机械设计课程设计(二级减速器)

机械设计课程设计说明书
院系：明德学院机电系
年级：
专业：机械设计制造及其自动化
班级：
学号：
姓名：
目录
机械设计课程设计任务书 (3)
一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数 (4)
1.1 方案选择 (4)
1.2 电动机的选择 (4)
1.3 传动比的分配及转速校核 (6)
1.4 减速器各轴转速、功率、转矩的计算 (7)
二、齿轮传动的设计 (8)
2.1 高速级齿轮的传动设计计算 (8)
2.2 低速级齿轮传动设计 (15)
三、轴的设计 (21)
3.1 中间轴的设计 (21)
3.2 高速轴的设计 (26)
3.3 低速轴的设计 (31)
四、滚动轴承的校核设计 (36)
4.1 中间轴轴承的校核计算 (36)
4.2 高速轴轴承的校核计算 (37)
4.3 低速轴轴承的校核计算 (38)
五、平键联接的选用和计算 (39)
5.1 中间轴的键联接选用及计算 (39)
5.2高速轴的键联接选用及校核方法 (40)
5.3低速轴的键联接选用及校核方法 (40)
六、润滑方式 (43)
七、箱体及其附件的设计计算 (43)
设计总结 (45)
参考文献 (46)
机械设计课程设计任务书
学生姓名：刘鹏指导老师：陈素
一、设计题目：设计带式运输机传动装置。

运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用限期8年，大修期3年，输送带速度允差为 5%。

其中减速器由一般规模中小型批量生产。

二、设计参数：运输带拉力F=2200N
运输带的线速度V=1.6m/s
驱动卷筒直径：D=450mm
输送带速度允差为±5%
传动装置布置图
三、设计内容：
一）设计计算
1.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；
2.传动零件的设计；
3.轴的设计；
4.轴承及其组合的选择及校核；
5.箱体、润滑及附件的设计；
二）图纸的绘制
减速器装配图绘制，高速级齿轮零件图。

三）编写课程设计说明书
内容包括：目录、设计题目、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。

四、课程设计要求
设计完成后，每位学生提交：
1.减速机装配图一张（A1）；
2.高速级齿轮零件图一张；
3.详细设计计算说明书一份。

计算及说明结果
一、设计任务书
设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1、系统简图
联轴器
减速器
联轴器
滚筒
v
输送带
电动机
2、工作条件
设计带式运输机的传动装置。

运输机工作平稳，单向运转，单班制工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度容许误差为±5%。

其中减速器由一般规模厂中小批量生产。

3、原始数据
题号
B7
运送带工作拉力F/N
2200
运输带工作速度v/(m/s) 1.6 卷筒直径D/mm 450
4、传动方案的分析
带式输送机由电动机驱动。

电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

二、电动机的选择
1、类型选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y 系列封闭式三相异步电动机。

2、功率选择
(1) 确定电动机效率Pw 按下试计算
w
w V
F P η⨯⨯=
1000
式中Fw=2200N V=1.6m/s 工作装置的效率考虑带卷筒器及其轴承的效率,还
有数据选择和其他误差的情况，因此取 1=w η 代入上试得
kw V F P w w 52.31
10006
.122001000=⨯⨯=⨯⨯=
η
(2) 选择电动机的类型
根据电动机的输出功率功率 总
ηw
d P P =
式中总η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率
由式 32
22
1ηηηη=总 由表2-4可查得：
联轴器传动效率99.01=η；
齿轮传动效率97.02=η（8级精度一般齿轮传动） 滚动轴承效率99.03=η；
则=总η=0.9（考虑到误差关系和计算方便问题）
所以电动机所需工作功率为
总
ηw
d P P =
=
91kw .39
.052
.3= 考虑到误差关系 P ≥=d p 3.91 kw 按工作要求和工作条件查找【2】表2.1中选用Y132M1-6型号三相异步电动机，其数据如下：
电动机额定功率 P=4 kw ；
同步转速为1000min r ； 满载转速m n =960min r ； 电动机轴伸出端安装长度为80 mm ；
电动机轴伸出端直径为38 mm ；
三、计算传动装置的运动和动力参数
1、总传动比总i 为
l h w
m i i n n i ∙==总
1=w η
kw P w 52.3=
99.01=η 97.02=η 99.03=η
9.0=总η
kw P d 91.3=
P = 4 kw 960=m n min r
其中：h i 为高速级传动比；l i 为低速级传动比。

