二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称:二级直齿圆柱齿轮减速器设计学院:机电工程系专业班级：机械设计制造及其自动化10-10班学号：20100201049学生:项庆康指导老师：周燕青岛理工大学琴岛学院教务处2013年7月5日机械设计基础课程设计评阅书题目二级直齿圆柱齿轮减速器设计学生姓名项庆康学号20100201049指导教师评语及成绩指导教师签名：年月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年月日教研室意见总成绩：室主任签名：年月日摘要机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要教学环节，也是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，其目的是：第一、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件部件、机械传动

2、装置和简单机械的设计原理和过程。第二、通过机械设计课程设计,综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力,并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图软件、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等.机械设计课程设计的题目是二级直齿圆柱减速器设计,设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑,密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计;利用AutoCAD软件绘制装

3、配工作图及零件工作图；编写设计说明书；设计总结；最后完成答辩。关键字：机械设计、基本技能、绘图目录摘要I.I.1设计任务4传动系统方案的拟定52.1方案的简要说明及简图5.2。2电动机选择6.2。3传动比分配7.2。4传动系统的运动和动力参数的计算7.2 传动零件的设计计算93。1齿轮传动的主要参数和几何参数计算9.3。2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核）1.63.3滚动轴承选择和寿命计算2.2.3.4键连接选择和校核2.3.3。5联轴器的选择和计算2.4.3。6润滑和密封形式的选择2.4.3 箱体及附件的结构设计和选择254。1箱体尺寸计算2.5.4。2附件的选择及功用错.误!未定

4、义书签。总结27参考文献281设计任务已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2350N,带速v=1.6m/s,卷筒直径D=300mm。工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，两班制工作,使用期限10年,输送带速度容许误差为±5%。工作现场有三相交流电源.要求对该带式输送机传动装置进行总体设计.设计内容:（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图;（2）选择电动机,进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图1张A0.2传动系统方案的拟定2.1方案的简要说明及简图为了估计传动装置的总体传动比范围，以便选择合适的传

5、动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw，即：601000V6010001.7nwr/min96r/minD340（2-1）一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11。根据总传动比数值，可初步拟定出二级传动为主的多种传动方案如图2-11所示的四种方案即可作为其中的一部分。就这四种方案而言方案b以用于长时间连续工作，且成本高。方案d制造成本比较高。根据带式输送机工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本也较低的方案c。方案c如下图所示图21传动装置1电动机2联轴器3减速器4联轴器5卷筒6输送带带式输动机由电动机驱

6、动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,再经联轴器4将动力传至输送机卷筒5,带动输送带6工作传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为直齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。2.2电动机选择1。电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的丫(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电机容量(1)卷筒轴的输出功率Fv31.95(22)Pwkw3.1kw10001000(2)电动机输出功率：PdPw(2-3)传动装置的总效率：422z1234(2-4)式中，i、2为电动机至卷筒轴之间的各传动机构

7、和轴承的效率。由表2-24查的：滚动轴承：i=0.99;圆柱齿轮传动：2=0。97;弹性联轴器：3=0.99;滚筒轴滑动轴承：4=0.96,则:40.9922(25)故PdPw3.763.6kw(26)0.86(3)电动机额定功率由表20-1选取电动机额定功率Ped=5。5kw3.电动机的转速21查得V,单(27)为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表级圆柱齿轮传动比范围i柱=36,贝皿动机转速可选范围为：IIIndnwi1i18643456r/min根据表20-1可选择电动机的型号：丫132M2-6其中额定功率:速:1000r/min，满载转速：960r/min.4kw，同

8、步转2。3传动比分配1.传动装置的总传动比nm960inw96102.分配各级传动比单级减速器的传动比i=36，根据i1(1.11.5)i2，得:i13.125，i23.13(2-8)所得h，i2值符合圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围2.4传动系统的运动和动力参数的计算1.各轴转速高速轴轴为轴，中间轴为轴，低速轴为III轴，各轴的转速为nnm960r/minnmni2320rmin3.13102r/min10)n960nr/min320r/mini1311)2.各轴输出功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即：PPed37.5kw0.995.22kwPP125.22kw0

