2022年同轴式二级圆柱齿轮减速器.docx

机械工程学院

机械设计课程设计阐明书

设 计 题 目： 同轴式二级圆柱齿轮减速器

专 业： 　 机械设计制造及其自动化　
班 级： 　 　　 　　
姓 名： 学 号
指 导 教 师：

6月 30日

目 录

一、设计任务书 0
二、传动方案拟定及阐明 0
三、电动机选用 1
四、计算传动装置总传动比和分派各级传动比 2
五、计算传动装置运动和动力参数 3
六、传动件设计计算 4
七、轴设计计算 10
八、滚动轴承选用及计算 28
九、键联接选用及校核计算 33
十、联轴器选用 35
十一、减速器附件选用和箱体设计 35
十二、润滑与密封 36
十三、设计小结 37
十四、参照资料 38

设计计算及阐明
成果
一、设计任务书
题目：用于带式输送机传动装置同轴式二级圆柱齿轮减速器。
1. 基本数据： 已知输送带工作拉力F=2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径D=360mm；
2. 工作状况： 两班制工作，持续单向运转，载荷较平稳
3.工作寿面： 有效期限为，每年300个工作日，每日工作16小时；
4.制作条件及生产批量： 中档规模机械厂制造，可加工7-8级齿轮，小批量生产：
5.部件：
（1） 电动机 （2）减速器 （3）联轴器 （4）输送带 （5）输送带鼓轮
6.设计工作量：
（1）绘制减速器装配图一张（A0或A1）。
（2）绘制减速器零件图2两张。
（3）编写设计阐明书1份。

二、传动方案拟定及阐明
如图一所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。常用于输入和输出轴同轴线场合。

图一 带式输送机传动系统简图
1—电动机； 2，4—联轴器； 3—减速器； 5—滚筒；6—输送带

设计计算及阐明
成果
三、 电动机选用和计算
1.电动机类型选用
按工作规定和工作条件，选用一般用途Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭构造。
2.电动机容量
(1) 卷筒轴输出功率

(2) 电动机输出功率

传动装置总效率
式中，为从电动机至卷筒轴之间各传动机构和轴承效率。由《机械设计课程设计》（如下未作阐明皆为此书中查得）表2-2查得：圆柱齿轮传动；弹性联轴器；运送机滚筒；滚动轴承，则

故
(3) 电动机额定功率
由第16章表16-1选用电动机额定功率。
3.电动机转速
工作机滚筒转速为

经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。

设计计算及阐明
成果

1. 电动机技术数据和外形、安装尺寸
由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型电动机重要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。
型号
额定功率(kw)
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
堵转转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y132M1-6
4
1000
960
2.0
2.2
H
D
E
G
K
L

132
38
80
33
12
515

四、计算传动装置总传动比和分派各级传动比
1. 传动装置总传动比

2. 分派各级传动比
由于减速器为同轴式减速器，因此两级减速比相似
i=15.07

。

设计计算及阐明
成果
五、计算传动装置运动和动力参数
1. 各轴转速
减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

2. 各轴输入功率
按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

3. 各轴转矩

电动机轴
高速轴Ⅰ
中速轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
卷桶轴
转速（r/min）
960
960
247.42
63.76
63.76
功率（kW）
4
3.96
3.803
3.652
3.436
转矩（）
39.79
39.39
146.78
546.95
530.62

设计计算及阐明
成果
六、传动件设计计算
1. 斜齿轮传动设计计算
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、精度级别、材料及齿数
①选用斜齿圆柱齿轮
②运送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）
③由《机械设计》（斜齿轮设计某些未作阐明皆查此书）表10-1选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数：大齿轮齿数
⑤初选用螺旋角
（2） 按齿面接触强度设计
按式(10-21）试算，即

①拟定公式内各计算数值
a) 试选载荷系数
b) 由图10-20选用区域系数
c) 由图10-26查得，
d) 小齿轮传递传矩
e) 由表10-7选用齿宽系数
f) 由表10-6查得材料弹性影响系数
g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限
h) 由式10-13计算应力循环次数：

斜齿圆柱齿轮
7级精度

设计计算及阐明
成果
i) 由图10-19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(10-12)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) 计算纵向重叠度

e) 计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得值与直齿轮相似，故；因表10-3查得；图10-13查得

设计计算及阐明
成果
故载荷系数：

f) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，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拟定计算参数
a) 计算载荷系数

b) 根据纵向重叠度，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
由表10-5查得
e) 查取应力校正系数
由表10-5查得
f) 计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限

设计计算及阐明
成果
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得

g) 计算大、小齿轮，并加以比较

大齿轮数值大
②设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不不小于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有齿数。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241mm
②按圆整后中心距修正螺旋角

设计计算及阐明
成果

因值变化不多，故参数等不必修正
③计算大、小齿轮分度圆直径

④计算齿轮宽度

圆整后取

由于是同轴式二级齿轮减速器，因而两对齿轮取成完全同样，这样保证了中心距完全相等规定，且根据低速级传动计算得出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规定。

为了使中间轴上大小齿轮轴向力可以互相抵消一某些，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
3.88
模数(mm)
3
螺旋角

