減速器課程設計 (8)

1、目錄1設計任務書 22電動機的選擇計算 23傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算34鏈的計算 55斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算76軸的設計計算 187滾動軸承的選擇與壽命驗算248鍵聯(lián)接的選擇和驗算269課程設計的總結2610參考文獻411 設計任務書設計題目：鏈式運輸機傳動裝置的設計。傳動裝置如圖所示，電動機帶傳動驅動雙級斜齒圓柱齒輪減速器，經聯(lián)軸器驅動滾筒回轉。運輸帶的工作力F=8000N，運輸帶的工作速度V=0.60m/s，運輸帶的滾筒直徑D=300mm，運輸帶的寬度B=400mm。用于鑄造車間運輸工作，1班制連續(xù)工作，載荷有輕度沖擊，工作壽命10年，小批量生產，在中等規(guī)模制造廠制造。動力來源：三

2、相交流電380V/220V,速度允差5%。 2.電動機的選擇計算2.1選擇電動機系列 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，電壓380V，Y系列。2.2傳動滾筒所需有效功率=Fv/1000=8000×0.6/1000=4.8kW2.3傳動裝置的總效率查表確定各部分效率如下：彈性聯(lián)軸器的效率：=0.99 一對滾動軸承的效率： =0.99(球)閉式齒輪傳動的效率：=0.97滾子鏈的效率：=0.92傳動滾筒效率：=0.96 2.4所需電動機的輸出功率= 6.08 kw2.5計算傳動滾筒軸的轉速=r/min2.6選擇電動機以同步轉速1500r/min及1000r/min進

3、行比較由查4.12-1表得電動機數(shù)據(jù)、計算出總傳動比列于下表 方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速r/min 滿載轉速r/min電動機質量/kg總傳動比1Y132S-47.5150014406837.702Y160M-67.510009708425.39選方案1：Y132S-4，額定功率P0=7.5kW，同步轉速1500r/min，滿載轉速1440r/min。由4.12-2查得電動機中心高H=132mm，外伸軸段D×E=38mm×80mm。3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1初分配傳動比3.2總傳動比ii=/=1440/38.2=37.703.3各級傳動比的分配 根據(jù)總

4、傳動比（i=37.70，以及各種機械傳動比范圍，各種傳動比 分配如下： 選取鏈傳動的傳動比=4,滿足i01=(24)則閉式圓柱齒輪傳動的傳動比=9.4253.4各軸功率、轉速轉矩的計算 0軸：即電動機軸 =6.08kw =1440r/min =9550=40.32N.m1軸：即減速器高速軸 = =6.080.990.99=5.96kw=1440r/min=9550 =9550=39.52N.m 2 軸：即減速器中間軸 =5.960.990.97=5.72kw=1440/3.57=403.361r/min=9550=9550=135.427N.M 3軸：即減速器低速軸 =5.72×0.

5、99×0.97=5.49kw=152.788r/min=9550=9550=343.152N.m4軸：即傳動滾筒軸 = =5.49×0.99×0.92=5.00kw=38.196r/min=9550=9550×=1250.13N.m 為便于設計計算檢用，現(xiàn)將各軸的功率、轉速及轉矩以及軸間的傳動比與傳動效率的計算結果匯總列表如下：軸序號功 率P/ kw轉 速n/(r/min)轉 矩T/N.m傳動形式傳動比i效率0軸6.08144040.32聯(lián)軸器1.0098軸5.96144039.52齒輪傳動3.57096軸5.72403.361135.427齒輪傳動2.

