機械設計減速器說明書

1、 機械設計課程設計說明書課題名稱： 帶式運輸機傳動裝置的設計 專業(yè)班級： 機制中美班 學生學號： 1403190666 學生姓名： 學生成績： 指導教師： 秦襄培 課題工作時間：2016年12月12日至 2016年12月 30日 武漢工程大學教務處 37摘要機械設計課程設計是在完成機械設計課程學習后，一次重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次較全面的設計能力訓練，也是對機械設計課程的全面復習和實踐。其目的是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關選修課程的理論，結合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。 本次設計的題目是帶

2、式運輸機的減速傳動裝置設計。根據(jù)題目要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設計方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，傳動零件以及軸的設計計算，軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算，  機體結構及其附件的設計和參數(shù)的確定，繪制裝配圖及零件圖，編寫計算說明書。 關鍵字：減速器、帶式輸送機、V帶傳動、齒輪傳動目 錄第一章 概述設計帶式輸送機的傳動裝置4 1.系統(tǒng)總體方案的確定4第二章 傳動裝置總體設計51. 電動機的選擇（Y系列三相交流異步電動機）72. 傳動裝置的總傳動比及其分配9第三章 傳動零件及軸的設計計算121. V帶傳動的

3、設計計算122. 齒輪傳動的設計計算 16第4章 軸的設計計算26 1. 軸的設計計算26第五章 箱體及其附件的結構尺寸設計32 1.箱體的結構尺寸設計32 2.附件的結構設計33 附：1.心得體會35 2.參考文獻36 機械設計課程設計任務書設計題目：設計帶式運輸機的傳動裝置 注：圖中F為輸送帶拉力（或為輸出轉(zhuǎn)矩T），V為輸送帶速度學號1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓輪直徑D(mm)300330350350380300360320輸送帶速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75輸出轉(zhuǎn)矩T(N&

4、#183;m)400370380450460440360430學號9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓輪直徑D(mm)340350400450380300360320輸送帶速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73輸出轉(zhuǎn)矩T(N·m)410390420400420420390400已知條件：1. 工作環(huán)境：一般條件，通風良好；2. 載荷特性：連續(xù)工作、近于平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日兩班制工作；4. 卷筒效率：=0.96；5. 運輸帶允許速度誤差：±5%；6. 生產(chǎn)規(guī)

5、模：成批生產(chǎn)。設計內(nèi)容：1. 設計傳動方案；2. 設計減速器部件裝配圖（A1）；3. 繪制軸、齒輪零件圖各一張（高速級從動齒輪、中間軸）；4. 編寫設計計算說明書一份（約7000字）第一章 概述設計帶式輸送機的傳動裝置1. 系統(tǒng)總體方案的確定 系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構1) 初選的三種方案如下:圖1方案一：展開式兩級圓柱齒輪圖2方案二：同軸式兩級圓柱齒輪圖3方案三：分流式兩級圓柱齒輪2) 系統(tǒng)方案的總體評價： 以上三種方案：方案一中一般采用斜齒輪，低速級也可采用直齒輪?？倐鲃颖容^大，結構簡單，應用最廣。由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒寬載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。方案

6、二中減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸肩潤滑較困難。方案三中一般為高速級分流，且常用斜齒輪，低速級可用直齒或人字齒輪。齒輪相對于軸承為對稱布置，沿齒寬載荷分布較均勻。減速器結構較復雜。常用于大功率，變載荷場合。方案一結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。總的來講，該傳動方案一滿足工作機的性能要求，適應工

7、作條件、工作可靠，此外還有結構簡單、尺寸緊湊、成本低、傳動效率高等優(yōu)點。 第二章 傳動裝置總體設計1.電動機的選擇（Y系列三相交流異步電動機）1) 電動機類型和結構型式選擇最常用的的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性較好，也適用于某些要求較高起動轉(zhuǎn)矩的機械。2) 選擇電機容量首先估計傳動裝置的總體傳動范圍：由卷筒的圓周速度V可計算卷筒的轉(zhuǎn)速工作機所需有效功率從電動機到工作機主軸之間的總效率=1×2×3××n查文獻【1】表3-1知聯(lián)軸器的傳動