9、.99PiiP125.5kw0.995.44kw(29)(2(2(2-12)(2-13)3.各轴转矩RT9550丄ni95505.44kw960r/min54.17Nm(215)PTII9550丄95505.22kw155.8Nm（216）320r/minPHI5.01kwT川9550川9550469.0Nm（2-17）n川102r/min将以上计算结果整理于表2。1中表2。1各轴的运动参数项目电动机轴高速级轴1中间轴II低速级轴III转速(r/min)960960320102功率（kw）5。55.225.015.44转矩（Nm）54。1753。5155。8469.0传动比13.133.0效率

10、0。990.960。963传动零件的设计计算3。1齿轮传动的主要参数和几何参数计算A。高速级齿轮传动设计1。选择齿轮类型、精度等级、材料及参数（1）按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高,故选用7级精度（GB10095-88）;（3）材料选择：由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr（调质后表面淬火），齿芯部硬度280HBS齿面硬度为50HRC大齿轮齿芯部硬度240HBS齿面硬度为45HRC,二者硬度相差40HBS（4）初选小齿轮齿数乙=18,则大齿轮齿数Z23.132475.12，取乙=75（31）u13.32.按齿面接触强度设计由设计计算公式（1

11、0-9a）进行试计算，即d1t2.323"Zeu1（32）：dHU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.32）小齿轮传递转矩T173.84Nm3）由表107选取齿宽系数d=0。814）查图表10-6选取弹性影响系数Ze=189.8MPa?5）由图1021e查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限应力为6）由式10-13计算应力循环次数N,60njLh60970128300102.791093-2)N23.3（3-3）7）由表10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.92;Khn20.98。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1，由式（1012）得KHN1lim1

12、0.921100MPa1012MPaKHN2lim2S0.981100MPa1078MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，是代入h中较小的值.d1t2.323T1(ZE)dH山39.262mmu2）计算圆周速度v。d1tn1v6010002.0m/s3）计算齿宽bobdd1td1tZ1h模数mt齿高h2.25mt10)b31.416.4h4.94）计算齿宽与齿高之比5）计算载荷系数.0.84710(3-4)(35)(3-6)(3-7)(3-8)(3-9)(3(3-11)根据v2.0m/s,7级精度，由表10-2查得心1.25；由图10-8查得动载系数Kv1.05；由表10-3查得Kh

13、Kf1,从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、用插值法得Kh1.286o考虑齿轮为7级精度、取Kh1.296,故载荷系数(3(3KKaKvKhKh112)另由图10-13查得Kf1.226）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010a)得1.701d1d1t439.26231KtX1.342.943mm(3-13)7）计算模数m7）计算模数mdZ1dZ142.943c2.4mm18(3-14)3.按齿面弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计的公式为3'2KYFaYsa2-dZ1F(3-15)（1

14、）确定公式内的各计算数值1）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1fe2620MPa,取弯曲疲劳安全系数S=1。4。2）由图1018取得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.86,Kfn20.92;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4,由式（1012）得F1KFN1fE1S380.86MPaF2KfN2fE2S407.43MPa4) 计算载荷系数K.KKaKvKfKf5) 查取齿形系数。由表105查得YFa12.91,YFa22.276.6) 查取应力校正系数.由表10-5查得用插值法求得Ysa11.53,Ysa2732(316)(3-17)7)计算大、小齿轮的丫SaYsa并加

15、以比较FYSa1YFa1380.860.0117丫Fa2丫Sa2407.430.0097小齿轮的数值大。(2) 设计计算21040210400.01172.2mm（3-19）对比计算结果，由齿面接触疲劳接触强度计算模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，取标注值m2.5，取分度圆直径d142.943mm，算出小齿轮齿数d1z1117.1818m大齿轮齿数Z23.319859.4，取Z?61（320）4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1z-im45mm（3-21）d2z2m152.5mm（2）计算中心距plpla198.75mm（3-22）2（3）计算齿轮宽度bdd10.84536mm（

