修改过的课程设计圆柱齿轮减速器2(1)

1、目 录第 1 章 传动装置总体设计.- 4 -1.1 传动方案（已给定）.- 4 -1.1.1 外传动为 V 带传动。.- 4 -1.1.2 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。.- 4 -1.1.3 方案简图如下：.- 4 -案的优缺点：.- 4 -1.3 原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）.- 5 -1.4 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配：.- 6 -1.4.1 总传动比：ia （见课设式 3-5）.- 6 -1.4.2 各级传动比分配： （见课设 3-6）.- 6 -第 2 章 V 带设计.- 7 -2.1 外传动带选为普通 V 带传动，确定计算功率：Pca.- 7 -2

2、.1.1 由表 8-7（机械设计）查得工作情况系数 .- 7 -2 . 1KA2.1.2 由式 8-27（机械设计）.- 7 -kKPwAcaP6 . 65 . 52 . 1.- 7 -2.3 确定带轮直径 dd1 dd2.- 7 -2.3.1 参考图 8-11（机设）及表 8-7（机设）选取小带轮直径.- 7 -mmdd1001.- 7 -2.3.3 从动带轮直径 dd2.- 7 -2.3.4 传动比 i.- 7 -.- 7 -a和带长Ld.- 7 -2.4.1 按式（8-24 机设）初选中心距.- 7 -2.4.2 按式(8-22 机设)求带的计算基础准长度 L0 .- 7 -2.4.3

3、按式(8-23 机设)计算中心距:a.- 8 -2.4.4 按式（8-24 机设）确定中心距调整范围.- 8 -.- 8 -.- 8 -2.6.1 由表（8-4a 机设）查得，用线性插值法求 n1=1440r/minmmdd1001时的额定功率 P0 值。.- 8 -2.6.2 由表（8-4b 机设）查得Kw.- 8 -由表（8-5 机设）查得包角系数.- 8 -98. 0k.- 8 -2.6.5 计算 V 带根数 Z，由式（8-26 机设）.- 8 -2.7 计算单根 V 带初拉力 F0，由式（8-27 机设） 。 .- 8 -2.8 计算对轴的压力 Fp，由式（8-28 机设）得.- 9

4、-2.9 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图.- 9 -第 3 章 各齿轮的设计计算.- 10 -3.1 高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.- 10 -3.1.1 齿轮的材料，精度和齿数选择。.- 10 -3.1.2 设计计算。.- 10 -.- 10 -.- 11 -3.1.5 计算载荷系数。.- 11 -3.1.6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 d1=（修正）.- 11 -mmkkdt98.61/31.- 11 -.- 11 -3.2.1 由式（10-15）得弯曲强度的设计公式.- 11 -3.2.2 确定公式内的各数值：.- 11 -.- 12 -.-

5、12 -3.3 低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.- 12 -第 4 章 轴的设计.- 15 -.- 15 -.- 15 -.- 15 -.- 15 -4.4.1 高速轴 1 的结构设计(结构详见图)。为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示。.- 15 -.- 16 -4.4.3 各轴段长度的确定.- 16 -4.4.4 轴上零件的周向固定.- 16 -.- 16 -4.4.6 轴 1 的受力分析.- 17 -4.4.7 精确校核轴的疲劳强度：.- 18 -.- 20 -4.5.1 轴 II 的结构设计(结构详见图),轴的结构形状如图所示.- 20 -.- 21 -.- 21

6、 -.- 22 -4.6.1 轴 III 的结构设计(结构详见图)。轴的结构形状如图所示:.- 22 -4.6.2 各轴段直径的确定.- 23 -.- 23 -第 5 章 校 核.- 24 -.- 24 -.- 24 -.- 24 -.- 24 -5.2 键的校核(都为圆头平键).- 24 -.- 24 -中间轴上的键.- 25 -低速轴的键.- 25 -.- 26 -第 6 章 减速器的润滑.- 26 -.- 27 -.- 27 -第 7 章 主要尺寸及数据 .- 28 -第 1 章 传动装置总体设计1.1 传动方案（已给定）外传动为 V 带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如

7、下：该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不电动机轴轴轴滚筒轴功率 P/kw11转矩T/（N.m）转速n/(r/min)1460传动比 i31效率均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性

8、能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.3 原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：PKWF V/1000ww工作机转速: r/min24.6842. 014. 38 . 06060DVn传动装置总效率：（见课设式 3-3）a7654321a ， ， ， ，96. 0198. 0297. 0398. 04，97. 05 ， （见课设表 3-6）98. 0698. 07825. 098. 098. 097. 098. 097. 098. 096. 0a电动机的输出功率： （见课设式 3-4）Pd 取KwaWdPP09. 9825. 032.