中心距(mm)
241
齿数
32
125
32
125
齿宽(mm)
105
100
105
100
直径(mm)
分度圆
98.75
381.79
98.75
381.79
齿根圆
91.25
375.04
91.25
375.04
齿顶圆
104.75
388.54
104.75
388.54
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋

设计计算及阐明
成果
七、轴设计计算
1. 高速轴设计
(1) 高速轴上功率、转速和转矩
转速（）
高速轴功率（）
转矩T（）
960
3.96
39.39
(2) 作用在轴上力
已知高速级齿轮分度圆直径为=98.75 ，根据《机械设计》（轴设计计算某些未作阐明皆查此书）式(10-14)，则

(3) 初步拟定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调质解决。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴构造设计
1）拟订轴上零件装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

设计计算及阐明
成果
2）根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
①为了满足联轴器轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直径dⅡ-Ⅲ=32mm。联轴器与轴配合长度L1=80mm。
②初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用角接触轴承。参照工作规定并根据dⅡ-Ⅲ=18mm，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、原则精度级角接触球轴承7204AC轴承，其尺寸为d×D×B=20mm×47mm×14mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=20mm；而LⅢ-Ⅳ=14+20=34mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7204AC轴承定位轴肩高度h=3mm，因而，套筒左端高度为3mm，dⅤ-Ⅵ=26mm。
③取安装齿轮轴段Ⅳ-Ⅴ直径dⅣ-Ⅴ=45mm，取LⅣ-Ⅴ=102mm齿轮左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，端盖外端面与联轴器右端面间有一定距离，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此，已初步拟定了轴各段直径和长度。
3）轴上零件轴向定位
联轴器与轴周向定位选用平键6mm×6mm×63mm，联轴器与轴配合为H7/r6；齿轮与轴周向定位选用平键6mm×6mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂与轴配合为H7/n6；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4）拟定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
75
18
与联轴器键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
19
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
35
20
与7204AC轴承配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
102
45
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
10
49
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
30
20
角接触球轴承7204AC轴承
总长度
311mm
（5） 求轴上载荷
一方面根据轴构造图作出轴计算简图。在拟定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7204AC型角接触球轴承，由手册中查得a=14.9mm。因而，轴支撑跨距为
L1=118.5mm， L2+L3=67+57=124mm。
根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M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

设计计算及阐明
成果
（6） 按弯扭合成应力校核轴强度
根据式(15-5)及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质解决。由表15-1查得。因而，故安全。

2. 中速轴设计
(1) 中速轴上功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
247.42
3.83
146.78
(2) 作用在轴上力
已知高速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

安全

设计计算及阐明
成果

(3) 初步拟定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调质解决。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴构造设计
1）拟订轴上零件装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

0
2）根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
①初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承。参照工作规定并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30mm，由轴承产品目录中初步选用原则精度级7206AC型角接触球轴承，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=16+20=36mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得7206AC型角接触球轴承定位轴肩高度h=3mm，因而，左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为3mm。
②取安装大齿轮出轴段Ⅱ-Ⅲ直径dⅡ-Ⅲ=45mm；齿轮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=50mm，又由于考虑到与高、低速轴配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。
至此，已初步拟定了轴各段直径和长度。

设计计算及阐明
成果
3）轴上零件轴向定位
大小齿轮与轴周向定位都选用平键10mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂与轴配合为H7/n6；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4）拟定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
36
30
与7209AC型角接触球轴承配合，套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
98
45
与大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
90
50
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
103
45
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
36
30
与7209AC型角接触球轴承配合
总长度
363mm

（5） 求轴上载荷
一方面根据轴构造图作出轴计算简图。在拟定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7206AC型角接触球轴承，由手册中查得a=18.7 mm。因而，轴支撑跨距为
L1=65.3mm， L2=190.5，L3=65.8mm。
根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M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

设计计算及阐明
成果

设计计算及阐明
成果
（6） 按弯扭合成应力校核轴强度
根据式(15-5)及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质解决。由表15-1查得。因而，故安全。
3. 低速轴设计
(1) 低速轴上功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
63.76
3.652
546.95
(2) 作用在轴上力
已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

(3) 初步拟定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调质解决。根据表15-3，取，于是得
(4) 轴构造设计
1） 拟订轴上零件装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

安全

设计计算及阐明
成果
2） 根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
①为了满足半联轴器轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段直径dⅤ-Ⅵ=50mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅵ-Ⅶ段长度应比L1略短某些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。
②初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用7210AC型角接触球轴承。参照工作规定并根据dⅥ-Ⅶ=45mm，由轴承产品目录中初步选用原则精度级7210AC型角接触球轴承，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=50mm；而LⅠ-Ⅱ=20mm，LⅣ-Ⅴ=20+20=40mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得7210AC型角接触球轴承定位高度h=3.5mm，因而，获得dⅡ-Ⅲ=52mm。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3.5mm。
③取安装齿轮出轴段Ⅲ-Ⅳ直径dⅢ-Ⅳ=50mm；齿轮右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为100mm，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=98mm。
④轴承端盖总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面与联轴器左端面间距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
至此，已初步拟定了轴各段直径和长度。
3） 轴上零件轴向定位
半联轴器与轴联接，选用平键为14mm×9mm×80mm，半联轴器与轴配合为H7/k6。齿轮与轴联接，选用平键为16mm×10mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。
4） 拟定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
20
50
与7214AC型角接触球轴承配合
Ⅱ-Ⅲ
10
54
轴环
Ⅲ-Ⅳ
40
52
与大齿轮以键联接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
44
50
与7214AC型角接触球轴承配合
Ⅴ-Ⅵ
60
47
与端盖配合，做联轴器轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
45
与联轴器键联接配合
总长度
333mm

