带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、设计说明书带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器目录一设计要求41工作条件42工作要求4二设计计算说明41电动机的选择及运动参数的计算41.1电动机功率计算41.2电动机转速计算51.3选择电动机52计算传动装置的总传动比和各级传动比的分配62.1 计算总传动比62.2 分配各级传动比63计算传动装置的运动和动力参数63.1 各轴转速计算63.2 各轴输入功率和输出功率63.3 各轴输入转矩和输出转矩74V带的传动设计84.1 选择V带型号84.2 大小带轮基准直径的计算84.3 验算带速v84.4 基准长度和中心距的计算84.5 验算小带轮包角94.6 V带根数z计算94.7 作用在带轮轴

2、上的压力94.8 带轮结构设计95齿轮传动的设计105.1 选定齿轮类型、材料和确定许用应力105.2 按齿面接触强度计算分度圆直径和中心距105.3 验算轮齿弯曲强度115.4 齿轮的圆周速度计算和验算精度115.5 齿轮的结构设计116轴的设计126.1 主动轴的设计126.2 从动轴的设计157滚动轴承的选择和校核177.1 主动轴轴承的选择和校核计算177.2 从动轴轴承的选择和校核计算188键的选择计算和校核188.1 主动轴上键连接的设计和校核计算188.2 从动轴上键连接的设计和校核计算199联轴器的选择1910减速器的润滑1910.1 齿轮的润滑1910.2 轴承的润滑2011

3、减速箱箱体结构及尺寸20三绘制装配图和零件图22四总结22五参考文献资料23一设计要求 按下列的运动简图、工作条件和原始数据，设计一个带式输送机的传动装置。运动简图如下：1、电动机； 2、三角带传动； 3、减速器； 4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、运输平皮带1工作条件 输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。2工作要求输送带拉力F=800 N输送带速度v=1.4 m/s 已知滚筒直径D=250 mm二设计计算说明1电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机功率计算电动机所需工作功率Pd满足

4、： Pd=Pw总 <1-1>其中：Pw为带式输送机的有效功率，总为电动机到传送带的传动总效率。又 Pw=Fv1000 (kW) ，代入<1-1>得：Pd=Fv1000总 (kW) <1-2>而总满足： 总=123245 <1-3>其中：1为V带传动效率 2为圆柱齿轮传动效率 3为一对滚子轴承传动效率 4为弹性联轴器传动效率 5为输送机滚筒传动效率查阅文献2得： 1=0.94 ，2=0.98 ，3=0.98 ，4=0.993 ，5=0.96 以上数值代入<1-3>得：总=0.84 则电动机所需工作功率为Pd=Fv1000总=800

5、15;1.41000×0.84=1.3 kW1.2电动机转速计算滚筒转速：n=60×1000vD=60×1000×1.43.14×250=107 r/min查阅文献2知：V带传动的传动比在2<iv'<4范围内，圆柱齿轮传动比在3<ic'<5范围内，则总传动比范围是：6<i总'<20，所以电动机转速可选范围是：nm'=620×107=6722140 r/min1.3选择电动机根据计算所得的电机工作功率Pd和转速范围nm'，并考虑极数少而转速高的电动机具有较好的经

6、济性和防止传动比增大导致传动系统结构变复杂的条件，选择电动机型号为Y90L-4。查阅文献2得电动机Y90L-4的性能参数和部分尺寸参数分别如表1-1和1-2所示。表1-1 Y90L-4性能参数型号额定功率(kW)满载时堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩电流(A)转速(r/min)效率（%）功率因素Y90L-41.53.71400790.796.52.22.2表1-2 Y90L-4部分尺寸参数中心高H外形尺寸L×(AC2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸FGD90335×242.5×1

7、90140×1251024×50820242计算传动装置的总传动比和各级传动比的分配2.1 计算总传动比总传动比计算公式： i总=nmnw <2-1>其中nm为电动机转速，nw为滚筒转速，则i总=nmnw=1400107=132.2 分配各级传动比各级传动比满足：i总=iv×ic <2-2>其中iv为V带传动比，ic为圆柱齿轮传动比。为使传动外廓不致过大，使iv=3，则ic=i总iv=133=4.343计算传动装置的运动和动力参数 3.1 各轴转速计算 主动轴I： nI=nmiv=14003=466.67 r/min 从动轴II： nII=

8、nIic=466.674.34=107 r/min 滚筒轴III： nIII=nII=107 r/min3.2 各轴输入功率和输出功率 主动轴I： 输入功率 P=Pd×1=1.3×0.94=1.222 kW 输出功率 P'=P×3=1.222×0.98=1.198 kW 从动轴II： 输入功率 P=P'×2=1.198×0.98=1.174 kW 输出功率 P'=P×3=1.174×0.98=1.151 kW滚筒轴III： 输入功率 P=P'×4=1.151×0.

