2023年带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计 课程设计
(机械设计基本)
设计题目 带式运送机传动装置二级圆柱齿轮减速器

机电工程学院 院(系) 过程装备与控制工程专业

班级 装控07-1 学号 06

设 计 人 陈明濠

指导教师 周瑞强教师

完毕日期 年 12 月 21 日
设计工作量:
设计阐明书 1 份
减速器装配图 1 张
减速器零件图 2 张

茂 名 学 院

机械设计课程设计任务书
目   录
一、设计任务书………………………………………………………………3
二、传动方案确定…………………………………………………………4
三、电动机选用……………………………………………………… …4
四、计算总传动比及配合传动比……………………………… ………5
五、传动装置运动和动力参数计算………………………………………6
六、传动零件设计计算………………………………………… ………7
1、高速级齿轮传动设计计算……………………………………………7
2、低速级齿轮传动设计计算……………………………………………9
七、轴设计计算………………………………………………… ………13
1、轴材料选用和最小直径估算………………………………………13
2、轴构造设计…………………………………………………………14
3、轴校核………………………………………………………………17
八、滚动轴承选用及校核………………………………………………23
1、中间轴滚动轴承……………………………………………………23
2、高速轴滚动轴承………………………………………… ………24
3、低速轴滚动轴承…………………………………………………25
九、键连接选用及核计算………………………………………………26
十、减速器机体构造尺寸……………………………………………………27
十一、联轴器选用…………………………………………………………29
十二、润滑方式确定………………………………………………………29
十三、其他有关数据…………………………………………………………30
十四、参照资料目录…………………………………………………………30
十五、课程设计总结…………………………………………………………30
（一）、机械设计课程设计任务书
题目：带式输送机传动装置中二级圆柱齿轮减速器
1、总体布置简图

1—电动机；
2—联轴器；
3—齿轮减速器；
4—带式运送机；
5—鼓轮；
6—联轴器

2、工作状况：
载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，常常满载，空载起动。
3、原始数据
输送带拉力F（N）：1800； 滚筒直径D（mm）：340； 运送带速度V（m/s）：2.35；
带速容许偏差（％）：5； 使用年限（年）：8； 工作制度（班/日）：单班制。
4、设计内容
1. 电动机选用与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴设计4. 滚动轴承选用5. 键和连轴器选用与校核；6. 装配图、零件图绘制；7. 设计计算阐明书编写 。
5． 设计任务
1．  减速器总装配图一张；2．  齿轮、轴零件图各一张；3．  设计阐明书一份
6． 设计进度
第一阶段：总体计算和传动件参数计算；
第二阶段：轴与轴系零件设计；
第三阶段：轴、轴承、联轴器、键校核及草图绘制；
第四阶段：装配图、零件图绘制及计算阐明书编写。
三)电动机选用
1．电动机类型和构造选用
由于本传动工作状况是：载荷平稳、单向旋转。因此选用常用封闭式Y（IP44）系列电动机。
2．电动机容量选用
1）工作机所需功率Pw  
Pw＝Fv/1000=1800×2.35/(1000×0.96)=4.41 KW
2）  电动机输出功率
Pd＝Pw/η kW
η＝
其中：
—带传动效率：0.96
—每对滚子轴承传动效率：0.98
—8级精度圆柱齿轮传动效率：0.97
—弹性联轴器传动效率：0.99
—卷筒传动效率：0.96
则总效率：
η＝=0.98
Pd＝Pw/η=4.41/0.80=5.5125kW
从表22-1中可选出额定功率为5.5kw电动机。
3．电动机转速选用
卷筒轴转速为 n=60×1000v/(D)=60×1000×2.35/(3.14×340)=132.07r/min
按表2-2推荐传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=8～40,则从电动机到卷筒子轴总传动比合理范围为i'=8～40。故电动机转速可选范围为：
n= i'×n=(8-40) ×132.07=1056.56～5282.8 r/min
可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min三种。根据相似容量三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分派给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：
其中总传动比为：。
式中--电动机满载转速,r/min；
--工作机转速，r/min.
一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.3~1.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.
两种不一样传动比方案：