运输机转速：
94.67450
6.1100060100060=⨯⨯⨯=∙⨯⨯=
ππD V n w
min r
总传动比： 130.1494
.67960
===w m n n i 总 2.分配传动比
l h
i i ⨯=25.1 []l h i i )3.1~2.1(=
l h i i i ∙=总
∴ 362.3=l
i
203.4=h i
3.确定齿轮齿数 高速级齿轮组：
小齿轮： )(241估=Z
大齿轮： 872.100203.42412=⨯=∙=h i Z Z 整圆 1012=Z 低速级齿轮组： 小齿轮：)(283估=Z
大齿轮：136.94362.32834=⨯=∙=l i Z Z 整圆 954=Z 校核数据： 4.2082410112===
Z Z i h 实 393.328
9534===
Z Z i l 实 277.14393.3208.4=∙=∙=实实总实l h i i i 运输机的转速： 241.6714.277
960
===
总实实i n n m w
94
.67=w n min
r
4.208=实h i
3.393=实l i
14.277=实总i
验证误差： %5%02.1%10094
.6794
.67241.67%100≤=⨯-=
⨯-=
∆w
w
w w n n n n 实
误差符合要求。

4. 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速 高速轴转速:
960I ==m n n min r 中间轴转速: 228.137208
.4960
I II ===
实h i n n min r 低速轴转速: 241.67277
.14960III
===总实i n n m min r 卷筒转速: 241.67III
===n n n w 实卷筒
min
r
（2）各轴的输出功率：
高速轴I 的输入功率：
96kw .399.041I =⨯=∙=ηP P
中间轴 II 的输入功率：
3.84kw 97.099.0421II =⨯⨯=∙∙=ηηP P
低速轴 III 的输入功率：
73kw .397.099.0422
21III =⨯⨯=∙∙=ηηP P
卷筒的输入功率：
61kw .399.097.099.042
2
32
22
1=⨯⨯⨯=∙∙∙=ηηηP P 卷筒 (3) 各轴转矩：
高速轴输入转矩： m N n P T ⋅=⨯=∙
=39.394960
96.395509550I I I 中间轴输入转矩：
241.67=实w n
各轴转速
960I =n min r 228.137
II =n min r
241
.67III =n min r
241
.67=卷筒n min r
各轴功率：
96kw .3I =P
84kw .3II =P
73kw .3III =P
61kw .3=卷筒P
各轴转矩：
39.394
I =T
160.746137
.22884
.395509550II II II =⨯=∙=n P T m N ⋅
低速轴输入转矩：
529.759241
.6773.395509550III III III =⨯=∙
=n P T m N ⋅ 卷筒输入转矩：
715.512241
.6761
.395509550=⨯=∙=卷筒卷筒卷筒
n P T m N ⋅
m N n P T m ⋅=⨯=∙
=792.39960
4
95509550电动机 由以上数据得各轴运动及动力参数表：
轴名
功率P kW 转矩()T N m ⋅ 转速(min)n r 电机轴 4 39.792 960 1轴 3.96 39.394 960 2轴 3.84 160.746 228.137 3轴 3.73 529.759 67.241 卷筒轴
3.61
512.715
67.241
四、高速级齿轮的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（3）材料选择。

由【1】表10-1选择齿轮材料：
小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为260HBS ； 大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS ； 二者材料硬度差为40HBS 。

