单级圆柱斜齿减速器说明书.doc

单级斜齿圆柱斜齿减速器说明书一、传动方案拟定题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：长期连续单向运转，使用年限8年，每天工作12小时，载荷平稳，环境要求清洁。（2） 原始数据：输送带拉力F=1500N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书附表2.2）总=带2齿轮轴承齿轮联轴器滚筒轴承滚筒 =0.960.9920.970.990.980.96=0.850(2) 电机所需的工作功率：P d =FV/1000总=15002.0/10000.850=3.53KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010002.0/500=76.39r/min 按指导书P7表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）76.39=458.341833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M1-847507209.422.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-441500144018.853.7754、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案3比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为Ped =4KW，满载转速n电动=1440r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.852、分配各级传动比（1） 据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.77四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电动/ i带=1440/3.77=381.96r/minnII=nI/ i齿轮=381.96/5=76.39r/minnIII=nII =76.39r/min2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd带=3.530.96=3.39KWPII=PI齿轮轴承齿轮=3.390.990.97=3.26KWPIII=PII齿轮轴承联轴器=3.260.990.99 =3.19KW3计算各轴扭矩（Nmm）Td = 9550Pd / n电动= 95503.53/1440 =23.41 Nmm TI=9550PI/nI=95503.39/381.96=84.76NmmTII=9550PII/nII=95503.26/76.39 =407.55NmmTIII=9550PIII/nIII=95503.19/76.39 =398.80Nmm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V选带截型由课本P104表8-4得：kA=1.2PC=KAP=1.24=4.8KW由课本P104图8-11得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=1440/381.96125=471.25mm由课本P104表8-6，取dd2=450mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440125/450=400r/min转速误差为：n2-n2/n2=381.96-400/381.96 =-0.0471200（适用）（5）确定带的根数根据课本P1=1.91KW P1=0.17KW K=0.91 KL=1.03得Z= PC/(P1+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) 0.911.03 =2.46 取Z=3(6)计算轴上压力由课本表8-1 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=5004.8/39.42(2.5/0.91-1)+0.19.422N =157.24N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin1/2=23157.24sin146.9/2=904.35N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数 考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr钢，表面淬火，齿面硬度为55HRC。大齿轮选用40Cr钢，表面淬火，齿面硬度50HRC；一般齿轮传动，选用8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=29。则大齿轮齿数：Z2= i齿Z1=529=145（2）按齿根弯曲疲劳强度设计 由课本P163式（10-57）mn12.4 (kT1/dZ12 YFS/ FP) 1/3 确定有关参数如下：载荷系数k 由课本P144 取k=1.4初选螺旋角=13 小齿轮传递扭矩T1 T1=9550P1/n1=95503.39/400 =80.94Nm 由表10-12 取齿宽系数d=0.9 齿根弯曲疲劳极限Flim，由课本P150图10-34查得：Flim1=377Mpa Flim2=367Mpa 许用弯曲应力FPFP1=1.4Flim1=527.8Mpa FP2=1.4Flim2=513.8Mpa 计算当量齿数Zv Zv1=Z1/cos3=31.35 Zv2=Z2/cos3=156.75 复合齿形系数YFS 由P149图10-32得：，YFS1=4.07， YFS2=3.92 YFS1/ FP1=4.07/527.8=0.0077 YFS2/ FP2=3.92/513.8=0.0076计算法面模数得：mn12.4 (kT1/dZ12 YFS/ FP) 1/3 =12.4 (1.480.94/0.9 292 0.0077) 1/3mm1.30mm按课本P130表10-2，取mn=1.5mm（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸计算中心距：a=mt（Z1Z2）/ 2= mn（Z1Z2）/ 2 cos=133.93mm圆整a=135mm精确计算螺旋角 =arccos mn（Z1Z2）/2a= arccos 1.5（29145）/2135=14.8351计算分度圆直径d1=mtZ1= mn Z1 / cos=1.529/cos14.8351=45mm d2= mtZ2= mn Z2 / cos=1.5145/cos14.8351=225mm计算齿宽 b2=b=dd1=0.945=41mm b1=b2+（510）mm=45mm验算齿轮圆周速度 V齿=d1n1/601000=3.1445400/601000=0.94m/s由表10-7选齿轮传动精度等级8级合宜(4)校核齿面接触疲劳强度 由课本P162式（10-53）得 H=20.8103E kT1/bd12（i齿1/ i齿）1/2HP确定有关参数和系数传动尺寸影响系数E 查P147表10-11 E=1齿轮接触疲劳极限Hlim 由课本P150图10-33查得：Hlim1=1240Mpa Hlim2 =1170Mpa许用接触应力HPHP1= 0.9Hlim1 =1116Mpa HP2= 0.9Hlim2 =1053Mpa 校核计算 H=20.8103E kT1/bd12（i齿1/ i齿）1/2=20.810311.480.94/36452（51/5）1/2=898.33Mpa六、轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=110dA (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4(1+5%)mm=23.5mm由课本P214表13-4选d1=24mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=24mm 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=70mmh=（23）c 查指导书附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=24+2（23）1.5=3033mmd2=30mm初选用7306C型角接触球轴承，内径为30mm,宽度为19mm。