9、993=1.143 kW 输出功率 P'=P×5=1.143×0.96=1.097 kW3.3 各轴输入转矩和输出转矩 电机输出转矩：T0=9550×Pdnm=9550×1.31400=8.87 Nm 主动轴I： 输入转矩 T=T0×iv×1=8.87×3×0.98=25.013 Nm 输出转矩 T'=T×3=25.013×0.93=24.513 Nm 从动轴II： 输入转矩 T=T'×ic×2=24.513×4.34×0.98=1

10、04.259 Nm 输出转矩 T'=T×3=104.259×0.98=102.174 Nm 滚筒轴III： 输入转矩 T=T'×i×4=102.174×1×0.993=101.459 Nm 输出转矩 T'=T×5=101.459×0.96=97.401 Nm计算结果汇总如下：两轴连接件、传动件V带传动齿轮传动传动比34.34轴号电动机一级减速器滚筒轴0轴I轴II轴III轴转速(r/min)1400466.67107107输入功率(kW)1.2221.1741.143输出功率(kW)1.3(额

11、定：1.5)1.1981.1511.097输入转矩(Nm)25.013104.259101.459输出转矩(Nm)8.8724.513102.17497.4014V带的传动设计 4.1 选择V带型号 已知电动机功率Pd=1.3 kW ,转速nm=1400 r/min ，iv=3 。由电动机的工作工况（带式输送机，工作小时为1016h）查阅文献1得：KA=1.2则计算功率为 Pc=KAPd=1.2×1.3=1.56 kW根据Pc=1.56 kW和nm=1400 r/min查文献1，查出此坐标位于Z型的区域内，因此选择Z型V带。 4.2 大小带轮基准直径的计算 由文献1知d1不应小于50

12、mm,因此取d1=71 mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1400466.67×71×1-0.02=208.74 mm 为传动带的滑动率。 取基准直径系列，d2=212 mm（这样使n有所减小，但其误差在5%内，估允许。） 4.3 验算带速vv=d1nm60×1000=3.14×71×140060×1000=5.20 m/s 带速在525m/s内，故合适。 4.4 基准长度和中心距的计算 初步选取中心距a0=1.5d1+d2=1.5×71+212=424.5 mm 取a0=425 mm ，符合在0.7d1+d2&

13、lt;a0<2d1+d2 。 由下式得带长： L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2×425+3.142×71+212+212-7124×425mm=1306 mm 查文献1，对Z型带选用Ld=1400 mm ,KL=1.14 则实际中心距为a=a0+Ld-L02=425+1400-13062mm=472 mm4.5 验算小带轮包角 1=180°-d2-d1a×57.3°=180°-212-71472×57.3°=164°120° 大于120°，故合适。4.

14、6 V带根数z计算 由下式计算z:z=Pc(P0+P0)KKL <4-1> 由nm和d1查得：P0=0.30 kW 传动比为i=d2d1(1-)=21271×(1-0.02)=3.05 由nm和i查得：P0=0.03 kW ,由1查得：K=0.96 。 将以上已知值代入<4-1>得：z=1.56(0.30+0.03)×0.96×1.14=4.32 因此z取5。4.7 作用在带轮轴上的压力 查表得：q=0.06 kg/m ，则单根V带初拉力为F0： F0=500Pczv2.5K-1+qv2=500×1.565×5.20&#

15、215;2.50.96-1+0.06×5.202=49.75 N 作用在轴上的压力为：FQ=2zF0sin12=2×5×49.75×sin1642=492.66 N4.8 带轮结构设计 4.8.1 小带轮结构设计 电动机轴ds=24 mm ，由于d1<3ds，因此小带轮采用实心式。其中： da=d1+2ha=71+2×2=75 mm B=z-1e+2f=5-1×12+2×7=62 mm L=1.52ds=1.7×24=40.8 mm 4.8.2 大带轮结构设计 由于3ds<d2=212 mm<35