方案
电动机型号
额定功率Pkw
电动机转速r/min
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
高速i
低速i
1
Y 132S-4
5.5
1500
1440
10.90
3.91
2.79
2
Y 132S1-2
5.5
3000
2920
22.11
3.97
5.56
4．电动机型号确定
由表22－1查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需规定。
(四)计算总传动比及配各级传动比
1． 计算总传动比
由电动机满载转速nm和工作机积极轴转速nw可确定传动装置应有总传动比为：
i总＝nm/nw=1440/132.07=10.90
2． 传动比分派
分派原则：各级传动尺寸协调,承载能力靠近,两个大齿轮直径靠近以便润滑.(浸油深度)
i总=i减=i高*i低=nm/nw i减——减速器传动比
i高——减速器内高速级传动比 i低——减速器内低速级传动比
nm——电动机满载转速 nw——工作机转速
i高=1.4* i低， i低×i高= i总
由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。
速度偏差为0.2%<5%，，因此可行。
(五)运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速:
I轴 n1= nm/1=1440 r/min
II轴 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.29/min
III轴 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min
滚筒 n4=n3=132.00 r/min
2)各轴输入功率:
电动机轴：Pd=5.5kw
I轴：P I = Pd ×η4 =5.5×0.99=5.445kw
II轴：P I I= P I ×η2×η3=5.445×0.98×0.97=5.176kw
III轴:pIII= P I I×η2×η3=5.176×0.98×0.97=4.92 kw
滚筒:pⅣ= pIII×η2×η4=4.92×0.98×0.99=4.774 kw
各轴输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为：
I轴 0.98=5.337Kw
II轴 kW
III轴 kw
滚筒轴 kw
3)各轴扭矩
电动机轴：Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48 (Nm)
I轴： TI= 9550×PI/ n1=9550×5.445/1440=36.11 (Nm)
II轴：TII= 9550×PII/n2=9550×5.176/368.29=134.22 (Nm)
III轴：TIII=9550×pIII/n3=9550×4.92/132.00=355.95 (Nm)
滚筒：T滚=9550×p滚/ n4=9550×4.774/132.00= 345.39 (Nm)
（六）传动零件设计计算
一）、高速级齿轮设计计算
设计参数：
P1=5.337 Kw
T1=36.11 Nm；
N1=1440 r/min
N2=368.29 r/min；
i1=3.91；
1、选材：因规定构造紧凑，故采用硬齿面组合。小齿轮用45号表面淬火钢，,；大齿轮参数也同样。（书本表11-1）
根据书本表11-5得：取=1.25，=1.0;
根据书本表11-4得:
2、确定许用应力：

；
3小齿轮工作转矩：

4根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：
设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3，
齿宽系数选用，；
初选螺旋角： β＝15°
螺旋度系数：
选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.91×19=93.84， 取Z2=94。
实际传动比为 i=74/19=3.9167，
因此，取齿数 ；Z2=94。
齿数系数
查书本图11-8得： YFa1＝2.68， YFa2＝2.22，
查书本图11-9得： YSa1＝1.60 ， YSa2＝1.79.
因，
故要对小齿轮进行弯曲强度计算。
法向模数：
取
中心距 ：
取a=92mm.
确定螺旋角： β＝
齿轮分度圆直径：

小齿轮齿顶圆：=37.42+2×1.5=40.42mm
大齿轮齿顶圆:=146.57+2×1.5=149.57mm
小齿轮齿根圆:=37.42-3×1.25=34.92mm
大齿轮齿根圆：=146.57-3×1.25=114.17mm
齿轮宽度： b＝ ＝0.8×30.64=24mm，
取b1＝30mm b2=25mm
3、验算齿面接触强度
将各参数代入下面得：
齿面硬度 ：
=Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。
4、齿轮圆周速度

对照书本表11-2，因此选8级制造精度合理；
构造设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。
二）、低速级齿轮设计计算
1、选用材料及许用应力
因规定构造紧凑，故采用硬齿面组合。小齿轮用45号表面淬火钢，齿面硬度为45，,；大齿轮选用参数同样。
根据书本表11-5得：取=1.25，=1.0;
根据书本表11-4得:
许用应力：

