北航搓丝机传动装置设计设计说明书.doc

北京航空航天大学机械设计课程设计计算说明书搓丝机传动装置设计班级： 390411班设计： 39041122 李建福时间： 2012年5月23日前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，在大一到大三先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终拟定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思绪和方法有了初步的了解和掌握。在本次设计中，黄老师及身边同学给予了自身很大的帮助，在此表达感谢。目录一、设计任务书4二、总体方案设计51、传动方案的拟定52、电动机的选择73、传动比的分配。84、确定各轴转速、功率、转矩。85、传动零件的设计计算。9、带传动设计9II锥齿轮传动设计11III轴的设计计算22IV轴承设计计算37、键联接的选择及校核计算39、减速器机体各部分结构尺寸42、润滑与密封43、减速器附件的选择43三、设计小结44四、参考文献44一、 设计任务书搓丝机传动装置设计1、设计题目：搓丝机传动装置设计 2、设计规定：1） 搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。2） 室内使用，生产批量为5台。3) 动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。4） 使用期限为2023，大修周期为三年，双班制工作。5） 专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3、设计参数：最大加工直径10mm,最大加工长度180mm,推杆行程320mm -340mm，公称搓动力9kN，生产率32件/min。 4、设计任务：1）设计搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计方案原理图。2）完毕重要传动装置的结构设计。3）完毕装配图1张（用A0或A1图纸），零件图2张。编写设计说明书1份。二、 总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分原动机、传动机构和执行机构三部分。（1）原动机的选择设计规定：动力源为三相交流电380/220V。故，原动机选用电动机。（2）传动机构的选择 电动机输出部分的传动装置电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，也许烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造精度高，成本大。而带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度规定不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，虽然传动效率较低，传动比不恒定，寿命短，但还是比较符合本设计的规定，所以采用带传动。 减速器传动比不是很大，但是传到方向发生了改变，由此，方案中初步决定采用二级锥齿圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比规定的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有助于在粉尘较大的环境下工作。其示意图如下所示。 执行机构选择执行机构应当采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构，楔块压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以选择连杆机构。在连杆机构中，根据本设计的规定，执行机构应当带动下搓丝板，且结构应当尽量简朴，所以选择曲柄滑块机构。执行机构设计分析：320340mm通过画图分析可知滑块行程重要取决于曲柄长度，按比例作图可得曲柄长度约为150mm，连杆长度约为600mm，其比约为1：4。设计规定滑块工作行程大于D=31.4mm，从图上分析知，若工作行程取在最佳传力段（连杆与曲柄接近垂直段），则相应曲柄转动的角度很小，此时，假如再将滑轨位置取在与曲柄最低点同高的位置，则可使工作行程搓动力与曲柄推动力几乎相等。估算减速器输出转矩：9KN150mm=1350Nm综上，可得设计方案。2、电动机的选择(1) 类型和结构形式的选择按工作条件和规定，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V，50Hz。(2) 电动机功率计算传动效率：V带： 1 =0.96一级圆锥齿轮： 2 =0.96一级圆柱齿轮： 3 =0.97一对轴承： 4 =0.99摩擦传动： 5 =0.9总传动效率： =123435 =0.781公称搓动力： F=9000N滑块最大速度: 电动机功率： 规定略大于，则选用Y系列电动机，额定功率7.5KW。（3）电动机转速计算拟定传动比范围：锥齿圆柱齿轮传动比范围i1=8-15；单级V带传动比范围i2=2-4则电动机转速范围在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的Y160M-6型电机。结论：电动机型号定为Y160M-6，其技术数据如下表：型号额定功率(KW)满载转速(r/min)同步转速(r/min）Y160M-67.597010003、传动比的分派。总传动比因此，带传动比假定为3，即，锥齿轮传动比为3，即，则圆柱齿轮传动比4、拟定各轴转速、功率、转矩。（1）各轴转速：电动机输出轴：高速轴：中间轴：低速轴：（2）各轴输入功率：电机轴（输出）：高速轴：中间轴：低速轴：各轴输出功率为其输入功率乘以轴承效率0.99（3）计算各轴输入转矩：电机轴（输出）：高速轴：中间轴：低速轴：各轴输出转矩为其输入转矩乘以轴承效率0.99（4）运动及动力参数计算结果如下：5、传动零件的设计计算。带传动设计计算项目计算内容计算结果工作情况系数天天工作16小时，载荷较平稳由表31-7计算功率6.38kw带型图31-15及=970r/min与取A型V带，且小带轮基准直径表31-3,A型V带，=970r/min大带轮直径取=1%=取标准值带速vV=6.35m/s,满足5m/sv25m/s的规定初定中心距0.55()120的规定单根v带额定功率由表31-3得单根v带额定功率增量由表31-4得包角修正系数由表31-9得带长修正系数由表31-2得v带根数z4.25取整得z=5v带单位长度质量由表31-1得=0.1kg/m单根v带初张紧力170.77N作用在轴上的力1670.07N带轮参数由表31-11得 带轮宽度B=415+210=80B=80mmII齿轮传动设计 直齿圆锥齿轮传动设计（重要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=5.57kw、小齿轮转速为=323.33r/min、齿数比为3.由电动机驱动。工作寿命2023（设每年工作300天），两班制，带式输送，工作平稳，转向不变。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度（GB10095-88） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差20HBS。选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 ，为满足互质，取z2 =68.