1、機械設計基礎課程設計機械設計基礎課程設計二級分流式減速器計算說明書題 目 運輸帶傳動設計 指導教師 張旦聞 院 系 機電工程系 班 級 b100303 學 號 b10030322 姓 名 張陽羊 目錄目錄2第一章 設計任務書3第二章 傳動方案擬定4第三章 電動機的選擇53.1選擇電動機類型53.2選擇電動機的容量計算53.3電動機轉速選擇及型號確定5第四章 傳動裝置總體設計74.1計算傳動比及分配各級傳動比總傳動比74.2計算傳動裝置的運動和動力參數7第五章 皮帶輪設計9第六章 齒輪傳動設計116.1高速級齒輪傳動設計116.2 低速級齒輪傳動設計15第七章 軸的設計207.1中速軸(ii)的

2、設計207.2高速軸(i)的設計237.3低速軸()設計26第八章 軸的校核30第九章 軸承的選擇和校核計算329.1高速軸上的軸承選擇與計算329.2中速軸上的軸承選擇與計算329.3低速軸上的軸承選擇與計算33第十章 鍵連接的選擇與校核計算34第十一章 減速器附件設計36第十二章 潤滑方式及密封形式的選擇37第十三章 箱體設計38第十四章 總結39第十五章 參考文獻40第一章 設計任務書項目內容結果1.1工作條件連續單向運轉，載荷有輕微震動，戶外工作有粉塵。兩班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撐及卷筒與運輸帶之間摩擦影響在運輸帶工作拉力f中已考慮)。1.2加工條件生產20臺，中等規

3、模機械廠，可加工78級精度齒輪。1.3設計工作量減速器裝配圖1張（a0或a1）零件圖13張設計說明書1份1.4設計參數運輸帶工作拉力f()：運輸帶工作速v()：卷筒直徑d()： 第二章 傳動方案擬定卷筒由電動機驅動，電動機1通過v帶2將動力傳入減速器3，在經聯軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器，結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動.傳動方案見圖1。兩級分流式圓柱斜齒輪減速器 第三章 電動機的選擇項目內容結果3.1選擇電動機類型按已知工作條件和要求查1表12-1，選用y系列

4、一般用途的三相異步電動機3.2選擇電動機的容量計算(1)求,卷筒所需總功率卷筒的轉速(2)求電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為：式中， ，分別為傳動系統中帶傳動、每對軸承、圓柱齒輪傳動及聯軸器傳動的效率，查1表1-7的=0.96、=0.99、=0.98、=0.993=0.96=0.99=0.98=0.993(3)求所需電動機的功率：查1表12-1取額定功率：3.3電動機轉速選擇及型號確定(1)求該傳動系統為分流式圓柱齒輪傳動，查閱2表2-3傳比為查1表13-2得v帶傳動比 卷筒轉速 電動機轉速可選范圍(2)確定型號可見同步轉速為1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同

5、步轉速為1500r/min ，3000r/min的兩種電動機進行比較，如下表3-1 表3-1電動機技術數據比較方案電動機型號額定功率電動機轉速質量/kg同步轉速滿載轉速1y132s1-25.5300029002.3642y132s-45.5150014402.268綜合考慮電動機和傳動轉至尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，選擇y132s-4型電動機。電動機的外形、安裝尺寸見表2 表3-2電動機的外形、安裝尺寸型號abcdefghy132s-421617889801033132kabacadhdbbl12280270210315200475 y132s-4第四章 傳動裝置總體設計項目內容結

6、果4.1計算傳動比及分配各級傳動比總傳動比(1)總傳動比(2)分配傳動比查1表13-2取由2得分流式減速器中取,這里取高速級傳動比,則低速級傳動比為 4.2計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速電動機軸為軸,減速器高速級軸為軸,中速軸為軸,低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則 卷筒轉速在運輸帶允許誤差之內，合適(2)各軸功率 (3)各軸轉矩 第五章 皮帶輪設計項目內容結果1求查3表13-8得：2選v帶型號選用普通v帶，由，查3圖13-15得此坐標位于a型區域內a型3求大小帶輪基準直徑查3表13-9得應不小于75mm，現取由3式13-9得取，其誤差小于，故允許4.驗算帶速帶速在525m/s范圍內，合

