二级减速器设计说明书

用于带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器第一章 设计说明书§1.1设计题目用于带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器§1.2工作条件使用寿命十年，每年按300天计算，一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）。带拽引力F=4800N，带速V=1.25m/s，滚筒直径D=500mm，滚筒长度L=600mm。§1.3设计工作量（1） 减速器装配图一张（A0号图纸，比例1:1）；（2） 零件工作图2张（齿轮，轴）；（3） 设计说明书一份第二章机械传动装置的总体设计方案§2.1电动机选择§2.1.1选择电动机类型按工作要求选用Y系列(IP44)全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度-15-+40笆，相对湿度不超过90%,电压220V，频率50HZ。§2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率Pd(kW)为p=%;工作机所需功率P(kW)为p=FV/(1000X0.96)=6.25kW；传动装置的总效率为门=门2门2门4门；1234按《机械课程设计手册》表2-4确定各部分效率为:联轴器效率为门1=0.98，闭式齿轮传动效率0.98，滚动轴承门3=0.98，卷筒效率气=0.96，代入得n=0.982x0.982x0.984x0.96=0.8167；所需电动机功率为P=P=6.25kW=7.65kW；d门0.8167因载荷平稳，电动机额定功率I>d略大于弓即可。由《机械课程设计手册》表20-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kW。§2.1.3确定电动机转速滚筒轴工作转速n=60X1000V=60X1000XL25=47.78(,/min)；w兀D 3.14X500通常，二级圆柱齿轮减速器为i，=8~60，故电动机转速的可选范2围为n；=i'n=(8-60)x47.78r/min=382〜2866r/min;符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min,如图表2表2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速n/(r/min)电动机质量/KG总传动比1Y160L-6111000/97014720.32Y180L-811750/73018415.27由上表选择方案2,即所选电动机型号为Y180L-8§2.2传动比分配§2.2.1总传动比i=七=立=15.27an47.78§2.2.2分配传动装置各级传动比减速器的传动比i为15.27，对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的〈=(1.1〜1.5)七，为了分配均匀取i=1.2i，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i]=4.1，低速级的传动比i=3.42。§2.3运动和动力参数计算§2.3.21轴(高速轴)：

P=P门=11kWx0.98=10.78kW1 01n-n=730r/minT=9550P=141N*m1n1§2.3.32轴（中间轴）：P=Pnn=10.78kWx0.98x0.98=10.35kW2123n730n2=r= =178r/mini1 4.1-八…P T=9550r=555.5N*m2n2§2.3.43轴（低速轴）：P=Pnn=10.35x0.98x0.98=9.94kW3 223n=“2=47.85r/min3i2PT=9550r=1983.9N*m3n3§2.3.54轴（卷筒轴）：P=Pnn=9.94x0.98x0.96=9.35kW4 324n=n=47.85r/minT=9550P=1866.4N*m4n4运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下:项日电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速（r/min）73073017847.8547.85功率（kW）1110.7810.359.949.35转矩（N*m）2141555.51983.91866.4传动比1 4.1 3.42 1第三章齿轮传动设计§3.1高速级齿轮传动设计§3.1.1选择材料、精度及参数考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。1齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度280HBS，取小齿齿数彳=24；高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS,Z=iXZ=4.1X24=98.4，取Z=98。齿轮精2度；按1GB/T10095—1998,选择7级，齿根喷丸强化。2按齿面接触强度设计傍卞才治管7、\2kTu+1(ZZ)2按下式试算 el,可言.丁Id1 *H确定各参数的值：试选七二1.6；选取区域系数Z广2.433；计算应力值环数 日N=60njl=60X730X1X24000=1.05X109hN=N/4.08=2.57X108h#(4.08为齿数比，即4.08=Z)1查得：K=0.96K=0.95齿轮的疲劳强度极限厂取失效概率为1%,安全系数S=1，得：】b]=KHN1°Hliml=0.96X550=511.5MPaH1SWh]2=*n2；h阮2=0.95X450=427.5MPa许用接触应力：[b]=([b]+[b])/2=(511.5+432)/2=469.5MPa查得：Z=189.8MP \=1T=95.5X105Xp/：=95.5X105X11/730=1.44X105N.m计算小齿轮的分度圆直径dt