设计计算及阐明
成果

设计计算及阐明
成果
（5） 求轴上载荷
一方面根据轴构造图作出轴计算简图。在拟定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7210AC型角接触球轴承，由手册中查得a=26.3mm。因而，轴支撑跨距为

根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴危险截面。先计算出截面B处MH、MV及M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强度
根据式(15-5)及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质解决。由表15-1查得。因而，故安全。
（7） 精确校核轴疲劳强度
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应力集中将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定，因此截面ⅤⅥⅦ无需校核。
从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面B上应力最大。截面Ⅲ应力集中影响和截面Ⅳ相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同步轴径也较大，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应力集中均在两端），而这里轴直径也大，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，键槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧。

安全

设计计算及阐明
成果
2） 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧弯矩为

截面Ⅳ上扭矩为
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
轴材料为45钢，调质解决。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

经插值后可查得
轴材料敏性系数为

故有效应力集中系数为

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

设计计算及阐明
成果

又由§3-1和§3-2查得碳钢特性系数
， 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右侧弯矩为

截面Ⅳ上扭矩为
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
轴材料为45Cr，调质解决。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

安全

设计计算及阐明
成果
经插值后可查得
又由附图3-1可得轴材料敏性系数为

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
轴未经表面强化解决，即βq=1，则得综合系数值为

又由§3-1和§3-2查得碳钢特性系数
， 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。

安全
设计计算及阐明
成果
八、滚动轴承选用及计算
轴承预期寿命
1. 高速轴轴承
选用7204AC型角接触球轴承，查表13-5，得
（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由高速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（3） 求轴承当量动载荷和

设计计算及阐明
成果

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
由于，因此按轴承1受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

2. 中速轴轴承
选用7206AC角接触球轴承，查《课程设计》表13-5，得 ，
（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由中速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（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
由于，因此按轴承1受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
3. 低速轴轴承
选用7210AC角接触球轴承，查《课程设计》表13-5，得 e=0.68
（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由低速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（3） 求轴承当量动载荷和

设计计算及阐明
成果
由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
由于，因此按轴承2受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
九、键联接选用及校核计算
由《机械设计》式(6-1）得
键、轴和轮毂材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取
（1） 联轴器处键
取一般平键6×63GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度

（2） 高速轴上小齿轮处键
取一般平键6×70GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度

（3） 中速轴上大齿轮处键
取一般平键10×70GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度

（4） 中速轴上小齿轮处键
取一般平键10×70GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度

（5） 低速轴上大齿轮处键
取一般平键14×80GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定
设计计算及阐明
成果
（6） 联轴器周向定位键
取一般平键16×80GB1096-
键工作长度
键与轮毂键槽接触高度
该键满足强度规定

十、联轴器选用
根据输出轴转矩，查《课程设计》表13-4
选用GY6联轴器45×112GB/T5840-，其公称扭矩为符合规定。

十一、减速器附件选用和箱体设计
1. 窥视孔和视孔盖
查《课程设计》（减速器附件选用某些未作阐明皆查此书）表14-4，选用板构造视孔盖， 。
2. 通气器
查表14-9，选用通气塞。
3. 油面批示器
查表14-5，选用压配式圆型油标A32 JB/T 7941.1—1995
4. 放油孔和螺塞
选用外六角油塞及封油垫。
5. 起吊装置
查表14-12，选用箱盖吊耳环，，，
箱座吊耳钩，，，，

设计计算及阐明
成果
8. 箱体设计
名称
符号
尺寸
箱座壁厚
δ
9
箱盖壁厚
δ1
9
箱体凸缘厚度
b、b1、b2
b=14;b1=12;b2=23
加强筋厚
m、m1
m=9;m1=8
地脚螺钉直径
df
32
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
24
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
16

十二、润滑与密封
由于中速速轴上大齿轮齿顶线速度不不不小于2m/s，因此轴承采用油润滑。为避免润滑油外泄，用毡圈密封。

设计计算及阐明
成果
十三、设计小结
本减速箱采用焊接箱体构造，轴承座煅造经机加工后焊接在箱体上。
底部箱底固定地脚也为焊接构造。

设计计算及阐明
成果
参照资料
1．濮良贵 纪名刚 吴立言 主编 机械设计（第九版）[M] 高等教导出版社

2．王利华 主编 机械设计实践教程[M] 华中科技大学出版社

3．唐增宝 常建娥 主编 机械设计课程设计（第四版）[M] 华中科技大学出版社