机械设计课件教育设计——V带传动二级圆柱斜齿轮减速器

1、V带传动二级圆柱斜齿轮减速器题目题号：V带传动二级圆柱斜齿轮减速器学院：机电工程学院专业班级：机械103班学生姓名：高石磊霍亚东牛彦文指导教师：王银彪成绩：优秀2012年12月01日-课程设计书2二设计要求2三设计步骤21传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比64. 计算传动装置的运动和动力参数85.设计V带和带轮106.齿轮的设计137.滚动轴承和传动轴的设计208.键联接设计289.箱体结构的设计3010.润滑密封设计3111联轴器设计32四设计小结33五参考资料35课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器运输机连续单

2、向运转，载荷变化不大,空载起动，卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失)，减速器小批量生产，使用期限8年(300天/年)，两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流，电压380/220V鼓轮直径(mm)传送带速度(m/s)传送带主动轴所需扭矩(Nm)2801.55700二.设计要求1. 减速器装配图一张(A1)。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3. 设计说明书份。三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮1. 传动装置总体设计方案:1.组成：传动装置由电机、减速

3、器、工作机组成。2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率耳a耳=耳耳3耳2耳耳=0.96x0.983x0.952x0.97x0.96=0.759;a12345耳为V带的效率，1耳2为轴承的效率，n为齿轮的效率，3n为联轴器的效率，4n为鼓轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。52. 电动机的选择电动机

4、有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，？电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式

5、输送机所需的功率Pw由1中公式（2-3）得：P=FV/1000=2000X0.9/1000=1.8kWw设计题目给定：输送带拉力F（N）=2000N输送带速度V（m/s）=1.55m/s2. 计算电动机的输出功率P,d根据文献1（机械零件设计指导关阳等编辽宁科学技术出版）表22确定个部分效率如下：弹性联轴器：片=0.99（1个）滚动轴承（每对）：n=0.99（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）2圆柱齿轮传动：n=0.97（精度8级）传动滚筒效率：n=0.964V带传动效率：n=0.96带得电动机至工作机间的总效率:卷筒的效率:n=0.96w电动机的输出功率：FV2000X1.55P=3.7

6、6KWd100的耳1000X0.96X0.859w确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。二相异步电动机常用的同步转速有3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min，常选用1500r/min或1000r/min的电动机。1计算滚筒的转速n1000X60VnD计算滚筒转速nw工作机的转速：1000X60V1000X60X1.55“.n=105.7r/mmwnD280n设计题目给定：滚筒直径D=280mm由公式

7、n=ww输送带速度V(m/s)=1.55m/s确定电动机的转速nd由参考文献2(机械设计)中表181可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=860,由参考文献1V带传动比范围为i=24，所以总传动比合理范围为2总=16240，故电动机转总速的可选范围是：符合这一范围的同步转速有3000r/min由参考文献1中表h11查得：方案电动机型号额定功率(KW)电动机转速n/(r/min)最大转矩/额定转矩同步转满载转速速1Y100L-23300028802.32Y112M-24300028902.33Y132S1-25.5300029002.3表hl1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传

8、动比，即选定2号方案，电动机型号为Y112M-2其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸长中心高轴颈键槽宽2-2带式输送机相关参数3传Y112M2-皮带速度1.皮带拉/"力？滚筒直w径工作条m件m每间1设卿寿命转速功率动装置总比的及各动比传动确定级传1.55m/s2000N300mm平稳连续8小时9年105.7r/min1.8kw的分配由选定电动机的满载转速n和工作机主动轴的转速n可得传动装置的总传动比i=n/n对mwmw于多级传动i=C-i-ii）计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周123n速度以减少动载荷。计算总传动比由电动

9、机的满载转速n=2890r/min和工作机主动轴的转速n=105.7r/min可得:mw总传动比合理分配各级传动比由参考文献1中表23，取带传动比2带=2,i=27.34,则两级减速器传动比由于减速箱是展开布置，所以i=（1.31.5）i，取高速级传动比i=1.35i，1212由i=ii=1.35i2得减122低速级传动比为i, 丄陶=3.18,1.351.35从而高速级传动比为i广厲；-1-35%318-厶29表2-3传动比分配总传动比电机满载转速电机-高速轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速2890r/min1=212=4.29i23=3.18105.7r/min4. 计算传动装置的运动

10、和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩I轴（高速轴）输入功率、转速、转矩II轴（中间轴）输入功率、转速、转矩III轴（低速轴）输入功率、转速、转矩IV轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4:表2-4各轴运动和动力参数轴名功率p(/kw)转矩T(N/m)转速n(r/min)传动比i效率电机轴413.22289020.96I轴3.8425.3814454.290.97II轴3.69104.56336.833