7、適5.求v帶基準長度和中心距初步選取中心距取，符合由3式13-2得帶長查3表13-2對a型帶選用再由3式13-16計算實際中心距6.驗算小帶輪包角由3式13-1得合適合適7.求v帶根數z由3式13-15得：根據，查3表13-3得：，查3表13-3得：傳動比查3表13-5得：由查3表13-7和表13-2得取5根8.求作用在帶輪軸上的壓力查3表13-1得：，由式13-17得：單根v帶初拉力作用在帶輪軸上的壓力為：9.帶輪結構尺寸小帶輪工作圖，見圖5-1圖5-1小帶輪工作圖第六章 齒輪傳動設計項目內容結果6.1高速級齒輪傳動設計(1)選擇材料、精度及參數按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，帶式

8、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）查圖表3表11-1，選擇:小齒輪材料為40cr（調質），硬度為217286hbs， 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為197286hbs。 查3表11-5 取,.，齒輪彎曲疲勞許用應力則=（+）/2 =（700+600）/2=650mpa齒輪接觸疲勞許用應力小齒輪材料為40cr（調質），硬度為260hbs大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 hbs(2)按齒面接觸強度設計依式計算1)確定公式內各計算數值a載荷系數初選載荷系數b小、大齒輪齒數、，齒數比初選小齒輪齒數，則大齒輪齒數,取實際齒數比: c小齒輪傳遞的轉矩d選、查

9、3 (p171)選取節點區域系數查3表11-4彈性系數e螺旋角及其系數初選螺旋角：螺旋角系數：f齒寬系數由3表11-6知，軟齒面、對稱分布取：-g計算小齒輪分度圓直徑按式計算小齒輪分度圓直徑2)計算圓周速度=3.14×47.71×654.54/（60×1000）m/s=1.64m/s3)計算齒寬b及模數 4)計算載荷系數根據有輕微沖擊,使用系數;根據v=1.64 m/s，7級精度查4圖9-23得動載系數;查4表10-4接觸疲勞齒向載荷分布系數 的值與直齒輪相同得：;查4圖10-13得彎曲強度計算齒向載荷系數：;查4表10-3得齒間載荷分布系數：則載荷系數5)按實際

10、載荷系數校正所得分度圓直徑由式得:(3)按齒根彎曲疲勞強度設計按式計算1)確定公式內各計算數值a.載荷系數b.計算當量齒數、c.齒形系數查3圖11-8 ，d.齒根修正系數查3圖11-9 ，e.計算大小齒輪的并加以比較 =2.66×1.61/336=0.01275 =2.23×1.78/252=0.01575，0.01275<0.01575大齒輪值大f.計算模數由3表4-1取按接觸疲勞強度得的分度圓直徑計算應有的齒數： 取由=26，則取(4)幾何尺寸計算1)中心距將中心距圓整為122mm2)修正螺旋角按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數 ， ，等不必修正3)計

11、算大小齒輪的分度圓直徑、 圓整后取，4)計算齒輪寬度、圓整后取 ，(5)驗算齒面接觸強度將各參數代入3式(11-8)得安全安全(6)齒輪的圓周速度對照3表11-2選7級精度是適宜的適宜(7)結構設計由小齒輪做成齒輪軸，由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結構6.2 低速級齒輪傳動設計(1)選擇材料、精度及參數按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88） 查圖表3表11-1，選擇:小齒輪材料為40cr（調質），硬度為217286hbs， 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為197286hbs。 查3表11

12、-5 取,.，齒輪彎曲疲勞許用應力則=（+）/2 =（700+600）/2=650mpa齒輪接觸疲勞許用應力小齒輪材料為40cr（調質），硬度為260hbs大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 hbs(2)按齒面接觸強度設計依式計算1)確定公式內各計算數值a.載荷系數初選載荷系數b.小、大齒輪齒數、，齒數比初選小齒輪齒數，則大齒輪齒數,取實際齒數比: c.小齒輪傳遞的轉矩d.選、查3 (p171)選取節點區域系數查3表11-4彈性系數f.齒寬系數由3表11-6知，軟齒面、對稱分布取：-g.計算小齒輪分度圓直徑計算小齒輪分度圓直徑2)計算圓周速度3)計算齒寬b及模數 4)計算載荷系數根據有輕

13、微沖擊,使用系數：;根據v=0.83m/s，7級精度查4圖9-23得動載系數：;查4表10-4接觸疲勞齒向載荷分布系數：;查4圖（圖10-13）彎曲強度計算齒向載荷系數得;查4表（表10-3）得齒間載荷分布系數則載荷系數5)按實際載荷系數校正所得分度圓直徑由式得:6)模數(3)按齒根彎曲疲勞強度設計按式計算1)確定公式內各計算數值a.載荷系數b.齒形系數查3圖11-8 ，c.齒根修正系數查3圖11-9 ，d.計算大小齒輪的并加以比較 =2.6×1.63/336=0.01261 =2.25×1.77/252=0.01580，0.01261<0.01580大齒輪值大e.計