,、3：2KTu+1ZZ、

d>x l-^rX X(H~E)2、甲d ""J2x1.62x1.6x2x104 X4.08+1 X4.08'2.433x189.8)2v4693~/=82.10mm计算圆周速度u: u二%"1=1.63m/s60x1000计算齿宽b和模数mnt计算齿宽b b=gxd=82.10mm计算模数mm=8*°=3.42计算齿宽与高之比如’，/h齿高h=2.25m=2.25X3.42=7.69mm衔=82.10=1"。.67•'h7.69计算载荷系数K：使用系数K「1根据v=1.63m/s,7级精度」查课本得，动载系数\=1.17；查得K的计算公式： -HPK部二1.12+0.18(1+0&d2)x^d2+0.23X10一3Xb=1.12+0.18(1+0.6x1)X1+0.23X10一3X42.56=1.42查得：K=1.35K=k=1.2fP Ha Fa故载荷系数：K=K/KvKK=1X1.17X1.2X1.42=1.994Ha HPd=d3d=d3板k/%=82.10X3：1.994=88.35mm1.6⑧计算模数mm=d=8835=3.68

nZ⑧计算模数m13齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式：m，3:四(夺)n眺Z21 ［如(1)确定公式内各计算数值:

查到弯曲疲劳强度极限：大齿轮q时2=380大齿轮q时2=380MP=0.93查得弯曲疲劳寿命系数：=0.93TOC\o"1-5"\h\zKf/86 叽计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4[q]=Kfn1Qff1=0.86x500=307.14fiS 1.4[q]=Kfn2Qff2=0.93x380=252.43F2S 1.4载荷系数K：K=K，KvK殆K拿=1X1.07X1.2X1.42=1.82查取齿形系数Y如和应力校正系数Y&查取齿形系数Y如和应力校正系数Y&查得齿形系数Y殉=2.650Y肘=2.191应力校正系数Y员=1.580Y城=1.788计算大小齿轮的夺—-[Q]

F上二=2应'L58=001363[q] 307.14YFF2a7a[qf]2大齿轮的数值大，(2)设计计算①计算模数2.191xL788=0.01551252.43选用大齿轮的.…YYIdr x―Fq_S=3.13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=3.25mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=84.35mm来计算应有的齿数.于是由：z=84兰=25.9取z=26；那么z=4.08X26=106；1m 1 2②几何尺寸计算大小齿轮的分度圆直径d=Zm=84.5mmd=Zm=3.25x106=344.5mm计算中心距 a=(zi+z2)mn=214.5mm2计算齿轮宽度B=①d1=1x84mm=84mm§3.2低速级齿轮传动设计§3.2.1选择材料、精度及参数（1） 选用7级精度（GB10095-85）（2） 材料选择小齿轮：45钢（调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS（3） 初选小齿轮齿数z=30；z=Zi=30X3.72=111.6；取z=110。TOC\o"1-5"\h\z3 4 32 4§3.2.2按齿面接触强度设计按下式试算d>2.32他〔%二.心］吕［2" 3巾U"Lb」J（1）确定公式内的各计算数值2 "试选载荷系数K=1.6；选取齿宽系数$=1;查取材料的弹性影响系数Ze=189.8MP；计算小齿轮的转矩：' “T2=95.5X105Xp/n=95.5X105X9.94/47.85=1.98X106N.m按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b时广600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限bh脸1=550MPa； hlim1应力循环次数： "limlN=60XnXjXL=60X47.85X1X24000=0.69X1081 2 n