（转入输入轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=d2+2h=30+2（23）1.5=3639mm 取d3=36mmL3=b1-2=502=48mm段直径d4= d3=d2+2h=36+2（23）1.5=4245mm 取d4=42mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.3得安装尺寸da=37mm，该段直径应取：d5=37mm。因此将段设计成阶梯形，右段直径为37mm。段直径d6=30mm. 长度L6=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=19205020=109mm (3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d1=45mm求转矩：已知T1=80940Nmm求圆周力：FtFt=2000T1/d1=200080.94/45=3597.33N求径向力Fr，径向力FXFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33tg20/cos14.8351=1354.47N FX=Fttg=3597.33tg14.8351=952.81 N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=54.5mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1798.67N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1798.6754.5=98027.52Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)RVA= Fr/2FXd1/2 L=1354.47/2952.8145/2109=873.92NRVB = Fr/2FXd1/2L=1354.47/2952.8145/2109=480.55N截面C左侧的弯矩为MVC1= RVA L/2=873.9254.5=47628.64mm截面C右侧的弯矩为MVC2= RVB L/2=480.5554.5=26190.20Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）截面C左侧的合成弯矩为MC1=(MHC2+MVC12)1/2=(98027.522+47628.642)1/2=108985.7Nmm截面C右侧的合成弯矩为MC2=(MHC2+MVC22)1/2=(98027.522+26190.202)1/2=101465.86Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P1/n1）106=80940Nmm(6)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（108985.72(0.680940) 2）1/2/551/3=27.89mmd3=36mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核 齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。 截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-13，用插值法求得） =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.88 =0.81（由表13-14查得） K=2.906 K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得） W=d3/32=4580.44mm3 WT=2W=9160.88mm3 S=1.8(由表13-9查得) S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906108985.7/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=3.73SS,轴的强度满足要求。2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=105dA (P/ n)1/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4(1+5%)mm=37.9mm由课本P214表13-4选d1=38mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=38mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL10型Y型凸缘联轴器L1=112mm。h=（23）c 查指导书附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=38+2（23）1.5=4447mmd2=45mm初选用7209C型角接触球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm。（转入输出轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为25.5mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+25.5+19+55）=101.5mmIII段直径d3=d2+2h=45+2（23）1.5=5154mm 取d3=53mmL3=b2-2=41-2=39mm段直径d4= d3=d2+2h=53+2（23）1.5=5962mm 取d4=60mm长度与右面的套筒相同，即L4=25.5mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=52mm，该段直径应取：d5=52mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为52mm。段直径d6=45mm. 