9、 4KwPd11选择电动机为 Y160-M4 型 （见课设表 17-7）技术数据：额定功率（） 11 满载转速（） 1460 KwminR堵转转矩/额定转矩= 最大转矩/额定转矩= Y160M-4 电动机的外型尺寸（MM）： （见课设表 17-8）A：254 B：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：15 AB：330 AC：325 AD：255 HD：385 BB：270 L：4751.4 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配：1总传动比： （见课设式 3-5）ia 4 .2124.681460Wmanni各级传动比分配： （见课设 3-6） i

10、iiia321 初定初定: 31i16. 32i26. 23i第 2 章 V 带设计2.1 外传动带选为普通 V 带传动，确定计算功率：Pca由表 8-7（机械设计）查得工作情况系数 1 . 1KA由式 8-27（机械设计） kKPwAcaP1 .12111 . 1 查图查图 8-11(机设机设)选选 B 型型 V 带。带。 dd1dd2参考图 8-11（机设）及表 8-7（机设）选取小带轮直径 mmdd1321 （电机中心高符合要求）Hdd21验算带速 由式 8-13（机设） smdnVd111109.101000601321460100060从动带轮直径 dd2mmdiddd3961323

11、12 查表 8-8（机设） 取mmdd4002传动比 I 313240012ddddi从动轮转速min11267.48631460Rnni和带长aLd按式（8-24 机设）初选中心距 ddadddddd2102127 . 0 取10644 .3720amma6000按式(8-22 机设)求带的计算基础准长度 L0mmmmaddddaLdddd7 .2065)6004)132400()400132(26002(4)()(22202212100查表 8-2(机设)取带的基准长度 LD=2000MM按式(8-23 机设)计算中心距:A mmmmaLLadd570)220002065600(200按式

12、（8-24 机设）确定中心距调整范围 mmaLad63003. 0max mmaLad540015. 0min 由式由式(8-25 机设机设) 1201533 .57180121adddd由表（8-4A 机设）查得 DD1=132，用线性插值法求 N1=1460R/MIN 时的额定功率P0 值。 KwP535. 20由表（8-4B 机设）查得P0=KW由表（8-5 机设）查得包角系数925. 0k由 LD=1600MM 查表(8-2 机设)查得长度系数 KL=计算 V 带根数 Z，由式（8-26 机设） 45. 498. 0925. 0)46. 0535. 2(6 . 6)(00KKPPPLc

13、aZ 取 Z=5 根 2.7 计算单根 V 带初拉力 F0，由式（8-27 机设） 。 NqVZvKPFaca6 .141) 15 . 2(500)(2min02.8 计算对轴的压力 FP，由式（8-28 机设）得 NNZFFp75.1406)29 .166sin6 .14152(2sin2102.9 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 DD1=100MM 采用实心式结构。大带轮基准直径DD2=224MM，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第 3 章 各齿轮的设计计算3.1 高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）齿轮的材料，精度和齿数选择。因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1

14、 选取，锻选项毛坯，大齿轮都采用45 号钢，调质处理。小齿轮采用 40CR，调质处理，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 RA1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=24 则 Z2=IZ1=24= 所以取整 76 设计计算.1 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。.2 按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-9A） 32d1t11T2HEHtZZuuKd计算查取各数值：计算查取各数值：.2.1 试选 KT=。.2.2 T1=NM .2.3 由表 10-7 选取齿宽系数 1。218 .189 MPZE.2.5。由图 10-

15、21D 查小齿轮接触疲劳强度极限 HLIM1=600MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限 HLIM2=550MPA。.2.6 由式 10-13 计算应力循环次数： N1=60NJLH=601(2810300)=9101.4 N2= N1/U=89104.443.16/101.4 59 . 0, 121HNHNKK.2.8 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（10-12）得MPaMPaHH22.551/55059 . 0 ,6001/600121计算.1 把以上系数代入公式，试计算小齿轮分度圆直径，代入较小值：H =MM32d1t11T2HEHtZZuuKd.2 计算