16、323）取B236mm,B141mm。B。低速级齿轮传动设计i3.0;n294r/min;P7.13kw1. 选择齿轮类型、精度等级、材料及参数1 ）按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高,故选用7级精度（GB10095-88材料选择.由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr（调质后表面淬火），齿芯部硬度280HBS齿面硬度为50HRC大齿轮齿芯部硬度240HBS齿面硬度为45HRC二者硬度相差40HBS.(324)）初选小齿轮齿数z3=18，则大齿轮齿数Z43.01854，取Z2552=3。0按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试计算，即K

17、T?KT?d2t2.323d2(ZE)H(325）（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.32)2)小齿轮传递转矩T223.61104Nmm3)由表10-7选取齿宽系数:d=°。4)查图表106选取弹性影响系数1Ze=189.8MPa2Hlim16）由式N1N27）由表8）1021e查得大、Hlim2110°MPa10-13计算应力循环次数。60n1jLh6029412出0.2821094.1510-19取接触疲劳寿命系数小齿轮的接触疲劳强度极限应力为8300KHN1计算接触疲劳许用应力：取失效概率为100.8471090.95;Khn20.97(3-26)1%

18、安全系数S=1,由式（1012）得KHN1lim1H3V-1045MPa27)KHN2SKHN2SLIM21067MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d2t，是代入H中较小的值d2t2.323d2t2.323(Ze)u1H58.31mm(328)2）计算圆周速度vd2t门2v601000d2t门2v6010000.9m/s3）计算齿宽bbdd2t46.6mm30)4)计算齿宽与齿高之比-。hd2t58.31小模数mt-3.2mmZ31831)齿高h2.25mt7.29mm46.67.296.4(3-29)(3(3(3-32)(3-33)5）计算载荷系数。根据v0.9m/s,7级精度，由表1

19、02查得Ka1.25；由图108查得动载系数Kv1.03；由表10-3查得KhKf1,从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、Kh1.288。考虑齿轮为7级精度、取Kh1.298，故载荷系数KKaKvKhKh1（3-34）另由图10-13查得Kf1.2246）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010a）得(3-35)7）计算模数md3Z3d3Z363.478"3.52mm(336）按齿面弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度设计的公式为(337)(337)32KT2YFaYsam器T.dZ3F（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20d查得齿

20、轮的弯曲疲劳强度极限FE3FE4620MPa；2）由图1018取得弯曲疲劳寿命系数Kfn30.87,Kfn40.9；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4,由式（10-12）得F3KFN3FE3.S385.29MPa(338)F4KFN4FE4.S398.57MPa(3-39)4)计算载荷系数KoKKaKvKfKf(340)5)查取齿形系数。由表105查得YFa32.91;YFa32.3o6）查取应力校正系数.由表10-5查得Ysa4匸5%1.715.7）计算大、小齿轮的YSaYSa并加以比较.FYsa3YFa3Ysa3YFa3385.290.0116(3-41)丫Fa4YSa4

21、228470.0099F4398.57小齿轮的数值大。（2）设计计算21040.818221040.81820.01163.2mm(342）对比计算结果，由齿面接触疲劳接触强度计算模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，取标注值m=4m，取分度圆直径d363.4mm,算出小齿轮齿数da63.4Z3m415.85,取Z317大齿轮齿数Z43.0174。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3z3m68mmd4z4m208mm（2）计算中心距d3d4a-208mm2（3）计算齿轮宽度bdd3圆整后取B455mm,B360mm。da63.4Z3m415.85,取Z317大齿轮齿数Z43.0174。几

22、何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3z3m68mmd4z4m208mm（2）计算中心距d3d4a-208mm2（3）计算齿轮宽度bdd3圆整后取B455mm,B360mm。(3-43)51取z4=52(344)(3-45)(3-46)(3-47)3。2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核）A.高速轴的设计1。输入轴上的功率山，转速，转矩T1P17.425KWn1970r/m73.10Nm2. 高速级小齿轮的分度圆直径为而Ft空273.110N3249N（3-48）d145FrFttan3249tan201183N（3-49）3。初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径。选取轴的