N=0.19X1082查得接触疲劳寿命系数：七「0.94七之二0.97计算接触疲劳许用应力：取关效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力：W］=Khn1。H顷=0・94X60。=564MPaH1S 1［。］=KHN2°Hlim2=0.98X550/1=517MPa需用接触应力［气］=9/liml；气lim2)=540.5MPa(2)计算按公式计算d>3：竺乙X^1X(^#^)2=127.5mm"T^d u［。H］计算圆周速度：V=“d1〃2=0.45m/s60x1000计算齿宽：byd=1X127.5=127.5mm计算齿宽与齿高之比如;/■h模数m=4=4.25模数齿高比值ntzih=2.25Xm=2.25X4.25=9.56齿高比值b，h=127.5/9.56=13.33计算载荷系数K：K=1.12+0.18(1+0.6奴)奴+0.23X10_3XbHP dd=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10_3X181.2=1.4497使用系数七二1；查表选取各数值k=1.04K=1.35K=K=1.2故载荷系数K=kKKKp=1X1.04X1.2X1.4497=1.809按实际载荷系数校正所算的分度圆直径di=d=132.83mm计算模数m=4=4.42z1§3.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式为m，32KTi*七J眺Z勺"（1）确定公式内各计算数值查得齿轮弯曲疲劳强度极限 bFE1=500MP bfe2=380MP查得弯曲疲劳寿命系数K=0.90£1K=0.93心"计算小齿轮传递的转矩舄=383.83kN・m计算弯曲疲劳的许用应力：取安全系数S=1.4[b]=K^=090X500=321.43MPF1S 1.4 a:b]=*N2bFF2=0.93x380=252.43MPF2S 1.4 a计算载荷系数KK=KhKtKf=K邸二1X1.04X1.2X1.35=1.6848查取齿形系数Y显和应力校正系数Y阮查得齿形系数Y殉=2.65Y闻=2.191应力校正系数Y距=1.58Y细=1.788计算大小齿轮的Y二，并加以比较[b]F工=2.52X心=0.01274[b] 321.43爪=2.162X技03=0.01544[b] 252.43大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.（2）设计计算 m>3.8mm对比计算结果：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m^=4.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的"分度圆直径d1=127.5mm来计算应有的齿数.z=竺=31取z=30；z=3.42X30=102.5，取z=100；1 4.0 1 2 2几何尺寸计算:计算分度圆直径d=30x4.0=120mm；d=400mm；计算中心距 a=(%+z2)气=260mm2计算齿轮宽度 b=1x100=100mm,第四章传动轴承和传动轴的设计与校核§4.1主动轴的设计§4.1.1 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理,根据课本P36表15-3取—110=26.99设主动轴安装大带轮处直径为30mm，则dju=30mm，由轮毂长度取轴段1=40mm。大带轮采用轴眉定位，取轴眉高度为d=37mm，根据轴承端盖的厚度和带轮距箱体内壁的距离确定1=20mm.2-3由dIini=37mm取轴承为6309型深沟球轴承，其尺寸为dxDxB=45mmx100mmx25mm则d山^=45mm，取1山^=42mm，轴承右端采用套筒定位，取dvv=54mm，根据低速级齿轮的宽度以及齿轮距箱体内壁距离确定1=75mm.4-5由于高速小齿轮的分度圆直径为84mm，所以齿轮和轴制成齿轮轴。VII-VIII段轴为安装轴承的轴段，则其直径为dv〃in=45mm，轴承左端采用套筒定位，则1=28mm。由以上数据和齿轮距箱体内壁距离确定d=48mm，1=27mm。至此，已初步确定了轴的各端直径和长度.§4.1.2校核轴和轴承：L1=79.5 L「202.5 L3=116作用在齿轮上的圆周力为：F=艾=2、13°小3=3095.2Ntd84i径向力为F=Ftgd=3095.2xtg20。=1126.6N作用在轴1带轮上的外力：F=F=1323.5N求垂直面的支反力：F= =—2025—x1126.6=809.0N1V〈+1279.5+202.5「冗=F-F^=1126.6-809.0=317.6N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：M=F12=317.6x202.5x10-3=64.31N.mM'=甲广809x79.5x10-3=64.32N.m求水平面的支承力：由F(1+1)=Fl得1H1 2t2F=-^F=一2025—x3095.2=2222.6N1h11+12t79.5+202.5「业=F-Fh=3095.2-2222.6=872.6N求并绘制水平面弯矩图：Mh=〈J]=2222.6x79.5x10-3=176.7N.mM'h=F2*=872.6x202.5x10-3=176.7N.m求F在支点产生的反力：F=史=116x1323.5=544.4N1f11+12 79.5+202.5F2f=F侦+F=544.4+1323.5=1867.9N求并绘制F力产生的弯矩图：M2尸=Fl3=1323.5x116x10-3=153.5NM'f=F/=544.4x79.5x10-3=43.3NF在a处产生的弯矩：Mf=F/=544.4x79.5x10-3=43.3Nm求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M'与JM2+M2直接相加。M=Mf+伽2丫+M匕=43.3+J64.312+176.72=231.3NmM'=Mf+Jm*+M;=43.3+J64.322+176.7；=231.3N.m求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数8=0.6)M=,(M2+(8T)2=顼231.32+(0.6x130)2=244.1N.m"a计算危险截面处轴的直径:因为材料选择45#调质，查表得a广650MPa，查表得许用弯曲应力卜]=60MPa，则：d.―M^i=3244.1x103=34.4mm-1b 一3：0.11a]30.1x60-1b因为d5>d4=da=45mm>d，所以轴是安全的。§4.1.3轴承寿命校核轴承寿命可由式l=!21（也叫进行校核，由于轴承主要承受径向载h 60nPfP荷的作用，所以P=F，查表取f广1,f广1.2,取八3按最不利考虑，则有F=奸+Fh+Ff=J8092+2222.62+544.4=2909.7N