16、圆周速度smndvt/2.11100060/11.3 计算齿宽与齿高 B=DD1T=MM计算齿宽与齿高之比 B/H 模数模数，mmzdmtnt3.45/11齿高齿高10.67/,7.7725. 2hbmmmhnt计算载荷系数。.1 根据 V=M/S，8 级精度，由图 10-8 查动载荷系数 KV=，直齿轮1FHKK.2。由表 10-2 查得使用系数1AK.3 由表 10-4，用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，1.463HK.4 由 B/H=，查图 10-3 得故载荷系数634 . 1HK1.4FK1.682HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-

17、10A）得 D1=（修正）mmkkdt88.13/31计算模数 M mmzdM3.67/11由式（10-15）得弯曲强度的设计公式 3121cos22FSFdnYYZYKTm确定公式内的各数值：.1 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲强度极限。 ,5001MPaFEMPaFE3802.2 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数。0.90.85,21FNFNKK.3 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF244.29/ ,303.57/222111.4 计算载荷系数 K 1.61FFVAKKKKK.5

18、由表 10-5 查取齿形系数2.232,65. 221FaFaYY.6 由表 10-5 查得应力校正系数1.762,58. 121SaSaYY.7 计算大小齿轮的并加以比较：/21FSaFaYY 大齿轮的值大。0.01609888/,0.0137925/222111FSaFaFSaFaYYYY设计计算=MM，就正圆整为，3121cos22FSFdnYYZYKTm算出小齿轮齿数取大齿轮33.9/11mdZ341Z1081Z几何尺寸计算.1 分度圆直径：mmmZdmmmZd270,852211.2 计算中心距 mmdda1782/21.3 齿轮宽度，取。mmddb84.751mmBmmB85,90

19、213.3 低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）齿轮的材料，精度和齿数选择。因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，锻选项毛坯，大齿轮都采用45 号钢，调质处理。小齿轮采用 40CR，调质处理，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 RA1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=25 则 Z2=Z1I=30= 所以取整 57. 设计计算。.1 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。.2 按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-9A） 32d1t11T2HEHtZZuuKd计算查取各数值：计算查取各数值：.2.1 试选 K

20、T=。.2.2 T1=NM .2.3 由表 10-7 选取齿宽系数 1。218 .189 MPZE.2.5。由图 10-21D 查小齿轮接触疲劳强度极限 HLIM1=600MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限 HLIM2=550MPA。.2.6 由式 10-13 计算应力循环次数：N1=60NJLH=601(2810300)=8104.43 N2=N1/U=88101.9632.26/10048. 1 0.95,92. 021HNHNKK.2.8 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（10-12）得MPaMPaHH522.51/5500.95 ,5521/60093.

21、 021计算.1 把以上系数代入公式，试计算小齿轮分度圆直径，代入较小值：H =MM32d1t11T2HEHtZZuuKd.2 计算圆周速度smndvt/945. 0100060/11.3 计算齿宽与齿高 B=DD1T=7MM计算齿宽与齿高之比 B/H 模数模数，mmzdmtnt4.68825/117.2/11齿高齿高11.11/,10.54825. 2hbmmmhnt计算载荷系数。.1 根据 V=0.945M/S，8 级精度，由图 10-8 查动载荷系数 KV=，直齿轮。1FHKK.2 由表 10-2 查得使用系数1AK.3 由表 10-4，用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置

22、时，724 . 1HK.4 由 B/H=1，故载荷系数724 . 1HK1.53HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10A）得 D1=（修正）mmkkdt127/31计算模数 M mmzdm5.0825/127/11由式（10-15）得弯曲强度的设计公式 3121cos22FSFdnYYZYKTm确定公式内的各数值：.1 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲强度极限。 ,5001MPaFEMPaFE3802.2 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数。.920, 9 . 021FNFNKK.3 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

23、,由式（10-12）得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF250/ ,321.43/222111.4 计算载荷系数 K 3 . 1FFVAKKKKK.5 由表 10-5 查取齿形系数292. 2, 26 . 221FaFaYY.6 由表 10-5 查得应力校正系数217 . 1,59. 121SaSaYY.7 计算大小齿轮的并加以比较：/21FSaFaYY57801. 0/,28601. 0/222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的值大。设计计算=MM，就正圆整为 3，3121cos22FSFdnYYZYKTm算出小齿轮齿数大齿轮42/11mdZ952Z几何尺寸计算.1 分度圆直径