23、材料为45钢，调质处理，根据表153,取Ao112,于是得d而Ft空273.110N3249N（3-48）d145FrFttan3249tan201183N（3-49）3。初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153,取Ao112,于是得dminA03311237.42597022.1mm(350)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d12=24mm为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaKaT1查机械设计课本查表141取KA1.3TeaKaT1395030Nmm（351）因为计算转矩小于联轴器公称转

24、矩，故选取HL1型弹性柱销联轴器其公称转矩Tn为160Nm，半联轴器的孔径d224mm半联轴器的长度L=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故2的长度应比略短一些,现取112=36mm.2. 轴的结构设计1）满足半联轴器的轴向定位要求，23轴段右端需制出一轴肩,故取23段的直径d2326mm。1 ）初步选择滚动轴承因轴承受径向力的作用,故选用深沟球轴承。选用6306型深沟球轴承.对于选取的轴承其尺寸为的dDB307219，故da4=d78=30mm左端滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位.45轴段为了轴段右端需制出一轴肩，故45的轴颈d4

25、537mm,134的长度应短于轴承2mm加上圭寸油盘的宽度为13mm取134=30mm右端滚动轴承左端加挡油盘，需轴肩轴向定位，由手册上查得轴承定位轴肩高度h0.07d取h6mm，则d67=37mm故17825mm，取16713mm。2 ）左端轴承的左端采用轴承盖定位，取轴承盖的总宽度约为22mm根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加脂润滑的要求和外伸端装有弹性套柱销联轴器时，应留有装拆弹性套柱销的必要距离要求，应该留有一定的距离。留出30mm的间距，故丨2352mm.4）取安装齿轮的齿顶圆直径为50mm齿根圆直径为38.75mm初选d5630mm，试选实心式齿轮，齿轮需要周向定位，初选普通A型平键

26、8mm7mm，则毂t13.3mm，轴t4mm,则齿轮的齿根圆到键槽底部距离e38.75/230/22m5mm,把此轴制作成齿轮轴.取d5650mm，15641mm.5）轴上零件的周向定位，半联轴器的连接选用A型普通平键bhL8mm7mm22mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6轴的结构示意图如3-1所示-J-12=4-7856图31高速级轴的结构设计B.中速级的设计1.输入轴上的功率p2，转速n2,转矩T2p27.13KWn2294r/min2。初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径。153,取Ao112，于是得d

27、minA03P'11237.13n3.294考虑到轴上装有键槽，将直径增大5%,T2231.6Nm选取轴的材料为45钢，调质处理,根据表33.3mm（352）dmin33.3(13.5%)dmin33.3(13.5%)34.5mm(3-53)取dmm35mm。此轴通过键槽与两个齿轮连在一起.3. 轴的结构设计1 ）轴段1-2和6-7处的直径都为35mm轴的左右两端分别装有轴承，根据轴的直径，选取圆柱滚子轴承NU307,对于选取的轴承其尺寸为的dDB35mm80mm21mm。左轴承的右端采用轴肩进行周向定位。由手册查得NU307型的定位轴肩高度h4.5mm，因此，取d2344mm,l23

28、13mm.。2 ）轴段3-4和5-6安装齿轮，23处安低速轴的小齿轮,5-6处安高速轴的大齿轮。小齿轮的齿顶圆直径为76mm齿根圆直径为58mm初选d3450mm，试选实心式齿轮，齿轮需要周向定位，初选普通平键14mm8mm，则毂t13.8mm，轴t5.5mm,则齿轮的齿根圆到键槽底部距离e58/250/23.80.2mm<2m8mm,把此轴制作成齿轮轴。取d2376mm，l2360mm.56处的齿轮选用自由锻齿轮，考虑轮毂的宽度要小于齿轮宽度的1-2mm左右，故取l5634mm,d5640mm，齿轮需要轴肩高度h0.07d取h6mm，则d4552mm，由于旋转零件的轴向距离为10-15

