机械设计课程设计-链式运输机传动

1、课程设计任务书2012-2013学年第一学期学院：工学院 班级： 姓名： 学号： 课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 2012年12月24日 至 2013年1月7日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输链牵引力F（KN）：2.4输送速度 V(m/s)：0.7链轮节圆直径D(mm)：140工作条件：链式运输机单向运转，工作中载荷有轻微振动，输送机效率0.90，工作年限8年,大修期限3年每年工作250天，两班制工作，工作机允许速度误差5%；在专门工厂小批量生产。二 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和

2、密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容12.24-12.25传动系统总体设计12.25-12.27传动零件的设计计算；12.28-1.6减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.7交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.3赵大兴，工程制图. .北京：高等教育出版社，2006.4朱理，机械原

3、理. .北京：高等教育出版社，2004.指导老师（签字）： 2013年1月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日目 录1 设计任务52 传动方案分析63 原动件的选择与传动比的分配73.1原动件的选择 73.2计算总传动比和分配传动比 83.3传动系统运动和动力参数的计算94 传动零件的设计计算10 4.1减速器内部传动零件的设计计算 125 轴的设计计算20 5.1减速器低速轴的设计计算20 5.2减速器高速轴的设计计算23 5.3减速器中间轴的设计计算266 滚动轴承及键联接的校核计算29 6.1滚动轴承的校核计算29 6.2键联接的校核计算307 减速器的结构、润滑和密封327.1减

4、速器的结构设计32 7.2减速器的润滑和密封338 设计小结349 参考资料351、设计任务设计任务如图1.1所示，为用于链式运输机单向运转，工作中载荷有轻微振动，输送机效率0.90，工作年限8年,大修期限3年每年工作250天，两班制工作，工作机允许速度误差5%；在专门工厂小批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据：运输链牵引力F（KN）：2.4输送速度 V(m/s)：0.7链轮节圆直径D(mm)：140 图1.1链式输送机传动系统简图1动力与传动系统； 2联轴器； 3链式输送机 2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简

5、单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级级传动，减速箱内两级直齿圆柱齿轮减速，轴端连接选择弹性柱销联轴器。图2.1链式输送机传动方案示意图1电动机；2联轴器；3滚动轴承；4圆柱齿轮； 5链式输送机3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择1电动机类型的选择 根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2电动机容量的选择 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 设

6、： 输送机的的效率；=0.90 对滚动轴承效率，=0.99； 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为7级），=0.98； 联轴器效率，=0.99； 估算传送系统总效率为 则传动系统的总效率为 工作时，电动机所需的功率为 查表可知，满足条件的Y系列三相异步电动机额定功率应取为2.2kW。 3电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机的工作转速初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，查表可知，对应于额定功率为2.2kW的电动机型号分别为Y100L1-4和Y112M-6型。现将有关技术数据及相应算的总传动比列于下表中。 方案的比较方案号型号额定功率（kW）同步转速(r/min)满载转

7、速(r/min)总传动比外伸轴颈D/mm轴外伸长度E/mmY100L1-42.21500143014.972860Y112M-62.210009409.842860通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比对二级减速传动而言不算大，故选方案较为合理。Y100L1-4型三相异步电动机的额定功率为2.2kW，满载转速由表查得电动机中心高H=110mm，轴伸出部分的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。3.2计算总传动比和各级传动比的分配 链式输送机传动系统的总传动比 由传动系统方案知 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 为了便于两级圆柱齿轮减速器采

8、用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 低速级传动比为 传动系统各级传动比分别为 ；3.3传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。0轴（电动机轴）： 1轴（减速器高速轴）： 2轴（减速器中间轴）： 3轴（减速器低速轴）： 4轴（输送机轴）： 传动系统的运动和动力参数轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min11695.695.6功率P/kW2.042.021.961.901.862转矩T/( Nm)13.62413.49 57.7

9、5189.80186.0传动比i14.4123.391 4传动零件的设计计算4.1减速器内部传动零件的设计计算1、 高速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率，小齿轮转速，传动比，传递的转矩，工作寿命8，两班制，250天，工作轻微冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮 材料为45钢（调质），硬度为240HBS，硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式 （1）、确定公式内的各计算