(4) 根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数：
小齿轮齿数241=Z (估) 大齿轮齿数1012=Z
2、按齿面接触强度设计
(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即
2
3
11)]
[(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥
(3) 确定公式内的各计算数值:
m N ⋅
160.746II =T m N ⋅
759.529III =T m N ⋅
715
.512=卷筒T m N ⋅
39.792
=电动机T m N ⋅
① 试选载荷系数 4.1=t K （估）
② 计算小齿轮传递的转矩（kw P 96.3I = 960I =n min r ）
mm
N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯=
I
I
466.1103.94960
96
.31055.910559
③ 按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表10-7选取齿宽系数1d =φ
④ 由【1】表10-6查得材料的弹性影响系数
2
118.189MPa Z E =
⑤ 由【1】图10-21d 按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ
（4）计算应力循环次数（960I =n min r j =1 4.208=实h i ）
9
I 110061.1)83008(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h
jL n N 89
1210628.2208
.410106.1⨯=⨯==实h i N N
(5) 由【1】图10-19取接触疲劳寿命系数
93.01=HN K 96.02=HN K
（6）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1% ，取安全系数S=1
MPa MPa S
K H HN H 55860093.0][1
lim 11
=⨯==σσ
MPa MPa S
K H HN H 52855096.0][2
lim 22=⨯==
σσ
（7）试算小齿轮分度圆直径
t d 1，代入][H σ中较小的值：
mm
Z u u KT d H E d t 934.475288.189208.4208.51103.944.132.2)]
[(132.232
4
2
3
11=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯=+⋅Φ≥σ
4.1=t K
mm
N T ⋅⨯=411094.3
1
=Φd
2
118.189MPa
Z E =
MPa H 6001lim =σ
MPa H 5502lim =σ
9110106.1⨯=N 8210628.2⨯=N
93.01=HN K 96.02=HN K
S=1
[]MPa H 5581=σ []MPa H 5282=σ
mm d t 934.471=
3、试计算小齿轮模数1m （1）计算圆周速度1V
s
m n d V t 408.2100060960
934.471000
60I
11=⨯⨯⨯=⨯∙∙=
ππ
（2）计算齿宽1b
mm d b t d 934.47934.47111=⨯=∙=Ф （3）计算齿宽与齿高之比
1
1
h b
模数：
9973.124
934.47111===
Z d m t t 齿高：
mm m h t 49.49973.125.225.211=⨯=∙=
676.1049
.4934.4711==h b （4）计算载荷系数K
①根据408.21=v s m 8级精度，查【1】图10-8得
动载系数 15.1=V K
②因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：
1
F K
K α
αH ==
③由【1】表10-2查得使用系数
1
A K =
④由【1】表10-4用插值法查8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：
450
.140
934.47463.1934.4780--=
--ββH H K K ⇒ 453.1=βH K ⑤由
676.101
1
=h b 4504.1=βH K 查【1】图10-13得
s m V 408.21=
mm b 934.471=
9973.11=t m
mm h 49.41=
676.101
1
=h b
15.1=V K
1
F K
K α
αH ==
1
A
K
=
453.1=βH K
41.1=βF K
故载荷系数：
67.11453.115.11=⨯⨯⨯==α
βH H V A K K K K K
(5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径1d mm K k d d t t 73.434
.167
.123.41/3311=⨯==
（6）计算模数1m 822.124
73.43111===
Z d m 4、按齿根弯曲强度设计
[]3
21112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y Z KT m σΦ （1）由【1】图10-20c 查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 4502=σ；
（2）由【1】图10-18根据应力循环次数
9110106.1⨯=N 8210628.2⨯=N
取弯曲疲劳寿命系数: 9.01=FN K ，95.02=FN K （3）计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得
MPa S K FE FN F 154.3463.1500
9.0][111=⨯==σσ MPa S K FE FN F 846.3283
.1450
95.0][222=⨯==
σσ （4）计算载荷系数K
6215.141.1115.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
（5）查取齿形系数
1
Fa Y 、
2
Fa Y 和应力修正系数
1
Sa Y 、
2
Sa Y
由【1】表10-5查得：
65.21=Fa Y 58.11=Sa Y
41.1=βF K
K=1.67
mm d 73.431=
822.11=m
MPa FE 5001=σ MPa
FE 4502=σ9110106.1⨯=N 8210628.2⨯=N
9.01=FN K 95.02=FN K
[]MPa F 15.3461=σ[]MPa
F 846.3282=σ
K=1.6215
65.21=Fa Y
18
.2100
10114.210115022--=--Fa Fa Y Y ⇒ 179.22=Fa Y
79
.1100
10183.110115022--=--Sa Sa Y Y ⇒ 7542.12=Sa Y
（6）计算大、小齿轮的][F Sa
Fa Y Y σ并加以比较；
小齿轮：
0121.0154
.34658
.165.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮：
0116.0846
.3287542
.1179.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ
将数值较大的一个代人公式计算：
[]39
.10121.024
11094.36215.1223
2
4
3
2111=⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y Z KT m σΦ 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数1
m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.21并就进圆整为标准值1
m =1.5 接触强度算得的分度圆直径1d =43.73mm ，算出大小齿轮齿数：
305
.173.43111===
m d Z 126.2430208.412=⨯==Z i Z h 实
这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲
劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5、几何尺寸计算
（1）计算分圆周直径1d 、2d
mm m z d 455.130111
=⨯==
58.11=Sa Y 179.22=Fa Y 7542
.12=Sa Y
0121.0][1
1
1=F Sa Fa Y Y σ
0116
.0][2
2
2=F Sa Fa Y Y σ
39.11=m
1
m =1.5
301=Z
1272=Z
mm d 451=
mm d 5.1902=
mm m z d 5.1905.1127122=⨯==
（2）计算中心距
mm d d a 75.1172/)5.19045(2
211=+=+=
（3）计算齿轮宽度
mm d b d 454511=⨯=Φ=
取mm B 452=；mm B 501=。

