同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、比畢大舉机械基础综合课程设计说明书设计题目：学 院：机械工程学院专业年级：姓 名：班级学号：指导教师：杨秋晓二O年 月 日目录一、课程设计任务书1二、传动方案的拟定与分析 2三、电动机的选择3四、计算总传动比及分配各级传动比 4五、动力学参数计算5六、传动零件的设计计算 6七、车由的设计计算9八、滚动轴承的选择及校核计算12九、键连接的选择及校核计算 14十、联轴器的选择及校核计算 15十一、减速器的润滑与密封16十二、箱体及附件的结构设计 17设计小结18参考文献19课程设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.布总体置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输

2、机卷 筒扭矩(N?m运输带 速度(m/s)卷筒直径(mm带速允 许偏差(%使用年 限(年)工作制 度(班/ 日)12501.4542051014. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张(1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(3号图纸)(3) 设计计算说明书一份(4) 装配草图一张三、电动机的选择1.1电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用丫系列三相异步 电动机。1.1电动机功率的选择根据已知条件

3、计算出工作机滚筒的转速为：nw -，-0/(220X3.14159)=86.8112r/mi n工作机所需要的有效功率为：PvFV1000kw2600kw 1000二 2. 6kw为了计算电动机的所需功率Fd，先要确定从电动机到工作机之间的总效率 。设1为弹性联轴器效率为0.99，2为齿轮传动(8级)的效率为0.97，3为滚动轴承传动效率为0.98，4为鼓轮的效率为0.97。则传动装置的总效率为：32总二 联轴器轴承齿轮联轴器鼓轮32二 0. 990. 980. 970. 990. 97 二 0. 0. 8419电动机所需的功率为：巳=Pn 2.6/0.8419 = 3.0883 kWd w二

4、级齿轮传动比840则电动机转速的可选范围为nw - i anw -(8 20) * 86. 8112 二 694. 5 3472 4r / min符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500和300r/min。由机械设计手册与实际经验选出电机型号 丫112M-4表1-1电动机技术数据及计算总传动比方案型号额定功率(kW)转速(r/mi n)质量Kg参考价格(元)总传动比同步满载12把这两种方案进行比较，方案1电动机质量最小，价格便宜, 但是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑故不可取，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，综合 考虑两种可选方案后，选择方案 2比

5、较合适。选用方案2电动机型号丫112M-4,根据机械设计手册查得电动 机的主要参数如表1- 2所示。表1-2 Y132S-6电动机主要参数型号中心高H/ mm轴伸/ mm总长L/ mm1.装置运动及动力参数计算2.1传动装置总传动比和分配各级传动比根据电动机的满载转速nm和鼓轮转速nw可算出传动 装置总传动比为：i=1440/86.8112=16.59nw双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为： 速级的传动比为：h = J1.4 =J1.4X16. 59=4.8193 低速级的传动比为:i2=i/ i1=16.59/4.8193=3.44242.2传动装置的运动和动力参数计算：a）各轴的转速计算

6、：n1= n m=1440r/mi nn2= n 1/ i1=1440/4.8193=298.7986r/minn3= n2 /i2 =298.7986/3.4424=86.7995r/minn4 = n3=86.7995r/mi nb）各轴的输入功率计算：R = Pd 口 仕3.0883 汉 0.99=3.0574kWB = R 2 口 3=3.0574 999X0.97=2.9360kWPs=P2 n 211 3=2.9360 x0.90.97=2.8218kWR4 = Pn 2 =2.8218 汉0.99X0.99=2.7656kWc）各轴的输入转矩计算：T 1 =9550 r/n1 =

7、9550汉3.0574/1440=20.2765” mT2=9550/n2 =9550汉 2.9360/298.7986=93.8386N mT3=9550F3/n3 =9550T.8218/86.7995=311.1249N mT4=9550F4/n4 =9550汇2.7656/86.7995=304.2815N m由以上数据得各轴运动及动力参数见表1 - 3。1-3各轴运动及动力参数轴号转速n/(r/mi n)功率P/kW转矩T/N.mm传动比114403.057420.27654.81932298.79862.936093.83863.4424386.79952.8218311.1249

