机械设计课程设计-设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

机械基础综合课程设计说明书

设计题目：
学 院： 机械工程学院
专业年级：
姓 名：
班级学号：
指导教师：

二Ｏ 年 月 日

目 录
一、 课程设计任务书------------------------------------------------------1
二、 传动方案的拟定与分析---------------------------------------------2
三、 电动机的选择---------------------------------------------------------3
四、 计算总传动比及分配各级传动比---------------------------------4
五、 动力学参数计算------------------------------------------------------ 5
六、 传动零件的设计计算-------------------------------------------------6
七、 轴的设计计算----------------------------------------------------------9
八、 滚动轴承的选择及校核计算---------------------------------------12
九、 键连接的选择及校核计算------------------------------------------14
十、 联轴器的选择及校核计算------------------------------------------15
十一、减速器的润滑与密封-----------------------------------------------16
十二、箱体及附件的结构设计--------------------------------------------17
设计小结-----------------------------------------------------------------------18
参考文献-----------------------------------------------------------------------19

机械基础综合课程设计设计说明书

一、 课程设计任务书
设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器
1. 布总体置简图

2. 工作情况
工作平稳、单向运转
3. 原始数据
运输机卷筒扭矩（N•m）
运输带速度（m/s）
卷筒直径（mm）
带速允许偏差（%）
使用年限（年）
工作制度（班/日）
1250
1.45
420
5
10
1
4. 设计内容
(1) 电动机的选择与参数计算
(2) 斜齿轮传动设计计算
(3) 轴的设计
(4) 滚动轴承的选择
(5) 键和联轴器的选择与校核
(6) 装配图、零件图的绘制
(7) 设计计算说明书的编写
5. 设计任务
(1) 减速器总装配图1张（1号图纸）
(2) 齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）
(3) 设计计算说明书一份
(4) 装配草图一张

1
第 页

机械基础综合课程设计设计说明书
三、电动机的选择
1.1 电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
1.1 电动机功率的选择
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：
0/(220X3.14159)=86.8112 r/min
工作机所需要的有效功率为:

为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为齿轮传动（8级）的效率为0.97，为滚动轴承传动效率为0.98，为鼓轮的效率为0.97。则传动装置的总效率为:

电动机所需的功率为:
2.6/0.8419 = 3.0883 kW
二级齿轮传动比8~40，则电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和300r/min。由机械设计手册与实际经验选出电机型号Y112M-4
表1－1电动机技术数据及计算总传动比
方 案
型 号
额定功率
(kW)
转速 (r/min)
质量
Kg
参考价格
(元)
总传动比
同步
满载
1

2

把这两种方案进行比较，方案1电动机质量最小，价格便宜，但是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑故不可取，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，综合考虑两种可选方案后，选择方案2比较合适。
选用方案2电动机型号Y112M-4，根据机械设计手册查得电动机的主要参数如表1－2所示。
表1－2 Y132S-6电动机主要参数
型 号
中心高H／mm
轴伸／mm
总长L／mm

1. 装置运动及动力参数计算
2.1传动装置总传动比和分配各级传动比
根据电动机的满载转速和鼓轮转速可算出传动装置总传动比为：
1440/86.8112=16.59
双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为：
① 速级的传动比为：===4.8193
②低速级的传动比为：=/=16.59/4.8193=3.4424
2.2传动装置的运动和动力参数计算：
a) 各轴的转速计算：
= =1440r/min
= /=1440/4.8193=298.7986r/min
=/=298.7986/3.4424=86.7995r/min
==86.7995r/min
b) 各轴的输入功率计算：
==3.08830.99=3.0574kW
==3.05740.99X0.97=2.9360kW
==2.9360 0.990.97=2.8218kW
==2.82180.99X0.99=2.7656kW
c) 各轴的输入转矩计算：
=955095503.0574/1440=20.2765N·m
=955095502.9360/298.7986=93.8386N·m
=955095502.8218/86.7995=311.1249N·m
=955095502.7656/86.7995=304.2815N·m
由以上数据得各轴运动及动力参数见表1－3。

1－3各轴运动及动力参数
轴号
转速
n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/N.mm
传动比
1
1440
3.0574
20.2765
4.8193
2
298.7986
2.9360
93.8386
3.4424
3
86.7995
2.8218
311.1249
1.0000
4
86.7995
2.7656
304.2815

六、传动零件的设计计
Ø 直齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。
（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①选用直齿圆柱齿轮
②运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88）
③由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数：大齿轮齿数
则齿数比
（2） 按齿面接触强度设计
按式(10-11）试算，即

①确定公式内各计算数值
a) 试选载荷系数
b) 由图10-20选取区域系数
c) 查得，
d) 小齿轮传递的转矩
e) 由表10-7选取齿宽系数
f) 由表10-5查得材料弹性影响系数
g) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
h) 由式10-15计算应力循环次数：

i) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数

j) 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得

k) 许用接触应力

②计算
a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

b) 计算圆周速度

c) 齿宽b及模数mnt

d) 计算纵向重合度

e) 计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数 根据 ，8级精度，由图10-8查得动载系数 ；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故 ；表10-3查得 ；图10-13查得
故载荷系数：

f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得

g) 计算模数

（3） 按齿根弯曲强度设计
由式(10-17)

①确定计算参数
a) 计算载荷系数

b) 根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数

c) 计算当量齿数

d) 查取齿形系数
由图10-17查得

e) 查取应力校正系数
由图10-18查得

f) 计算弯曲疲劳许用应力
由图10-24c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
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得

g) 计算大、小齿轮的，并加以比较

大齿轮的数值大
②设计计算

对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是由

取 ，则
（4） 几何尺寸计算
①计算中心距

将中心距圆整为222mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数等不必修正
③计算大、小齿轮的分度圆直径

④计算齿轮宽度

圆整后取

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比

模数(mm)

螺旋角

中心距(mm)

齿数

齿宽(mm)

直径(mm)
分度圆
.