2、按齿轮弯曲强度计算
由上计算得：P=4.82kW， n=132.00r/min， i=2.79
齿轮按八级精度制造。取载荷系数K=1.3（书本表11-3），齿宽系数（书本表11-6）
小齿轮转距：
初选螺旋角： β＝15°
选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=2.79×24=66.96， 取Z2=67。
实际传动比为 i=67/24=2.79，
齿数系数
查书本图11-8得,齿形系数： YFa1＝2.66， YFa2＝2.26，
查书本图11-9得,齿形系数： YSa1＝1.61 ， YSa2＝1.75
因因
>
故要对小齿轮进行弯曲强度计算。
法向模数：
m==2.42mm
取m=2.5mm
中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15°= 117.763
取a=120mm
确定螺旋角： =arccos18.75°
齿轮分度圆直径： d= mz/cos=25*24/cos18.57°=63.30mm
d= mz/cos=25*67/cos18.57°=176.6mm
小齿轮齿顶圆：=63.30+2×2.5=68.30mm
大齿轮齿顶圆:=176.70+2×3=181.70mm
小齿轮齿根圆:=63.30-5×1.25=57.05mm
大齿轮齿根圆：=176.70-5×1.25=170.45mm
齿轮宽度： b＝ ＝0.8×63.3=50.64mm， 取b1＝60mm b2=55mm
3、验算齿面接触强度
将各参数代入下面得：
齿面硬度 ：
=Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。
4、齿轮圆周速度
V=0.44m/s
对照书本表11-2，因此选8级制造精度合理；
构造设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。
三）得出画图尺寸数据
表格：
高速级齿轮传动尺寸
低速级齿轮传动尺寸
名称
计算公式
成果/mm
名称
计算公式
成果/mm
模数

1.5
模数

2.5
压力角

20°
压力角

20°
螺旋角

15.85°
螺旋角

18.57°
齿数

24
94
齿数

24
67
传动比

3.91
传动比

2.79
分度圆直径

37.42
146.57
分度圆直径

63.30
176.60
齿顶圆直径

40.42
149.57
齿顶圆直径

68.30
181.70
齿根圆直径

34.92
147.07
齿根圆直径

57.50
170.45
中心距

92
中心距

120
齿宽
B=b+5

30
25
齿宽
B＝b+5

60
55
（七）轴设计计算
一）轴材料选用和最小直径估算
根据工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：mm。初算轴径时，若最小直径周段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度影响。当该轴段截面上有一种键槽时，d增大5%至7%，两个键槽时，d增大10%至15%。值由书本表14-2确定高速轴；中间轴；低速轴
高速轴d=A=110*=23.62,因高速轴最小直径处要安装大带轮，设有一种键槽，则：
d=d(1+7﹪)=23.62*(1+0.07)=25.3mm， 取整数d=30mm
中间轴：
d=A=115*=42.65 因中间轴最小直径处要安装滚动轴承，则取为原则值：d=45
低速轴：d=A=110*=63mm 因高速轴最小直径处要安装连轴器，设有一种键槽，则：
d=d(1+7﹪)=63*(1+0.07)=67.4mm 取为联轴器LT6 d=70mm
二）轴构造设计
1、中间轴构造设计
中间轴轴系构造如下图：

图2 中间轴
（1）各轴段直径确定
：最小直径，滚动轴承处轴段，D=45。根据表6-6得：角接触轴承选用7209AC,尺寸为d×D×B=45×85×19mm
:高速级大齿轮轴段，=55mm
：轴环，根据齿轮轴向定位规定，=65mm
：低速级小齿轮轴段=55mm
：滚动轴承处轴段，==45mm。
（2）各轴段长度确定
：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=55mm。
：由高速级大齿轮毂孔宽度B2=45mm确定，=43mm
：轴环宽度，=10mm
：由低速级小齿轮毂孔宽度B1=60mm，=57mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm
（3）细部构造设计
由课程设计表16-28可查：
高速大齿轮处取A键：b×H-L=16mm×10mm-50mm（轴深t=6.0mm,毂深t1=4.3；半径r=0.25~0.40mm）；
低速小齿轮处取A键：b×H-L=16mm×10mm-50mm（轴深t=6.0mm,毂深t1=4.3；半径r=0.25~0.40mm）；
齿轮轮毂与轴配合选为55Js9/N9;
滚动轴承与轴配合采用过渡配合，此轴段直径公差选为45m6
参照课程设计表14-27、14-29得：各轴肩处过渡圆角半径 若a=(0.07~1)d，a>R取R2，倒角为C2。
2、高速轴构造设计
高速轴轴系构造如下图：