8、1.0000486.79952.7656304.2815六、传动零件的设计计直齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩 T,= 494.14N m，小齿轮转速 m = n = 195.97r /min，传动比 i =i3 =2.98。(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度(GB10095-88 由机械设计表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 者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数乙=24: 大齿轮齿数Z2 = i Z1 = 4.8193 汇 24 =

9、 115. 6632 生 116116则齿数比u = = 4. 8324(2) 按齿面接触强度设计按式(10-11 )试算，即.、J2KtT1 U+1ZhZe 2dit兰寸店（ i）%备 U 从 确定公式内各计算数值a）试选载何系数Kt =1.3b）由图10-20选取区域系数Zh = 2. 5c）查得 =0.78 名慎=0.88，名口 =名症 + 名a2 = 0.78 + 0.88 = 1.66d）小齿轮传递的转矩e）由表10-7选取齿宽系数d =11f）由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa至g）由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限%讪=600MPa ;大齿

10、轮的接触疲劳强度极限Hlim2 =550MPah）由式10-15计算应力循环次数：i）由图10-23查得接触疲劳寿命系数j）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（10-14）得k）许用接触应力 计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得b）计算圆周速度c）齿宽b及模数mntd）计算纵向重合度 邛e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得KhB的值与直齿轮的相同，故；表10-3查得；图10-13查得故载荷系数：f）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得g）计算模数mn（3）按齿根弯曲强度

11、设计由式（10-17）确定计算参数a）计算载荷系数b）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数C）计算当里齿数d）查取齿形系数由图10-17查得e）查取应力校正系数由图10-18查得f）计算弯曲疲劳许用应力由图10-24C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由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得g）计算大、小齿轮的YFaYsa，并加以比较升大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于 由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得

12、的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，贝U（4）几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为222mm 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数；.,K ,Zh等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样， 这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得 出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿 轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高 速级小齿轮米用左旋，大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大 齿轮左旋。咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比模数(mm)螺旋角中心距(mm)齿

13、数齿宽(mm)直 径(mm)分度 圆.齿根 圆齿顶 圆旋向七、轴的设计计算轴的设计计算1.高速轴的设计(1)高速轴上的功率、转速和转矩转速(r /min)高速轴功率(kw)转矩T ( N m)58410.56207.22(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d =98.75 mmFt2Td2 207.22111.00 10= 3733.69N=卩仙皐=3733 烝 汉.tg20 = 1396.69 Ncos Pcos13.35Fa = Ft tan- 3733.69 tg 20、1396.69 NFp =1936.4N(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直

14、径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3，取A =112,于是得IP110.54d = Aq 3112 329.38mm n 584因为d空100mm，轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin 二 d(1 0.05)29.38 1.05 = 30.85mm 取 d =35mm(4) 轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)Inmwvw vii2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足v带轮的轴向定位，1 - n轴段右端需制出一轴肩,故取U-川段的直径dz=37mm。 V带轮与轴配合的长度 Li=99mm,为了保证轴端档圈只压在 V带轮上而不压在轴的端 面上，故I

15、-U段的长度应比Li略短一些，现取Li-n =95mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有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d n -m =37mm,由轴承产品目录中初步选取 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dXDXT=40mm 90mm 25.25mm ,故 dm-=d皿-w=40mm ;而 Lm- =24+24=48mm, L v-可=15mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度 h=5m m,因此，套筒左端高度为 5mm, dv=50mm。 取安装齿轮的轴段W - V的直径dm-v

16、 =45mm,取L心=115mm 齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为36m m（由减速器及轴承端盖的结构设计 而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面 间的距离L=24mm，故取L n-m=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键 10mn 8mn 80mm, V带轮与 轴的配合为H7/r6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键 14mm 9mmMpa=30.72Mpa0.1 453已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得二1 =70MPa。因此匚ca十-1，故安全。中速轴的设计转速（r/mi

17、n ）中速轴功率（kw）转矩T( N m)195.9710.14494.14中速轴上的功率、转速和转矩作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 4 = 333.00m m,贝UFr1Fa12T 2 494.143 -2967.81Nd 333.00 10Ft tan ： ntg 20t - n =2967.811110.19Ncos -cos13.35二Ftta n： =2967.81 tg20 =1080.22 N已知低速级齿轮的分度圆直径为 d 111.00mm，根据式则Ft2Fr2Fa22* 494 14.a =8903.42 N111.00 10Ft tan ： ntg 20t -