6、其他参数计算
*a
h 为齿顶高系数 *a h = 1 *c 为顶隙系数 *
c = 0.25 模数 5.11=m
中心距 mm a 75.1171= 齿顶高 5.15.111*
=⨯=∙=m h h a a
齿根高 875.15.1)25.01()(1*
*=⨯+=+=m c h h a f 齿顶圆直径：
mm m h d d a a 485.1124521*11=⨯⨯+=+=
mm m h d d a a 1305.11212721*
22=⨯⨯+=+=
齿根圆直径：
mm h d d f f 25.41875.1245211=⨯-=-=
mm h d d f f 25.123875.12127222=⨯-=-=
7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：
名称 符号 结果（mm ） 模数 1m 1.5 分度圆直径
1d 2d
45 190.5
mm a 75.1171=
b=45mm
mm B 501= mm B 452=
mm d a 481=
mm d a 1302=
mm d f 25.411= mm d f 25.1232=
齿顶圆直径
1a d 2a d 48 130 齿根圆直径 1f d 2f d 41.25 123.25 中心距 1a 117.75 齿宽
1B 2B
50 45
8、齿轮的结构设计
小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴；大齿轮2的结构尺寸按【2】表3.11和
后续设计出的轴孔直径计算如下表： 由于mm mm d a 5002372≤= 选择锻造齿轮
代号
结构尺寸计算公式 结果（mm ）
轮毂处直径1D s d D 6.11= 68.8
轮毂轴向长度L s d L )5.1~2.1(=
6 64.5
倒角尺寸n 15.0m n =
0.75 齿根圆处厚度0σ 10)4~5.2(m =σ
4.5
腹板最大直径0D 0202σ-=f d D
114.25
板孔分布圆直2D )(5.0102D D D += 91.525
板孔直径1d )(25.0101D D d -=
11.36
腹板厚度C 23.0B C =
13.5
五. 低速级齿轮的设计 1、齿轮强度计算
（1）选择材料确定极限应力
因为该减速器可以由一般规模厂生产，选择8级精度传动。

由【1】表10-1选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为260HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

(2)在前一步设计计算中得到低速级齿轮组的齿数：
小齿轮齿数283
=z ；大齿轮齿数954=z 。

2、按齿轮面接触强度设计
（1） 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

按齿面接触疲劳强度设计，即 2
3
23)]
[(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥ （2）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数 )(4.1估=t K 。

②计算小齿轮传递的转矩
mm
N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯=
I I
I 56
I
6.21060
7.1
8.137
2284.31055.910559
③按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表10-7选取齿宽系数1
=Φd 。

④由【1】表10-6查得材料的弹性影响系数 2
128.189MPa Z E = ⑤由【1】图10-21d 按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 6003lim =σ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 5504lim =σ。

(3)计算应力循环次数(228.137II =n min r j=1 3.393=实l i )
)(4.1估=t K
mm
N T ⋅⨯=5210607.1
1
=Φd
2
128.189MPa Z E =
MPa H 6003lim =σ
MPa H 5504lim =σ
831063.2⨯=N
8
31063.2)83008(1137.2286060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==∏h
jL n N
78
341075.7393
.31063.2⨯=⨯==实l i N N (4)由【1】图10-19取接触疲劳寿命系数
96
.03=HN K
98
.04=HN K
（5）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1% ，取安全系数S=1
MPa
MPa S
K H HN H 57660096.0][3
lim 33=⨯==
σσ
MPa
MPa S K H HN H 53955098.0][4lim 44=⨯==σ
σ
（6）试算小齿轮分度圆直径
t d 3，代入][H σ中较小的值。