6、64096軸5.49152.788343.152鏈傳動4091軸5.0038.1961250.134 鏈傳動計算4.1確定4鏈輪齒數(shù)4.1.1原始數(shù)據(jù)軸輸出功率 5.49kW軸 轉 速 152.788r/min軸轉距 343.152N·m設鏈速=3=43.1.2設計步驟和方法(1) 確定鏈輪齒數(shù) P4=5.00KWn4=38.196r/minT4=1250.13N·m根據(jù)鏈速按表4-13的推薦選取小鏈輪齒數(shù)Z1取Z1=17 則Z2=iZ1=417=68（2） 確定鏈號和鏈節(jié)距 鏈號和節(jié)距，可根據(jù)所傳遞的功率P及小鏈輪的轉速n1由圖4-37所示磙子鏈許用功率曲線圖中選定，型號

7、N16A，。修正計算公式為 P0 式中，P 傳遞的功率，KW； KA工況系數(shù)，見表4-14； KZ 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，見圖4-39； KP鏈系數(shù)，見表4-15； P0 單排鏈在實驗條件下所傳遞的許用功率， 見圖4-37。取鏈號為NO16A 節(jié)距P=25.40（3） 驗算鏈速（4） 確定鏈條節(jié)數(shù)和中心距 一般推薦初選中心距a0=(30-50)p最大為a0max=80p，張緊裝置或托板時a0max80p，距不可調時，a030p 。取a0=40p=4025.4=1016鏈節(jié)數(shù)LP= =+ =124.147取LP=124中心距 a= = =1055.19a=1055.191016符合設計要求 取a=10

8、56實際中心距應比理論中心距a小取=0.004a mm=a-=1056-10560.004=1051.8mm（5）計算壓軸力 Ft =4990.9N QF =KQFt = =5989.09N式中，KQ-壓軸力系數(shù)，取為1.15。Ft-鏈傳動的圓周力，N。（6） 鏈輪的幾何尺寸計算鏈輪直徑： d =138.23mm輪轂寬度：df =d-d1=138.23-25.4=112.83mm 5斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算高速斜齒-圓柱齒輪P=kw，n=1440r/min，i=3.57，每天1班連續(xù)工作，工作壽命10年， 八級精度5.1小齒輪選用45號低碳鋼，調質處理，齒面硬度為217255，取=240大齒

9、輪選用45號低碳鋼，正火處理，齒面硬度為162217 ，取=190計算應力循環(huán)次數(shù)=60j=601440101×（3008）=2.07=查得 =1.0 =1.04 （允許有一定點蝕）查得 取得 取=1.0 =1.0=580MPa=562MPa因為，取=562MPa5.2按齒面接觸強度計算中心距由公式(11-32)，計算中心距 (=39.52N·m) 初取=1.2，暫取=12º，取由表11-5查得，由圖11-7查得由圖11-20查得 （u=i=3.57） 取中心距=103mm一般取=(0.010.02)=(0.010.02)×103=(1.032.06)m

10、m，取標準模數(shù)=2兩齒輪齒數(shù)和 = = =100.74 取=101則=/(u+1)=22.1 取=22所以=-=101-22=79實際傳動比 = 3.59傳動比誤差 <3%在允許范圍內=arccos =arccos=11.34º與暫取=12º相近，可不必修正=44.876 mm =161.145 mm圓周速度v=3.384 m/s，選齒輪精度為8級5.3驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動皮帶傳動后，載荷有輕微沖擊，由表11-3取 按8級精度和/100=0.744查圖11-2(b)得=1.06齒寬b= =0.4×103 =41.6取b=42按b/=42/44.87

11、60.94齒輪相對軸承對稱布置 則=1.14,載荷系數(shù)=1.25×1.06×1.14×1.2=1.812由5-42 =0.99計算重合度，以計算=+2m=44.876+2×1.0×2=48.876mm =+2m=161.145+2×1.0×2=165.145mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.340)=20.360 =cos=44.876×cos20.360=42.072mm =cos=192.821×cos20.360=151.077mm =arccos=

12、arccos=30.5940 =arccos= arccos=23.8210 =(tan-tan)+(tan-tan)=22×+79×=1.66=1.314由式5-43計算=0.78= arctan(tancos)= arctan(tan11.34°×cos20.360)=10.650=2.454由式5-38計算齒面接觸應力=2.44×189.9×0.78×0.99×N=529.8MPa<=562Mpa 所以安全 主要參數(shù)：m=2 =22=79=11.34º=44.876=161.145 b=425