18、n -8903.423330.58Ncos -cos13.35=Ft tan ： =8903.42 tg20 = 3240.58N（3）初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）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15-3，取A =112,于是得P： 10.14d =Aq3112 341.74mmFn 195.97因为d _ 100mm，轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin 二 d（1 0.05）41.74 1.05 = 43.83mm（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）in川wvw2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承

19、同时受有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d i - n =dv -w=50mm由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子 轴承 30310,其尺寸为 dx DXT=50mrH 110mM29.25mm 故 Li- n =Lv - w =29+20=49mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm因此，左边套筒左侧和右边套筒右 侧的高度为5mm；乙=30.72Mpa 取安装大齿轮出的轴段n -川的直径dn-m =50mm齿轮的左端 与左端轴承之间采用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位，取 dm-w =66mm又由于

20、考虑到与高、 低速轴的配合，取Lm- w=110mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。安全3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 18mrX 11mrX 90mm为了 保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;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m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm直径（mm配合说明I - n5450与滚动轴承30309配合，套筒定位n -川11060与大齿轮键联接配合川-W11065定位轴环Ft1 = 2967.81NF1 =1110

21、.19NIV-V11560与小齿轮键联接配合Fa1 =1080.22NV-W5450与滚动轴承30309配合总长度433mm(5)求轴上的载何首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置 时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册 中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为Li=78.5mm, L2=217.5, L3=81mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C是轴的危险截面。先计算出截 面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。Ft2 =8903.42NF2 =3330.58NFa2 =3240.58N2 dmin = 4

22、3.83mmm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =790NFNH 2 = 9065NFnv1 =2262NFnv2 =3597NC截面 弯矩mM H = FNH 2 絶3 = 734265” mmM = FNVLMa=424084 N mm总弯 矩M max = Jm H +M；=7342652 +424084 2 =847934 N 仃扭矩T =688490 N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力,取:=0.6，轴的计算应力. M2 (T)2, 84793420.6 688490 20.1 603Mpa = 46.38Mpa已选定轴的材料为45

23、Cr,调质处理。由表15-1查得二i=70MPa。因此二ca 十-1，故安全。低速轴的设计(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T( N m)65.769.741414.49(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为 d = 333.00mm，根据式(10-14)， 贝UFt八 2 家=8495.44Nd 333.00 10FrFatg20-=8495.443177.96Ncos -cos13.35二 Fttan 1 =8495.44 tg20 =3092.09NFt tan ： n初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料

24、为45钢,调质处理。根据表15-3，取A =112，于是得dmin： =11239.7459.26mm65.76因为d乞100mm，轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin 二 d (1 0.05) 59.26 1.0 62.22mm(4)轴的结构设计1) 拟订轴上零件的装配方案(如图)2) n根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 vn为了满足半联轴器的轴向定位，切-V轴段左端需制出一轴肩，故取V -W段的直径dv-灯=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔 长度Li=107mm,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在 轴的端面上，故段的长度应比Li略短一些，现取 L 可-皿=105mm。 初步

25、选择滚动轴承。因轴承同时受有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d.-皿=75mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317， 其尺寸为 dXDXT=85mm 180mm 44.5mm ， 故 di-n=d-v=80mm；而 Li-n =45mm， Liv-v =45+20=65mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表 15-7查得30317型 轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dn=97mm。右端轴承采 用套筒进仃轴向疋位，同理可得套筒右端咼度为 6mm。 取安装齿轮出的轴段川-V的直径dm-v =95mm；齿轮的右端与右端轴承之间米用

26、套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取 l m-v=110mm。 轴承端盖的总宽度为30m m（由减速器及轴承端盖的结构设计 而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面 间的距离L=30mm，故取L v-可=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为20m 12m 85mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为25mn 14mn 95mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。4）确定轴上圆角和倒角尺