mm
Z u u KT d H E d t 69.765398.189393.3393.4110607.14.132.2)]
[(132.232
5
2
3
23=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯=+⋅Φ≥σ 3、计算小齿轮的模数3m （1）计算圆周速度3V
s
m n d V t 92.01000
60137.22869.761000
6033=⨯⨯⨯=⨯=
∏
ππ
（2）计算齿宽3b
mm d b t d 69.7669.76133=⨯=∙=Φ （3）计算齿宽与齿高之比
3
3
h b 模数：
741075.7⨯=N
96
.03=HN K 98
.04=HN K
S=1
[]MPa H 5763=σ
[]MPa H 5394=σ
mm d t 69.763=
s m V 92.03=
mm b 69.763=
74.23=t m
mm h 16.63=
74.228
69.763
33===Z d m t t
齿高：
mm m h t 16.674.225.225.233=⨯=∙= 449.1216
.669.763
3==h b
（4）计算载荷系数K
①根据 s m V 92.03= ， 8级精度传动，由【1】第194页图10-8查得动载系数：
10
.1=V K
②因为该齿轮传动组为直齿轮，所以齿间载荷分配系数： 1
F K K α
αH ==
③由【1】表10-2查得使用系数 1=A K
④由【1】表10-4用插值法得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：
450
.140
69.76463.169.7680--=
--ββH H K K ⇒ 462.1=βH K ⑤由
3
3
h b =12.449 462.1=βH K 查【1】第198页图10-13得 42.1=βF K
故载荷系数
608
.11462.11.11=⨯⨯⨯==α
βH H V A K K K K K
(5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3d mm K K d d t t 56.734
.1608
.127.703333=⨯== （6）计算模数 3m 627.228
56
.73333===
Z d m 4、按齿根弯曲强度设计
449.123
3
=h b
10
.1=V K
1
F K
K α
αH ==
1=A K
462.1=βH K
42.1=βF K
K=1.608
mm d 56.733=
627.23=m
[]3
23232⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y Z KT m σΦ （1）由【1】图10-20c 查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5003=σ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 4504=σ；
（2）由【1】第206页图10-18根据应力循环次数
831063.2⨯=N 741075.7⨯=N
取弯曲疲劳寿命系数: 95.03=FN K ，97.04=FN K （3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得 MPa S K FE FN F 385.3653
.1500
95.0][333=⨯==
σσ MPa S K FE FN F 769.3353
.1450
97.0][444=⨯==
σσ （4）计算载荷系数K
562.142.111.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K （5）查取齿形系数3Fa Y 、4Fa Y 和应力修正系数3Sa Y 、4Sa Y 由【1】表10-5查得： 55.23
=Fa Y 61.13=Sa Y 20
.2909518.29510044--=--Fa Fa Y Y ⇒ 19.24=Fa Y
78
.190
9579.19510044--=
--Sa Sa Y Y ⇒ 785.14=Sa Y （6）计算大、小齿轮的]
[F Sa Fa Y Y σ并加以比较；
小齿轮：
0112.0385.36561
.155.2][333=⨯=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮：
0116.0769
.335785
.119.2][444=⨯=F Sa Fa Y Y σ
MPa FE 5003=σ MPa FE 4504=σ
831063.2⨯=N
741075.7⨯=N 95.03=FN K 97.04=FN K
[]MPa
F 385.3653=σ
[]MPa
F 679.3354=σ
K=1.562
55.23=Fa Y 61.13=Sa Y
19.24=Fa Y
785.14=Sa Y
0112
.0][3
3
3=F Sa Fa Y Y σ
0116
.0][4
4
4=F Sa Fa Y Y σ
将数值较大的一个代人公式计算： []95
.11601.082110076.1562.12232
5
3
2
3
2
3=⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y Z KT m σΦ
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数3m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.825并就进圆整为标准值3m =1.95 接触强度算得的分度圆直径3d =73.56 mm ，算出大小齿轮齿数： 3895
.156.733
33===m d Z 12983393.334=⨯==Z i Z l 实
这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5、几何尺寸计算
（1）计算分圆周直径3d 、4d
mm m z d 7495.138333=⨯== mm m z d 6.25195.1129344=⨯== （2）计算中心距
mm d d a 8.1622/)6.25174(2
4
3
2=+=+= （3）计算齿轮宽度
mm d b d 747413=⨯=Φ=
取mm B 744=；mm B 803=。

6、其他参数计算
*a h 为齿顶高系数 *
a h = 1
*c 为顶隙系数 *
c = 0.25 模数 95.13=m
中心距 mm a 8.1622=
95.13=m
95.13=m
383=Z
1294=Z
mm d 743=
mm d 6.2514=
mm a 8.1622=
b = 74mm
mm B 803=
mm B 744=
齿顶高 95.195.113*
=⨯=∙=m h h a a
齿根高 44.295.1)25.01()(3*
*=⨯+=+=m c h h a f 齿顶圆直径：
mm m h d d a a 7.7795.1195.17423*
33=⨯⨯+=+= mm m h d d a a 4.25595.1195.16.25123*44=⨯⨯+=+= 齿根圆直径：
mm h d d f f 125.695.295.174233=⨯-=-=
mm h d d f f 725.2465.295.16.251244=⨯-=-=
7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：
名称 符号 结果（mm ）
模数 3m 1.95
分度圆直径 3d 4d 74
251.6
齿顶圆直径 3a d 4a d 77.7
255.4
齿根圆直径 3
f d 4f d 69.125 246.725
中心距 2a 162.8 齿宽 3B 4B 80 74
8、齿轮的结构设计
小齿轮3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮4的结构尺寸按【2】表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表：
由于mm mm d a 5004.2554≤= 选择锻造齿轮
代号 结构尺寸计算公式 结果（mm ）
轮毂处直径1D s d D 6.11= 105.6
轮毂轴向长度L s d L )5.1~2.1(= 99
倒角尺寸n 35.0m n = 0.975
齿根圆处厚度0σ 30)4~5.2(m =σ 7.8
mm d a 7.773= mm d a 4.2554=
mm d f 125.693= mm
d f 725.2464=
腹板最大直径0D
0402σ-=f d D
231.125
板孔分布圆直径2D )(5.0102D D D +=
168.36
板孔直径1d
)(25.0101D D d -= 31.38
腹板厚度C 43.0B C = 22.2
6、验证齿轮传动组中心距
验证两组齿轮设计是否合理：
mm a 8.1622= 大于 mm a 75.1171=
设计符合要求。

两组齿轮组的数据如下：
高速级 低速级
齿数z
30 127 38 129 中心距a(mm)
117.75 162.8 模数m(mm)
1.5 1.95 齿宽b(mm)
45 50 74 80 分度圆直径
d(mm)
45 190.5 74 251.6
7、轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。

（一） 中间轴II 的设计
1、选择材料及热处理方式
因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。