图3 高速轴
（1）各轴段直径确定
：最小直径，安装联轴器外伸轴段，30mm
：密封处轴段，根据联轴器轴向定位规定，定位高度，以及密封圈原则（拟采用毡圈密封），=33mm
：角接触轴承处轴段，=40mm，角接触轴承选用72058AC，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm××18mm
：过渡轴段，由于高速齿轮传动线速度不不不小于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，因此=50mm
齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴构造。因此轴和齿轮材料和热处理方式需同样，均为45钢，调质处理;
：滚动轴承处轴段，40mm
（2）各轴段长度确定
：由连轴器轴孔宽度L1=84（根据表19-5）,确定mm
：由箱体构造、轴承挡圈、装配关系等确定，=55mm
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=50mm
：由装配关系、箱体构造等确定，=60mm
：由高速级小齿轮宽度=65mm确定，=65mm
：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定50mm
（3）细部构造
联轴器处键取C型：b×h-L=10mm8mm-100mm (t=7.5，r=0.4~0.6)
在 处采用过盈配合，起到密封作用：
角接触轴承与轴配合采用过渡配合，此轴段直径公差选为
参照课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处过渡圆角半径，若a=(0.07~1)d，a>c，取R2，倒角为C2。
3、低速轴构造设计
低速轴轴系构造如下图：

图4 低速轴
（1）各轴段直径确定
：动轴承处轴段，=80mm。角接触轴承选用7211AC，其尺寸为d×D×B=80mm×140mm×26mm
：低速级大齿轮轴段，=85mm
：轴环，根据齿轮轴向地位规定，=90mm
：过渡轴段，考虑挡油盘轴向定位，=85mm
：角接触轴承处轴段，==80mm
：密封处轴段，根据联轴器轴向定位规定，以及密封圈原则（拟采用毡圈密封），=75mm
：最小直径，安装联轴器外伸轴段，d37= 70mm
（2）各轴段长度确定
：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，=56mm
：由低速大齿轮毂孔宽度105，确定=100mm
：轴环宽度，=10mm
：由装配关系、箱体构造等确定，=70mm
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=60mm
：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定，=80mm
：由连轴器轴孔宽度,确定
（3）细部构造设计
低速大齿轮处取A键：b×h-L=18mm×11mm-45mm（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；
联轴器处键取C型：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.256~0.40)
齿轮轮毂与轴配合选为；滚动轴承与轴配合采用过渡配合.
参照教材查表8-2得：各轴肩处过渡圆角半径，若70>d>50 取C2。
三）轴校核
1）高速轴校核
L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mm
L1=57mm L2=111mm L3=78mm
作用在齿轮上圆周力为：=2×36.11×1000/37.42=1930N
径向力为=1930×0.364=702.46N
作用在轴1带轮上外力：F=1800N
求垂直面支反力：
=(111×702.46)/(57+111)=464.13 N
=702.46-464.13=238.3N
求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
=238.3×111/1000=26.45N.m
=464.13×57/1000=26.45 N.m
求水平面支承力：
由得
=111×1930/(57+111)=1275.2N
=1930-1275.2=654.82N
求并绘制水平面弯矩图：
=1275.2×57/1000=72.69N.m
=654.82×111/1000=72.69N.m
求F在支点产生反力：
=78×1800/(111+57)=853.7N
=853.7+1800=2635.7N
求并绘制F力产生弯矩图：
=1800×78/1000=140.4N.m
=853.7×57/1000=48.6N.m
F在a处产生弯矩：
=853.7×57/1000=48.6N.m
求合成弯矩图：
考虑最不利状况，把与直接相加。
=48.6+ =126.0N.m
=48.6+=126 N.m
求危险截面当量弯矩：
最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）
==127.85N.m
计算危险截面处轴直径：
由于材料选用调质，查书本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
mm
由于>=55mm>d，因此该轴是安全。
轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校承受径向载荷核，由于轴承重要作用，因此，查书本279页表16-8,9，10取取
按最不利考虑，则有：
=+853.7=2210.4N
=+2635.7=3291N
则
==5.5年>5年
因而所该轴承符合规定。
4）、弯矩及轴受力分析图如下：

