机械设计课程设计-单级圆柱齿轮减速器设计.docx

27目录一 课程设计任务书 3二 设计步骤 61、传动装置运动学计算 6一、 电动机的选择 6二、 确定总传动比和分配传动比 7三、 计算各轴功率、转速和扭矩 72、带传动计算 7一、 选择带的剖面型号 8二、 计算带传动的主要尺寸和带的根数 8三、 计算压轴力 93、 齿轮传动计算 9一、 选择齿轮材料 9二、 计算和确定齿轮传动的主要参数 9三、 确定齿轮的结构和主要尺寸 124、轴的设计计算 13一、 高速轴的设计 13二、 低速轴的设计 175、联轴器的选择 21一、 类型选择 21二、 载荷计算 216、键的选择、计算 21一、 大带轮与高速轴的键连接 21二、 小齿轮与高速轴的键连接 21三、 大齿轮与低速轴的键连接 22四、 低速轴与联轴器的键连接 227、滚动轴承的选择计算 23一、 高速轴承的选择计算 23二、 低速轴承的选择 238、减速器机构设计 23一、 箱体 24二、 检查孔及其盖板 25三、 通气孔 25四、 轴承盖和密封装置 25五、 定位销 25六、 起箱螺钉 25七、 油面指示器 25八、 放油螺钉 26九、起吊装置 269、减速器的润滑 2610、参考资料索引 26全套图纸加扣3012250582 一 课程设计任务书一、 设计题目（一）、A类型 I、设计题目；用于带式运输机的单级齿轮减速器 II、传动示意图： 1电动机 2带传动 3单级圆柱齿轮减数器 4连轴器 5传动轴 III、设计原理数据 题号已知条件A1A2A3A4减数器输出功率KW6.67.06.36.46.56.26.0鼓轮转速n（rpm）8016090120130135140转速允许误差5%工作年限（班/年）（2/10）工作情况单向转动、连续工作、载荷有轻微振动、室内工作、有灰尘环境温度40动力来源电力、三相交流、电压380/220伏批量、生产条件小批量生产，中、小型机械厂制造IV、设计要求1、 设计说明书一份，内容除目录、前言及设计小组外还应包括：（1） 题目：（格式可从书本两页取出）（2） 传动装置运动学计算： 选择电动机； 确定总传动比、分配传动比； 计算各轴功率、转速和扭矩。（3） 带传动计算： 选择带的剖面型号； 计算带传动的主要尺寸和带的根数； 计算压轴力。（4） 齿轮传动计算： 选择齿轮材料；计算和确定齿轮传动的主要参数；确定齿轮的结构和主要尺寸。（5） 轴的设计计算：轴的初步计算：（包括按钮强度、弯扭合成强度的计算）轴的结构设计；轴的强度计算。（6）联轴器选择：（7）键的选择、计算；（8）滚动轴承选择计算：（低速轴承根据结构选择型号，高速轴承需进行寿命计算）。（9）减速器结构设计：确定箱体的结构和主要尺寸；减速器附件的选择；减速器主要零件配合性质的确定。（10）减速器的润滑： 润滑方式的确定； 选择润滑牌号； 确定润滑油量；（11）参考资料索引； 2、减速器装配工作一张。（0号图纸，除三个视图和必要的尺寸及局部剖视外，还包括标题栏、零件明细表、技术条件及减速器技术性能等）。 3、零件工作图； 轴、齿轮、箱体或箱盖、轴承盖等零件工作图共23张，（由导师定）（3号或4号图纸，除必要的视图及剖视外，要求标注尺寸要完整、有加工符号、技术条件、形位公差及标题栏。） 设计完成，将以上图纸放入资料袋，准备参加答辩。二 设计步骤1、 1、传动装置运动学计算2、一、电动机的选择1. 1.电动机的类型 由于电动机连接单项运转，单向转动、连续工作、载荷有轻微振动、室内工作、有灰尘，可采用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380v的Y系列。2. 2.所需电动机的输出功率减数器输出功率：6.3KW 即Pw=6.3KW传动装置的总效率：=1232其中，V带传动的效率：2=0.96闭式齿轮传动的效率：1=0.98（初定精度为7）一对滚动滚子轴承的效率：3=0.98传动总效率：=1232=0.90所需电动机的输出功率：Pd=Pw=6.3KW0.90=6.97KW根据Y电动机功率，可选Y132M-4型或选Y160M-6型，额定功率7.5KW3. 选择电动机的转速（1） 传动鼓轮转速=90r/min（2） 选择电动机的转速现以同步转速为1500r/min和1000r/min对以下两种方案进行比较方案号电动机号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）电动机质量/kg总传动比1Y132M-47.51500144081162Y160M-67.5100097011910.78考虑到电动机总传动比，质量和价格问题，选择第一个方案比较合理。 即选择Y132M-4型三相异步电动机。二、 二、确定总传动比和分配传动比选定电动机的满载转速n0=1440r/min，总传动比i=n090 =144090=16选定V带的传动比：i带=3.6则减少器的传动比：i减=ii带 =163.6=4.44三、 三、计算各轴功率、转速和扭矩1.0轴：电动机轴P0= Pd=6.97KWn0=1440r/min T0=9550P0n0=95506.971440=46.24Nm2.1轴：减速器高速轴动力从0轴到1轴经历了V带传动和一对滚动轴承，发生两次损耗P1=6.3KW13=6.3KW0.980.98=6.56KW n1=n0i带=14403.6=400r/minT1=9550P1n1=95506.56400=156.62Nm3.2轴：减速器低速轴P2=6.3KW n2=n01u=14403.6146/33=90.41r/minT2=9550P2n2=95506.390.41=665.47 Nm各轴的相关参数归纳为下表：轴序号功率P/KW转速n/（r/min）转矩T（Nm）06.97144046.2416.56400156.6226.390.41665.472、 带传动计算由前面已知：电动机的功率P=7.5KW，转速n0=1440r/min，传动比i带=3.6，允许误差5%，单向转动、连续工作、载荷有轻微振动、室内工作、有灰尘，两班制。一、 一、选择带的剖面型号确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA=1.2Pca=KAP=1.27.5=9KW根据Pca、n1由图8-11选用A型二、 二、计算带传动的主要尺寸和带的根数1.