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33H一、润滑与密封34十二、总结35十三、参考文献十三、附录（零件及装配图）37一,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或A1）零件图2张设计说明书1份1.3设计参数运输带

2、工作拉力F（N）:F=2600N运输带工作速v（m/s）：v=1.1m/s卷筒直径D（mm）：D=300mm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(Lh=12000hF=5500NV=1.1m/sD=300mm分流式二级圆柱齿轮减速器运输机传动方案U1电动机3联轴器？一激速器4联轴器5泠36传送常三.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

3、列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1)滚筒所需功率P-WP=Tn/9550=4.2kwCu滚筒的转速n:COn=60X1000V/兀D=51r/min2)电动机至滚筒之间传动装置的总效率为n:其中1,“3,4,，、分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿轮1234传动及轴承的效率，葭是滚筒的效率，1=0.99,2=0.96,3=0.96,4=0.99,.,=0.96-1：131310801234；0.803)确定电动机的额定功率Ped电动机的输出功率为PdPdPr-.=4.2/0.80=5.25kw确定电动机的额定功率Ped选取功率储备系数为K=1Ped=KPd=5.25kw选定电动机

4、的额定功率Ped=5.5kw3、选择电动机的转速n.=51r/min1初选25n=in.=1273.25r/min电动机Y132M-4查得:方案电动机型号额定功率(Kvy电动机转速n/(r/min)同步转速转速Y132M-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PW=2.86kwnw=70r/minr=0.83Pd=3.43kwPed=4kw电动机型号为Y112M-4i=20.57i1=3.15i2=2.42计算及说明传动比，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：满载圻S

5、nm=1440r/min；总传动比i=nm/n=1440/50.93=28.27m-.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320.57/2.7=7.62取高速级的圆柱齿轮传动比i1=(1.31.4)i=3.15,则低速级的圆柱齿轮的传动比为i2=i/i1=7.62/3.15=2.42计算及说明结果五.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土5%范围内2按电动机额定

6、功率Ped计算各轴输入功率R=Ped=4kwPI=PK1=4X0.96kw=3.86kwPII=PII口24=3.86X0.96X0.98kw=3.82kwPV=PIII#2n3=3.82X0.97X0.98kw=3.56kwPz=PIV箱3工1=3.56X0.98X0.99kw=3.52kw2.各轴转矩PT=9550=9550X4/1440Nm口=26.53NmP|ITII=9550M，=9550 x3.86/533Nmnn=69.16Nm_PIITIII=9550M=9550X3.82/169.2Nmnm=215.61NmPIVTIV9550父IV=9550 x3.56/70Nmniv=4

7、85.7Nm表3轴的运动及动力#数P=4kwPII=3.86kwPIII=3.82kwPIV=3.56kwR=3.52kwP一TI=9550X=ni26.53Nm_PI=TII=9550Knn69.16NmTIH=9550 xi=nNi215.61Nm=485.7NmA带V=13.57m/sL=1846ma=377mmZ=27级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBs乙=20Z2=633=14*d=1kt1=1.6项目电动机轴高速级轴中间轴低速级轴带轮轴V计算及说明结果IIIIIIIVZ=2433转速(r/min)1440533169.

8、2069.9270_Zu=18982,1Moa功率（kw）43.863.823.563.52E.一iv py转矩(Nm)26.5369.16215.61485.7480.226al=0.76Ea2=0.86传动比13.152.421露=1.62效率”0.990.940.940.97六、皮带轮设计和计算1.求Pc查表13-8得：KA一1.12.选V带型号选用普通V市，由和小田轮转速n=1440r/minpc=4.4kw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轮的基巾径d2=id1=2.7父180=4864、验算带速V带的速度合适5、求V带基准长度Ld和中心距a初定中心距a。=4

9、00mm查表得Ld=1800mm6、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P=4.39kwP=0.46kw00则PZ-1.109旧十&pKJKL故取2根8、求作用在带轮轴上的压力FabHI=552MPabH2=533.5MPaLH】=565MPaN,=6.14父1088N2=1.95X10b=50.67mmmnt=2.458mmh=5.531mmb/h=9.16郊=1.59KA=1KV=1.06KHot=KFot=1.4K净=1.351K1=2.65S=2.69mmK1=2.078Yp=0.87ZV1=27.371）确定公式内的各计算数值a.试选kt1=1.6b.分流