14、算模數由以上計算結果對比，由齒面疲勞接觸強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞接觸強度計算的法面模數，取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑來計算應有的齒數計算應有的齒數得： 取由則，取(4)幾何尺寸計算1)中心距將中心距圓整為182mm2)計算大小齒輪的分度圓直徑、 圓整后取，3)計算齒輪寬度、圓整后取 ，(5)驗算輪齒彎曲強度由3式11-5安全(6)齒輪的圓周速度對照3表11-2選7級精度是適宜的適宜(7)結構設計小齒輪（齒輪3）采用實心結構，大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構各齒輪參數見表6-1 表6-1各齒輪參數齒寬b模數m齒數z分度圓直徑d中心距a

15、高速級小齒輪50 22654123高速級大齒輪4592192低速級小齒輪853.52898182低速級大齒輪8076266第七章 軸的設計7.1中速軸(ii)的設計已知中速軸的傳遞功率，轉速，轉矩，齒輪2和分度圓直徑，齒輪寬度，齒輪3分度圓直徑，齒輪寬度1求作用在齒輪上的力軸上力的方向如下圖7-1所示 圖7-1軸上力的方向2初步確定軸的最小直徑根據式初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查3圖表14-2，取，得該軸直徑，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則 ，該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為3軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案如圖7-2所示根據軸向定位

16、的要求確定軸的各段直徑和長度 圖7-2中速軸上零件的裝配方案(1)軸承與軸段及軸段由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸ii相對于機座固定，故初步選取0組游隙，0級公差6009軸承，其尺寸為d×d×b=45mm×75mm×16mm,內圈定位軸肩直徑，外圈定位內徑，故取軸段和軸段的直徑(2)齒輪2、2、軸段和軸段的設計軸段上安裝齒輪2，軸段上安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝，和應分別大于和，可取齒輪2左端采用軸肩定位，右端采用套筒定位，套筒外徑取60mm。寬度取b=10mm，齒輪2左端采用軸肩定位右端采用套筒定位(3)齒輪3和軸段由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式

17、，由為了齒輪3便于安裝取。取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，右端采用軸肩定位，左端采用套筒定位固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取。(4)軸段和軸段的長度因為 ，(5)軸段齒輪2左端采用軸肩定位，根據 則：，取，取(6)箱體內壁之間距離 軸段和長度齒輪2左端面與箱體內壁距離與齒輪2右端面與箱體內壁距離均取為則箱體內壁之間的距離為：該減速器齒輪的圓周速度小于3m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，軸承內端面距離箱體內壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均有擋油環完成，擋油環軸孔寬度初定為 軸段的長度為：軸段的長度為：7)軸上零件的周向定

18、位齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接按:，； ，；，。查1圖表4-1取各鍵的尺寸為：軸段和選鍵：b×h×l=14mm×9mm×40mm 軸段選鍵：b×h×l=16mm×10mm×70mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6(8)確定軸上圓角和倒角尺寸查1表1-27，取軸端倒角為1.5×，各軸肩處圓角半徑為r17.2高速軸(i)的設計項目內容結果已知高速軸傳遞功率，轉速，轉矩，每個齒輪傳遞轉矩齒輪1和分度圓直徑齒寬1. 求作用在齒輪上的力圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖7-3所示 圖7-3 圓

19、周力 ，徑向力及軸向力的方向2.定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調質處理。查3圖表14-2，取，得該軸直徑，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則，圓整后取。輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的直徑。考慮到該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段的直徑d1=30mm。3.軸結構設計擬定軸上零件的裝配方案如圖所示7-4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 圖7-4高速軸上零件的裝配方案(1) 帶輪和軸段 軸段的直徑d1=30mm，帶輪輪彀的寬度為（1.52.0）d1=4560mm，取帶輪輪彀的寬度l帶輪=58mm

20、，軸段的長度應略小于彀孔的寬度，取l1=55mml帶輪=58mml1=55mm(2) 密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1) ×30=2.13mm。軸段的軸徑d2=d1+2×(2.13)=34.236mm，其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查參考文獻1中表7-12選氈圈 35，則d2=35mmd2=35mm(3)軸承與軸段及軸段該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據，查gb/t276-1994初步取0組游隙，0級公差

