165mm取c=112则轴颈上有单键，轴颈虚增大3% , di=11.4 X1.O3=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d i=18mm15.45°查机械设计指导手册126页选取LT2型联轴器li=42mm2）计算 d2、12该段轴与
26、联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密圭寸圈内径为标准值，所以取d2-20mm , I2需伸出端盖1520mm ，由作图决疋，作图后的l2=40mm。3）计算 d3、|3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取 d 3=25mm, 13=17.d1=77.81m4）计算 d4、l4m该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取7206C轴承，长度I4为两个轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故 l4=53mmd2=254.185）计算 d5、I5mm该段主要是固定溅油板所以取d5=36，其厚度为10,所以取 |5=5b3=70mm6 ）计算 d6、|6b4=63m
27、m该段为轴向固定溅油板，所以取d6=41mm ,长度取5mm。7）计算 d7、I7该段为过渡段，取 d7=34mm , I7由作图决定，取 40mm 。8）计算 d8、|8该段与轴承配合，所以选取d8=30mm，选取6206轴承，长度I8为轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，考虑到轴承内径为标准值，取d2=35mm12取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d 2=1.2x35=42mm取L=42mm ，考虑到轴肩定位，所以取h=42-2=40mm2）计算 di、1i该段轴与轴承配合，所以取di=30mm ，选取轴承6206，考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为812mm ，取
28、10mm，齿轮断面距离箱体内壁取25mm，在考虑轴肩定位2mm，所以 li=16+10+27+2=55mm。3）计算 d3、l3d3与d2的过渡轴 肩为定 位轴肩承受轴向 力，所 以取 d3=d 2+5=40mm，l3的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。4）计算 d4、|4d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去 13mm 的定位距离来确定，14=675）计算 d5， |5该段与轴承配合，取 d 5=30mm， l5=42mmYFa3=2.55YFa4=2.18Ysa3=1.62Ysa4=1.82Flim3450MPaFl
29、im4 39°MPaKfN1 =K FN2 =1S=1F3 45°MPa:F4 39°MPa(3 ) 3轴设计计算轴的材料选用常用的 45钢，调质处理 HB=240轴的结构设计如下图齿根弯曲疲劳强度满足 条件mt 2.59mmha 2.5mmhf 3.125mm图4轴3的结构设计1)初算轴头按需用切应力初算didc 0.625mmda3 82.81 mmda4 259.18mmdf3 71.56 mmdf4 247.93mmdi段直接与联轴器相连， 不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则di113 0.7614.4541.96mm考虑到轴上有键槽，需增大
30、轴径，取d1=41.96 X轴的计算公式和有关数据皆引自机1.03=43.22mmd i段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取di=45mm查机械设计指导手册126页选取LT7型联轴器取 li=82mm2）计算 d2、|2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密圭寸圈内径为标准值，所以取d2=48mm ， I2需伸出端盖1520mm ，由作图决定，作图后的b=51mm 。3）计算 d3、|3d3段与轴承配合，所以选取 d3=50mm ，选取6210轴承， 长度13为轴承宽度20mm，甩油板伸出箱体内壁 13mm , 取 2mm，所以 b=20+7+2=29mm4）计算 d4、
31、l4d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4=d3+5=55mm，长度由作图决定，得 l4=90mm 。5）计算 d5、I5d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d5=d4+5=60mm，长度由作图决定，得 l5=10mm 。6）计算 d6、|6大齿轮要和小齿轮啮合传动所以，大齿轮的位置由小齿轮来确定，通过作图可得 d6=55mm, l6=60mm械设计第137页第157页轴的材料选用常用的45钢，调质处理7）计算 d7, 17 该段和d3 一样都是与轴承配合所以d7=d 3=50mm ，长度l7=45mm2. 3轴的弯扭合成强度计算1）计算大斜齿轮受力l 2T2Ft