F2=』F;+邕+七=*317.62+872.62+1867.9=2796.5N则：L=101(CL)8h=_J26X(1x52.8x1°3)3=59573h>28800hh6°nfpP 6°x48°1.2x1126.6因此所该轴承符合要求。§4.1.4弯矩及轴的受力分析图如下:§4.1.4弯矩及轴的受力分析图如下:中间轴的设计:§4.2中间轴的设计:⑴.求输出轴上的功率P3，转速"转矩LP=6.07KWn=66.95r/mint=865.8N.m3 3 3⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=256mm而F=奚=2x865.8=6764Ntd 256x10-32F=Ftana=6764xtan20。=2462N⑶.初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,查表取A=110d=A31T=49.41mm3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d“]，为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号 1-11查课本P343表14-1，选取K=1.5T=KT=1.5x865.8=1298.7N-m因为计算转矩小手联轴器公称转矩，所以查《机械设计手册》22-112选取LT10型弹性套柱销联轴器其公称转矩为2000Nm,半联轴器的孔径d1=65mm,故取«广65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=100mm⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，ITI轴段右端需要制出一轴眉,故取IITII的直径d][[[广75mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=100mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-I的长度应比略短一些，现取l=98mmi-ii初步选择深沟球轴承.因轴承只受有径向力无轴向力的作用，故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据dnm=75mm,由轴承产品日录中初步选取深沟球轴承56216型.尺寸为dxDxB8=0mm40mxm2 mm轴承左端采用套筒定位，故^=100mm，由高速级大齿轮宽度和齿轮距箱体距离等确定l =86mm。IV-V取大齿轮的内孔直径为90mm，则dv-皿=90mm，长度应短于轮毂宽度取为105mm，故1 =105mm。