24、：mmZdmmZd285m,126m2211.2 计算中心距 所以取整 206mmdda5 .2052/21.3 齿轮宽度，取。mmddb1271mmBmmB127,13021第 4 章 轴的设计由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢,调质处理.按扭矩初估轴的直径,查表 15-3,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用。取A =112 则:0D1MIN=取 D1MIN=30MM1123110npA29.31mm486.678.7263D2MIN=取 D2MIN=43MM1123220npA42.29mm154.018.2953D3MIN=取 D3MIN=55MM

25、1123330npA54.58mm68.157.88631 轴选轴承为 60082 轴选轴承为 60093 轴选轴承为 6014根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40MMD2=45MMD3=70MM高速轴 1 的结构设计(结构详见图)。为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示。 I II III IV V VI VII VIII VIV各轴段直径的确定I-II 为最小端,故该段直径为 35MM。III-IV 段安装轴承，故该段直径为40MM，为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计 II-III 段的直径为 38MM。IV-V段直径为 46MM，齿轮左端用轴肩固定，计算得轴肩

26、的高度为 4MM，取 V-VI 段直径为 54MM。VI-VII 段安装齿轮 46MM，VII-VIII 段安装轴承直径为 40MM。 各轴段长度的确定I-II 段为 90MM,II-III 段为 56MM。轴段 III-IV 的长度为 36MM。轴段 IV-V 为140MM。V-VI 段的长度 8MM，VI-VII 为 90MM,VII-VIII 为 38。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=143.5MM，L2=51.25MM，L3=49MM。 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/R6。与轴承内圈配合轴劲选用 K6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联

27、接，分别为 10 GB1096-1979 及键814*9 GB1096-1979。轴上倒角与圆角为保证 6005 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1MM。其他轴肩圆角半径均为 2MM。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 2*45。 轴 1 的受力分析.1 画轴的受力简图。.2 计算支座反力。FT=2T1/D1=2983NFR= =1086N020tanFt020tan2983在水平面上=1NHFNlFlllllFtP39401295 .58298323834.1402)(323321，=)/()()(321321212lllllFll

28、FFNHtNH=505N23810922.38095 .179983. 2在垂直面上在垂直面上 =1NVFNlllFr5 .4921295 .581086323= =10861NVF322lllFr.3 画弯矩图在水平面上 MH1109=152855NMM，MH2=-FP（L1+L2）+179.5+394070.5=26050NMM21LFNH在垂直面上 MV=492.570.5=34721.25 NMM21LFNV合成弯矩mmNMHM15285511mm4340725.3472126050222222MMMhv画转矩图转矩 T1=9550P1/N1=10066N MM.3 从轴的结构图以及弯

29、矩和扭矩图中可以看出 A-A 截面及 B-B 截面是危险截面。现将计算出的 A-A 截面处和 B-B 截面处的及 M 的值列于下表：VHMM ,载荷水平面垂直面支反力(N)F1=3940， F2=505F1=492.5，F2=549弯矩(N.MM)MH1=152855,MH2=26050总弯矩(N.MM)M1=152855,M2=43407扭矩(N.MM)T=100660按按轴的弯扭合成强度校核两危险截面：前已选轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 ，MPa601。6 . 0.4 A-A 剖面=640031 . 0 dW 3401 . 0 =25.68 64006 . 0(12

30、222100660152855)WTMcaMPa1.5 B-B 截面=931 . 0 dW 3451 . 0 =8.16 5 .91126 . 0(2222210066043407)WTMcaMPa1 精确校核轴的疲劳强度：过盈配合应力集中在两端，截面 IV 为危险截面,校核截面 IV 的强度：.1 IV 截面左侧弯曲截面系数=640031 . 0 dW 3401 . 0 抗弯截面系数=128003402 . 0TWV 截面左侧合成弯矩 M=152855 NMM截面 IV 上的弯曲应力 WTMb)22(MPa1扭转切应力=128001006603TTWT由表 15-1 查得MPaMPaMPaB

31、155,275,64011由附表 3-2 查得集中系数,R/D=2/40=0.05，D/D=45/40=1.125，由插值法可查又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为66. 1, 0 . 285. 0,82. 0qq故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为=) 1(1qk) 1(1qk由附图 3-2 查得尺寸系数由附图 3-3 的扭转尺寸系数76. 0，轴按磨削加工，由附87. 03-4 查得表面质量系数92. 0轴未经表面强化处理, 即，按式（3-2）及式（3-12A）得综合系1q数为，又由碳钢的特性系数取，88. 1,48. 2KK2 . 01 . 01 . 0取，于是计算安全系数值，