初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm验算带速v 由式（8-13）验算带的速度 V=dd1n160100=12596060100=9.42m/s因为5m/sv30m/s；故带速合适2.计算大带轮的基准直径dd2根据是（8-15a） 已知i带=3.6故dd2=i带dd1=3.6125=450mm3.确定v带的中心距a0和基准长度Ld根据式（8-20），初定中心距a0=500mm由式（8-22）计算带所需的基准长度 Ld02a0+2（dd1+dd2）+（dd1-dd2）24a0=2500+2（125+450）+（125-450）245001956.02mm由表8-2选带的基准长度Ld=2000mm按式（8-23）计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=500+2000-1956.022=521.99mm中心距的变化范围为amin=a-0.015Ld=491.99mmamax=a+0.032Ld=581.99mm491.99mma9004.计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=125mm和n0=1440r/mim，查表8-4a得P0=1.91KW 根据n0=1440r/min，i带=3.6和A型带，查表8-4b得P0=0.1692KW 查表8-5的K=0.91，表8-2得KL=1.03，于是根据式（8-19）Pr=（P0+P0）KKL=（1.91+0.1692）0.911.031.95KW（2）计算V带的根数z Z=PcaPr=91.954.6 取5根三、 三、计算压轴力根据式（8-27）单根V带所需的最小初拉力为（F0）min=500（2.5-K）PcaKvz+qv2=500（2.5-0.91）90.9159.425+0.19.4252175.73N 对于新安装的V带，初拉力因为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min。根据式（8-28）压轴力的最少值为（Fp）=2z1.3（F0）minsin12=251.3175.73sin144.202=2178.76N3、 齿轮传动计算一、 一、选择齿轮材料 由表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。二、计算和确定齿轮传动的主要参数 选择小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z116/3.6106.67，取z2=107。 1.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即（PcaPr）2d1t2.313KT1d（PcaPr）2u1u（1） 确定公式内的个计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传动的转矩。T1=156.62Nm=1.5662105Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1。 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 由图10-21d按齿轮面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=604001（8230010）=1.152109 N2=60n2jLh=3.409108 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。 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 H1=KHN1Hlim1S=0.9600=540MPa H2=KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPa（2） 计算 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。d1t2.313KT1d（PcaPr）2u1u=2.3131.31566201（189.8522.5）2107/241107/2474.334mm 计算圆周速度v。v=d1t n1601000=74.33 400601000=1.557m/s。 计算齿宽b。b=dd1t=174.3343.097mm 计算齿宽与齿高之比bh。模数 mt=d1tz1=74.334/243.097mm齿高 h=2.25mt=2.253.0976.969mm bh=74.3346.969=10.667 计算载荷系数。根据v=1.557m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02；直齿轮，KH= KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1.25；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.301。由bh=10.667，KH=1.301查图10-13得KF=1.35；故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.251.0211.301=1.6575 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 =d1t 3KKt= 74.334 31.65751.380.604mm 计算模数m。m= d1z1=80.604243.3585mm2.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为YFaYsaFm32KT1dz12（YFaYsaF）（1） 确定公式内的个计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN,2=0.93； 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F1=KFN1FE1S=0.895001.4=317.857MPaF2=KFN2FE2S=0.933801.4=252.429MPa 计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=1.251.0211.35=1.72125 查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.1744。 