27、寸参考表15-2,取轴端倒角3.0汉45。，各圆角半径见图%a=46.38Mpa安全Ft =8495.44NF=3177.96NFa =3092.09Ndmin =62.22mm轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明i - n455与滚动轴承30314配合n - m1597轴环m-v11090与大齿轮以键联接配合，套筒定位V-V6585与滚动轴承30314配合v-.6079与端盖配合，做联轴器的轴向定位.-w10574与联轴器键联接配合总长度400mm时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册 中查得a=36mm因此，轴的支撑跨距为Li +L2 =66.5+81.5 =148

28、mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 B是轴的危险截面。先计算出截 面B处的M、MV及M的值列于下表。1 mmpa载荷水平面H垂直面V支反力FFnH1 =6356NFnh2 =5186NFnv1 =1105NFnv2 =3221NB截面 弯矩MM = FNH S 1.5Sc2 +S；W24.792 +11.812故可知其安全。八、滚动轴承的选择及校核计算轴承预期寿命Lh =10汉3658 =2.92 04hSea =12.63 a S = 1.5安全1.高速轴的轴承选用30308型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，G =90.8kNe=0.

29、35 ，Y =1.7（1）求两轴承所受到的径向载荷 片和Fr2由高速轴的校核过程中可知：FNH1 =1749N ， FNH2 =1909NFNV1 =-2964N ， FNv2 =2398NFr1 = JFnh12 + Fnv12 =J17492 +（2964）.2 =3442NFr2 = JfnH22 +FNV22 = J19092 +23982 =3065N（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得 Fd =2Y2512Fd1 = L= = 1012N2.7l1973 ccFd2 = 901N2勺.7因为 Fae =908N所以 Fae +Fd2 =1809N A Fd

30、1Fa1=Fae+Fd2=1809NFa2 =Fd2=901N（3）求轴承当量动载荷R和P2Fa11809 053、e- 0.53=eFM 3442Fa 2901 ccc- 一0.29 veFr2 3065由机械设计表13-6，取载荷系数f p = 1.1R =fp（0.4Fr1 4YFa1）=1.仔（0.4汇3442 十1.7809） =4897 NP2 = fpFr2 =1.13065 =3372N（4）验算轴承寿命因为P P2，所以按轴承1的受力大小验算10106fCf10690.8 旨5Lh =丨= 1 =5.78汉 10hnLh60n iP 丿60汉 486.67（4.897 丿故所

31、选轴承满足寿命要求。中速轴的轴承选用30310型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7,得，Cr =130kNe=0.35 Y =1.7（1）求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2由中速轴的校核过程中可知：Fnh1=790N ， Fnh2 =9065NFnv1 =2262N， Fnv2 =3597NFr1 = Jfnh12 +FNV12 =7092 +22622 =2396NFr2 = ；Fnh22 +Fnv22 =90652 +35972 =9753N（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得 Fd =F_2Yl2396Fd1 - 705N2勺.79753Fd2 -2869N2

32、.7因为 Fae =Fa2 Fa1 =44241264 = 3460 N所以 Fae 卄。？ =3160 + 2869N =6029N F1Sea = 10 .66 S = 1.5安全Lh =2.92%104hFa1 =1809NFa2 =901NFa =Fae +Fd2 =6029NFa2=Fd2 =2869N(3) 求轴承当量动载荷P和P2Fa1 6029 。引Q a=2.516 eFM 2396Fa2 2869=0.2942 ceFr2 9753由机械设计表13-6，取载荷系数f p = 1.1R = fp(0.4Fr1 4YFa1)= 1.1 x(0.4x2396 +1.7X6029)

33、 =12328Np2 = fpFr2 =1.仆 9753=10728N(4) 验算轴承寿命因为P aP2，所以按轴承1的受力大小验算10106 fc f106( 130 卩5Lh -| -1-2.69X0 h Lh60n IP 丿 60140.6 12.328丿故所选轴承满足寿命要求。低速轴的轴承选用30317型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，Cr =305kNe=0.35 Y =1.7(1) 求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2由低速轴的校核过程中可知：Fnh 1 = 6356 N ， Fnh 2 = 5186NFnv1=1105N，Fnv2 =3221NF1=PFnh1 +Fnv1