2）中间轴校核：
L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm
作用在2、3齿轮上圆周力：
=2×134.22×1000/146.57=1831.48N
=2×355.95×1000/63.3=1246.45N
径向力：=1831.48×0.364=666.66N
=1246.45×0.364=453.71N
求垂直面支反力:
=[-453.71×50.5+666.66×(50+50.5)]/(185)=285.3N
=453.71+285.3-666.66=72.34N
计算垂直弯矩：
=285.3×52.5/1000=14.98N.m
=285.3×(52.5+50)/1000-666.66×50/1000=- 4.09N.m
求水平面支承力：
=1619 N
=1831.48+1246.45-1619=1458.9N
2)、计算、绘制水平面弯矩图：
=1619×52.5/1000=85N.m
=-1458.9×(52.5+50)/1000-1246.45×50/1000=-211.86N.m
求合成弯矩图，按最不利状况考虑：
==86.3N.m
=211.90N.m
求危险截面当量弯矩：
最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）
==121.79N.m
==3976N.m
计算危险截面处轴直径：
由于材料选用调质，查书本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
mm
由于=30mm>d，因此该轴是安全。
3）、弯矩及轴受力分析图如下：

3）低速轴校核：
L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm
求作用力、力矩和和力矩、危险截面当量弯矩。
作用在齿轮上圆周力：
2×355.95×1000/63.3=11246.4N
径向力：=11246.4×0.36=4093.4N
求垂直面支反力：
106×418.75/(58+106)= 272.3mm
=4093.4-272.3=3821.1mm
计算垂直弯矩：
= =3821.1×106/1000=405.3 N.m
=15.80N.m
求水平面支承力。
=106×11246.4/(58+106)= 7269N
=11246.4-7269. =3977.4N
计算、绘制水平面弯矩图。
= 7269×58/1000=421.6N.m
N.m
求F在支点产生反力
N
=+1800=3419.9N
求并绘制F力产生弯矩图：
=1800×147.5/1000=265.5N.m
=1618.9×58/1000=93.9N.m
F在a处产生弯矩：
N.m
求合成弯矩图：
=93.9+ =1378.7N.m
求危险截面当量弯矩：
最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）
== 1395.1 N.m
计算危险截面处轴直径：
由于材料选用调质，查书本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
mm
由于=42mm>d，因此该轴是安全。
3）弯矩及轴受力分析图如下：

（八）滚动轴承选用及校核计算
一）中间轴滚动轴承
（1）、角接触球轴承选用
根据载荷及速度状况，确定选用角接触球轴承。由中间轴构造设计，根据
=30mm，角接触球轴承选用7206AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=30×62×16mm
。
（2）、角接触球轴承校核
轴承受力图：暂略
1、 先计算轴承1、2轴向力
齿轮2产生轴向力
齿轮2产生轴向力
外部轴向力
(方向见图示)
(方向见图示)
由于
因此轴承1为松端 =556N
因此轴承2为压紧端 =4972.3N
2、 计算轴承1、2当量载荷
查表得e=0.68

查表得，故当量动载荷为：

3、 验算轴承寿命
因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。
〉19200h
其中，温度系数（轴承工作温度不不小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。
二）高速轴滚动轴承
（1）、角接触球轴承选用
根据载荷及速度状况，确定选用角接触球轴承。由高速轴构造设计，角接触球轴承选用7205AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=25×52×16mm
。
（2）、角接触球轴承校核
轴承受力图：暂略
4、 先计算轴承1、2轴向力
外部轴向力
(方向见图示)
(方向见图示)
由于
因此轴承1为松端 =403.58N
因此轴承2为压紧端 =1624.08N
5、 计算轴承1、2当量载荷
查表得e=0.68

查表得，故当量动载荷为：

6、 验算轴承寿命
因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。
〉19200h
其中，温度系数（轴承工作温度不不小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。
三）低速轴滚动轴承
（1）、角接触球轴承选用
根据载荷及速度状况，确定选用角接触球轴承。由高速轴构造设计，角接触球轴承选用7211AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=55×100×21mm
。
（2）、角接触球轴承校核
轴承受力图：暂略
先计算轴承1、2轴向力
外部轴向力
(方向见图示)
(方向见图示)
由于
因此轴承1为松端
因此轴承2为压紧端
7、 计算轴承1、2当量载荷
查表得e=0.68
；
查表得，故当量动载荷为：