查取应力校正系数。 由表10-5查得YSa1=1.58；YSa2=1.7956. 计算大、小齿轮的YFaYsaF并加以比较。YFa1Ysa1F=2.651.58317.857=0.01317YFa2Ysa2F=2.17441.7956252.429=0.015467大齿轮的数值大（2）设计计算m321.72125156620124240.0154672.437mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.437并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=80.604mm，算出小齿轮齿数 z1=d1m=80.6042.532.24，取z1=33大齿轮齿数 z2=16/3.633146.67，去z2=146。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=332.5=82.5mmd2=z2m=1462.5=365mm（2） 计算中心距 a= d1+d22= 82.5+3652=223.75mm（3） 计算齿轮宽度 b= dd1=182.5=82.5mm（4） 验算传动比误差要求传动比：i=16/3.6实际传动比：i，=146/33i=（i- i，）/i100%=0.455%5%三、确定齿轮的结构和主要尺寸1.小齿轮结构设计因为d1160mm，所以做成实心式。2.大齿轮结构设计因为160mmd2500mm，所以做成腹板式。4、 轴的设计计算一、高速轴的设计 1.高速轴上的功率、转速和转矩 功率P1=6.56KW，转速n1=400r/min和转矩T1=156620Nmm 2.作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=82.5mm Ft=2T1d1=215662082.5=3796.848N Fr= Fttan=3796.848tan20=1381.94N3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，去A0=110故dmin=（1+7%）A03P1n1=1.0711036.56400=29.9mm 圆整dmin=30mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，采用下图所示方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了实现带轮的轴向定位，5-6轴段之间需要制出一轴肩，d6=30mm，故d5= d6+2h= d6+20.8d6=34.8mm，圆整d5=35mm。则d4=d1=40mm，d3=45mm。为了实现小齿轮的轴向定位，2-3轴段之间需要制出一轴肩，d2= d3+2h= d3+20.8d3=52.2mm，圆整d2=53mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d1=40mm，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT=40mm90mm25.25mm。根据小齿轮齿宽：82.5mm，则L3=80mm。轴承端盖的宽度为15mm，根据轴承端盖的拆装以及便于添加润滑脂的要求，取端盖外端与大带轮端面的距离为25mm，故L5=39mm。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=25.25mm，挡油环宽度为11mm，则L1=25.25+11=36.25mm，取L1=39mm；L2=20-（11-8）=17mm；L4=2.5+20+8+25.25+1=56.25mm；套筒长=28-11=17mm。大带轮与轴配合的轮毂长95mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而下压在轴的断面上，故1段轴长应比轮毂长略短些，现取L6=92mm。到此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮和带轮的周向定位结构均采用平键连接。按d3=45mm查得平键截面bh=14mm9mm，键槽用键槽铣加工，长为70mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7h6。同样，大带轮与轴的连接，选用平键为bhl=8mm7mm70mm，大带轮与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。5.求轴上的载荷 先根据轴的机构图做出轴的计算简图。对于30308型圆锥滚子轴承，有手册查得a=20mm。因此，作为简支梁的轴的承载跨度为74.5+74.5=149mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭转图。Fp=T1dd2=696N Ft=3797N Fr=1382NFNV1=FNV2=Fr/2=691N因FNH2149+Fp245=Ft74.5，则FNH2= 379774.5-696245149=754NFNH1= Ft -FNH2- Fp=2347N从轴的结构图、弯矩图和扭转图中可以看出截面b，c，e为轴的危险截面。现将计算出截面b、c、e处的MH、MV和M的值。在b截面处：MV=14Frl=141382749=51479.5Nmm MH=12FNH1l=122347149=174851.5 Nmm M=182272.3 Nmm T=156620 Nmm在c截面处：MV=12Fr（2.5+28+5.25）=12138235.75=24703.25Nmm MH=174851.5 Nmm-Ft（80-82.52）=27717.75 Nmm M=37128.5 Nmm T=156620 Nmm在e截面处：MV=0 MH=922FP=922696=32016Nmm M=32016Nmm T=156620 Nmm5、 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，由表15-1查得-1=60MPa。