21、的深溝球軸承6008，其尺寸為 d×d×b=40mm×68mm×15mm ，內圈定位軸肩直徑，外圈定位內徑，故取軸段的直徑。軸承用脂潤滑，需要用擋油環阻止箱體內潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取，齒輪2左端面與箱體內壁距離與齒輪2右端面與箱體內壁距離均取為，則通常一根軸上的兩個軸承應取相同相同的型號，則 (4)齒輪與軸段和該段、上安裝齒輪1和1，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定，則由參考文獻1中表4-1知該處鍵的截面尺寸為b×h=12mm×8mm,由于542×42故該

22、軸設計成齒輪軸，則有，(5)軸段由、低速小齒輪齒寬，則：該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，則(6)軸段的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度有關及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為：，由參考文獻1中表111知，下箱座壁厚：，取。由參考文獻1中表151知：地腳螺釘直徑，取地腳螺栓為m18。，則取軸承旁螺栓直徑為m14，查參考文獻1中表112知，則箱體軸承座寬度取。，則取機蓋與機座連接螺栓直徑為m10。，則取軸承端蓋直徑為m8。，則取軸承端蓋凸緣厚度，取軸承端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為mm。為方便在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面距軸承端面表面距離

23、，帶輪采用腹板式，螺栓的裝拆空間足夠。則(7)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=31.8mm，則由圖7-4所示可得軸的支點及受力點間的距離為4軸上零件的周向定位帶輪與軸段間采用c型普通平鍵連接，按l1=55mm 查1圖表4-1取各鍵的尺寸為：軸段選鍵：b×h×l=c10mm×8mm×45mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m65.確定軸上圓角和倒角尺寸查1表1-27，取軸端倒角為1.5×，各軸肩處圓角半徑為r17.3低速軸()設計項目內容結果已知已知低速軸的傳遞功率p3=4.64kw，轉速n3=70.1

24、r/min，轉矩齒輪4分度圓直徑，齒輪寬度1求作用在齒輪上的力 2初步確定軸的最小直徑根據式初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查3圖表14-2，取，得該軸直徑，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則 3軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案如圖所示7-5根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 圖7-5低速軸上零件的裝配方案(1)聯軸器和軸段該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，選取聯軸器的型號。查3 圖表17-1，取=1.5 ，則根據，查1表8-7標準gb/t5014-2003考慮到帶式運輸機運轉平穩，帶具有緩沖的性能，選用lx4型彈性柱銷聯軸器, j型軸孔,

25、選取軸孔直徑d=50mm，其軸孔長度l=84mm，則軸的最小直徑，相應的軸端的直徑，取長度略小于轂空寬度取(2) 密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯軸器用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查參考文獻1中表7-12選氈圈 60，則d7=60mm(3)軸承與軸段和根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6013，其尺寸為d×d×b=65mm×100mm×18mm，內圈定位軸肩直徑，外圈定位內徑故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環，擋油環寬度初

26、定為b1=22mm，故(4)軸段長度軸段的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓為m8×25，其安裝圓周大于聯軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間干涉，故聯軸器輪轂端面的距離為。由軸承端蓋凸緣厚度，取軸承端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為mm則有(4)齒輪與軸段該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定，齒輪4輪彀的寬度范圍為（1.21.5）d3=84105mm，取其寬度為，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段的長度應比輪彀略短，故取(5)軸段齒輪4右端采用軸肩定位，取軸段的軸徑，取(6)軸段和軸

27、段軸承采用套筒定位，取，軸段軸承用軸肩定位，于是取(7)軸上力作用點的間距由圖7-5所示可知軸的支點及受力點間的距離為(8)軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接查1圖表4-1取各鍵的尺寸為：軸段選鍵：b×h×l=20mm×12mm×70mm軸段選鍵：c b×h×l=16mm×10mm×70mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6(9).確定軸上圓角和倒角尺寸查1表1-27，取軸端倒角為1.5×，各軸肩處圓角半徑為r1第八章 軸的校核項目內容結果已知(1)求支承反力垂直面支承反