按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 拟定公式内的各计算值试选载荷系数=1.4小齿轮传递的转矩=164.47NM取齿宽系数查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限710Mpa 大齿轮的接触疲劳极限580Mpa 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 由教材公式10-13计算应力值环数 N1=60nj =60323.3312830010=9.31h N2=3.1h查教材10-19图得：K=1.17 K=1.24齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1.05,应用公式（10-12）得: =1.17710/1.05=793 =1.4 K=1.24=793 结果 =1.24560/1.05=721 （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 取d1=115mm2） 计算圆周速度V 1.95m/s3） 计算载荷系数 系数=1.25，根据V=1.95m/s，8级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.12 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.33 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.33 得载荷系数 =2.1564） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 1. 、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 拟定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.25X1.12X1.47X1.33=2.742） 计算当量齿数 =23.7 =70.2 =721=114.95mmv=1.95m/sK=2.156=5.04mmK=2.74 3).由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88 K=0.896) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2.75mm 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模数，由于齿轮模数的大小重要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=5 mm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d=115来计算应有的齿数.计算齿数 z=23 取z=23 那么z取68 4、计算几何尺寸（1） d=115mm （2） d=340mm（3） =（4）（5） mm（6） =59.3圆整取b=60mm（7） 机构设计 小锥齿轮分度圆直径为115mm 采用实心结构大锥齿轮分度圆直径为340mm 采用腹板式结构K=0.88K=0.89M=5.015mmz=23 =68d=115mmd=340mmR=177.92mmb=60m 斜齿圆柱齿轮传动设计：斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分轴向力，减少轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度为229HB286HB，平均取240HB。计算项目计算内容计算结果（1） 初步计算转矩齿宽系数由表9.3-11查取接触疲劳极限由图9.3-22b初步计算需用接触应力值由表B1，估计取， 动载荷系数初步计算小齿轮直径取初步齿宽（2）校核计算圆周速度精度等级由表9.3-1选择8级精度齿数、模数和螺旋角取初取，传动比误差为-0.8%由表9.3-4取 一般与应取为互质数取使用系数由表9.3-6原动机均匀平稳，工作机有中档冲击动载系数由图9.3-6齿间载荷分派系数先求由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级齿向载荷分布系数区域系数由图.3-17查出弹性系数由表9.3-11查出重合度系数由表9.3-5由于无变位，端面啮合角螺旋角系数齿形系数由图9.3-19,查得应力修正系数由图9.3-20查得重合度系数螺旋角系数由图9.3-21查取齿向载荷分布系数由图9.3-9查取许用弯曲应力实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由表9.3-14查最小安全系数由图9.3-26拟定尺寸系数由图9.3-25拟定弯曲寿命系数此外取验算合格（3）许用接触应力验算许用接触应力由表9.3-14取最小安全系数总工作时间应力循环次数 （单向运转取）接触寿命系数由图9.3-23查出齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表9.3-15安调质钢查润滑油膜影响系数取为验算合格（4）拟定重要传动尺寸中心距取整螺旋角切向模数分度圆直径齿宽（5）小结：齿轮重要传动尺寸列表模数3压力角螺旋角分度圆直径齿顶高3mm齿根高3.75mm齿顶间隙0.75mm齿根圆直径 中 心 距220mm齿 宽齿顶圆直径III轴的设计计算 1输入轴的设计1. 求输入轴上的功率、转速和转矩 =5.57 kw =323.33r/min =164.47N.2. 、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 3、初步拟定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得mm 输入轴的最小直径为安装大带轮，取 =36mm，4、 轴的结构设计（1）初步定输入轴设计如图。 （2） 根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1） 为了满足大带轮的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。12段长度应适当小于L所以取=78mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为 45mm100mm27.25mm所以而=24mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，但考虑到应加一挡油环，故取=40mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的规定，求得端盖外端面与大带轮右端面间的距离l=20mm，取=55mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取 （3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械 设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大带轮处处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。（4）拟定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、 求轴上的载荷（30309型的a=21.3mm。所以俩轴承间支点距离为130mm 右轴承与齿轮间的距离为60mm。）载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M 总弯矩=212152.74N.mm扭矩T =164.47N.M6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 56.44Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 2中间轴的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T =107.8r/min =468.82N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 3、初步拟定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）拟定中间轴设计如图。 （2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为，。 