13、.4驗算齒根彎曲疲勞強度由公式(11-33) =/=22/=23.34=/=79/=83.813查圖5-14得=2.66,=2.32查圖5-15得=1.58,=1.78由式5-47計算=1-=1-1.314=0.842=0.8由式5-48計算=0.25+=0.25+=0.686=0.7由式5-31計算彎曲疲勞許用應力查圖5-18b得220MPa,210MPa查圖5-19得1.0取 Yx=1.0取=314Mpa =300Mpa =95.345MPa<=314Mpa 安全=95.345=93.684MPa<=300MPa 故安全5.5齒輪主要幾何參數(shù)=22,=79,=2mm,=11.3

14、4º=44.876mm,=161.145mm=48.876mm =165.145mm =-2.5=39.876mm =-2.5=156.145mm =(+)=103mm 取=47mm, =42mm 低速斜齒-圓柱齒輪P=kw，n=403.361r/min，i=2.64每天1班連續(xù)工作，工作壽命10年， 八級精度5.1小齒輪選用45號低碳鋼，調質處理，齒面硬度為217255，取=240大齒輪選用45號低碳鋼，正火處理，齒面硬度為162217 ，取=190計算應力循環(huán)次數(shù)=60j=60354.24101×（3008）=5.81=查得 =1.04=1.11 （允許有一定點蝕）查得

15、 取得 取=1.0 =1.0=603.2MPa=640.95MPa因為，取=603.2MPa5.2按齒面接觸強度計算中心距由公式(11-32)，計算中心距 (=343.152N·m) 初取=1.2，暫取=12º，取由表11-5查得，由圖11-7查得由圖11-20查得 （u=i=2.64） 取中心距=132mm一般取=(0.010.02)=(0.010.02)×132=(1.322.64)mm，取標準模數(shù)=2兩齒輪齒數(shù)和 = = =129.1 取129則=/(u+1)=35.4 取=35所以=-=129-35=94實際傳動比 = 2.68傳動比誤差 <3%在允

16、許范圍內=arccos =arccos=12.23º與暫取=12º相近，可不必修正=71.625 mm =192.365 mm圓周速度v=1.513m/s，選齒輪精度為8級5.3驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動皮帶傳動后，載荷有輕微沖擊，由表11-3取 =1.25 按8級精度和/100=0.053查圖11-2(b)得=1.03齒寬b= =0.4×132 =52.8取b=55按b/=55/71.6250.767齒輪相對軸承對稱布置 則=1.12,載荷系數(shù)=1.25×1.03×1.12×1.2=1.730由5-42 =0.99計算重合度，以

17、計算=+2m=71.625+2×1.0×2=75.625mm =+2m=192.365+2×1.0×2=196.365mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos12.230)=20.4260 =cos=71.625×cos20.4260=67.121mm =cos=192.365×cos20.4260=180.269mm =arccos= arccos=27.4320 =arccos= arccos=23.3600 =(tan-tan)+(tan-tan)=35×+94×=1.71

18、=1.85由式5-43計算=0.75= arctan(tancos)= arctan(tan12.23°×cos20.4260)=11.4820=2.45由式5-38計算齒面接觸應力=2.45×189.8×0.76×0.99×N=316.65MPa< 所以安全 主要參數(shù)：m=2 =35 =94=12.23º=71.625=196.365 b=55 5.4驗算齒根彎曲疲勞強度由公式(11-33) =/=35/=49=/=107/=100.7查圖5-14得=2.5,=2.22查圖5-15得=1.67,=1.82由式5-47

19、計算=1-=1-1.85=0.81=0.8由式5-48計算=0.25+=0.25+=0.67=0.7由式5-31計算彎曲疲勞許用應力查圖5-18b得220MPa,210MPa查圖5-19得1.0取 Yx=1.0取=314 Mpa =300Mpa =139MPa<=314Mpa 安全=139=134.5MPa<=300MPa 安全5.5齒輪主要幾何參數(shù)=35,=94,=2mm,=12.23º=71.625mm,=192.365mm=75.625mm =192.365mm =-2.5=66.625mm =-2.5=187.365mm =(+)=132mm 取=60mm, =5