11、.180.97III轴3.54319.30105.9210.99滚筒轴3.47312.95105.92确定带传动的主要参数及尺寸1. 带传动设计的主要内容选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。2. 设计依据传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3. 注意问题带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定

12、性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。5. V带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数KA=1.1由2中公式8-21：P=KPcaAm2、选择V带的带型根据P=4.4kW及n=2890r/min，由2中图8-11选用C型cam3、确定带轮的基准直径d并验算带速vd 初选小带轮的基准直径dd1由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d=250mmdi 验算带速v按2中公式8-13验算带的速度因为5m/s<v<25m/s,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2由2中表8-8取d=500mmd24、

13、确定V带的中心距a和基准长度L0d 根据2中公式8-20,0.7（d+d）<a<2d+d）,d1d20d1d2初定中心距a。=1200mm 由2中公式8-22计算所需的基准长度由2中表8-2选带的基准长度L=4000mmd 计算实际中心距a由2中公式8-23计算5、验算小带轮上的包角片根据2中公式8-25计算：6、计算带的根数z 计算单根V带的额定功率Pr由d=250mm和n=2890r/min，查2中表8-4a得P=3.62kwd1m0根据n=2890r/min、i=2.0和B型带查2中表8-4b得AP=0.35kwm0查2中表8-5得K=0.96，查2中表8-2得K=1.02,

14、aL于是由2中公式8-26： 计算V带的根数z取2根7、计算单根V带的初拉力的最小值（F）0min根据2中公式8-27：其中q由2中表8-3得A型带q=0.30kg/m应使带的实际初拉力F>(F)。00min8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得：9、带轮结构设计查2中表8-10得大、小带轮总宽度：B=2x25.5+2x25.5=102mmV型带传动相关数据见表3-0V。计算功率仃(kw)传动比i带速V(m/s)带型根数单根初拉力(N)压轴力(N)4.425.23C2345.601371.53小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度(mm)带轮宽度(mm)小带

15、轮包角2505009964000102165.620表3-0V型带传动相关数据6.齿轮的设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型选用直齿圆柱齿轮传动2.齿轮精度等级带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择8级精度(GB10095-88)3. 材料由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45钢调质硬度240HBS4. 试选择小齿轮齿数勺=22大齿轮齿数Z=5'17x22=113.74取z二86齿数比u二i二4.3211按齿面接触强度设计1确定公式内各计算数值 试选载荷系数

16、k=1.3t 小齿轮转矩T二9.55x106xPI二2.54x104mm1n1 由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数z二189.8MPa2E 齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数0=1d 由文献2中图10-21d按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数 由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由文献2中式10-12分、丄耸岀十、232'KTu土1(Z丫2. 计算由式d>2.323“一-1t卫©duQ丿1、H丿试算小齿轮分度圆直径d计算圆周速度vv兀d-niti60x1000兀x46.32x144560

17、x1000=3.41m/s 计算齿宽bb=©d=1x47.280=46.32mmd1tb 计算齿宽与齿高比-hd4632模数m二产=2二2.316齿高h=2.25m±=2.25x2.316=5.2111 计算载荷系数据v二3.41m/s8级精度。由图10-8查动载荷系数K=1.12V直齿轮K=K=1HaFa由文献2中表10-2查得使用系数KA=1由文献2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时K=1.452b由厂=8.872K=1.423在文献2中查图10-13得K=1.42hHp邛故载荷系数K=KKKK=1x1.13x1x1.452=1.641AvHaHp

18、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得d49.58 计算模数mm=牙=2.48mm1按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限&=500MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限&=380MPaFE2 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.86K=0.90FN1FN2 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得Y=2.80Y=2.218Fa1Fa2 查取应力校正系数由2中表10-

19、5查得Y=1.55Y=1.772SalSa2计算大小齿轮的大齿轮的数值大2. 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.71并根据GB1357-87就近圆整为标准值m=2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.10mm，算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数z=4.104x25=102.6取z=10522实际传动比：105i=一4.225传动比误差：42-4104M=X100%2.34%&l

20、t;5%允许4.104高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径d=z-m=25x2=50mmd=z-m=105x2=210mm1122中心距a=50+2102=130mm 齿轮宽度b=0d=50mm取B=55mmB=50mmd112表3-1高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2021304.22550455555大齿轮O10521020521450低速级齿轮设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动传动速度不高，选择8级精度(GB10095-88)材料选择小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS选择小