8、效率1=0.99，有1個V帶傳動效率2=0.96滾動軸承3=0.99，有3 對圓柱齒輪傳動4=0.97，有2個卷筒效率5=0.96故：查表得：3) 選擇電動機的轉(zhuǎn)速選擇電動機轉(zhuǎn)速時式中：電動機轉(zhuǎn)速可選范圍 各級傳動的傳動比范圍有表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍為2-4，圓柱齒輪傳動比范圍為3-6，其他的傳動比都等于1，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：所以電動機轉(zhuǎn)速的范圍為（916.74-7333.92）r/min可見，同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min、3000r/min的電動機均符合這里選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500rpm和1000rpm兩種4) 確定電動機型號由表20-1知，電動機

9、型號相關表格如下方案號電動機型號額定功率Kw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機質(zhì)量Kg總傳動比參考比價同步滿載1Y132S-6310009606318.853.092Y100L2-43150014203827.881.87表1電動機型號相關數(shù)據(jù)兩個方案均可行，方案1對選定的傳動方案傳動比也適中，故選方案一選定電動機型號為Y132S-6，安裝代號B3其它主要參數(shù)列于下表電動機型號額定功率Kw電動機轉(zhuǎn)速中心高mm外伸軸徑mm軸外伸長度mm同步滿載Y132S-63100096013238k680表2 Y100L2-4主要參數(shù)2. 傳動裝置的總傳動比及其分配1) 計算總傳動比：2) 各級傳動比的分配傳動比選取

10、見文獻【1】表3-2，V帶傳動常用傳動比范圍為2-4，圓柱齒輪傳動比范圍為3-6，對于展開式兩級圓柱齒輪減速器，為了使兩級的大齒輪有相似的浸油深度，高速級傳動比i2和低速級傳動比i3可按照下列方法分配:取V帶傳動比i1=2,i2=1.3*i3則減速器的總傳動比為雙級圓柱齒輪高速級傳動比雙級圓柱齒輪低速級傳動比3) 各軸的轉(zhuǎn)速n電動機轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速:高速軸：中間軸：低速軸：卷筒軸：4) 各軸輸入功率P電動機：高速軸:中間軸:低速軸:卷筒軸：5) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T電動機轉(zhuǎn)軸:高速軸：中間軸：低速軸：卷筒軸：將以上計算結果整理后列于下表：項目轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩（N.m）傳動比效率電動機軸960329.823.52

11、.70.960.96030.9603高速軸I4802.8857.3中間軸II137.12.77193.0低速軸III50.82.66500.1卷筒軸：50.82.60488.810.9801表3軸的相關數(shù)據(jù)第3章 傳動零件的設計計算1. V帶傳動的設計計算1) 已知條件 設計此V帶傳動h時，已知條件有帶傳動的工作條件；傳遞的額定功率；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪轉(zhuǎn)速。設計內(nèi)容包括選擇帶的型號；確定基準長度、根數(shù)、中心距、基準直徑以及結構尺寸；初拉力和壓軸力。2) 設計步驟傳動帶初選為普通V帶傳動1 確定計算功率P為所需傳遞的額定功率就是電動機額定功率此輸送機每日兩班制就是工作16小時，且工作載荷平穩(wěn)。由

12、課本文獻【2】P156表8-8查得，工作情況系數(shù)=1.2則=1.2*3=3.6kw2 選擇V帶型號小帶輪轉(zhuǎn)速即電動機滿載轉(zhuǎn)速=960r/min根據(jù)=1.2*3=3.6kw和=960r/min查文獻【2】圖8-9，選取帶型為普通V帶A型。3 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速度v根據(jù)V帶的帶型和電動機的中心高100mm,查文獻【2】表8-9選取小帶輪的基準直徑=125mm驗算帶速=6.28m/s因為帶速不宜過高，一般在5m/s<v<25m/s,所以帶速合適大帶輪基準直徑=2125=250mm查文獻【2】表8-9，圓整后取=250mm4 確定中心距a和基準長度 根據(jù)文獻【2】式8-20 可

13、初選中心距a0=400mm =2a0+3.14*(d1+d2)/2+(d2-d1)*(d2-d1)/4a0=1398.8mm查文獻【2】表8-2得=1640mm實際中心距a=a0+(-)/2=415.6mma min=a-0.015Ld=394.15mma max=a+0.03Ld=458.5mm所以中心距的范圍為394.15mm-458.5mm之間5 驗算小帶輪上的包角 =162.76°163°>120°6 計算帶的根數(shù)z查文獻【2】表8-4插值得P0=1.3816kw查文獻【2】表8-5插值得P0=0.1116kw查文獻【2】表8-6得=0.9