20、5mm 6 軸的設計計算6.1減速器低速軸的設計選擇軸的材料選用45鋼正火處理。6.2按轉矩初步估算軸伸直徑按式 d mm式中取A=120，p=p2=5.96kw，n=n2=1440r/min. 6.3設計軸的結構，初選滾動軸承根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑、各軸段的直徑、各軸段長度及跨度尺寸，選定低速軸上的兩個軸承均為6210型滾動軸承。6.4求小齒輪上的作用力=/=1356N6.5減速器高速軸的設計選擇軸的材料因為小齒輪的直徑較小(齒輪的分度圓直徑： =44.876mm),需制成齒輪結構，即為45鋼調質處理。按轉矩初步估算軸伸直徑 按式 d mm式中A=110160

21、;取A=120，p=p1=5.96kw，n=n1=1440r/min.代入上式d 120 =19mm6.6設計軸的結構，初選球軸承根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑、各軸段的直徑、各軸段長度及跨度尺寸如圖所示查表2.4-1初步選用深溝球軸承6206。6.7軸的計算 （5）對軸進行分析，作當量彎矩圖。計算齒輪所受的各個分力，繪制空間受力簡圖:T=39.52=44.876mm圓周力：=/=2×39.52×1000/44.876=1901N軸向力：徑向力：齒輪的分度圓直徑： =44.876mm 將空間力系分解為H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖，即：=0即

22、：求軸的彎矩M，畫彎矩圖畫軸的扭矩圖 T=36670求計算彎矩，畫計算彎矩圖取根據(jù)，6）校核軸的靜強度根據(jù)圖中軸的結構尺寸，選擇彎矩叫大的剖面和彎矩較大，軸徑較細的剖面進行驗算。根據(jù)主教材查得=59 MPa剖面的計算應力： 安全 剖面的計算應力： 安全7）校核軸的疲勞強度a判斷危險剖面 分別選擇，剖面進行驗算：剖面所受的彎矩和扭矩大，軸肩圓角處有應力集中。剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角三個應力集中源。45鋼調質的機械性能參數(shù)：，。b剖面疲勞強度安全系數(shù)校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表

23、面質量系數(shù)。根據(jù)：查得：查得：，并取=8.89=37 =8.64 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求c. 剖面校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù)。查得：，并取：=7.6 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求7.減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算7.1選擇軸承類型及初定型號考慮軸承所受載荷較小，滾動軸承，按軸頸直徑d=30mm,初選兩個軸承型號均為深溝球軸承軸承6206型 ,該型號軸承的主要參數(shù)如下：d=30mm,D=62mm, B=16mm。基本額定動載荷Cr=22.5KN，基

24、本額定靜載荷C0 =16.5KN。7.2計算軸承的受力軸承受軸向載荷=354N，軸承1，2所受的徑向載荷：=471.02N =1181N 軸的轉速n=1440r/min.7.3計算當量動載荷軸承的固定方式為全固式，故由軸向外載荷F,全部由軸承1承，故:Fa=355N= Fa=355N, =0/=355/16500=0.021查表得e=0.21/=355/471.02=0.75e=0.56，=1.97=0/=0e=1，=0軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1.2=×(+)=1.2×(0.56×471.02+1.97×355)=1155.75N=× (

25、+)=1.2×1181=1417.2N 7.4計算軸承壽命比較兩軸承當量動載荷，,故應按計算軸承壽命。=295886h8.鍵聯(lián)接的選擇和驗算采用圓頭（A型）普通平鍵（GB/T1096-1990）b×h8×7,因軸伸長度48，故取鍵長40。鍵的材料選用45鋼,軸、輪轂均為鋼制.查得許用擠壓應力p100MPa。已知：d28，h7，lL-b48-8=40，TT136670·。則p×36670/28/7/4018.71MPa<p100MPa故此鍵聯(lián)的強度足夠9減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算1）齒輪潤滑油的選擇潤滑

