分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、目录一设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4. 四、计算总传动比及分配各级的传动比5 五、运动参数及动力参数计算7 六、皮带轮的设计计算8七、齿轮的设计计算10 八、滚动轴承的选择及校核计算19 九、键联接的选择及计算31 十、联轴器的选择33十一、润滑与密封34十二、总结35十三、参考文献37十三、附录（零件及装配图）36计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求： 连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。 两班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。 1.2 设计内容 减速器装配图1张（A0

2、或A1） 零件图2张 设计说明书1份 1.3设计参数 运输带工作拉力F()： F=2600N 运输带工作速V()： 卷筒直径D()： 二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=12000hF=5500NV=1.1m/sD=300mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的

3、容量1）滚筒所需功率： =4.2kw 滚筒的转速： =60×1000V/D=51r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率， 0.80 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为 4.2/0.80=5.25kw 确定电动机的额定功率 选取功率储备系数为K=1 5.25kw 选定电动机的额定功率=5.5kw 3、 选择电动机的转速 =51 r/min i初选25 1273.25r/min 电动机Y132M-4 查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速Y132M-

4、47.5150014402.22.2 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定电动机Y132M-4 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=1440 r / min；总传动比i=1440/50.93=28.27 4.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比取V带传动的传动比=2.7，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为20.57/2.7=7.62 取高速级的圆柱齿轮传动比= =3.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=7.62/3.15=2.42 =2.86kw=70r

5、/min=0.83=3.43kw=4 kw电动机型号为 Y112M-4i=20.57= 3.15 =2.42五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴I，减速器高速级轴为轴II，中速轴为轴III，低速级轴为轴IV，滚筒轴为轴V，则 解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4 kw =4×0.96 kw=3.86kw =3.86×0.96×0.98 kw =3.82kw =3.82×0.97×0.98 kw =3.56kw =3.56×0.98×0.99 kw

6、=3.52 kw2. 各轴转矩 =9550×4/1440 =26.53 =9550×3.86/533 =69.16 =9550×3.82/169.2 =215.61 =9550×3.56/ 70 =485.7表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）1440533169.2069.9270功率（kw）43.863.82 3.563.52转矩()26.5369.16215.61485.7480.22传动比13.152.421效率0.990.940.940.976、 皮带轮设计和计算 1求 查表13-

7、8得：2 选V带型号 选用普通V带，由和小带轮转速n=1440r/min查图13-15得此坐标位于B型区域内3、求大小带轮基准直径 大带轮的基准直径4、 验算带速V 带的速度合适5、 求V带基准长度和中心距 初定中心距 查表得 6、 验算小带轮包角 故小带轮上的包角符合要求。7、 确定V带根数Z 查表得 则 故取2根8、 求作用在带轮轴上的压力 查表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力 作用在带轮轴上的压力为： 9、带轮结构尺寸七、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度

8、不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=3.15×20=63=3.15 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=12）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=34.58 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8

9、 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.76 ，=0.86 =0.768+0.87=1.62 e. 按齿面硬度查表： 小齿轮接触疲劳强度极限： 大齿轮接触疲劳强度极限： 查表得接触疲劳强度系数： 取失效概率为1%，安全系数为S=1 许用接触应力=552MPa，=533.5MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×533×1×19200=6.14× =6.14×/3.15=1.95× 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 =50.67mm b. 计

10、算圆周速度 =3.14×50.67×533/（60×1000）m/s =1.41m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1×50.67mm=50.67mm =cos/= 2.458mm h =2.25=2.25×1.983mm=5.531mm b/h=51.76/4.462=9.16 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.318×1×20×tan=1.59 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=1.4m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.06 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分

11、布系数=1.4 由公式 得 = 1.417 查图表（P198图10-13）得=1.40 由式 得载荷系数=1×1.06×1.2×1.417=2.1 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 g. 计算模数 =cos/=55.48×cos/20 mm =2.69mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1×1.06×1.4×1.4=2.078b. 根据纵向重合度=1.59查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.87c. 计算当量齿数 d. 查取齿形系数查图表（P表10

12、-5）=2.80 ，=2.77e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.55 ，=1.74f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.80×1.55/303.57=0.01430 =2.27×1.74/238.86=0.01653大齿轮的数值大2）

13、 设计计算 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=53.83 mm计算应有的齿数=53.83×cos/2=27 取=27 ，则=3.15×27=85（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 将中心距圆整为115mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =27×2/cos =55.93mm =85×2/ cos =176.08mm4） 计算齿轮宽度 =1×55.42mm=55.42mm圆整后取=55mm ，=60mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm

14、<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=20 ，=20×2.42=48 e. 选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=215.61 =2.1561×c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表

15、（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa ，=550MPae. 由式确定应力循环次数=60×533×1×19800=6.14×=6.14×/2.42=42.54×f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.95 ，=0.97g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.95×600MPa=540MPa =0.97×550MPa=522.5MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=522.5MPa得 =85.5mm b. 计算圆周速度 =

16、3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/s c. 计算齿宽 =1×85.5 mm=85.5mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=85.5/20=4.275 齿高=2.25=2.25×4.275mm=9.62 mm 则/=85.5/9.62=8.89 e. 计算载荷系数 根据=0.51 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.03 ，直齿轮=1 ，由=1和=85.5mm ，根据式得=1.424 由/8.89和=1.424查图表（P图10-13）得=1.34 故根据式得=1.467 f. 按实际载荷系数系数校正所得分