10、数值 1）、试选载荷系数 2）、选取齿宽系数 3）、查得材料的弹性影响系数 4）、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 5）、计算应力循环次数 6）、取接触疲劳寿命系数， 7）、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 （2）、计算 1）、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2）、计算圆周速度v 3）、计算齿宽b 4）、计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5）、计算载荷系数 由v=2.48m/s，7级精度，查得动载系数 直齿轮 查得使用系数 查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， 由， 查得 6）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7）、计算模

11、数m 3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式 （1）、确定公式内各计算值 1）、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）、取弯曲疲劳寿命系数，3）、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 4）、计算载荷系数K 5）、查取齿形系数查得，6）、计算大、小齿轮的并加以比较 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，由于齿轮模数的大小主要决定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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.15并将就近圆整为标准值m=1.5mm，由按接触强度算得的分度圆

12、直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取 4、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径 （2）、计算中心距 （3）、计算齿轮宽度 取 高速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮大齿轮模数m2齿数z25110齿形角齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d37.5165齿顶圆直径40.5168齿根圆直径33.75161.25齿高h3.375中心距a101.25二、低速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率，小齿轮转速，传动比，传递的转矩T1=57 .75N.m，工作寿命8年，两班制，每年250天，工作时有轻微冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器

13、，速度不高，故选用7级精度（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮 材料为45钢（调质），硬度为240HBS，硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式 （1）、确定公式内的各计算数值 1）、试选载荷系数 2）、选取齿宽系数 3）、查得材料的弹性影响系数 4）、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 5）、计算应力循环次数 6）、取接触疲劳寿命系数， 7）、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 （2）、计算 1）、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2）、计算圆周速度

14、v 3）、计算齿宽b 4）、计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5）、计算载荷系数 由v=0.915m/s，7级精度，查得动载系数 直齿轮 查得使用系数 查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， 由， 查得 6）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7）、计算模数m 3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式 （1）、确定公式内各计算值 1）、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）、取弯曲疲劳寿命系数，3）、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 4）、计算载荷系数K 5）、查取齿形系数查得，6）、计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大（2）、设计计算 对比计算结果，

15、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，由于齿轮模数的大小主要决定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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.82并将就近圆整为标准值m=2mm，由按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取 4、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径 （2）、计算中心距 （3）、计算齿轮宽度 取 低速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮大齿轮模数m2齿数z30101齿形角齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d60202齿顶圆直径64206齿根圆直径55197齿高h4.5中心距a1315、轴的设计计算5.1减速器低

16、速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩1、 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 圆周力、径向力的方向如图所示2、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取 输出轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化小，取 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查标准，选用HL2型的弹性柱销联轴器，其公称转矩为315000N.mm，半联轴器的孔径，取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。3、 轴的结构设计4、 （1）、拟定轴上零件的装配方案如下图

17、（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制处一轴肩，取2-3段的轴颈的d2-3=38mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，取L1-2=58mm; 2）、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据d2-3=38mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6208，其尺寸为，故d3-4=40mm，左端采用挡油盘定位，由手册上查得，6208型

18、轴承的安装尺寸，所以，取d4-5=47mm。 3）、取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=46mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取L6-7=58mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=5mm，轴环处直径d5-6=56mm，轴环宽度b1.4h，取L5-6=10mm。 4）、轴承端盖的总宽度为28mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离l=15mm，故取L2-3=43mm， 5）、取齿轮距离箱体内壁的长度a=12mm，考虑到箱体的铸造误

19、差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一端距离s,取s=8mm， 轴承的宽度T=18mm，故轴段7-8长度L7-8=18+8+12+2=40mm，轴段3-4的长度L3-4=14+18=32mm，根据结构需要，取4-5段的长度L4-5=50mm。 至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。 （3）、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按d6-7=46mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，

20、此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=112mm+60mm=172mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T5、 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前

21、已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。5.2减速器高速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩6、 求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径为 圆周力、径向力的方向如图所示7、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取 轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化小，取 因为查表得电动机Y100L1-4的输出轴的直径是D=28mm,所以得选择孔直径为28mm的联轴器，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查标准，选用HL2型的弹性柱销联轴器，其公称转矩为31500

22、0N.mm，半联轴器的孔径，取，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。8、 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案如下图 （2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）、为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制处一轴肩，取2-3段的轴颈的d2-3=29mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，取L1-2=42mm; 2）、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据d2-