2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内比的距离为a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=16mm，在拟定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=10mm。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，同理圆柱齿轮处用普通平键尺寸为。选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。（4）拟定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在拟定支点时查得30311型的支点距离a=24.9mm。所以轴承跨距分别为L1=68mm，L2=118.5mm。L3=94.5mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=729041.61N.mm扭矩T =468.82N.mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 3输出轴的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =5.08 kw =32r/min =1516.66NM 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 3、初步拟定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输出轴上采用两个平键轴径增大10%-15%，故4、轴的结构设计（1) 拟定输出轴设计如下：同中间轴各轴段直径和长度的选择，图示尺寸值如下，2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315，其尺寸为，4）齿轮距箱体内比的距离为a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在拟定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=10mm。 （3）轴上的周向定位 齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为110mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样外部连杆与轴的连接，选用平键，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。（4） 拟定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在拟定支点时查得30315型的支点距离a=32mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=182.5mm，L2=90.5mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=771645.46N.mm扭矩T =1516.66N.M 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=54.7mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响限度相称。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，并且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面左侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质解决。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因， ，经查值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化解决，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处取 则 故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值故可知安全。 Ft=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N=36mm=78mm=24mm=40mm=55mmc=16mm，IV轴承设计计算 1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，轴向力 Fa=395.06N ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F 则 Fr1=3577.70N Fr2=5585.14N则 Fs1=1052.26N(右) Fs2=1642.69N（左）则 Fa1=2037.75N（右） Fa2=1642.69N（左）则 P1=4914.06N P2=6143.65N则 P=P2=6143.65N 则故轴承验证合格。 2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311, 。轴向力Fa=1109.96N， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 Fr1=5549.64N Fr2=7714.73N则 Fs1=1632.24N(左) Fs2=2269.04N（右）则 Fa1=1632.24N(左) Fa2=3638.55N（右）则 P1=6104.6N P2=9358.06N则 P=P2=9358.06N 则故轴承验证合格。 3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315. 轴向力Fa=3015.17N， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 Fr1=4228.19N Fr2=6002.26N则 Fs1=1243.59N(右) Fs2=1765.37N（左）则 Fa1=4780.54N(右) Fa2=1765.37N（左）则 P1=9695.7N P2=6602.49N则 P=P2=9358.06N 则故轴承验证合格。 键联接的选择及校核计算 1输入轴键计算 1）校核大带轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2）校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2中间轴键计算1）校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键合格。 2）校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键合格。 3输出轴键计算1）校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键合格。 2）校核输出轴箱体露出键强度 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键合格。 减速器机体各部分结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸（mm）箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度机座底凸缘厚度 取地脚螺钉直径取地脚螺钉数目取窥视孔盖螺钉直径 取定位销直径 取大齿轮顶圆与内机壁距离1 取1=齿轮轮毂端面与内机壁距离2 取2=轴承端盖螺栓直径 取轴承端盖外径 取 轴承端盖凸缘厚度 VII、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮,接近。可以运用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通