21、齿轮齿数z=25大齿轮齿数z=iZ=79.53423按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数k=1.3t小齿轮传递的扭矩T395.5x105P2n295.5x105x3.69336.83=1.05x105Ni由2中表10-6查得材料弹性影响系数z二189.8MPa2E由2中表10-7选取齿宽系数0=1d由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限-HIim3=5570MPa大齿轮的接触疲劳强度极限b=530MPaHlim4 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.97K=0.99HN3HN4 计算接触疲劳许应力取失效概率为1%

22、安全系数S=1由2中式10-122.计算 计算小齿轮分度圆直径d，代入t3tH2计算圆周速度v兀d-n3t60x1000兀x68.61x336.8360x1000=1.21m/s计算宽度bb-d3d3t=1x68.81=68.81mmb 计算齿宽与齿高比n二2.74mmd68.81模数mm二3二Z253齿高h=2.25mt=2.25x2.74=6.165mm计算载荷系数据v=14.47m/s8级精度。由2中图10-8查动载荷系数K=1.30；v直齿轮K=K=1。由2中表10-2查得使用系数K=1。HaFaA由2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时b由=11.1K。=1.48

23、6查2中图10-13得K=1.42h邙邛故载荷系数K=KKKK=1x1.30x1x1.486=1.932AvHaHP按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-10a得 计算模数mm=豊-3.363mm3按齿根弯曲强度计算2KTYY由2中式10-5弯曲强度设计公式m>:z酊d1F大齿轮的弯曲疲劳强1. 确定公式内各计算数值由中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bfe3=500MPa；度极限&fe广380MPa 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.90K=0.93FN3FN4 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由2中式10-12 计算载荷系数K

24、K=KKKK=1x1.30x1x1.42=1.846AVFaFP 查取齿形系数由2中表10-5查得Y=2.62Y=2.23Fa3Fa4 查取应力校正系数由2中表10-5查得Y=1.59Y=1.76Sa3Sa4YV计算大小齿轮的tTF大齿轮的数值大2设计计算m>':KTYAd1F根据2中表101就近圆整为标准值m=2.5mm计算小齿轮齿数Z3=令=讐34计算大齿轮齿数Z=3.04X34沁1024102实际传动比：i=3.034304一30传动比误差：Ai=二1-X100%=0.013%<5%允许3.04低速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径d=Zm=34x2.5=85mmd=Zm=

25、102x2.5=255mm3344d+d85+255 中心距a=t4=170mm222 齿轮宽度b=0d=lx85=85mmB=90mmB=85mmd334表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径_Lt齿宽小齿轮20°2.51703.0348578.759090大齿轮102255248.75260857. 传动轴和滚动轴承的设计确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力输入轴的功率PI=3.84KW输入轴的转

26、速n=1445r/min输入轴的转矩T=25.38NmI圆周力：Ft12T_2x25.38d50x10-31二1015.2N径向力：F=Ftan20。=1538.8xtan20。=369.5Nr1t13、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为40Cr，调制处理，根据2中表153,取A=1490初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 已知轴最小直径为d.=19.63mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取min标准系列值dA=20mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为d=23mm。AB 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用

27、深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据dB=23mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005（参考文献3），其尺寸为dxDxB=25x47xl2，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：d=d=d=30mm。DEF 由于轴承厚度为12mm，根据4中图5.3挡油板总宽度为13.5mm故l=l=25.5mm，根据CG箱座壁厚，取10且齿轮的右端面与箱内壁的距离A2>5，则取A2=15mm，根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，故/

28、=13.5-3.5=10mm。根据参考文献1表3-1知中间轴的两F齿轮间的距离A1=1015，估取Al=10mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为A2=13.5mm,因B=90mm,B=50mm,B=l=55mm321E故l=10+90+13.5-3.5-"5-50）=107.5mm。D2设计轴承端盖的总宽度为40mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为20mm，故l=60mm。根据根据带轮宽度可确定l=60mmBA初步设计输出轴的结构1输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选

29、的轴直径与联轴器的孔径g相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T=KT查表14-1，考虑到转矩变化很caA1小故取K=1.5，则：T=KT=1.5x319.3Nm=478.95NmAcaAIII2. 初选联轴按照计算T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85,选用型号为LT8的Y型弹ca性套柱销联轴器，其公称转矩为710Nm。半联轴器的孔径d=45mm，故取d=45mm半联轴器ff长度L=80mm。轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 根据已确定的df=45，由于f段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取e段直径为d=52m

30、m。e 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据d=52m，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精e度级的深沟球轴承6011（参考文献3），其尺寸为dxDxB=55x90x18，根据需要在挡油板的端制出一轴肩，故d=65mm。c 由于轴承长度为18mm，挡油板总宽为16mm故/=34mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴d上的小齿轮端面与箱体内壁为13.5mm，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm,另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取5mm,综上累加得出/=49mm,I=80mm。根据ab高速轴的尺寸和