34、 =勺6356 +1105. =6460 NFr2 = +；FnH22 +FnV22 = Lh满足寿命要求由机械设计表13-7得Fd =_F一2Y4439Fdi-1900N2灯.75979Fd2 -1796N2x1.7因为 Fae =4201N所以 Fae + Fdi =4201 +1900 = 6101N A Fd2Fai = Fd1 =1900NFa2 = Fae + Fd1 = 6101N（3）求轴承当量动载荷R和P2Fa1 - 1900 -0.2941 ceFr 16460Fa26101 c cccc二=0.9993 eFr26105由机械设计表13-6，取载荷系数f p = 1.1r

35、 = fpFr1 =1.仆6460 =7106NP2 = fp（0.4Fr2 4YFa2）= 1.1 汉（0.4 汉 6105 +1.7 汽 6101） = 14095N（4）验算轴承寿命因为R cP?，所以按轴承2的受力大小验算“P10106 C 106305 诂7Lh 1 1.16 汉 107h a Lh60n f2 ,640.66 U4.095 丿故所选轴承满足寿命要求。Fa1 =6029NFa2 =2869NP =12328NP2 =10728N5Lh =2.69X10 hLh满足寿命要求九、键连接的选择及校核计算3由机械设计式(6-1 )得 j -Lh满足寿命要求键与轮毂键槽的接触高

36、度k二0.5h = 0.5 8二4mm32T 10kld32 207.22 104 70 35= 42.89MPa tr 】p =110MPa(2) 高速轴上小齿轮处的键取普通平键14X90GB1096-79键的工作长度l = L b =90一14二76mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 9= 4.5mm该键满足强度要求32T 10kld32 207.22 104.5 76 45= 26.93MPa兰 k p =110M=a(3) 中速轴上大齿轮处的键取普通平键18X90GB1096-79键的工作长度I二Lb 90 一 18= 72mm键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h =0.5

37、 11= 5.5mm该键满足强度要求32T 103kld32 688.49 1035.5 72 60= 57.96MPa 兰 b p =110MPa该键满足强度要求(4) 中速轴上小齿轮处的键取普通平键18X90GB1096-79键的工作长度丨二L -b =90-18 =72mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 11=5.5mm2T 103_ 2 688.49 103kld5.5 72 60-57.96MPa 卜= 110MFa该键满足强度要求(5) 低速轴上大齿轮处的键取普通平键225X95GB1096-79键的工作长度I = L - b 95 - 25二70mm键与轮毂键槽的接触

38、高度k =0.5h =0.5 14 = 7mm2T 103 _ 2 2288.24 103kld7 70 90= 103.78MPa 兰 B 】p =110 MPa该键满足强度要求(6)联轴器周向定位的键取普通平键20X85GB1096-79键的工作长度I =L -b =85 -50 =65mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 12=6mm32T 103kld32 2284.24 106 65 74=158.58MPa a b p = 110MPa联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键， 相隔180布置。则该双键的工作长度为1 = 1.5汉65 = 97.5mm332T02

39、汉2288.24如0仆r 1 d 一一一105.71MPa 兰 b h 110Mpkid6x97.5x74p十、联轴器的选择及校核计算根据输出轴转矩 = 2288.24 N m，查课程设计表17-4选用HL6联轴器60X142GB5014-85,其公称扭矩为3150N m符合要求。该键满足 强度要求/IPa十一、减速器的润滑与密封1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此 书）表9-18,选用板结构视孔盖A = 100mm， d M 8。2. 通气器查表9-7,选用经一次过滤装置的通气冒 M 36汉2。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺d=M12 o4. 放油孔和

40、螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫 d =M16.5 o5. 起吊装置查表9-20,选用箱盖吊耳d =18, R=18, e-18, b=18箱座吊耳 B=45, H =36 , h=18, r2=11 , b = 186. 定位销查表14-3,选用圆锥销 GB 117-86 A12 407. 起盖螺钉查表 13-7,选用 GB5782-86 M8 358.箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚a10箱体凸缘厚度b、5、b2b=15;b1=15;b2=25加强筋厚m、m1m=9;m1=9地脚螺钉直径df21地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d116箱盖、箱座联接螺栓直 径d211十二、箱体及附件的结构设计由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于 2m/s,所以轴承采用 油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。1.检查孔和视孔盖