8、 验算轴承寿命
因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。
〉19200h
其中，温度系数（轴承工作温度不不小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。
（九）键联接选用及校核计算
一）中间轴上键选用与校核
由中间轴细部构造设计，选定：高速级大齿轮处键为1键：b×H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；标识：键 12×36 GB/T1096-1979[圆头一般平键（A型）]；
低速级小齿轮处取2键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；标识：键12×40GB/T1096-1979[圆头一般平键（A型）]；
由于是同一轴键，传递扭矩相似，因此只需要校核短键即可。
齿轮轴段d=40mm,键工作长度为l=L-b=36-12=28mm
键接触高度 k=0.5h=0.5×8=4.0mm;
传递转矩为：T2=134.42N/m;
由书本表10-10 查得键静连接时挤压许用应力 （45钢调质）
，键联接强度足够。
二） 高速轴由于取了齿轮轴因此无需校核
三）低速轴上键选用与校核
由低速轴细部构造设计，选定：与联轴器联接处键为5键：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.256~0.40)标识：键 12×70 GB/T1096-1979[圆头一般平键（C型）]；
低速齿轮处键为6键：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；
标识：键 18×63 GB/T1096-1979[圆头一般平键（A型）]；
传递转矩为：T3=355.95N.m；由书本表10-10 查得键静连接时挤压许用应力 （45钢调质）
由于是同一轴键，传递扭矩相似，因此只需要校核短键即可。由于d=60mm l=L-b=63-18=45mm;键接触高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;
，键联接强度足够。
(十),减速器机体构造尺寸
1、减速器铸造箱体构造尺寸
减速器铸造箱体构造尺寸
名 称
符 号
构造尺寸
箱座（体）壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱座、箱盖、箱底凸缘厚度
、、
1 2、1 2、2 0
箱座、箱盖上肋厚
、
7、7
轴承旁凸台高度和半径
、
43、16
轴承盖（即轴承座）外径

106、160
地脚螺栓直径与数目
、
16、4

联

接

螺

栓
轴承旁联接螺栓直径

12
机盖与机座联接螺栓直径

10
螺栓间距

1 6 0
箱座、箱盖联接螺栓直径

1 0
通孔直径

1 2
沉头孔直径

22

沉头座直径

16

1 4
定位销直径

8
轴承盖螺钉直径

8
视孔盖螺钉直径

6
吊环螺钉直径

12
箱体外壁至轴承座端面距离

4 2
大齿轮顶圆与箱体内壁距离

1 2
齿轮端面与箱体内壁距离

1 2
轴承端盖外径

160
轴承旁联接螺栓距离

160

(十一) 联轴器选用
根据工作规定，为了缓和冲击，保证减速器正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩不不小于联轴器公称转矩条件，查原则GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为315N·m，孔径d=25mm,L=62mm,L1=44mm,许用转速为5600r/min，故使用。标识：HL2联轴器5014-1985 。同理，为了缓和冲击，保证减速器正常工作，输出轴也选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩不不小于联轴器公称转矩条件，查原则GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1250N·m，孔径d=25mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为2800r/min，故使用。标识：HL4联轴器5014-1985 。
(十二) 润滑方式确定
1、 齿轮润滑
2、 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，因此浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为15mm。
3、滚动轴承润滑
轴承润滑采用：润滑脂润滑。为防止箱内润滑油进入轴承，使轴承内润滑脂稀释流出，在箱体轴承座内侧一端安装挡油环。
4、润滑油选用
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
5、密封措施选用
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封。
轴承盖构造尺寸按用其定位轴承外径决定。
(十三)其他有关数据
减速器附件选用
1、通气器：选通气器（二次过滤），采用M27.5×1.5
2、油面指示器
3、选用游标尺M16
4、起吊装置：选用箱盖吊耳
5、箱座吊耳R 7.5
6、选用外六角油塞及垫片M16×1.5
(十四) 参照资料
[1] 《机械设计基本》 杨可桢、程光蕴、李仲生 高等教导出版社，
[2] 《机械设计课程设计》 朱家诚 合肥工业大学出版社，
[3] 《机械课程设计阐明书》 殷玉枫 北京：机械工业出版社，
[4] 《程材料与成形技术基本》 鞠鲁粤 北京：高等教导出版社
[5] 《机械设计》 谭庆昌、赵洪志 北京：高等教导出版社，
[6] 《几何量公差与检测》 甘永立 上海：科学技术出版社，
[7] 《机械工程图学习题集》 林玉祥 北京：科学出版社，
[8] 《机械工程图学》 侯洪生 北京：科学出版社，