齿根圆

.

齿顶圆

旋向

七、轴的设计计算
Ø 轴的设计计算
1. 高速轴的设计
(1) 高速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
高速轴功率（）
转矩T（）
584
10.56
207.22
(2) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75

(3) 初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴的结构设计
1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ VII

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=37mm。V带轮与轴配合的长度L1=99mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=95mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=37mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm；而LⅢ-Ⅳ=24+24=48mm，LⅤ-Ⅵ=15mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，套筒左端高度为5mm，dⅤ-Ⅵ=50mm。
③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=45mm，取LⅣ-Ⅴ=115mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3）轴上零件的轴向定位
V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×80mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键14mm×9mm×90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
95
35
与V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
37
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
48
40
与滚动轴承30307配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
115
45
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
15
50
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
26
40
与滚动轴承30307配合
总长度
359mm
（5） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19.5mm。因此，轴的支撑跨距为L1=129mm， L2+L3=83.5+76.5=160mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

83.5
129

76.5

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。

Ø 中速轴的设计
(1) 中速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
195.97
10.14
494.14
(2) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为，则

已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式则

(3) 初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴的结构设计
1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

2）根据轴向定位的要求确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的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=50mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=29+20=49mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。
②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=66mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=110mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3）轴上零件的轴向定位
大小齿轮与轴的周向定位都选用平键18mm×11mm×90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
54
50
与滚动轴承30309配合，套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
110
60
与大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
110
65
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
115
60
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
54
50
与滚动轴承30309配合
总长度
433mm

（5） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为
L1=78.5mm， L2=217.5，L3=81mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

83.5-=
74.5-=
227.5=

（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
Ø 低速轴的设计
(1) 低速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
65.76
9.74
1414.49
(2) 作用在轴上的力
已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

(3) 初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得

(4) 轴的结构设计
1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=75mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317，其尺寸为d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故 dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=80mm；而LⅠ-Ⅱ=45mm，LⅣ-Ⅴ=45+20=65mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=97mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。
③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=95mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=110mm。
④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3） 轴上零件的轴向定位
半联轴器与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×85mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为25mm×14mm×95mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
45
5
与滚动轴承30314配合
Ⅱ-Ⅲ
15
97
轴环
Ⅲ-Ⅳ
110
90
与大齿轮以键联接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
65
85
与滚动轴承30314配合
Ⅴ-Ⅵ
60
79
与端盖配合，做联轴器的轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
74
与联轴器键联接配合
总长度
400mm

81.5
66.5

（5） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=36mm。因此，轴的支撑跨距为

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

B截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力

已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
（7） 精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面ⅤⅥⅦ无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧。
2） 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩为

截面Ⅳ上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45Cr，调质处理。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按附表3-2

经插值后可查得
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

查得碳钢的特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。
3） 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ右侧的弯矩为

截面Ⅳ上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45Cr，调质处理。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按附表3-2

经插值后可查得
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。

八、滚动轴承的选择及校核计算
Ø 轴承预期寿命
1. 高速轴的轴承
选用30308型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，
，
（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。

Ø 中速轴的轴承
选用30310型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由中速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。
Ø 低速轴的轴承
选用30317型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由低速轴的校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

（3） 求轴承当量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。

九、键连接的选择及校核计算
由《机械设计》式(6-1）得
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取
（1） V带轮处的键
取普通平键10×80GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（2） 高速轴上小齿轮处的键
取普通平键14×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（3） 中速轴上大齿轮处的键
取普通平键18×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（4） 中速轴上小齿轮处的键
取普通平键18×90GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（5） 低速轴上大齿轮处的键
取普通平键225×95GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

（6） 联轴器周向定位的键
取普通平键20×85GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置。
则该双键的工作长度为

十、联轴器的选择及校核计算
根据输出轴转矩，查《课程设计》表17-4
选用HL6联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求。

十一、减速器的润滑与密封
1. 窥视孔和视孔盖
查《课程设计》（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖， 。
2. 通气器
查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。
3. 油面指示器
查表9-14，选用油标尺。
4. 放油孔和螺塞
查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。
5. 起吊装置
查表9-20，选用箱盖吊耳，，，
箱座吊耳，，，，
6. 定位销
查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A1240
7. 起盖螺钉
查表13-7，选用GB5782-86 M835
8. 箱体的设计
名称
符号
尺寸
箱座壁厚
δ
10
箱盖壁厚
δ1
10
箱体凸缘厚度
b、b1、b2
b=15;b1=15;b2=25
加强筋厚
m、m1
m=9;m1=9
地脚螺钉直径
df
21
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁联接螺栓直径
d1
16
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
11

十二、箱体及附件的结构设计
由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。
1.检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如[2]图16-64所示。
2．放油螺塞
放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M10×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。
3． 油标
油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（[2]表7-7），长形油标（[2]表7-8）和管状油标（[2]表7-9）、和杆式油标（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的杆式油标。
4．通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。
5．起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成[2]表11-3。
6．定位销
为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 119—86 A4×30。

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