10、式小齿轮传递的转矩T1=TII/2=34.58Nmc.查图表（P217图10-30）选取区域系数ZH=2.4331（表10-6）选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2查图表（P215图10-26）得查表13-1得：q=0.1kg/m,由式13-17得：单根V带初拉力作用在带轮轴上的压力Fa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280HB

11、S,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者的硬度差为40HBS。d.初选小齿轮齿数乙=20,则大齿轮齿数Z2=3.15X20=63ZV2=131.36YFW=2.563YF0f2=2.187q4604Y至2=1.786S=1.4KFN1=0.85KFN2=0.88QFE1=500Mpa二FEI=380MPa11=303.57MpaLT2=238.86MPaU1=3.15YyY件=0.01430e.初选螺旋角3=14clf.选取齿宽系数句：包=1YF：2YS：2=0.01653L-F2）按齿面接触强度设计按下式试算d1t-32ktT1UI1ZHZEd；aUImu=2ZI=27Z2=

12、85a1=115.43mmd1=55.93mmd2=176.08mmb=55.48mmB1=55mmd.褊=0.76,%2=0.86；a-；ai2=0.768+0.87=1.62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:取失效I率为1%安全系数为S=1许用接触应力I/.-H1=552MPaHH=533.5MPa则GH】=（L+瓦！）/2=（600+530）/2=565MPaf.由式N=60njLh计算应力循环次数8=60X533X1X19200=6.14X1088=6.14X10/3.15=1.95X102）计算a.按式计算小齿轮分度圆直径d1t=50.67mmb.计算圆

13、周速度=3.14X50.67X533/（60X1000）m/s=1.41m/sc.计算齿宽b及模数mnt4dd1t=1x50.67mm=50.67mmmnt=d1tcos3/Z1=2.458mmh=2.25mnt=2.25x1.983mm=5.531mmb/h=51.76/4.462=9.16d.计算纵向重合度e.aHliml二600MPaHlim2=550MPa查表得接触疲劳强度系数：KHNI=0.92KHN2=0.97b=B2=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBSZ3=25d2=1.2Kt2=1.3T3=2.1561

14、X5一10Nmm1ZE=189.8MPa2二H皿=550Mpa二Hlim4=530MPaN3=6.14X108KHN3=0.95KHN4=0.97H13=540MpaI：H14=522.5MPab3=85.5mmKV2=1.03KH2=1424KF12=1.34计算及说明结果邓=0.318旬Z1tan3=0.318xiX20Xtan14。=1.59e.计算载荷系数K使用系数KA=1,根据V1=1.4m/s,7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数Kv=1.06查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数KH口=KFQ=1.4由公式（P=1.12+0.18a2+0.23父10个得KHp=

15、1.12+0.18x1.22+0.23父104M49.392=1.417查图表（P198图10-13）得KFP）=1.40由式K=KAKVKH0FKHP得载荷系数K1=1X1.06X1.2X1.417=2.1f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式d=dt区Kt得.51一_d,=50.67父mm=55.48V1.6g.计算模数mn1n=d1cos3/乙=55.48xcos14c720mm=2.69mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式mn1 产吟产吟0sB气曾计算1）确定计算系数d3=89.01mmm2=4.45mm仃FE3=500MpacrFE4=380MpaKFN3=0.87KFN4=0.86

16、9S2=1.4仃F3=310.71MPacrF4=241.57MpaK2=1.38Y=2.80Foe%=2.33丫*=1.55,Ya4=1.69单为3=0.013968凡3丫Fa4丫a4=0.016300F4d3=90mmd4=219mmB B3=90mmB B4=95mmFt1=2473.09Na.计算载荷系数由式K=KAKvKFaKFp得Ki=1X1.06X1.4X1.4=2.078b.根据纵向重合度邓=1.59查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数丫-：=0.87c.计算当量齿数d.查取齿形系数查图表（P表10-5）YFG1=2.80,丫&2=2.77e.查取应力校正系数查图表（P表1

17、0-5）YS0d=1.55,YSog=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KFN1=0.85,KFN2=0.88。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限仃FE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限rFE1=380MPa,由式hLKNZimS得b=0.85X500/1.4MPa=303.57MPa卜2=0.88x380/1.4MPa=238.86MPag.计算大小齿轮的中华并加以比较-7FI孕孕.=2.80X1.55/303.57=0.01430YNY”F2S2=2.27X1.74/238.86=0.01653LJ大齿轮的数值大设计计算由以上计算结果，取mn1=2