轴的计算应力 在b截面处：W=ddd32-bt（d-t）2/（2d）=45454532-144.5（45-4.5）2/（245）=7799mm3 WT=ddd16-bt（d-t）2/（2d）=45454516-144.5（45-4.5）2/（245）=16746 mm3 ca=11.3MPa-1 在c截面处：W=ddd32 =40404032=6283.2mm3 ca=16.1MPa-1 在e截面处：W=ddd32-bt（d-t）2/（2d）=30303032-83.5（30-3.5）2/（230）=2323mm3 WT=ddd16-bt（d-t）2/（2d）=30303016-83.5（30-3.5）2/（230）=4973.7 mm3 ca=40.2MPa-1 综上，高速轴安全。二、低速轴的设计 1.低速轴上的功率、转速和转矩 功率P2=6.3KW，转速n2=90.41r/min和转矩T2=665470Nmm 2.作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径为d2=365mm Ft=2T2d2=2665470365=3646.411N Fr= Fttan=3646.411tan20=1327.185N3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，去A0=110故dmin=（1+7%）A03P2n2=1.0711036.390.41=48.434mm 圆整dmin=50mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，采用下图所示方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了实现联轴器的轴向定位，5-6轴段之间需要制出一轴肩，d6=50mm，故d5= d6+2h= d6+20.8d6=58mm，取d5=60mm。则d4=d1=65mm，d3=70mm。为了实现大齿轮的轴向定位，2-3轴段之间需要制出一轴肩，d2= d3+2h= d3+20.8d3=81.2mm，圆整d2=82mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d1=65mm，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为dDT=65mm140mm36mm。根据大齿轮齿宽：82.5mm，则L3=80mm。轴承端盖的宽度为15mm，根据轴承端盖的拆装以及便于添加润滑脂的要求，取端盖外端与大带轮端面的距离为25mm，故L5=39mm。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=36mm，挡油环宽度为11mm，则L1=36+11=47mm，取L1=50mm；L2=20-（11-8）=17mm；L4=2.5+20+8+36+1=67.5mm；套筒长=28-11=17mm。联轴器的右端采用轴肩定位，L=112mm，故L6=112mm。到此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。（4） 轴上零件的周向定位齿轮和联轴器的周向定位结构均采用平键连接。按d3=70mm查得平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣加工，长为70mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7h6。同样，联轴器与轴的连接，选用平键为bhl=14mm9mm90mm，联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。6、 5.求轴上的载荷 先根据轴的机构图，做出轴的计算简图。对于30308型圆锥滚子轴承，有手册查得a=29mm。因此，作为简支梁的轴的承载跨度为76.25+76.25=152.5mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭转图。T=665470Nmm Ft=3647N Fr=1328NFNV1=FNV2=Fr/2=664NFNH1=FNH2=Ft/2=1823.5N从轴的结构图、弯矩图和扭转图中可以看出截面b、c为轴的危险截面。现将计算出截面b、c处的MH、MV和M的值。在c截面处：MV=14Frl=141328152.5=50630Nmm MH=14Ftl=143647152.5=139041.9Nmm M=147973.2 Nmm T=665470 Nmm在b截面处：MV=FNV1（36-29+28+2.5）=24900Nmm MH=FNH1（36-29+28+2.5）=68381.25 Nmm M=72773.7 Nmm T=665470 Nmm7、 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，由表15-1查得-1=60MPa。轴的计算应力 在c截面处：W=ddd32-bt（d-t）2/（2d）=70707032-206（70-6）2/（270）=30163mm3 WT=ddd16-bt（d-t）2/（2d）=70707016-206（70-6）2/（270）=63837 mm3 ca=13.44MPa-1 在b截面处：W=ddd32 =65656532=26961.25mm3 ca=15.06MPa-1 综上，低速轴安全。 5、 联轴器的选择一、类型选择 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器二、 载荷计算公称转矩：T=665470 Nmm。