26、油牌號齒輪的接觸應力為，故選用抗氧銹工業(yè)齒輪油潤滑。潤滑油的牌號按齒輪的圓周速度選擇參照5-12選擇： 選用320 根據(jù)4.8-1：代號3202）齒輪箱的油量計算油面由箱座高度H確定斜齒輪應浸入油中一個齒高，但不應小于10mm。這樣確定出的油面為最低油面。考慮使用中油不斷蒸發(fā)耗失，還應給出一個允許的最高油面，中小型減速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，確定箱座高度H的原則為，既要保證大齒輪齒頂圓到箱座底面的距離不小于，以避免齒輪回轉時將池底部的沉積物攪起，又要保證箱座底部有足夠的容積存放傳動所需的潤滑油。通常單級減速器每傳遞的功率，需油量：箱座高度H+(3050)+(35)=196.821

27、/2+40+10+5=143.4105mm高速軸軸心距下箱內壁：150-10=140mm油深：h=53mm減速器裝油量低速軸大齒輪浸油深度：17.335mm沒超過大齒輪頂圓的1/3故油深合理油量 =(0.350.7)×2×=5.31v=6.93 dm3 v0=5.31 dm3 v>v0 油量合理3）滾動軸承的潤滑確定軸承的潤滑方式與密封方式減速器中高速級齒輪圓周速度:=3.35m/s 由于V剛過2m/s所以深溝球軸承可以采用油潤滑4）滾動軸承的密封高速軸密封處的圓周速度=2.34m/s 由于，所以采用氈圈密封。5）驗算齒輪是否與軸發(fā)生干涉現(xiàn)象：1、2軸之間距離：103

28、mm，2軸上小齒輪齒頂圓半徑27.7395。碰不到1軸。 2、3軸間距離：132mm，2軸上大齒輪的齒頂圓半徑：96.41。2軸大齒輪與3軸之間的距離：28.59mm。即使3軸直徑為70mm,也碰不到3軸。因此，齒輪傳動設計合理。10.課程設計的總結機械設計基礎課程設計是我們學校為了讓我們更深刻的理解，認識機械的構造而進行的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎的一個重要教學環(huán)節(jié)，是我們進行專業(yè)課學習的奠基石。在這十多天的課設中我學會了綜合，靈活地運用所學的機械設計知識，使我的綜合能力得到了提高。更重要的是在一次次面對問題，解決問題的過程中，我學會了做決策，并且要對自己的決定負責。其次，對待

29、設計圖我們應一絲不茍，認真地對待每一個細節(jié)。 此外，在設計的過程中，我還學習到了很多機械設計的方法和基本技能，學會了如何使用設計資料，為我以后專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。 雖然在課設的過程中我有過辛苦和疲憊，曾經也因此抱怨過，但是當我完成了自己的作品時，內心的喜悅和激動卻遠遠勝過了這些，自己有了前所未有的成就感，同時也對在課設過程中那些關心和幫助我的老師,同學表達我由衷的感謝！參考文獻1.孫德志，王春華，董美云，李慶忠.機械設計基礎課程設計（第四版）.沈陽：東北大學出版社.2004.07.2.陳良玉，王玉良，馬星國，李 力.機械設計基礎（第四版）.沈陽：東北大學出版社.2004.07.