16、0 mm ，因此大带轮采用腹板式。其中：B=z-1e+2f=5-1×12+2×7=62 mm da=d2+2ha=212+2×2=216 mm dr=da-2H+=216-2×9+5.5=187 mm s=0.20.3B=0.25×62=15.5 mm s1=1.5s=1.5×15.5=23.25 mm s2=0.5s=0.5×15.5=7.75 mm由主动轴的计算可知：ds=20mm,则 dh=1.82ds=1.9×20=38 mm d0=dh+dr2=38+1872=112.5 mm L=1.52ds=1.8&

17、#215;20=36 mm5齿轮传动的设计5.1 选定齿轮类型、材料和确定许用应力 齿轮类型：该减速箱采用直齿圆柱齿轮。 材料：小齿轮采用40MnB，调质，硬度241-286HBS，Hlim1=730MPa，FE1=600MPa；大齿轮采用45号钢，正火，硬度156-217HBS，Hlim2=380MPa，FE2=320MPa。 对于一般工业用齿轮传动，采用一般可靠度。因此对于一级圆柱齿轮减速器，最小安全系数取SH=1.0，SF=1.25。由此计算许用应力：H1=Hlim1SH=7301.0=730MPaF1=FE1SF=6001.25=480MPaH2=Hlim2SH=3801.0=380M

18、PaF2=FE2SF=3201.25=256MPa5.2 按齿面接触强度计算分度圆直径和中心距 设齿轮按8级精度制造。取中等冲击情况下的载荷系数K=1.5，齿宽系数 d=0.8,小齿轮的转矩为T1=25.013 Nm=25.013×103 Nmm。取弹性系数ZE=188，齿数比u=z2z1=ic=4.34，对于标准齿轮，ZH=2.5,则小齿轮分度圆（节圆）直径为：D132KT1d×u+1u（ZEZHH）2=32×1.5×25.013×1030.8×4.34+14.34(188×2.5380)2=56.09 mm 小齿轮齿数取

19、z1=24，则z2=24×4.34104。故实际传动比为ic=z2z1=10424=4.33,误差为0.1%，故允许。 齿宽： b=dD1=0.8×56.09=44.87 mm 取b2=50 mm，b1=50+510 mm=50+10=60 mm模数： m=D1z1=56.0924=2.34 mm因此模数取第一系列的m=2.5。 则实际的小齿轮和大齿轮的分度圆直径分别为：D1=z1m=24×2.5=60 mmD2=z2m=104×2.5=260 mm 中心距为 a=D1+D22=60+2602=160 mm5.3 验算轮齿弯曲强度 分别根据小齿轮和大齿轮

20、的齿数查出各自的齿形系数和齿根修正系数：YFa1=2.75，YSa1=1.58YFa2=2.25，YSa2=1.82 则小齿轮和大齿轮的齿轮弯曲强度为 F1=2KYFa1YSa1T1b2m2z1 =2×1.5×2.75×1.58×25.013×10350×2.52×24=43.47 MPa <F1=480 MPa F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=43.47×2.25×1.822.75×1.58=40.97 MPa <256 MPa 两齿轮的弯曲强度均小于许用应力，故安全。

21、5.4 齿轮的圆周速度计算和验算精度 小齿轮转速为nI=466.67 r/minv=D1nI60×1000=3.14×60×466.6760×1000=1.47 m/s 6 m/s 因此选用8级精度是合适的。5.5 齿轮的结构设计 5.5.1 大齿轮的结构设计 由于大齿轮的分度圆直径在200mm和500mm之间，所大齿轮采用腹板式结构，选择正常齿制，具体几何尺寸计算如下： 齿轮模数： m=2.5 齿数： z2=104 分度圆直径：D2=z2m=104×2.5=260 mm 齿顶圆直径：Da2=z2+2ha*m=104+2×1.0

22、15;2.5=265 mm 齿根圆直径：Df2=z2-2ha*-2c*m=104-2×1.0-2×0.25×2.5 =254 mm 齿宽： b2=50 mm 由从动轴的计算可知齿轮孔径：ds2=50 mm 则 轮毂直径 dh2=1.6ds2=1.6×50=80 mm 轮毂长度 lh2=1.2ds2=1.2×50=60 mm 腹板厚度 c=0.3b2=0.3×50=15 mm =3.6m=3.6×2.5=9 mm 5.5.2 小齿轮的结构设计 由于小齿轮的分度圆直径在小于200mm，所小齿轮采用实心式结构，选择正常齿制，具体几