29、mm,故取l4513mm。3）轴承需要脂润滑，故两端需要加挡油盘，轴的左端挡油盘宽度取8mm轴的右端封油盘的宽度取14mm为了保证高速级轴承内圈与高速级的内圈在一条直线上，轴的又端需加上套筒，轴的右端取套筒的宽度为8mm故h230mm,50mm。3 ）轴上零件的周向定位，安装大齿轮处选用A型普通平键bhL12mm8mm32mm，齿轮与轴的配合为H7/k6滚动轴承与轴的周向定位C.低速级的设计1.输入轴上的功率p36.85KWP3，转速匕，n398r/min转矩T3T3667.53Nm2。高速级小齿轮的分度圆直径为d4208mmFtFr2T12667.53103“1Nd1208Fttan6419

30、tan206419N(3-54)2336N初步确定轴的最小直径dmin685mm46.1mm98A。3112(355)考虑到轴上装有键槽,将直径增大则(13.5%)47.7mm(3-56)取dmin48mm。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径42=48mm为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩TeaKaT3查机械设计课本查表141取Ka1.5TeaKaT331001.3Nmm（3-57）因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以选取HL4型弹性柱销联轴器其公称转矩Tn为1250Nm，半联轴器的孔径d248mm,半联轴器的长度L=112mm为了保证轴端挡圈只压在半联

31、轴器上而不压在轴端上,故1-2的长度应比略短一些，现取-884mm。4. 轴的结构设计1 ）满足半联轴器的轴向定位要求，6-7轴段左端需制出一轴肩,故取67段的直径d6753mm。2 ）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承NU311对于选取的轴承其尺寸为的dDB5512029，故d12655mm，右端滚动轴承左端采用轴肩进行轴向定位.45轴段为了轴段右端需制出一轴肩，故45的轴颈d4568mm,l56的长度应短于轴承宽度约2mm为了保证高速级轴承内圈与高速级、中速级的内圈在一条直线上，轴承需要脂润滑，故需要加封油盘，右端轴承的左端圭寸油盘的宽度取14mm故l56=41mm

32、3 ）轴段2-3是安装齿轮的,取d2360mm，为了便于装拆此处轮毂的宽度应小于齿轮的宽度2mm故l2353mm，齿轮的右端用轴肩定位，取轴肩的宽度为10mmd3470mm。4 ）右端轴承的右端采用轴承盖定位，取轴承盖的总宽度约为20mm根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加脂润滑的要求和外伸端装有弹性套柱销联轴器时，应留有装拆弹性套柱销的必要距离要求，应该留有一定的距离。留出30mn的间距，故丨6750mm。5 ）轴上零件的周向定位，半联轴器的连接选用A型普通平键bhL14mm9mm80mm，齿轮连接选用A型普通平键bhL18mm11mm45mm半联轴器与轴的配合为H7/k6滚动轴承与轴的周向定位

33、是过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6轴的结构示意图如33所示图33低速级轴的结构设计r1:665. 轴的强度校核a.低速轴结构和受力分析图34如下:“苓构国C；匝吉鬲登力因1(-J1IF13b(股力匪耳=*3173取=2336;*T10丸平匣詁革叭A%凹K平面瓷矩图口前12417521>一：TTrrrV.nnMaEl盲旅音呃匱f"T=EEh53CJI.:vi图34低速轴结构和受力分析图b.求轴的载荷1）计算齿轮受力齿轮4所受的力：3圆周力Ft牛2雲1。n6419N径向力FrFttan6419tan202336N转矩T3667.53Nm59)2）计算支承反力水平面反力F

34、nh1Ft1151714317N5£171水平面受力图，如c）图所示垂直面反力Fnv1Fr11556171FNH2Ft2102N1571NFnv2Ft765N171垂直面受力图，如e）图所示3）画轴弯矩图4）画轴转矩图水平面弯矩图，如d）图所示垂直面弯矩图，如f）图所示合成弯矩图，如g）图所示合成弯矩轴受转矩T=T3转矩图，见图h）c.校核轴的强度根据式（15-5），已知条件：轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,0.6，轴的计算应力M2(T3)2caW2415722(0.666753°2MPa22.04MPa0.1603(3-58)(3(360)取(361)查表15-1