18、,按接触疲劳强度得的分度圆直径a=53.83mm计算应有的齿数Zi=dixcosp/mn=53.83Xcos140/2=27Fr1=932.32NFa1=641.61Nd二min-26.08mmdiimin=30mm取Zi=27,贝UZ2=U1Zi=3.15X27=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P值改变不多，故参数%,Kp,ZH等不必修正3)计算大小齿轮的分度圆直径d1=2叫1/cosP=27x2/cos15.1。=55.93mmd2=Z2mn1/cosP=85X2/cos15.1=176.08mm4)计算齿轮宽度b=dd1=1x55

19、.42mm=55.42mm圆整后取B1=55mm,B2=60mm5)结构设计由ev2日，小齿轮做成齿轮轴由160mmda22=1.07父24.30=26.08mm，圆整后取2min2mind2=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Tca=KAT（11）查图表（P351表14-1）,取KA=1.3,则TcaII=1.3X34.58Nm=44.954Nm根据TcaII=34.489Nm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dIImin=30mm轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选

20、用如图所示的装配方案2.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du=30mm,由式h=（0.07-0.1）d,取dIIJJI=35mm,轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19）,取挡圈直径D1=40mmLI=50mm2）初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据dIIJJI=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dXDXB=50mm90mmX20mm,故dmV=dvuMI=52mm3）取eV_VI=34mmL|V_VLVI加=54mm4）由指导书表4-1知箱体内壁

21、到轴承座孔端面的距离L1=6+C1+C2+（5|_10）mm,取L1=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L|二45mm、一1一.，一“一I-，I 一、一一5）取小齿轮距相体内壁的距离为&=12mm大齿轮2和2与齿轮3之间的距离c=10mm,滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则LIIJV=BSa-（LIV-一旦）=15+12+12-5=34mmLVII-VIII=LIII.IV=34mmLV_VI=B32c-5=108mm（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d=20=mm,LT=50mm查图表（P表6-1）选

22、用键bxhxl=8mnK4mm（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1.6X45,各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计计算及说明结果已知吊=3.82kw,T川=215.61Nm,n川=169.20r/min1.求作用在齿轮上的力Ft2=Ft1=2473.09N,F.2=F.1=932.32N,Fa2=Fa1=667.29N匚2TIIIFt3=2X209.34/176.08N=2377.90Nd3Fr3=%tan200=896.44N轴上力的方向如卜图所示初步确定轴的最小直径根据

23、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),取入川=120,于是得d111min至3356。该轴的最小直径为安装轴承处的直120M,-.=33.12mmV169.20径，取为d川min=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一1)根据d川min=35mm取dI=40mm轴承与齿轮2,2之间采用套筒定位，取d|IIdvji=44mm齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取d川JV=50mm,齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm,贝UdIV_V=45mm,由于轴环宽度b1.4h轴II的设计，取LIVj=b1Vj=c=1

24、0mm因为B B3=85.5mm,B2=B2=55mm取L川可=92mm,则Ln=B2+c+(B3-L1114V)-3=55+10-7-3mm=55mmLv_VI=B2,2=55-2mm=53mm2)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dxDXB=30mm62mrtK16mm。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1计算及说明结果片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27X1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度

25、m=10mm垫片厚度s=1mm则取LI_|_=LVIIVII=16mm,由a1=12mm,=12mm取a2=14.5mm,S2=11mm,则=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm3）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dIIIjV=50mm,L川,V=92mmd|=44mm,B2=55mmdv、i=45mm,LV、I=53mm查图表（P表6-1）取各键的尺寸为III-IV段：bxhxL=10mm8mm80mmII-III段及V-VI段：bxhxL=8mm8mm40mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61）确定

26、轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2）,取轴端倒角为1.0X45,各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计已知P1V=3.56kw,TIV=485.7Nm,nIV=69.92r/min1.求作用在轴上的力Ft4=Ft3=2377.90NF.4=F3=896.44N2.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A01V=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KA=1.5,则T1V=1.5X485.7Nm=728.55Nmcaiv根据Tca1V72

27、8.55Nm,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。选取轴孔直径d=45mm其轴孔长度L=107mnp则轴的最小直径d1Vmin=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dVmjX=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dV11Ml=50mm联轴器用轴端挡圈紧固，查图表(指导书表13-19),取D2=75mmLVIII取=130mm2)初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用