23、何尺寸计算如下： 齿轮模数： m=2.5 齿数： z1=24 分度圆直径：D1=z1m=24×2.5=60 mm 齿顶圆直径：Da1=z1+2ha*m=24+2×1.0×2.5=65 mm 齿根圆直径：Df1=z1-2ha*-2c*m=24-2×1.0-2×0.25×2.5 =53.75 mm 齿宽： b1=60 mm 由主动轴的计算可知齿轮孔径：ds1=36 mm6轴的设计 6.1 主动轴的设计 6.1.1 轴的材料 主动轴的材料采用45号钢，调质，硬度217-255HBS，强度极限B=650MPa，屈服极限S=360MPa，弯曲疲

24、劳极限-1=300MPa。 6.1.2 轴端直径的计算已知主动轴输入功率为P=1.222 kW，输入转矩为T=25.013 Nm，转速为 nI=466.67 r/min。根据45号钢，查得C=110，则de1C3PInI=110×31.222466.67=15.16 mm轴端有一个键槽，轴的直径扩大5%，即de1=15.16×1.05=15.9 mm，则轴的最小直径取18mm,为主动轴伸出端安装大带轮的直径。 6.1.3 确定轴向尺寸和各段轴径齿轮的简图如6-1所示。以下是各段的尺寸（从左起）：第一段：安装大带轮的轴段，根据6.1.2的计算，轴径为1=20mm，长度为L1=

25、36mm。第二段：与透盖相接处，为第二阶梯外伸轴，限制大带轮的向右的轴向位移，轴径2=26mm，长度L2=67mm。第三段：支承段，初步选定轴承6006，轴径3=30mm，长度L3=28mm。第四段：限制轴承向右的轴向位移，轴径4=38mm，长度L4=10mm。第五段：限制齿轮向左的轴向位移，轴径5=44mm，长度L5=10mm。第六段：安装小齿轮，并由套筒限制小齿轮的向右的轴向位移，轴径6=36mm，长度L6=58mm。第七段：安装轴承，由套筒限制小齿轮向左的轴向位移，轴径7=30mm，长度L7=50mm。主动轴总长：LI=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=259 mm 6.1.4

26、主动轴强度校核计算 已知小齿轮分度圆直径D1=60 mm，主动轴扭矩T=25.013 Nm，压力角=20°，则轴上所受的圆周力、径向力和法向力分别为：Ft=2TID1=2×25.013×10360=833.77 NFr=Fttan=833.77×tan20°=303.47 N 由带轮的计算可知，带轮作用在轴上的力为FQ=492.66 N 根据主动轴结构设计内容作出轴的计算简图（图6-1）。轴的支承点分别为两轴承的轴向中心处。做轴的计算简图，先求出轴上受力零件的载荷。将轴上受力零件的载荷分解为水平分力和垂直分力。如图6-1a所示。左端的伸出端连接

27、大带轮处受到转矩T 和带轮作用在轴上的力FQ；左轴承处受水平反力FBX和垂直反力FBY，右轴承处受到水平反力FDX和垂直反力FDY（由于直齿轮传动无轴向力，左右轴承轴向力相互抵消，故此处略去不做计算。）；小齿轮中心位置处受到圆周力Ft和径向力Fr。水平支反力的计算： FBX=FtL3+FQL1+L2+L3L2+L3=833.77×71.5+492.66×234.571.5+71.5=1224.78 N FDX=Ft+FQ-FBX=833.77+492.66-1224.78 =101.65 N 垂直支反力的计算： FBY=L3L2+L3Fr=71.571.5+71.5

28、5;303.47=151.74 N FDY=Fr-FBY=303.47-151.74=151.74 N根据轴的支反力计算轴的弯矩和扭矩，绘制轴的水平弯矩图（a）、垂直弯矩图扭矩图(b)、水平与垂直弯矩合成图(c)、扭矩图(d)和弯扭合成当量弯矩图(e)，如图6-1(a)到（e）所示。由弯扭合成当量弯矩图可知，截面B为危险截面，计算截面B的当量弯矩：水平弯矩的计算：MH=FQL1=492.66×91.5=45078.39 Nmm垂直弯矩的计算：MV=FDXL3=177.45×71.5=10849.41 Nmm水平与垂直弯矩合成的计算：M=MH2+MV2=45078.392+1

29、0849.412=46365.62 Nmm扭矩的计算（如图6-1e所示）：T=T=25.013 Nm当量弯矩的计算（如图6-1f所示）：M'=M2+T2对截面B进行强度校核：根据以上计算数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为循环变应力，取=0.6，则截面C的计算应力为：c=Mc'Wc=Mc2+(Tc)2dc316=1646365.622+(0.6×25013)2×303=8.97 MPa对于调质的45号钢，-1=60 MPa, c明显远小于-1，故安全。 6.2 从动轴的设计 6.2.1 轴的材料 从动轴的材料采用45号钢，调质，硬度217-255HBS，强度