17、度圆直径。由式得=89.01mm g. 计算模数 =89.01/20mm=4.45 mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.87×500/1.4MPa=310.71MPa =0.89×380/1.4MPa=241.57MPad. 计算载荷系数。由式得=1×1.03×1&#

18、215;1.34=1.38e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.80 =2.33f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.55 ，=1.69g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.80×1.55/310.71 =0.013968 =2.33×1.69/241.57=0.016300 大齿轮的数值大2） 设计计算 由以上计算结果，取模数=3mm。按分度圆直径=89.1mm计算应有的齿数得=89.1/3=30，则=2.42×30=73（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3×（30+73）/2 mm=155mm2） 计算分度圆直径

19、 3×30mm=90mm 3×73mm=219mm3） 计算齿轮宽度 =1×90 mm=90mm 取=90mm ，=95 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构八、滚动轴承的选择及校核计算 高速轴的设计已知=3.86 kw ，=1440r/min ，=69.16 =34.581. 求作用在齿轮上的力 =2×69.16××cos /55.93N=2473.09N =2473.09×15.1N=641.61N 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴

20、的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=126，得 该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取d2=26mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×34.58 =44.954 根据=34.489及电动机轴径D=48mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=30 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=4kw=3.86 kw=3

21、.82kw=3.56 kw=3.52 kw=26.53 =69.16=215.61=485.7A带V=13.57m/sL=1846ma=377mmZ=27级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=20= 63=1=1.6=34.58=2.433 =189.8=0.76 =0.861.62=552MPa=533.5MPa=565 MPa 1.95×=b=50.67mm=2.458 mmh=5.531mmb/h=9.16=1.59=1=1.06=1.4 =1.351=2.65 =2.69mm=2.078=0.87=2.563=

22、2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =380 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01430=0.01653=22785115.43mm55.93 mm176.08mm55.48mm=55mm=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.3=2.1561×=189.8=550Mpa=530MPa6.14×=0.95=0.97=540Mpa =522.5MPa85.5mm=1.03=1424=1.34=1.467 89.01

23、 mm4.45mm=500Mpa=380Mpa=0.87=0.869 =1.4310.71MPa241.57Mpa=1.38=2.80 =2.33 =1.55，=1.69=0.013968 =0.016300 90mm219mm=90 mm=95mm2473.09N932.32 N641.61 N26.08mm=30mm（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=30mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=35mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=40mm，=50mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高

24、速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=52mm3） 取=34mm，=54mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为34.2mm，到联轴器的距离为10.8mm，则=45mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则=15+12+12-5=34mm=34 mm=108mm

25、（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=20 =mm，=50mm 查图表（P表6-1）选用键=8mm×4mm×40mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 已知=3.82kw，=215.61 ，=169.20r/min 1求作用在齿轮上的力 =2473.09 N ，=932.32N，=667.29 N =2×209.34/176.08N=2377.90N=896.4

26、4N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=120 ，于是得。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=33mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=35mm 取=40mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=44mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=50mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=45mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=85.5 mm ，=55mm 取=92 mm ，则=55+10-7-3

27、mm=55mm =55-2mm=53mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则 =1

28、4.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按=50mm ，=92 mm =44mm ，=55mm =45mm ，=53mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，

29、各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计 已知=3.56kw ，=485.7 ，=69.92r/min 1求作用在轴上的力 =2377.90N =896.44N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得 该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则=1.5×485.7=728.55根据728.55，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴

30、孔直径d=45mm，其轴孔长度L=107mm，则轴的最小直径=45mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=45mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=130mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6313，其尺寸为d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=55mm 3）轴承采用套筒定位，取=

31、60mm，=36mm 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（

32、10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm7）3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100m

33、m 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩 载荷水平面H垂直面V支反力F=485.7N =856.44N弯矩=78683.4=138743.28总弯矩M=217426.68扭矩TT=295120.09 5.

34、 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =280408.40/20849.146MPa=13.449MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。七、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1131.76 N，=0，=3 ，转速n=1440r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=13200N

35、，基本额定静载荷=9420N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N =1358.11N 3）验算轴承寿命 =106278h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=896.44N，=0，=10/3，n=533r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆

36、柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N =1075.728N3）验算轴承寿命 =777446h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N2063输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2541.26 N，=0，=3 ，转速n=69.20/min1）查滚动轴承样本（

37、指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =2541.26N3）验算轴承寿命 =118139h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C10×70，=69.16 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都

38、是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×69.16/4×65×35MPa=15.2MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C10×702齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×56，=107.805 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa

39、。键的工作长度=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×107.805/4×46×32MPa=36.62MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×563齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×80，=215.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.

40、5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×215.61/4×70×34MPa=45.29MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×804齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键18×80，=485.7 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×485.7/5.5&#

41、215;62×62MPa=45.95MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键18×805联轴器与轴IV的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键12×100，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa=51.88MPa<=110MPa 可见连接的

42、强度足够，选用键12×100十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL6250380035820.0262输出轴（轴IV）的联轴器的选择 根据轴IV的设计，选用HL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL36305000421120.6十、减速器附件设计1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M18×1.53油面指示器 根据指导书表9-14，选用2型油标尺M164油塞 根据指导书9-16，选用M16×