即和
小齿轮3的材料一样同为45Cr (调质) ，硬度为260 HBS
2、初步计算轴的最小直径 min d
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径min d ： 84kw .3II =P 228.137II =n min r
由【1】表15-3 查选 1000=A （由于无轴向载荷 0A 取较小值 ，0A =112 ~ 97 ） 。

.63mm 52137
.22884.310033
II II 0min =⨯=≥n P A d 该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 mm d 4.26m in =
此轴的最小直径m in d 即安装在轴端处的深沟球轴承直径 1d ，由【2】表5.9选取深沟球轴承的型号，既：6208 mm d 40= mm d a 47= mm B 18= 3、计算各段轴直径
mm d d 435.1240)2~1(212=⨯+=+= mm d h 44.34308.0)1.0~07.0(2=⨯== mm h d d 88.4944.3243223=⨯+=+=
mm d d a 474== 4、计算各段轴的长度
mm
B l 4010
841810
)15~10()5~3(1=+++=+++=
mm B l 4522==
)(153估mm l =
mm l 15312)5~3()15~10(4=+=+=
mm B l 8035== mm B l 186==
1000=A
mm d 4.26m in =
mm d 401= mm d a 47=
mm B 18=
mm d 432=
mm h 44.3=
mm d 88.493=
mm d 474=
mm l 401=
mm l 452= mm l 153=
mm l 154=
mm l 805=
mm l 186=
5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。

②轴颈上安装的深沟球轴承6208 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

mm l
l L 5.57102
45133218102
)15~10()5~3(2261=++++=++++=
mm l l l L 5.77280
152********=++=++=
mm l l l L 642
18
152********=++=++=
mm L L L L 199645.775.57321=++=++=
（2）计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
20=α mm N T ⋅⨯=5
II 1061.1
齿轮2 ： N d T F t 3.16905
.1901061.1225
2II 2=⨯⨯== N F F t r 2.61520tan 3.1690tan 0
22=⨯==α
02=a F
齿轮3 ： N d T F t 4.435174
1061.1225
3II 3=⨯⨯== N F F t r 8.158320tan 4.4351tan 0
33=⨯==α
03=a F （3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：
mm L 5.571=
mm L 5.772= mm L 643=
mm L 199=
020=α
mm
N T ⋅⨯=5II 1061.1
N F t 3.16902=
N F r 2.6152= 02=a F
N F t 4.43513=
N F r 8.15833= 03=a F
① 绕支点B 的力矩和
0=∑BZ
M
得：
0)(32233=+-∙+∙L L F L F L R r r AZ
即 0)645.77(2.615648.1583199=+⨯-⨯+⨯AZ R mm N R AZ ⋅-=9.90 ② 绕支点A 的力矩和
0=∑AZ
M
得：
0)(12312=+-∙+∙L L F L F L R r r BZ
即 0)5.575.77(8.15835.572.615199=+⨯-⨯+⨯BZ R 7.877=BZ R mm N ⋅ ③ 校核：
7.8772.6158.15839.9023=--+-=--+=∑BZ
r r AZ
R F F R
Z
计算无误
④ 绕支点B 的力矩和
0=∑BY
M
得：
0)(33322=∙-+-∙L F L L F L R t t AY
即 0644.4351)645.77(3.1690199=⨯-+⨯-⨯AY R mm N R AY ⋅=2694 ⑤ 绕支点A 的力矩和
0=∑AY
M
得：
0)(12312=+-∙-∙L L F L F L R t t BY
即 0)5.575.77(4.43515.573.1690199=+⨯-⨯-⨯BY R mm N R BY ⋅=3348
mm N R AZ ⋅-=9.90
7.877=BZ R mm N ⋅
mm
N R AY ⋅=2694
mm
N R BY ⋅=3348
⑥ 校核 ：
4.43513.1690334826943
2=--+=--+=∑t t BY AY
F F R R
Y
计算无误 （4）合弯矩
因为 1L R M AZ CZ ∙= 3L R M BZ DZ ∙= 1L R M AY CY ∙= 3L R M BY DY ∙= 所以
mm
N L R L R M M M AY AZ CY
CZ C ⋅=⨯+⨯-=∙+∙=+=6.152297)5.572694()5.579.90()()(2
2
2
1212
2
mm
N L R L R M M M BY BZ DY
DZ D ⋅=⨯+⨯=∙+∙=+=4.238818)643348()647.877()()(2
22
3232
2
比较D M 与C M ，则D M 比C M 大 ，D 点为危险截面点。

（5）弯扭合成 根据公式 []12
2
max )(-≤+=
σασW
T M ca
其中： 6.0=α mm N T ⋅⨯=5
II 1061.1 W 由【1】表15-4 选择无键槽 3.10382471.01.01.032
33
33
=⨯====
a d d d W π
[]1-σ 由【1】表15-1 选择 []MPa 701=-σ 所以
mm
N M C ⋅=6.152297
mm
N M D ⋅=4
.238818
W = 10382.3
[]MPa 701=-σ
MPa
MPa W
T M D ca 708.243
.10382)1610006.0(4.238818)(2
22
22
≤=⨯+=+=
ασ
满足强度设计条件要求。