28、力水平面支承反力f力在支點產生的反力(2)求彎矩垂直面彎矩水平面彎矩f力在支點產生彎矩圖f在a-a截面力產生的彎矩為：a-a截面總彎矩支點2總彎矩(3)求軸傳遞的轉矩(4)彎矩和扭矩圖彎矩和扭矩見圖8-1(5)按彎扭合成應力校核軸的強度由圖8-1g可見a-a截面最危險，其當量彎矩對危險截面進行校核，認為軸扭轉切應力是脈動循環變應力，取折合系數=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查3表14-3得因此，故軸安全。安全圖8-1彎矩和扭矩圖另外兩個軸的校核方法類似，經校核安全第九章 軸承的選擇和校核計算9.1高速軸上的軸承選擇與計算項目內容結果由軸i的設計知，初步選用深溝球軸承6

29、008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力，=0，=3 ，轉速n=654.54r/min(1) )查表查1表6-1滾動軸承樣本知深溝球軸承6008的基本額定動載荷，基本額定靜載荷(2)求軸承當量動載荷p因為=0，徑向載荷系數x=1，軸向載荷系數y=0，則(3)驗算軸承壽命因工作情況平穩，查3表16-8取查3表16-9，取=1.2 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6008滿足要求9.2中速軸上的軸承選擇與計算項目內容結果由軸ii的設計知，初步選用深溝球軸承6013，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=0，=3 ，轉速(1) )查表查1表6-1知深溝球軸承6009的基本額定動載荷，

30、基本額定靜載荷(2)求軸承當量動載荷p因為=0，徑向載荷系數x=1，軸向載荷系數y=0，則(3)驗算軸承壽命驗算軸承壽命因工作情況平穩，查3表16-8取查3表16-9，取=1.2 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6009滿足要求9.3低速軸上的軸承選擇與計算由軸iv的設計知，初步選用深溝球軸承6013，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力，=0，=3 ，轉速n=70.1/min(1)查表查1表6-1知深溝球軸承6013的基本額定動載荷，基本額定靜載荷(2)求軸承當量動載荷p因為=0，徑向載荷系數x=1，軸向載荷系數y=0則(3)驗算軸承壽命查3表16-8取查3表16-9，取=1.2

31、故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6013滿足要求第十章 鍵連接的選擇與校核計算項目內容結果1帶輪與高速軸i的鍵連接(1) 已知由高速軸i的設計知初步選用c型鍵： (2)校核鍵連接的強度鍵和軸材料都是鋼，輪轂的材料是鑄鐵，查3表10-10得許用應力：=5060mpa，取=55mpa。鍵的工作長度由式可得可見連接的強度足夠，選用滿足要求2齒輪2、與中速軸ii的鍵連接(1) 已知由中速軸ii的設計知初步選用a型鍵：，(2)校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查3表10-10得許用應力：=100-120mpa，取。鍵的工作長度：。由式可得可見連接的強度足夠，選用鍵滿足要求3齒輪3與中

32、速軸ii的鍵連接(1) 已知由中速軸ii的設計知初步選用a型鍵: (2)校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查3表10-10得許用應力：=100-120mpa，取。鍵的工作長度：。由式可得可見連接的強度足夠，選用鍵滿足要求4齒輪4與低速軸iii的鍵連接(1)已知由低速軸iii的設計知初步選用a鍵：(2)校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查3表10-10得許用應力=100-120mpa，取。鍵的工作長度：。由式可得：可見連接的強度足夠，選用鍵滿足要求5聯軸器與低速軸iii的鍵連接(1)已知由低速軸iii的設計知初步選用c型鍵： (2)校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查3表

33、10-10得許用應力=100-120mpa，取。鍵的工作長度：。由式可得可見連接的強度足夠，選用鍵滿足要求第十一章 減速器附件設計項目內容結果1視孔蓋查1表11-4選用的視孔蓋。2通氣器查1表11-5選用通氣罩m18×1.5m18×1.53油面指示器查1表7-10選用桿式油標m16m164油塞查1表7-11選用m18×1.5型油塞和墊片m18×1.55起吊裝置查13-18箱蓋選用a型吊耳環m20 gb/t 825-1988m206定位銷查1表4-4選用圓柱銷gb/t119.1 8 m6×30m6×307起蓋螺釘查1表3-16選用螺釘m8×18 gb/t68-2000m8×18第十二章 潤滑方式及密封形式的選擇項目內容結果1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=50mm。查1表7-1，選用全損耗系統用油(gb/t 443-1989)l-an22。l-an222滾動軸承的潤滑由于軸承值所以采用通用鋰基潤滑脂(gb 7321-1994)潤滑，選用zl-2潤滑脂。zl-2潤滑脂3密封方法的選取由于凸