14、6查文獻【2】表8-2得=0.96則 =2.61故取z=3根7 計算單根V帶的初拉力F0由文獻【2】表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m,所以8 計算壓軸力=2*4*114*sin161.28/2=900N帶型計算功率/kw帶速v/(m/s)中心距a/mm基準長度/mm小帶輪包角根數(shù)z小帶輪直徑/mm大帶輪直徑/mmA3.66.28415.61630162.76°3125250表4 V帶的相關數(shù)據(jù)9 帶輪的結構設計 由電動機的外形和安裝尺寸知，大帶輪采用孔板式、小帶輪采用實心式的鑄造帶輪。因為選用普通A型V帶輪，查文獻【2】表8-11知輪槽截面尺寸：e=15

15、0.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.7mm,=6mm 則帶輪輪緣寬度B=(z-1)*e+2f=480.6mm,取B=48mm對小帶輪: 小帶輪的基準直徑=125mm， 則=125+2*2.75=130.5mm初選孔徑d=28mm則d1=(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm對大帶輪： 大帶輪的基準直徑=250mm， 則=250+2*2.75=255.5mm也初選孔徑d=24mm,則d1=(1.82)d=46mm=255.5-2*（2.72+6）=238.06mm=143.53mm=47.265mmS=(1/71/4)B=50/5=10mm據(jù)文獻【2】式（8-

16、14），帶傳動實際平均傳動比為，取，則=2.032. 齒輪傳動的設計計算 1) .材料及熱處理：高速級： 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為240HBS,軟齒面 小齒輪材料為45Cr（調(diào)質(zhì)處理）硬度為280HBS,軟齒面 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度低速軸：選擇大齒輪材料為45鋼（正火處理）硬度為190HBS,軟齒面 小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為230HBS,軟齒面 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度2) 初選高速級小齒輪齒數(shù)Z1=30, 則高速級大齒輪齒數(shù)Z2=i12*z1=3.5*3

17、0=105,所以取Z2=105，則齒數(shù)比u1=3.53) 初選低速級小齒輪齒數(shù)z1=30, 則低速級大齒輪齒數(shù)z2=i34*z1=2.7*30=81,所以取z2=81,則齒數(shù)比u2=2.74) 按齒面接觸強度設計 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a. 試選Kt1.3b. 查表選取尺寬系數(shù)1c. 查表得材料的彈性影響系數(shù)=189.8d. 按齒面硬度查表10-25d得  高速級：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPas低速級：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=570MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2310MPase. 

18、0;計算應力循環(huán)次數(shù)         高速軸：60×480×1×（2×8×365×8） N1/i12低速軸：60×136×1×（2×8×300×3）N2/i34/2.7=式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Lh為齒輪的工作壽命，單位小時f. 查表得接觸疲勞壽命系數(shù) 高速軸：KHN10.9；KHN20.95低速軸：KHN10.92；KHN20.95 g. 計算接觸疲勞許

19、用應力      取失效概率為1，安全系數(shù)S1高速軸： =0.9*600/1=540Mpa =523Mpa低速軸： =0.92*620/1=570.4Mpa =0.95*340/1=513Mpa5) 計算1 計算兩級小齒輪分度圓直徑=46.39mm =70.43mm2 計算圓周速度高速級：V1=3.14*d1t*n1/(60*1000)=3.14*46.93*480/60000=1.166m/s低速級：V2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=3.14*101.96*137.1/60000=0.53m/s3 計算齒寬b高速級：

20、=1*46.93=46.93mm低速級：=1*70.43=70.43mm4 計算實際載荷系數(shù)Kh=Ka*Kv*Kha*Khb已知載荷平穩(wěn)，取KA=1根據(jù)V1=1.166m/s，7級精度，由文獻【2】圖10-8查得動載系數(shù)Kv1=1.05同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.01直齒輪有Kha1=Kha2=1.2查文獻【2】表10-4插值得到Khb1=1.418，Khb2=1.417故載荷系數(shù):Kh1=Ka*Kv1*Kha*Khb1=1*1.05*1.2*1.418=1.787Kh2=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.01*1.2*1.417=1.7175 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分