齿轮定位轴眉尺寸取为七可=108mm,七v广］5mm。70mm。最左端安装轴承故d =80mm，取长度为l70mm。至此轴的各段长度都确定完毕。 3（5）校核该轴和轴承：L1=100L2=189 L3=177求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力：口2T2x857.1x103256F=—3= =6696N256td4径向力:F=Ftgd=6696xtg20。=2437.1NF=F=0.25x2*857.1x103=1587.2N0 270求垂直面的支反力:F=工=恼妃437」=1593.8N1Vl1+12 100+189七=F-F^=2437.1-1593.8=843.3N计算垂直弯矩:M=F「2=843.3x189x10-3=159.4N.mM'=F〈=1593.8x100x10-3=159.4N.m求水平面的支承力。F1HlF―2F1HlF―2—t—〈+l2189x6696289=4379N「业=F-Fh=6696-4379=2317N计算、绘制水平面弯矩图。Mh=以=4379x100x10-3=437.9N.mM'h=F/=2317x189x10-3=437.9N.m求F在支点产生的反力Fl1587.2x177 =972.1N289Ff=F1F+F=972.1+1587.2=2559.3N求F力产生的弯矩图。M金=Fl③=1587.2x177x10-3=280.9NMf=F1fL=972.1x100x10-3=97.21NF在a处产生的弯矩：Mf=F/=972.1x100x10-3=97.21N求合成弯矩图。2+M2直接相加。2+M2直接相加。M=Mf+伽2+M\=97.21+J159.42+437.92=563.2N.m求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数8=0.6)M=(M2+(ar)2=气：563.22+(0.6x857.1)2=762.7N.m计算危险截面处轴的直径。因为材料选择45#调质，查课本225页表14-1得G广650MPa，查课本231页表14-3得许用弯曲应力卜」=60MPa，则：”:M''762.7x103d2e3=50.3mm30.1|q J30.1x60Y -功考虑到键槽的影响，取d=1.05x50.3=52.8mm因为q=65mm>d，所以该轴是安全的。(5).轴承寿命校核。轴承寿命可由式L=101(9)8h进行校核，由于轴承主要承受径h60nPfp向载荷的作用，所以P=F,，查课本259页表16-9,10取L=\,f=1.2,取八3按最不利考虑，则有：P=F=JF;+Fh+F^=J1593.82+43792+972.1=5632.1N则L=-10^(CC)8h=一106一X(1X71-5x103)3=294755.2h>28800h所以轴上的h60n3Pfp 60x66.951.2x5632.1轴承是适合要求的。(6)弯矩及轴的受力分析图如下：§4.3.1输出轴两端为轴承安装处，对于选取的深沟球轴承6309,其尺寸为dXDXB=45mmx100mmx25mm,故d=d =45mm;而左端轴承采用套筒定位＞广62mm.取左端轴承段长度为l,〃=43mm。右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位.套筒左端压紧高速大齿轮，取此大齿轮轴处直径为d〃ni=57mm，长度应小于轮毂宽度取l =80mm。齿轮左端采用轴眉定位，取轴眉尺寸为d =72mm,l =12mm。由于低速小齿轮的分度园直径为126mm，则将此小齿轮设计为齿轮轴，故取l =112mm.则由齿轮距齿轮距离确定l=14mm。至此，已初步确定了轴的各端直径和长度.§4.3.2校核该轴和轴承：Lj81 匕=106 L「98作用在2、3齿轮上的圆周力：266F2=牛=2X383.8X103=2885.7N2662F=艾=2X383.8X103=2998.4Nt3d2563径向力：F2=Ftgd=2885.7xtg20。=1050.3NF=Ftgd=2998.4xtg20。=1091.3Nr3 13求垂直面的支反力:F__F£+%.(<+lj_1050.3x(106+98)—1091.3x98一3765N1V r3T]+1：+1：__3 81+106+98 .「冗=F3+F^-F2=1091.3+376.5-1050.3=417.5N计算垂直弯矩:M^=牝=376.5x81x10-3=30.5N.mM=F(l+1)-Fl=(376.5x(81+106)-1050.3k106]x10-3=40.9N.m求水平面的支aVn IV12r22承力：厂F1+F•(1+1)2998.4x98+2885.7x204F= & 9——i= =3096.6NTOC\o"1-5"\h\z1 2 3F=F+F—F=2885.7+2998.4—3096.6=2787.5N2H 12 13 1H计算、绘制水平面弯矩图：Mm=如广3096.6x81x10-3=250.8N.mM=-F(1+1)+Fl=[—2787.X(81+106+2998.幻0人103=203.N.m求合成弯矩aHn 2H12 t32图，按最不利情况考虑：M=JM、+M%=J30.52+250.82=252.6NmM=JM2+M\=J40.92+203.42=207.5Nm求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数8=0.6)M=<M2+(吒)2=(207.52+(0.6X383.8)2=310.3NmM'=(M2+(吒)2=(252.62+(0.6X383.8)2=341.8Nm计算危险截面处轴的直径：n-n截面:d>^M-=JUm=37.26mm30.n-n截面:d>EX103=38.5mmm-mEX103=38.5mm30.山功」V0.1x60由于d=d=45mm〉d，所以该轴是安全的。2 4轴承寿命校核：