长度L6=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=1925.53925.5=109mm (3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d2=225mm求转矩：已知T2=9550P/ n=389.16Nm=389162.5 Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2389162.5/225=3459.22N求径向力FrFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33tg20/cos14.8351=1302.47N FX=Fttg=3459.22tg14.8351=916.23 N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=54.5mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1729.61N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1729.6154.5=94263.75Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)RVA= Fr/2FXd1/2 L=1302.47/2916.23225/2109=1596.89NRVB = Fr/2FXd1/2L=1302.47/2916.23225/2109=294.42N截面C左侧的弯矩为MVC1= RVA L/2=1596.8954.5=87030.51Nmm截面C右侧的弯矩为MVC2= RVB L/2=294.4254.5=16045.63Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）截面C左侧的合成弯矩为MC1=(MHC2+MVC12)1/2=(94263.752+87030.512)1/2=128296.39Nmm截面C右侧的合成弯矩为MC2=(MHC2+MVC22)1/2=(94263.752+（16045.63）21/2=95619.65Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P1/n1）106=389162.5 Nmm (6)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（128296.392(0.6389162.5) 2）1/2/551/3=36.45mmd3=53mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核 齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。 截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-13，用插值法求得） K=2.906 K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得） W=d3/32=14615.97mm3 WT=2W=29231.93mm3 S=1.8(由表13-9查得) S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906124026.97/14615.97)20.75(2.1450.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.13SS =1.8,轴的强度满足要求。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命L=836512=35040小时1、计算输入轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=30mm，转速n1=400 r/min，初选7306C型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=26.2 kN，基本额定静载荷Cor=19.8kN，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由斜齿齿轮受力分析公式P161式10-49和10-50及10-51可得：Ft=2000T1/d1=200080.94/45=3597.33NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33tg20/cos14.8351=1354.47N FX=Fttg=3597.33tg14.8351=952.81 N 1）求两轴承的径向载荷R1、R2因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=677.24N2）求两轴承的轴向载荷A1、A2两轴承反向排列且满足FxS2S1，由课本P256公式15-8得A1= FxS2 S2= e0R2A2= S2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得A/Cor=0.12，计算A1= FxS2=1271.11 N， A2= S2=318.3 N A1/Cor=1271.11/19800=0.064，A2/Cor=318.3 /19800=0.016逼近： 用插值法求当A1/Cor=0.064时对应的e=0.439，取e0=0.439 A/Cor=0.064 A1/Cor=1250.12/19800=0.0630.064 A2/Cor=297.31/19800=0.015故取 e1=0.439同理插值取 e2=0.38 A/Cor=0.015得A2/Cor=257.35 /19800=0.0130.0253）计算轴承的当量动载荷P1、P2A1/R1=1250.12/677.24=1.85e1=0.439，由表15-4插值得X1=0.44，Y1=1.28P1=fP（X1 R1Y1 A1）=1.2（0.44677.241.281250.12）=2277.77NA2/R2=257.35/677.24=0.38=e2=0.38 由表15-4得X2=1，Y2=0P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.21677.24=812.69NP1P2 取P= P1=2277.77N4）计算轴承寿命Lh 由式15-4b取=3（球轴承）得 Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=16667 /400（126200/2277.77）3=63412hL=35040 h 2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=30mm，转速n1=400 r/min，初选7209C型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=29.8kN，基本额定静载荷Cor=23.8kN，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由斜齿齿轮受力分析公式P161式10-49和10-50及10-51可得：Ft=2000T1/d1=2000389.16/225=3459.22NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33tg20/cos14.8351=1302.47N FX=Fttg=3459.22tg14.8351=916.23 N 1）求两轴承的径向载荷R1、R2因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=651.24N2）求两轴承的轴向载荷A1、A2两轴承反向排列且满足FxS2S1，由课本P256公式15-8得A1= FxS2 S2= e0R2A2= S2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得A/Cor=0.12，计算A1= FxS2=1222.31N， A2= S2=306.08 N A1/Cor=1222.31/23800=0.051，A2/Cor=306.08/23800=0.013逼近： 用插值法求当A1/Cor=0.051时对应的e=0.423，取e0=0.423 A/Cor=0.051 A1/Cor=1197.7/23800=0.0500.051 A2/Cor=275.47/23800=0.012故取 e1=0.423同理插值取 e2=0.376 A/Cor=0.012得A2/Cor=244.68/23800=0.0110.0123）计算轴承的当量动载荷P1、P2A1/R1=1191.7/651.24=1.83e1=0.423，由表15-4插值得X1=0.44，Y1=1.324P1=fP（X1 R1Y1 A1）=1.2（0.44651.241.3241191.7）=2237.23NA2/R2=244.68/651.24=0.376=e2=0.376 