由表14-1查得KA=1.5故可以求出计算转矩 Tca=KAT=1.5665470=998205 Nmm从机械零件设计手册表11-13查得LT9型弹性套柱销联轴器许用转矩为1000000 Nmm，许用最大转速为2850r/min，轴径为50mm，故合用。6、 键的选择、计算一、大带轮与高速轴的键连接 1.选择键的类型和尺寸 带轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头普通平键（A型）尺寸为：8mm7mm70mm 2.校核键的连接强度 键、轴和轮毂都是钢，由表6-2查得许用应力P=100120MPa，取其最小值P=100 MPa；键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm；键的工作长度l=L-b=70-8=62mm。由式（6-1）可得：P=2T1000kld=21566203.56430=48.12MPaP所以所选的键符合强度要求。键的标记为：键 870 GB/T 1096-2003二、 小齿轮与高速轴的键连接 1.选择键的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心要求，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）尺寸为：14mm9mm70mm 2.校核键的连接强度 键、轴和齿轮都是钢，由表6-2查得许用应力P=100120MPa，取其最小值P=100 MPa；键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm；键的工作长度l=L-b=70-14=56mm。由式（6-1）可得：P=2T1000kld=21566204.55645=27.63MPaP所以所选的键符合强度要求。键的标记为：键 1470 GB/T 1096-2003三、 大齿轮与低速轴的键连接1.选择键的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心要求，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）尺寸为：20mm12mm70mm 2.校核键的连接强度 键、轴和齿轮都是钢，由表6-2查得许用应力P=100120MPa，取其最小值P=100 MPa；键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.512=6mm；键的工作长度l=L-b=70-20=50mm。由式（6-1）可得：P=2T1000kld=266547065070=63.38MPaP所以所选的键符合强度要求。键的标记为：键 2070 GB/T 1096-2003四、 低速轴与联轴器的键连接 1.选择键的类型和尺寸联轴器有定心精度要求，应该选用平键连接。选用圆头普通平键（A型）尺寸为：14mm9mm90mm 2.校核键的连接强度 键、轴和轮毂都是钢，由表6-2查得许用应力P=100120MPa，取其最小值P=100 MPa；键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm；键的工作长度l=L-b=90-14=76mm。由式（6-1）可得：P=2T1000kld=26654704.57650=77.84MPaP2，所以按照轴承1的受力大小验算Lh，=100000060n（CP）=5170000Lh 所以，选定的轴承满足寿命要求二、 低速轴承的选择轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d1=65mm，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承303138、 减速器机构设计一、箱体箱体由灰铸铁铸造而成，其结构设计如下表所示：名称符号数值下箱体壁厚8上箱体壁厚18下箱座剖面处凸缘厚度b16上箱座剖面处凸缘厚度b118地脚螺栓底脚厚度p18地脚螺栓直径d12地脚螺栓孔直径d13.2地脚螺栓沉头座直径D026地脚凸缘尺寸L30地脚螺栓数目n8轴承旁联接螺栓直径d112轴承旁联接螺栓孔直径d113.2轴承旁联接螺栓沉头座直径D026下箱座轴承旁凸缘厚度b28上箱座轴承旁凸缘厚度b128轴承旁凸缘尺寸c26上下箱联接螺栓直径d212上下箱联接螺栓通孔直径d213.2上下箱联接螺栓沉头座直径D026箱缘尺寸c26轴承盖螺钉直径d38检查孔盖联接螺钉直径d46圆锥定位销直径d48圆锥定位销数目n12减速器中心高H230轴承旁凸台高度h41轴承旁凸台半径R163轴承旁凸台半径R288轴承端盖螺钉分布直径D01108轴承端盖螺钉分布直径D02158大齿轮圆顶与箱体内壁间的距离120小齿轮圆顶与箱体内壁间的距离220二、 检查孔及其盖板为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的上箱顶盖设置能够直接观察齿轮啮合部分的位置设置检查孔。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。检查孔的大小应允许将手伸入箱内，以便检查齿轮啮合的情况。三、 通气孔 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或者其它缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。通气器是具有垂直相通气孔的通气螺塞，防尘效果较好。四、 轴承盖和密封装置为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖密封。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承比较方便。五、 定位销为了精确地加工轴承底座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上装配定位销。两个定位圆锥销安置在箱体两侧联结凸缘上，并呈非对称布置以加强定位效果。六、 起箱螺钉为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密使分开困难。为此在箱盖联结凸缘的适当位置，加工出一个螺孔，旋入启箱用的启箱螺钉。七、 油面指示器为了检查减速器内油