30、极限B=650MPa，屈服极限S=360MPa，弯曲疲劳极限-1=300MPa。 6.2.2 轴端直径的计算已知从动轴输出功率为P'=1.151 kW，输出转矩为T'=102.174 Nm，转速为 nIII=107 r/min。根据45号钢，查得C=115，则de2C3P'nIII=115×31.151107=25.4 mm轴端有一个键槽，轴的直径扩大5%，即de2=25.4×1.05=26.67 mm。从动轴轴端位置安装联轴器，根据输出转矩和转速，采用弹性套柱销联轴器，轴孔选用d=32 mm,孔深为L=60 mm则从动轴轴端的直径为32mm。6.2

31、.3 确定轴向尺寸和各段轴径齿轮的简图如 6-2所示。以下是各段的尺寸（从左起）：第一段：安装联轴器的轴段，根据6.2.2的计算，轴径为1=32mm，长度为L1=60mm。第二段：与透盖相接处，为第二阶梯外伸轴，限制联轴器向右的轴向位移，轴径2=40mm，长度L2=30mm。第三段：支承段，初步选定轴承6009，轴径3=45mm，长度L3=31mm。第四段：限制轴承向右的轴向位移，轴径4=50mm，长度L4=10mm。第五段：限制齿轮向左的轴向位移，轴径5=60mm，长度L5=10mm。第六段：安装大齿轮，并由套筒限制大齿轮向右的轴向位移，轴径6=50mm，长度L6=58mm。第七段：安装轴承

32、6009，由套筒限制大齿轮向左的轴向位移，轴径7=45mm，长度L7=53mm。从动轴总长：LII=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=252 mm 6.1.4 从动轴强度校核计算由于从动轴的受力分析与主动轴类似，由以上的主动轴的校核计算过程分析可知，从动轴的危险截面位于齿轮径向对称面上，因而只需对从动轴上大齿轮轴段的中间截面进行校核计算。因而，以下计算过程只对该截面处的受力进行分析计算。已知大齿轮分度圆直径D1=260 mm，从动轴扭矩T'=102.174 Nm，压力角=20°，则轴上所受的圆周力、径向力和法向力分别为：Ft=2TID1=2×102.174&

33、#215;103260=785.95 NFr=Fttan=785.95×tan20°=286.06 N 计算水平弯矩： FCX=L1L1+L2Ft=7373+73×785.95=392.975 N FAX=Ft-FCX=785.95-392.975=392.975 N MH=FCXL1=392.975×73=28687.18 Nmm 计算垂直弯矩： FCY=L1L1+L2Fr=7373+73×286.06=143.03 N FAY=Fr-FCY=286.06-143.03=143.03 N MV=FCYL1=143.03×73=104

34、41.19 Nmm合成弯矩的计算：M=MH2+MV2=28687.182+10441.192=30528.23 Nmm扭矩的计算：T=T'=102.174 Nm当量弯矩的计算：M'=M2+T2=30528.232+1021742=106637.23 Nmm危险截面的计算应力： c=M'W=M'dc316=16×106637.23×503=4.35 MPa对于调质的45号钢，-1=60 MPa, c明显远小于-1，故安全。7滚动轴承的选择和校核预期寿命根据减速器的工作年限计算：L=12×10×300=36000 h 7.1

35、主动轴轴承的选择和校核计算 主动轴轴承初步选定采用深沟球轴承6006。由主动轴的设计计算可知，轴承主要承受径向力，几乎不受轴向力的作用，因而其当量载荷为 P=XFr+YFa=XFr左轴承所受的径向力为FBX和FBY的反作用力，由主动轴的设计计算得： FBX=1148.98 N FBY=151.74 N Fr=FBX2+FBY2=1148.982+151.742=1158.96 N 又因为FaFre,取X=1，则轴承的当量动载荷为：P=XFr=Fr=1158.96 N 主动轴的转速为nI=466.67 r/min，对于滚动轴承，=103，由GB/T 276-1994可得，深沟球轴承6006的基本