由表15-4得X2=1，Y2=0P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.21651.24=781.49NP1P2 取P= P1=2237.23N4）计算轴承寿命Lh 由式15-4b取=3（球轴承）得 Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=16667 /80（129800/2237.23）3=492361hL=35040 h结 果F=1500NV=2.0m/sD=500mmn滚筒=76.39r/min总=0.850Pd=3.53KW电动机型号Y112M-4Ped=4KWn电动=1440r/mini总=18.85i齿轮=5i带=3.77nI=381.96r/minnII=76.39r/minnIII=76.39r/minPI=3.39KWPII=3.26KWPIII=3.19KWTd=23.41NmmTI=84.76NmmTII=407.55NmmTIII=398.80Nmm选用A型V带dd1=125mmdd2=450mmi带实=450/125=3.6V=9.42m/s需反复调整dd1值使系统误差小于5%，另外如果齿轮传动比不是整数，系统误差校验需在调整齿轮误差后进行。Ld=2000mma562mm1=146.90查表须用插值法Z=3F0=157.24NFQ=904.35Ni齿=5Z1=29Z2=145k=1.4=13T1=80.94Nmd=0.8FP1= 527.8MpaFP2= 513.8MpaYFS1=4.07， YFS2=3.92YFS1/ FP1YFS2/ FP2mn1.30mm mn=1.5mma=135mm=14.8351d1= 45mmd2= 225mmb2=41mmb1=50mmV齿=0.94m/sE=1HP=HP2= 1053MpaH=898.33MpaHP安全b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpad1=24mmd1=24mmL1=70mmd2=30mm转入轴承选择计算L2=96mmd3=36mm（d3d1= 45mm。故可以设计成分开式结构）L3=48mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=19mmL=109mmd1=45mmT1=80940NmmFt=3597.33NFr=1354.47NFX=952.81 NLA=LB=54.5mmMHC=98027.52NmmMVC1=47628.64NmmMVC2=26190.2NmmMC1=108985.7NmmMC2=101465.86NmmT=80940Nmmd27.89mmd3=36mmd该轴强度足够S=3.73S =1.8轴的强度满足要求b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpad1=38mm转入联轴器计算环节L1=112mmd2=45mmL2=101.5mmd3=53mmL3=39mmd4=60mmL4=25.5mmd5=52mmL=104mmd2=225mmT2=389162.5 NmmFt=3459.22NFr=1302.47NFX=916.23 NLA=LB=54.5mmMHC=94263.75NmmRVA=1596.89NRVB =294.42NMVC1=87030.51NmmMVC2=16045.63NmmMC1=128296.397NmmMC2=95619.65Nmmd36.45mmd3=53mmd该轴强度足够SS,轴的强度满足要求fP=1.2ft=1Ft=3597.33NFr=1354.47NFX=952.81 NR1=R2=677.24Ne1=0.439 A1=1250.12 Ne2=0.380 A2=257.35 NP=2277.77 NLh =63412hL=35040h选轴承型号为7306C型fP=1.2ft=1Ft=3459.22NFr=1302.47NFX=916.23 Ne1=0.423 A1=1191.7 Ne2=0.376 A2=244.68NP=2237.23 NLh =492361hL=35040h选轴承型号为7209C型八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为钢和合金钢，故取P=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=24mm,L1=70mm查课本P91表7-9得，选用C型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=1890mm。键长取L=L1（510）=60mm。键的工作长度l=Lb=52mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=480940/24752 =37.06MpaP(100Mpa)所选键为：键C860GB10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=36mm,L3=43mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22110mm。键长取L=L（510）=35mm。键的工作长度l=Lb=25mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=480940/36825=44.97MpaP(100Mpa)所选键为：键1035GB10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=53mm,L3=39mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=45180mm。键长取L=L3（510）=36mm。键的工作长度l=Lb=30mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4389162.5 /531030=97.9MpaP(100Mpa)所选键为：键1632GB10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=38mm,L1=112mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28140mm。键长取L=L1（510）=100mm。键的工作长度l=Lb=88mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4389162.5 /38888 =58.19MpaP(100Mpa)所选键为：键C12100GB1096九、联轴器的选择已知输出轴轴径d1=38mm，P=3.26kw，n=80 r/min。因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转矩较大，根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式凸缘联轴器，根据输出轴轴径，拟选YL7型凸缘联轴器，由指导书P63公式计算扭矩为：KT=1.595503.26/80=583.74Nm因Tn=160 NmTc=583.74Nm，所以选YL10型凸缘联轴器，Tn=630 NmTc=583.74Nm，轴端直径45mm，采用内嵌套筒方式衔接输出轴（d1=38mm）。十、减速器的润滑和密封形式，润滑油的牌号选择1、齿轮的润滑V齿=0.94m/s12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为38mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=30mm。2、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为0.62m/s4 m/s，所以采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