32、按式（15-6）-（15-1 . 005. 005. 0caS8）则得096. 601 . 019.1848. 22751mKS44.202/86. 705. 02/86. 788. 11551maKS84. 544.20096. 644.20096. 62222SSSScaSS=1.5，故知其安全。.2IV 截面右侧抗弯截面系数=31 . 0 dW 3451 . 0 3mm抗扭截面系数 WT=32 . 0 d3452 . 0318225mm故弯矩及弯曲应力为mmN MPaWMbb55. 75 .911256.68758扭矩 T3 及扭转切应力 T=100660N*MM过盈配合处的由附表 3-

33、8 用插值法求出/8 . 0/kk轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92. 0故得综合系数为57.1,94. 1KK所以轴在截面 IV 右侧的安全系数为58.1701 . 055. 794. 12751mKS67.342/52. 505. 02/52. 557. 11551maKS68.1567.3458.1767.3458.172222SSSScaS故该轴在截面 IV 右侧的强度也是足够的。轴 II 的结构设计(结构详见图),轴的结构形状如图所示各轴段直径的确定I-II 为最小端,装轴承，故该段直径为 45MM。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计 II-III 段的直径为 5

34、0MM。III-IV 段为轴承和齿轮的轴向定位提供轴肩，根据计算设计直径为 62MM。IV-V 段安装齿轮，故该段直径为 52MM， V-VI 段装轴承，直径和 I-II 段一样为 45MM。各轴段长度的确定I-II 段长为轴承的宽度加上轴承到箱体的距离加齿轮到箱体的距离加齿轮间隙为42MM,II-III 段装齿轮，长为 85MM。轴段 III-IV 的长度为 22MM。轴段 IV-V 装小齿轮，长度为齿轮宽加齿轮间隙为 130MM。V-VI 段的长度按齿轮到箱体的距离10MM 加轴承到箱体的距离 4MM 再按加轴承宽度 16MM，设计为 30MM。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=77

35、MM，L2=142.5MM，L3=55.5MM。及 M 的值列于下表：VHMM ,载荷水平面垂直面支反力(N)弯矩(N.MM)MH1=942190.2,总弯矩(N.MM)M1=1002656.8,M2=扭矩(N.MM)T=338390画弯矩图：按弯扭合成校核因为 M2M1,故按大的弯矩校核=22.098MPAP2,所以按轴承 1 的受力大小验算。366)79.476429500(55.4966010)1(6010PCnLh12000H故轴承没达到预期要求，需每隔 330 天换一次。5.2 键的校核(都为圆头平键)高速轴上的键与齿轮连接的键，已知轴的直径为 46MM，传递的扭矩为 T=由表（6-

36、1 课设） 选键宽键高=14 L=63 GB1096-799 则强度条件为MPalkdTp35004. 0046. 0040. 0/1102/2 查表许用挤压应力 MPap120 所以键的强度足够键 2 108 L=70 GB1096-79 则强度条件为MPalkdTp53/2 查表许用挤压应力 MPap120所以键的强度足够中间轴上的键 因为轴设计的是对称的分布，所以只要考虑一个键，轴直径为 50MM,长度为85MM,T=由表（6-1 课设） 选键宽键高=149 L=56 GB1096-79MPalkdTp90/2查表许用挤压应力 MPap120 所以键的强度足够低速轴的键与齿轮连接的键，已

37、知轴的直径为 75MM，长度为 127MM,传递的扭矩为 T=由表（6-1 课设） 选键宽键高=2012 L=80 GB1096-79MPalkdTp105/2查表许用挤压应力 所以强度足够 MPap120与联轴器的键由表（6-1 课设） 选键宽键高=1811 L=70 GB1096-79MPalkdTp115/2查表许用挤压应力 所以强度足够 MPap120联轴器选择为 LT10 型弹性套筒销联轴器 GB4323-2002(课程设计表 17-4)其公称转矩为 2000NM 孔径 D=63 长度 L=142 L =1071第 6 章 减速器的润滑因齿轮的圆周速度12 M/S，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10MM，低速级齿轮浸入油高度约为 1个齿高（不小于 10MM） ，1/6 齿轮。因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.52M/S 所以采用飞溅润。第 7 章 主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚mm9箱盖壁厚mm81箱座凸缘厚度 B=MM箱盖凸缘厚度 B1=12MM箱座底凸缘厚度 B2=MM地脚螺栓直径 DF=