36、额定载荷为C=13.2kN,因此Lh=10660nI（CP）=10660×466.67（13.2×1031158.96）103=118719h>36000h 故选用深沟球轴承符合要求，可安全使用。 7.2 从动轴轴承的选择和校核计算 从动轴轴承初步选定采用深沟球轴承6009。由从动轴的设计计算可知，轴承主要承受径向力，几乎不受轴向力的作用，因而其当量载荷为 P=XFr+YFa=XFr左轴承所受的径向力为FBX和FBY的反作用力，由主动轴的设计计算得： FAX=392.975 N FAY=143.03 N Fr=FAX2+FAY2=392.9752+143.032=41

37、8.19 N 又因为FaFre,取X=1，则轴承的当量动载荷为：P=XFr=Fr=418.19 N 从动轴的转速为nII=107 r/min，对于滚动轴承，=103，由GB/T 276-1994可得，深沟球轴承6009的基本额定载荷为C=21.0kN,因此Lh=10660nI（CP）=10660×107（21.0×103418.19）103=35979011h>36000h 故选用深沟球轴承符合要求，可安全使用。8键的选择计算和校核 8.1 主动轴上键连接的设计和校核计算 8.1.1 大带轮与主动轴的键连接 键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为p=100120MP

38、a 主动轴连接大带轮处，按轴径d=20mm及大带轮轮毂长B=36mm，查GB/T 1096-2003，选用b×h=6×6 mm,L取25mm。 键的工作长度l=L-b=25-6=19 mm ,k=h2=3 mm 挤压应力为p=2TI×103kld=2×25.013×103 3×19×20=43.8 MPa<p故所设计的键连接安全。 8.1.2 小齿轮与主动轴的键连接 键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为p=100120MPa 主动轴安装齿轮处，按轴径d=36mm及该段轴长B=58mm，查GB/T 1096-2003

39、，选用b×h=10×8 mm,L取45mm。 键的工作长度l=L-b=45-10=35 mm ,k=h2=4 mm 挤压应力为p=2TI×103kld=2×25.013×103 4×35×36=9.9 MPa<p 故所设计的键连接安全。 8.2 从动轴上键连接的设计和校核计算 8.2.1 大齿轮与从动轴的键连接 键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为p=100120MPa 从动轴连接大齿轮处，按轴径d=50mm及大带轮轮毂长B=57mm，查GB/T 1096-2003，选用b×h=14×9mm,L

40、取45mm。 键的工作长度l=L-b=45-14=31 mm ,k=h2=4.5 mm 挤压应力为p=2TII×103kld=2×102.174×103 4.5×31×50=29.3 MPa<p故所设计的键连接安全。 8.2.2 从动轴与联轴器的键连接 键选用单圆头普通平键，45号钢，许用应力为p=100120MPa 从动轴安装联轴器处，按轴径d=32mm及该段轴长B=60mm，查GB/T 1096-2003，选用b×h=10×8 mm,L取45mm。 键的工作长度l=L-b=45-10=35 mm ,k=h2=4 m

41、m 挤压应力为p=2TII'×103kld=2×102.174×103 4×35×32=45.6 MPa<p 故所设计的键连接安全。9联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。联轴器计算转矩为：TC=KATII'=1.5×102.174=153.3 Nm查GB/T 4323-2002，选用TL6型弹性套柱销联轴器，其基本参数如下：公称扭矩：250 Nm, 配合轴径：32 mm许用转速：3300 r/min, 配合长度：60 mm10减速器的润滑 10.1 齿轮的润滑由齿轮设计计算可知齿轮传动的圆周速度

42、：v=1.47 m/s 12 m/s ，因此采用油池润滑。齿轮的齿面接触应力为H=ZEZH2KTIbD12u+1u=188×2.5×2×1.5×25.013×10350×602×4.34+14.34=336.6 MPa<500 MPa（轻负荷）因此对于闭式齿轮传动，采用L-CKB润滑油，润滑油粘度通过以下计算得出：=6.25FtbD1v=6.25×833.7760×601.47 =0.98由图查得40时润滑油的粘度：82 mm2/s查GB/T 3141-1994得其对应的ISO粘度等级为68，所以齿轮传动的润滑油采用L-CKB68。 10.2 轴承的润滑已知：小轴承内径为d1=30 mm,轴承转速为n1=466.67 r/min大轴承内径为d2=45 mm，轴承转速为n2=107 r/min 则(nd)1=30×466.67=14000 mmr/min (nd)2=45×107=4815 mmr/min均少于（1.52）×105 mmr/min，因此轴承采用脂润滑。查表选用钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充轴承空间的1/3-1/2，并在轴承内侧设挡油环，