30、=4.8kW=0.79=6.08kw=38.2r/mini減=9.425=3.57=2.64=6.08kw =1440r/min =40.32N·m=5.96kw=1440r/min=39.52N·m =5.72kw=403.36r/min=135.427N·m=5.49kw=152.788r/min=343.152N.mP4=5.00KWn4=38.196r/minT4=1250.131N·mz1=17z2=68P=5.49kwp=25.40mmL124mma=1056mm=4.224a=1052mmF=4990.9NQ=5989.09N=580MPa

31、=545MPa=2.07×10=5.8×108 =580Mpa=562MpaT1=39520N*mm=188.9=103mm=2=22=79=V=3.384m/s=42mm=1.812=48.876mm=165.145mmat=20.360=42.072mm=151.077mm=30.5940=23.8210=1.66=1.314=0.78=10.650=2.44=529.8Mpa=23.34=83.813=2.66=2.32=1.58=1.78=0.8=0.7220Mpa210MPa314Mpa300Mpa =95.345MPa=93.684MPa=580Mpa=545M

32、Pa。=5.81×10=2.2×108603.2Mpa640.95MpaT1=343152N·mm=2.47a=131.512mma=132mm=2mm=129=35=942.64=71.625mm=192.365mmV=1.513m/s=55mm=1.730=75.625mm=196.365mmat=20.4260 =67.121mm=180.269mm=27.4320=23.3600=1.71=1.85=0.75=11.4820=2.45=316.65Mpa=49=100.7=0.8=0.7220Mpa210Mpa314Mpa300Mpa=134.5Mpa=6

33、9.62Mpad1=30mmd2=34mmd3=38mmFt=1555NFr=580NFa=354NR1H=112NR2H=457NR1V=426NR2V=1089NM2H0 =11068.1·mmM2H =21707.5N·mmM2V=51756N·mmM2=51143N·mmM20=47612N·mm=59 MPaca=7.51MPaca=5.13MPa=22.5KN=16.5KNR1=471.02NR2=1181NA1=355NA2=0NP1=1155.75NP2=1417.2N=295886h6）校核軸的靜強度根據(jù)圖中軸的結構尺寸，選擇

34、彎矩叫大的剖面和彎矩較大，軸徑較細的剖面進行驗算。根據(jù)主教材查得=59 MPa剖面的計算應力： 安全 剖面的計算應力： 安全7）校核軸的疲勞強度a判斷危險剖面 分別選擇，剖面進行驗算：剖面所受的彎矩和扭矩大，軸肩圓角處有應力集中。剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角三個應力集中源。45鋼調質的機械性能參數(shù)：，。b剖面疲勞強度安全系數(shù)校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù)。根據(jù)：查得：查得：，并取=8.89=37 =8.64 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求c. 剖面校核 因

35、軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù)。查得：，并?。?7.6 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求7.減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算7.1選擇軸承類型及初定型號考慮軸承所受載荷較小，滾動軸承，按軸頸直徑d=35mm,初選兩個軸承型號均為角接觸軸承軸承7207AC型 ,該型號軸承的主要參數(shù)如下：d=35mm,D=72mm, B=17mm?；绢~定動載荷Cr=22.5KN，基本額定靜載荷C0 =16.5KN。7.2計算軸承的受力軸承受軸向載荷=354N，軸承1，2所受的徑向載荷：=471.02N

36、=1181N 軸的轉速n=1440r/min.7.3計算當量動載荷軸承的固定方式為全固式，故由軸向外載荷F,全部由軸承1承，故:Fa=355N= Fa=355N, =0/=355/16500=0.021查表得e=0.21/=355/471.02=0.75e=0.56，=1.97=0/=0e=1，=0軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1.2=×(+)=1.2×(0.56×471.02+1.97×355)=1155.75N=× (+)=1.2×1181=1417.2N 7.4計算軸承壽命比較兩軸承當量動載荷，,故應按計算軸承壽命。=395886h8.鍵聯(lián)接的選擇和驗算采用圓頭（A型）普通平鍵（GB/T1096-1990）b×h8×7,因軸伸長度48，故取鍵長40。鍵的材料選用45鋼,軸、輪轂均為鋼制.查得許用擠壓應力p100MPa。已知：d28，h7，lL-b48-8=40，TT136670·。則p×36670/28/7/4018.71MPa<p100MPa故此鍵聯(lián)的強度足夠9減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算1）齒輪潤滑油的選擇潤滑油牌號齒輪的接觸應力為，