31、低速轴的部分尺寸可以算出l=72.5mmc 设计轴承端盖的总宽度为37mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故l=67mm。e5按弯曲合成应力校核轴的强度(1).根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(2).计算危险截面C处的现将计算出的截面相关数据列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3.校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取a=0.6，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限LL60MPa-1ca':M2+QxT)2

32、iii*180344.82+(0.6乂442450.1x603=14.86MPa<la=60MPa结论:-1强度足够。轴的设计中速轴的设计1、中速轴的功率P=3.69KW中速轴的转速n2=336.83r/min2中速轴的转矩T=104.56Nm2、初步确定轴的最小径因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6206的深沟球轴承，其尺寸为dxDxB=30x62x16。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。Ft1二995.8N2Tn_2x104.56才_210x10-32轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。输入轴轴承1轴承

33、类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P=89.5N;轴承转速n=1445r/min;轴承的预期寿命L=8x300x9=21600h1h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3表22-1选择C=10000N的6005轴承验算6005轴承；因此轴承6005合格。输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承轴承承受的径向载荷P=2871N；轴承承受的转速匕=105.92r/min轴承的预期寿命L=8x300x9=21600hh2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3表22-1

34、选择C=30200N的6011轴承验算6011轴承；因此轴承6011合格。中间轴轴承1轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P=2501.28N；轴承承受的转速n=336.83r/min2轴承的预期寿命L=8x300x9=21600hh2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3表22-1选择C=19500N的6206轴承.验算6206轴承；因此轴承6206合格。8. 键联接设计1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d=60mm，由2中表6-1

35、选择bxh=6x6。键长根据皮带轮宽度B=60mm选取键的长度系列取键长L=50mm.校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力匚L100120MPa取平均值p1L110MPa。键的工作长度l=L-b=50-6=42mm，键与轮毂键槽的接触高度pK=0.5h=0.5x6=3mm由2中式6-1得1=2k气響3=2X228IO。3=17.65MPa<1,强度足够。K-l-d3x42x50键bxhxL=6x6x50GB/T1096-20032、输出轴键连接输出轴与齿轮4的键连接 选择键连接的类型与尺寸般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在

36、轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d=80mm，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为b=18mm，高度h=11mm。由轮毂宽度B=85mm及键的长度系列取键长L=70mm。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力1L100120MPa取平p均值1L110MPa。键的工作长度l=L-b=70-18=52mm，键与轮毂键槽的接触高度pK=0.5h=0.5x11=5.5mm2-Tx1032x319.3x103L1-由2中式6-1得1=31-89MPa<1，强度足够。K-l-d5.5x52x70键bxhxL=18x11x70GB/T1096-2003输出轴端与联

37、轴器的键连接据输出轴传递的扭矩T应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T5014-85。选用HL8型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为T=710N-m。半联轴器孔径d=45mm。n1 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径d=45mm，联轴器Y型轴孔d=45mm，轴孔长度L=80mm选取A型普通平键bxhxL=14x9x70 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力LL100120MPa取平均值pLL110MPa。键的工作长度l=L-b=70-14=56mm，键与轮毂键槽的接触高度pK=0.5h=0.5x9=4.5mm。2-Tx1032x319.3x103L1-由2中

38、式6-1得L=®='=31.89MPa<L，强度足够。pK-l-d5.5x52x70p键bxhxL=14x9x70GB/T1096-20033、中间轴的键连接中间轴与齿轮2的键连接 选择键连接的类型与尺寸般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d=35mm，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为b=10mm，高度h=8mmo由轮毂宽度B=50mm及键的长度系列取键长L=40mm。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力L=100120MPa取平p均值L=110MPa。键的工作长度

39、l=L-b=40-10=30mm，键与轮毂键槽的接触高度pK=0.5h=0.5x8=4mm2-Tx1032x104.56x103L1-由2中式6-1得114359MPa<ky，强度足够。pKld4x30x40p键bxhxL10x8x40GB/T1096-2003（2）、中间轴与齿轮3的键连接依据中间轴与齿轮2的键连接方法。可确定出中间轴与齿轮3的键连接中的键键bxhxL10x8x70GB/T1096-20039. 箱体结构的设计类型根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖：闷盖和透盖：参照4表4.8闷盖示意图透盖示意图表4-1三个轴的轴承盖D2DOD4Dd0螺钉孔数nelmb1d1I7762374774833825II92775262748297III1301108090941027105510. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（1.52）x105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+h1H