23、3=29mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承16006，其尺寸为，故d3-4=30mm，右端采用挡油盘定位，由手册上查得，16006型轴承的安装尺寸，所以，取d4-5=32.5mm。 3）、由于齿轮的分度圆直径较小，所以此轴设计为齿轮轴，根据齿轮宽度为40mm，所以齿轮处的轴段长度L5-6=40mm。齿轮右端轴环的直径取为d6-7=32,.5mm，轴环宽度取L6-7=10mm。 4）、轴承端盖的总宽度为28mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离l=15mm，故L2-3=43. 5）、取齿轮距离箱体内壁的长度a=12mm，

24、考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一端距离s,取s=8mm，,轴承的宽度T=9mm，故轴段L7-8长度L7-8=12+8+9-L6-7=19mm，轴段3-4的长度L3-4=19mm，根据结构需要，取4-5段的长度L4-5=93mm。 至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。 （3）、轴上零件的周向定位 联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1-2=28mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为36mm。滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷 首先根据

25、轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=127.5mm+44.5mm=172mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T9、 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。5.3减速器中间轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩1

26、0、 求作用在齿轮上的力 圆周力、径向力的方向如图所示11、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取 轴的最小直径是安装滚动轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与滚动轴承相适应，故需同时选取滚动轴承型号，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据最小直径为25mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6205，其尺寸为，故d1-2=25mm。12、 轴的结构设计 （1）、拟定轴上零件的装配方案如下图（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）、取安装大齿轮处的轴段2-3的直径d2-3=30mm；安装小齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=3

27、0mm；小齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知小齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取L4-5=62mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=5mm，轴环处直径d3-4=40mm，轴环宽度b1.4h，取L3-4=18mm。大齿轮的右端与右轴承之间采用挡油盘定位，已知大齿轮轮毂的宽度为38mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取L2-3=36mm。 4）、轴承端盖的总宽度为28，长度a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一端距离s,取s=8mm，轴承的宽度T=15mm，故

28、轴段5-6长度L5-6=7.5+10+8+3=28.5mm，轴段1-2的长度L1-2=7.5+10+8+2=27.5mm。 至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。 （3）、轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按d4-5=30mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大齿轮与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷 首先根据轴的结构

29、图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L1+L2+L3=59.5mm+67mm+45.5mm=172mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩，扭矩T13、 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。6、滚动轴承及键连接的校核计算6.1滚动轴承的校核计算一

30、、低速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力，转速，基本额定动载荷因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得，取径向载荷系数X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以 轴承满足寿命要求二、高速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力，转速，基本额定动载荷因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得，取径向载荷系数X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以 轴承满足寿命要求6.2键连接的校核计算一、低速轴上键连接的校核1、与齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=189.8N.m，与键连接的轴颈d=46mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=50mm-14mm=

31、36mm，键与轮毂键槽的接触高度。 键合适 2、与联轴器连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=189.8N.m，与键连接的轴颈d=32mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-0.5b=50mm-5mm=45mm，键与轮毂键槽的接触高度。 键合适二、高速轴上键连接的校核与联轴器连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=13.49N.m，与键连接的轴颈d=28mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-0.5b=36mm-4mm=32mm，键与轮毂键槽的接触高度。 键合适三、中间轴上键连接的校核

32、1、与小齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=57,75N.m，与键连接的轴颈d=30mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂键槽的接触高度。 键合适 2、与大齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=57.75N.m，与键连接的轴颈d=30mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=32mm-8mm=24mm，键与轮毂键槽的接触高度。 键合适7减速器的结构、润滑和密封7.1减速器结构的设计减速器由传动零件、轴系部件、箱体、附件以及润滑密封装置等组成。传动零件和轴系部件已经做过设计。7.1.1箱体箱体是减速器中所有零件的基座，作用在于支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状况；同时防止外界灰尘、异物侵入以及箱体内润滑油溢出。箱体兼做油箱使用，以保证传动零件的啮合过程的良好润滑。箱体是减速器中结构和受力最复杂的零件之一，为了保证具有足够的强度和刚度，箱体有一定的壁厚，并在轴承座孔上、下处设置加强肋。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体做成剖分式，有箱座和箱盖组成，箱座和箱盖采用普通