28、0组游隙，0级公差的深沟球轴承6313,其尺寸为dXDXB=65m由140mm1.4h=1.4X5mm=7mmL1V.=10mm5)查 图 表 ( 指 导 书 表13-21) ， 已 知B B4=90mm取d川 , v=57.8mm,L川 V,=2.3mm(S=2mmL1V,.=89.7mm,L川，=8mm6)根据轴II,轴Ill的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离&=10mm则L|_III=S3+a2+B2+C+2.5-(n+S)-16(10+14.5+70+10+2.5-8-2-16)mm=81mmLV-VI=S3+02+B2+C+2.5-L|V_V-16(10+14.5+70+10+2.5

29、-10-16)mm=81mm6)根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离L1=60mm及S3=10mmB=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S至金=20.4mm则川刀川=60mmmr.-4VII-VIII载荷水平面H垂直面V计算及说明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dIV，V=62mm,LIV，,V=89.7mmdviiix=42mm，LVIIIJLX=110mm查图表（P表6-1）得iV-iV段：bXhXL=16mm11mmLh=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

30、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Fr=896.44N,Fa=0,=10/3,计算及说明n=533r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N基本额定静载荷C0=22800N2）求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,因工作情况平稳，按课本（P表13-6）,取P=fp（xFr+YFa）=1,2X（1X896.44+0）N=1075.728N3）验算轴承寿命=777446hLh=72000h故所选用轴承满足寿命要求。

31、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Fr=jFr42+Ft42=2541.26N,Fa=0,=3,转速n=69.20/min1）查滚动轴承样本（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C0=19800N2）求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,因工作情况平稳，按课本（P表13-6）,取f=1.0,则pP=fn（XFr+YFa）=1.X（1X3706.46+0）NpI=2541.26N3）验算轴承寿命.=11

32、8139hLh=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C10X70,TH=69,16Nm2）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Xpl=100-120MPa,取.pl=110MPa。键的工作长度l=L-b/2=70mm-5mm=65mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5乂一2T103一8mm=4mm由式仃=可得pkld2TH1033=11=2X69.1610/4X65X35MPapkld=15.2MPa,p=110MPa可见连接的强度足够

33、，选用键C10X702 .齿轮2（2）与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X56,T=TIII/2=107.805N-m2）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%p1=100-120MPa,取,p1=110MPa。键的工作长度l=L-b=56mm-10mm=46mmil与轮毂键槽白接触高度k=0.5h=0.5x8mm=4mm2TH10,3仃=0=2X107.805x10/4X46X32MPapkld=36.62MPaQp=110MPa可见连接的强度足够，选用键10X563 .齿轮3与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X8

34、0,T=TIII=215.61Nm2）校核键连接的强度由式Ip2T103kld可得计算及说明结果键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力,p=100-120MPa,取pp=110MPa。键的工作长度l=L-b=80mm-10mm=70mmill与轮毂键槽白接触高度k=0.5h=0.5x8mm=4mm事-2TM103由式rp=可得pkld2父103dn3Op=-=2X215.61父10/4X70X34MPapkld=45.29MPa7P=110MPa可见连接的强度足够，选用键10X804 .齿轮4与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键18X80,T=TIV=485.7N

35、m2）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,p1=100-120MPa,取Mp1=110MPa。键的工作长度l=L-b=80mm-18mm=62mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X2TM103一11mm=5.5mm由式a=可得pkld2TII乂103_3Dp2X485.7父10/5.5X62X62MPapkld=45.95MPa凡1=110MPa可见连接的强度足够，选用键18X805 .联轴器与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键12X100,T=TIV=383.53Nm2）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）

36、查得许用应力凡1=100-120MPa,取回1=110MPa。键的工作长度l=L-b=100mm-12mm=88mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X八.一2丁父103一一8mm=4mm由式仃。=可得pkld计算及说明结果2TII父103CJ=一.“3一一_=2X383.53黑10/4X88X42MPa=51.88MPap=110MPa可见连接的强度足够，选用键12X100十、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），其尺寸如卜表所不型号T(Nm)In(r/min)d2(mmL(mm转动惯量/.2(kgm)TL625038

37、0035820.0262.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），其尺寸如卜表所示型号T(Nm)In(r/min)d2(mmL(mm转动惯量/ 2(kgm)HL36305000421120.6十、减速器附件设计1 .视孔盖选用A=120mm勺视孔盖。2 .通气器选用通气器（经两次过滤）M18X1.53 .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M16X1.5型油塞和垫片5 .起吊装置根据指导书表9-20,箱盖选用吊耳d=20mm6 .定位销根据指导书表14-3,选用销GB117-86A6X307 .起盖螺钉选用螺钉M8X20计算及说明结果卜一、润滑与密封1 .齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm取为油深h=57mm根据指导书表16-1,选用全损耗系统用油L-AN22。