21、度圓直徑，得=51.58mm=77.28mm6 計算模數(shù)m=46.39/30=1.719mm=77.28/30=2.58mm6) 按齒根彎曲強度設計1 確定計算參數(shù) 由文獻【2】圖10-24c查得 小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa   ,大齒輪得彎曲疲勞極限強度 F2=380MPa 由文獻【2】圖10-22知彎曲疲勞壽命系數(shù)：高速級：，低速級；，2 計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4高速級:=500*0.85/1.4303.57MPa380*0.88/1.4=238.86Mpa低速級：=0.95*

22、470/1.4=318.93Mpa=0.9*310/1.4=199.29Mpa3 查文獻【2】圖10-18取應力校正系數(shù)：高速級=1.41；=1.65低速級=1.45，=1.66查文獻【2】圖10-17取齒形系數(shù)：高速級=3.325，=2.375低速級=3.1，=2.374 計算大、小齒輪的并加以比較高速級：=3.325*1.41/303.57=0.0154=2.375*1.65/238.86=0.0164低速級：=3.1*1.45/318.93=0.0141=2.37*1.66/199.29=0.0197都是大齒輪的數(shù)值大，所以取較大者，高速級取0.0164，低速級取0.01975 設計計算

23、=1.395mm=2.09mm6 調(diào)整齒輪模數(shù)高速級：圓周速度: d1= v=1.05mm齒寬：b=寬高比b/h：,b/h=7.048根據(jù)V1=1.05m/s，7級精度，由文獻【2】圖10-8查得動載系數(shù)Kv1=1.05同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.005查文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)查文獻【2】表10-4插值得到KH=1.4174，查文獻【2】10-3得KF=1.3故載荷系數(shù):KF=Ka*Kv1*Kh*Kh=1.638按實際的載荷系數(shù)校正所得的齒輪模數(shù)，得=51.58mm低速級：圓周速度: d1= v=0.449mm齒寬：b=寬高比b/h：,b/h=13.307根據(jù)V1

24、=0.449m/s，7級精度，由文獻【2】圖10-8查得動載系數(shù)Kv1=1.005同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.005查文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)查文獻【2】表10-4插值得到KH=1.422，查文獻【2】10-3得KF=1.4故載荷系數(shù):KF=Ka*Kv1*Kh*Kh=1.6884按實際的載荷系數(shù)校正所得的齒輪模數(shù)，得由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度決定的承載能力僅與直徑有關，綜合結果取高速級m1=2mm，d1=51.58mm低速級m2=3mm,d1=77.28mm7 幾何尺寸計算a. 高速級 小齒輪齒數(shù)=51.58/2=25

25、.79=26， 大齒輪齒數(shù)=3.5*33=91 計算分度圓直徑=2*26=52mm =91*2=182mm 計算中心距=117mm 大齒輪齒寬=1*52=52mm為了保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬（5-10）mm所以=59mm，b2=52mmb. 低速級 小齒輪齒數(shù)=77.28/3=25.76=26 大齒輪齒數(shù)=38*2.7=71 計算分度圓直徑=3×26=78mm =71×3=213mm 計算中心距=145.5mm 齒輪齒寬=1*78=78mm為了保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬（5-10）mm所以=85mm,綜上，齒輪傳動的參數(shù)如下：名稱參數(shù)傳動高

26、速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)z26912671模數(shù)m2233分度圓直徑d5218278213齒寬b59528578中心距a117145.5圓周速度v1.050.449表5 齒輪傳動的參數(shù)第4章 軸的設計計算1. 軸的設計計算1）選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特 殊要求，故各軸均選擇45鋼,調(diào)質(zhì)處理2）初估軸徑1) 高速軸查文獻【2】表15-3，取A=110=19.98mm高速軸最小直徑處安裝大帶輪，中間安裝齒輪，軸上設有兩個鍵槽。所以=1.12*20.02mm=22.42mm取=24mm2) 中間軸查表15-3，取A=110=29.96mm

27、中間軸安裝齒輪，軸上設有兩個鍵槽。所以=1.12*29.96，取=35mm3) 低速軸查表15-3，取A=110=41.15mm低速軸安裝有聯(lián)軸器和齒輪，軸上設有兩個鍵槽。所以=1.12*40.94=45.86mm取=45mm3）軸的結構設計1) 高速軸的結構設計1 各軸段直徑的確定a. 最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，=24mmb. 密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，得知第二段軸的定位高度h=(0.07-0.1)，選取=28mmc. 為滾動軸承處軸段直徑，=30mm,所以選取軸承為6206，其尺寸d*D*B=30mm*62mm*16mmd. 為過渡軸承，由于各級齒輪傳動的線速度均小于2m