35、得160MPa，因此ca<1，故安全。3。3滚动轴承选择和寿命计算低速轴轴承校核所选滚动轴承为圆柱滚子NU311型，查其基本额定动载荷Cr128KN基本额定静载荷C°r89.0KN该轴承的当量动载荷PFr2336N已知预期得寿命10年，两班制L10h28103004800h（3-62）该轴承所承受的动载荷为Cp：60叫10h2336吊609864800KN12.9KN<Cr128KN（3-63）V106106故所选轴承NU311合格.其余两轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，轴承校核结果均合格。3。4键连接选择和校核键、轴及毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p1

36、00120MPa，取其平均值，p110MPa。a.低速轴普通平键的校核齿轮连接选用A型普通平键bhL18mm11mm45mm键的工作长度ILb45mm18mm27mm，键与轮毂键槽的接触高度。由式（61）可得2T103kld2T103kld2667.531035.52760MPa149.8MPa110MPa(3-64)可见连接的挤压强度不够。考虑相差较大，因此改用双键，相隔180布置.双键的工作长度I1.527mm48mm。由式（61）可得32T10kld32667.53105.54860MPa99.9MPa<110MPa(3-65)故，键合适。键标记：键1845GB1096-79b。低

37、速轴联轴器的键校核连接半联轴器的连接半联轴器的A型普通平键bhL14mm9mm80mm，键的工作长度lLb80mm14mm66mm键与轮毂键槽的接触高度2T103kid2667.531035.56648MPa93.6MPa110MPa故，键合适。键标记：键1480GB1096-793。5联轴器的选择和计算a.高速轴(轴I)的联轴器的选择根据轴I的设计，选用TH1型弹性柱销联轴器，其尺寸如下表3。1所示表3.1TH1型弹性柱销联轴器的参数型号公称扭矩T(Nm)许用转速n(r/min)d2(轴孔直径mm)轴孔长度L(mm)转动惯量(kgm2)Dmm许用补偿量mm轴向径向HL116071002452

38、0。0064900.50.15b.低速轴(轴U)的联轴器的选择根据轴U的设计,选用TL8型弹性柱销联轴器，其尺寸如下表所示3。2表3.2TL8型弹性柱销联轴器的参数型号公称扭矩T(Nm)许用转速n(r/min)d2(轴孔直径mm)轴孔长度L(mm)转动惯量(kgm2)Dmm许用补偿量mm轴向径向HL412504000481123.41951.50.153.6润滑和密圭寸形式的选择1.润滑方式的选择传动装置属于轻型的，且传速较低，为了减小磨擦和磨损、降低工作的表面的温度.我采用的是：润滑脂(半固体润滑脂)，这种润滑脂的黏着性好，正常工作时不漏油,密封性能好，使用方便，特别适用于滚动轴承的润滑。采

39、用型号：通用锂基润滑脂(SY73241987)由于低速级齿轮周向速度低，所以采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度2。密封形式的选择密封装置：轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。为避免磨损，可采用非接触式密封。油沟密封是其中常用的一种。使用油沟密封时，应该用脂填满间隙以加强密封性能。开设回油槽效果更好。油沟密封结构简单，但不够可靠，适用于脂润滑及工作环境清洁的轴承中。选用凸缘式端盖易于调整，采用密封圈实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定4箱体及附件的结构设计和选择4.1箱体尺寸计算表4.1结构尺寸名称符号具体数值箱

40、座壁厚8mm箱盖壁厚Si8mm箱盖凸缘厚度bii2mm箱座凸缘厚度bi2mm箱座加强肋厚m6。8mm箱盖加强肋厚m16.8mm地脚螺钉直径dfi6mm地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径dii2mm箱盖、箱座联接螺栓直径d28mm联接螺栓d2的间距li50mm轴承端盖螺钉直径d38mm轴承端盖螺钉数目n4定位销直径d8mm轴承旁凸台半径Ri50mmdf、di、d2至外箱壁距离C22i8i3df、d2至凸缘边缘距离C22011大齿轮齿顶圆与内箱壁距离135mm齿轮端面与内箱壁距离213mm轴承端面至箱体内壁的距离（脂润滑）310mm旋转零件间的距离413mm箱底至箱底内壁距离520mm4.2附件的选择及功用表4。2附件名称规格或参数作用窥视孔视孔盖46mm130mm38mm为了便于检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱体内，在减速器箱体的箱