（二） 高速轴I 的设计 由于该轴为齿轮轴，所以该轴的材料与齿轮1的材料同为40Cr （调质） ， 硬度为260HBS
1、拟定轴上零件的装配方案：
2、初步计算轴的最小直径 min d
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径min d ：
kw 69.3I =P 960I =n min r
由【1】第370页表15-3 查选 1000=A （由于无轴向载荷 0A 取较小值 ，0A =112 ~ 97 ） 。

mm 42.6960
69.310033
I I 0min =⨯=≥n P A d 该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 mm d 6.6m in =
此轴的最小直径m in d 即安装在轴端处的联轴器直径 5d ，由【2】第115页表
MPa ca 9.19=σ
1000=A
mm d 42.6m in =
mm d 201=
6.8选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL1Y 型 mm d 201= mm d 222= mm L 52= 验证联轴器是否符合要求:
m N T m N T Y HL ⋅=>⋅=394.39160I 1型 mm r 609mm r 7100I 1=>=n n HL 型
符合要求。

由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为：
mm d 244= mm d mm d 42.620m in 1=≥= 选取轴承时，由【2】第95页表5.9 可得：
深沟球轴承6206 30=d mm mm d a 36= B = 16mm 3、计算各段轴直径 mm d d 301==
3632===a d d d mm
mm d 244=
mm d 205= 4、计算各段轴的长度 mm B l 5011==
mm B l 163==
mm l l L l 5.109)5.235016(199)5.23(132=++-=++-=
mm l 554=
mm l 525=(联轴器轴孔端的长度)
5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定高速轴上齿轮力的作用点位置。

②轴颈上安装的深沟球轴承6206 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

mm d 222=
mm L 52=
mm d 244= 30=d mm mm d a 36=
B = 16mm
mm d 451= mm d 522=
mm d 244=
mm d 205=
mm l 501= mm l 163=
mm l 5.1092=
mm l 554=
mm l 525=
mm L 551=
mm l l L 552
50222162222131=++=++=
mm l l l L 5.1422
16
5.109250223212=++=++=
mm L L L 5.1975.1425521=+=+=
（2）计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
20=α mm N T ⋅⨯=4
I 1094.3
齿轮1 ： N d T F t 175145
1094.3224
1I 1=⨯⨯== N F F t r 3.63720tan 1751tan 0
11=⨯==α
01=a F （3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：
mm L 5.1422=
mm L 5.197=
020=α
mm N T ⋅⨯=4I 1094.3
N F t 17511=
N F r 3.6371= 01=a F
① 绕支点B 的力矩和
0=∑BZ
M
得：
021=∙+∙L F L R r AZ 即 05.1423.637199=⨯+⨯AZ R mm N R AZ ⋅-=8.460 ② 绕支点A 的力矩和
0=∑AZ
M
得：
011=∙-∙L F L R r BZ 即 0553.637199=⨯-⨯BZ R 5.176=BZ R mm N ⋅ ③ 校核：
5.1763.6378.4601=-+-=-+=∑BZ
r AZ
R F R
Z
计算无误
④ 绕支点B 的力矩和
0=∑BY
M
得：
021=∙+∙L F L R t AY 即 05.1421751199=⨯+⨯AY R mm N R AY ⋅-=1266 ⑤ 绕支点A 的力矩和
0=∑AY
M
得：
011=∙-∙L F L R t BY 即 0551751199=⨯-⨯BY R mm N R BY ⋅=485
mm
N R AZ ⋅-=8.460
5.176=BZ R
N ·m
mm
N R AY ⋅-=1266
mm N R BY ⋅=485
⑥ 校核 ：
485175112661=-+-=-+=∑BY
t AY
R F R
Y
计算无误 （4）合弯矩
因为 1L R M AZ CZ ∙= 2L R M BY CY ∙= 所以
mm
N L R L R M M M BY AZ CY
CZ C ⋅=⨯+⨯-=∙+∙=+=2.72455)5.142485()558.460()()(222
2212
2
（5）弯扭合成 根据公式 []12
2
)(-≤+=
σασW
T M C ca
其中： 6.0=α mm N T ⋅⨯=4
I 1094.3 W 由【1】表15-4 选择无键槽 8.14060521.01.01.032
33
33
=⨯====
a d d d W π
[]1-σ 由【1】表15-1 选择 []MPa 701=-σ 所以
MPa
MPa W
T M C ca 7042.58
.14060)
393946.0(2.72455)(2
2
2
I 2
≤=⨯+=
+=
ασ
满足强度设计条件要求。

mm
N M C ⋅=2.72455
W = 14060.8
[]MPa 701=-σ
MPa ca 42.5=σ
（三） 低速轴III 的设计 由于该减速器为展开式齿轮传动，该轴有一个齿轮，所以该轴的材料与齿轮4的材料同为45钢（正火） ， 硬度为220HBS
1、拟定轴上零件的装配方案：
2、初步计算轴的最小直径 min d
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径min d ：
73kw .3III =P 241.67III =n min r
由【1】表15-3 查选 0110=A （由于无轴向载荷 0A 取较小值 ，0A =126 ~ 103 ） 。