28、/s，滾動軸承采用脂潤滑，因此需要考慮擋油盤的軸向定位，取=35mm。e. 齒輪處軸段，齒輪d1=52mm。f. 滾動軸承處軸段=30mm2 各軸段長度的確定a. 由大帶輪的輪轂孔寬度B=50mm確定=48mmb. 由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定，選取軸承端蓋螺釘直徑d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm,螺釘數(shù)為4.由裝配關系取帶輪與箱體距離為50mm，軸承處軸段縮進2mm,則=7.2+31+2+50=90mm.c. 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系確定=16+12-2=26mm。d. 根據(jù)高速級小齒輪寬度B1=71mm，確定=87mm.e. =59mm為小齒輪軸肩長度。

29、f. 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系確定=16+12=28mm.3 鍵的尺寸設計大帶輪選用普通平鍵，尺寸為b*h*L=8*7*32mm.4 齒輪與軸配合為H7/n6，軸承與軸過渡配合，軸的尺寸公差圖4 高速軸簡圖2) 低速軸的設計1 各軸段的直徑確定：a. d31最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段。d31=d3min=45mmb. d33為滾動軸承處軸段d33=55mm，故選軸承為6211，其尺寸為d×D×B=55mm×100mm×21mm。c. d32為密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準，d32=50mm。d. d34軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸

30、向定位要求d35=66mm。e. d35低速級大齒輪軸段d36=60mm。f. d36為滾動軸承與套筒軸段，d36=d33=55mm.2 各軸段長度的確定。a. L31由d31=45mm。選取TL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，則聯(lián)軸器的轂孔寬L1=84mm，取L31=82mm。b. L32由箱體結構軸承端蓋裝配關系確定，軸承蓋總寬度29mm，端蓋外端面與半聯(lián)軸器的右端面間距為10mm，取L32=41mm。c. L33由滾動軸承寬度B=31mm。d. L34過渡段長度L34=69mm。e. L35由寬度取L35=76mm。f. L36由滾動軸承，擋油盤以及裝配關系等確定L37=21mm+12+2mm=3

31、5mm.3 鍵的設計：L31段需與外部的聯(lián)軸器連接，故選用C型普通單圓頭平鍵，尺寸為b×h×l=14mm×9mm×54mm.L36段為大齒輪軸段，故選用A型普通平鍵，尺寸為b×h×l=16mm×10mm×52mm.4 齒輪與軸的配合為H7/h6，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，軸承與軸過渡配合，軸的尺寸公差為m6. 3) 中間軸的設計。1 各軸段直徑的確定。a. d21最小直徑，滾動軸承處軸段，d21=d2min=35mm滾動軸承選取6207，其尺寸d×D×B=35×72×1

32、7mm.b. d22低速級小齒輪軸段，選取d22=45mm.c. d23軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求d23=55mm.d. d24高速級大齒輪軸段，d24=45mm.e. d25段為套筒與軸承處，d25=35mm.2 各軸段長度的確定。a. L21由滾動軸承，擋油盤確定，滾動軸承B=17mm,所以L21=17+12+2=31mm.b. L22低速級小齒輪L22=83mm.c. L23軸環(huán)寬度L23=10mm.d. L24高速級的大齒輪=50mm.e. L25由滾動軸承，擋油盤以及裝配關系等確定L25=17+12+2=31mm.3 鍵的尺寸設計。 選2個普通平鍵：低速級小齒輪上：b×h

33、×L=14×9×56mm高速級大齒輪上：b×h×L=14×9×32mm4 齒輪與軸配合為H7/n6,半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，軸承與軸過渡配合，軸的尺寸工差為m6. 圖6 中間軸簡圖第五章 箱體及其附件的結構尺寸設計1. 箱體的結構尺寸設計1）聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸孔直徑和公稱轉(zhuǎn)矩，選用凸緣聯(lián)軸器。選取聯(lián)軸器型號為GYH6型聯(lián)軸器 GB/T 5843-20032） 箱體和附件3） 1、采用鑄造箱體，結構尺寸按文獻【1】p23表5-1計算得出，列于表3中4） 表3 減速器鑄造箱體結構尺寸名稱符號結構尺寸/mm箱座（體）壁厚8箱蓋壁厚18箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度b,b1,b2 b=12，b1=18,b2=20箱座、箱蓋上的肋厚m,m1m=m1=6.8軸承旁凸臺的高度和半徑h,R1