轴承寿命可由式L=比（也gh进行校核，由于轴承主要承受径向载h60nPfp荷的作用，所以P=F,，查课本259页表16-9,10取七=\」=1.1,取e=3F1=』F;+F\H=寸376.52+3096.62=3119.4NF=(F2+F2=^417.52+2787.52=2818.6Nr2 *2v 2H106(Cf

(t

60%106(Cf

(t

60%Pfp)sh=106 lx52.8x103 x(

60x157.271.1x1050.3)3=1.01x107h>28800h因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下:L轴2第五章键的设计和计算§5.1输入轴键的计算:选择键联接的类型和尺寸般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=30查手册取：A型平键：8x7x40校和键联接的强度查表6-2得W]=110MP工作长度11=L1-b1=40-8=32③键与轮毂键槽的接触高度由式（6T）得:.=2Z^=2x13。XI000=38.69 VM]/hld 7x32x30 pii故键满足强度要求。§5.2中间轴键的计算:选择键联接的类型和尺寸般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d1=57查手册取：A型平键：16X10X80校和键联接的强度查表6-2得w]=110MP工作长度11=L1-b1=80-16=64键与轮毂键槽的接触高度由式（6T）得：b_2〈X103_2X383.83x1000_210 <[^]p2—hld— 10x64x57—. pii故键满足强度要求。输出轴键的计算：①选择键联接的类型和尺寸-般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=65d=90查手册取：A型平键：18X11X100和25X14X100②校和键联接的强度查表6-2得[°]=110MP工作长度11=L1-b〔=100-18=821=l-b=100-25=75键与轮毂键槽的接触高度由式(6T)得:°_2T、X103_2x865.8x1000=2953°p1=hId11x82x65=.11° =2〈X103=2X865.8x1000=1832p2=hld 14X75X90 .11故键满足强度要求。第六章联轴器的选择与计算在3轴与4轴之间需要联轴器，根据轴孔直径为50mm,T广965Nm较大，n3=65.42r/min,选用表17-1,得kA=1.3,T=KAT3=1.3x965Nm,d3=d4=50mm。由表选择HL弹性柱销联轴器，公称转矩为2000Nm，许用转速为53550r/min。第七章润滑方式、密封类型的选择§6.1齿轮的润滑方式润滑方式闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。高速级v=1.47m/sV12m/s,采用浸油润滑低速级v=1.69m/sV12m/s,采用浸油润滑浸油深度对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不小于10mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3,即1/3X183/2=30.5mm油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h>30〜50mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。油量：单级传动，传递每千瓦功率需油量为：L=(0.35〜0.7)升，对多级传动，则按比例增加L=2X(0.35〜0.7)升二0.7〜1.4升则总油量为2x0.5x7.47KW=7.47L，采用M12杆式油标。§6.2轴承的润滑方法及润滑方式轴承的润滑方法取决于传动零件(齿轮)的圆周速度。高速级v=1.47m/s>2m/s，采用油润滑轴承低速级v=1.69m/s<2m/s，便于生产和操作仍采用油润滑轴承.密封类型：密封类型为毡圈油封与套筒，适用于转速不高的稀油润滑。润滑油的牌号：选用工业闭式L-CKC100第七章箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮最佳质量，大端盖分机体采用生配合.is6§7.1.机体有足够的刚度，在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度§7.2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3§7.3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，