32、 d3Fa Ftta n Ft tan nFr COS2 ）计算轴承支反力32 16104 104139.31N77.814139.31 tan 15.451563.07N3144.4 渝20H44.O4NCOS15.45水平面:Ra1144.04 127.09 1563.07 1482091801.97NRb1144 127 1563 61209238.97N竖直面:4139 1482092930.97N4139 612091208.03N画出水平弯矩Mxy 图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩d1=18mm l1=42mmd2=20mm(I2=40mm )d3=25mm l3=17mmd4=3
33、0mm l4=53mmd5=36mml5=5mm危险。2 2xy Mxz图，分析图5至图10可知在合成弯矩最大处最d6=41mm轴的结构尺寸,及受力分析如下列图所示:l6=5mmd7=34mmE40mmd8=30mm|8=32mm图5轴3结构尺寸图6轴3受力图水平面受力图I:匚付5图7水平面弯矩图竖直面受力图d2=35mmi2=40mm图8垂直面弯矩图di=30mmli =55mmd3=40mm图9合成弯矩图图10轴3扭矩图d4=35mm l4=67mmd5=30mml5=42mm4）计算轴的安全系数轴选用 45 号钢，b 650MPa, s 36°MPa对称循环疲劳极限i 0.45
34、 b 0.45 650 293MPai 0.26 b 0.26 650 169MPa脉动循环疲劳极限0 0.81 b 0.81 650 527MPa0 0.50 b 0.50 650 325MPa2 1 0 2 1 0由式00得0.110.04由图9和图10可得危险截面处弯矩 M=209876N mm。最大转矩为T-502990 N mm。M 1M 1a2W,3 bt(d t)d322d209876r=14.74 MPa“16 6 (55 6)55322 55m0 2W肿 bt(d t)d162d502990_216.45MPa十316 6 (556)255162 5516.45a m8.22
35、5MPa2 2在该截面上有无轴直径变化，有键连接，其应力集中可在表d145mm10-10 由 b 65°Mpa 查得 k 1.82 k=1.62。表面状态系数0.92(Ra=3.2 ,cb=650MPa )对于55碳钢其尺寸系数0.810.76安全系数:kN 1S k1 2931.828.1414.740.92 0.81SkJ1ka1 1698.721 628.225 0.04 8.2250.92 0.76综合安全系数S SSS2 S28.14 8.725.95.8.142 8.722根据校核，危险截面足够安全六.滚动轴承的选择和计算该传动装置采用蜗轮-蜗杆一斜齿轮传动，输出轴采用深
36、沟球轴承，轴承型号为 6210 , d=50mm , D=90mm , B=20mm ，基本额定动载荷 Cr=35100N，基本额定静载荷Cor=23200N由表 11-6 , i=1Fa=1144.04N,C 0r=23200N,所以Fa/l1=82mmd2=48mml2=51mmd3=50mml3=29mm d4=55mm14=90mm d5=60mml5=10mmd6=55mmCor=0.05,并且 Fa/Fr=0.73，可查得 X=0.56 , Y=1.71。l6=60mm又由表11-7，查得载荷系数fp=1.1所以P XFr YFa0.56 1563.071.71 1144.0428
37、31.63Nd7=50mmE45mmLh10106 C10660n2 P60 14.453351002196811.2h2831.63折合为年为250年,大于工作要求5年，故选用6210型深沟球轴承符合要求。七.键连接的选择和计算轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键键 A6 X32 GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A轴两端键槽部分的轴径为35mm，所以选择普通圆头平键蜗轮 键 A10 X32小齿轮键 A10 X50GB/T 1095-2003,材料为 Q255AGB/T 1095-2003,材料为 Q255A轴外伸部分的轴径为 45mm，所以选择普通圆头平键键 A1
38、4 X70GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A大齿轮处轴径为55mm，所以选择普通圆头平键键 A16 X45GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A校核由于静连接，取p 135MPa输出轴，联轴器段键的接触长度Ft=4139.31NFa=1563.07NFr=1144.04N能传递的转矩为：1 ' 1T _hldp刈 56 45 135=765.45N m>T34p43输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：1 ' 1T hl d pX10 29 55 135=538.31N m > T344校核通过结论：键安全八、联轴器的选择1.电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采