42mm 241
.6773
.311033
III III 0min =⨯=≥n P A d 该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 mm d 4.43m in =
此轴的最小直径m in d 即安装在轴端处的联轴器直径 1d ，由【2】表6.8选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL4Y 型 mm d 451= mm d 482= mm L 112= 验证联轴器是否符合要求:
m N T m N T Y HL ⋅=>⋅=597.5292501III 4型 mm r 241.67mm r 2800III 4Y =>=n n HL 型
0110=A
mm d 4.43m in =
mm d 451= mm d 482=
mm L 112=
符合要求。

由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为：
mm d 502= mm d mm d 16.4345m in 1=≥= 选取轴承时，由【2】第95页表5.9 可得：
深沟球轴承6211 55=d mm mm d a 64= B = 21mm 3、计算各段轴直径 mm d 451=
502=d mm
mm d d 553==
mm d d d a 6474===
mm d d 661264)2~1(276=⨯+=+=
mm d h 56808.0)1.0~07.0(6≈⨯==
mm h d d 785268265=⨯+=+=
4、计算各段轴的长度 )(601估选mm l = mm B l 212==
mm
l B L l 5.72)5.21211074(199)
5.2110(243=+++-=+++-=
mm l 1124=(联轴器轴孔端的长度)
5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定低速轴上齿轮力的作用点位置。

②轴颈上安装的深沟球轴承6211 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

mm B l l L 130274105.7222121024321=+++=+++=
mm l B L 692
21
5.2127425.212242=++=++=
mm d 502=
55=d mm mm d a 64=
B = 21mm
mm d 451= 502=d mm
mm d 553=
mm d 644=
mm d 647=
mm d 686=
mm h 5= mm d 785=
)(601估选mm l = mm l 212=
mm l 5.773=
mm l 1124=
mm L 1301= mm L 692=
mm L L L 1996913021=+=+=
（2）计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
20=α mm N T ⋅⨯=5
III 1029.5
齿轮1 ： N d T F t 7.3437308
1029.5224
4III 4=⨯⨯== N F F t r 2.125120tan 7.3437tan 0
44=⨯==α 04=a F
（3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：
mm L 199=
020=α
mm
N T ⋅⨯=5III 1029.5
N F t 7.34374=
N F r 2.12514= 04=a F
② 绕支点B 的力矩和
0=∑BZ
M
得：
024=∙-∙L F L R r AZ 即 0692.1251199=⨯-⨯AZ R mm N R AZ ⋅=2.423 ② 绕支点A 的力矩和
0=∑AZ
M
得：
014=∙+∙L F L R r BZ 即 01302.1251199=⨯+⨯BZ R 828-=BZ R mm N ⋅ ③ 校核：
)828(2.12512.4234=---=--=∑BZ
r AZ
R F R
Z
计算无误
④ 绕支点B 的力矩和
0=∑BY
M
得：
024=∙+∙L F L R t AY 即 0697.3437199=⨯+⨯AY R mm N R AY ⋅-=8.1162 ⑤ 绕支点A 的力矩和
0=∑AY
M
得：
014=∙-∙L F L R t BY 即 01307.3437199=⨯-⨯BY R mm N R BY ⋅=9.2274 ⑥ 校核 ：
9.22747.34378.11624=-+-=-+=∑BY
t AY
R F R
Y
mm N R AZ ⋅=2.423
828-=BZ R mm N ⋅
mm N R AY ⋅-=8.1162
mm N R BY ⋅=9.2274
计算无误 （4）合弯矩
因为 1L R M AZ CZ ∙= 2L R M BY CY ∙= 所以
mm
N L R L R M M M BY AZ CY
CZ C ⋅=⨯+⨯=∙+∙=+=06.167042)699.2274()1302.423()()(222
2212
2
（5）弯扭合成 根据公式 []12
2
)
(-≤+=
σασW
T M C ca
其中： 6.0=α mm N T ⋅⨯=5
III 1029.5 W 由【1】表15-4 选择无键槽 004.752631.01.01.032
33
633
=⨯====
d d d
W π
[]1-σ 由【1】表15-1 选择 []MPa 701=-σ 所以
MPa
MPa W
T M C ca 7035.14004.7
52)5294046.0(06.167042)(2
22
III 2
≤=⨯+=+=
ασ
满足强度设计条件要求。

总装草图如下：
mm
N M C ⋅=06.167042
6.0=α
mm
N T ⋅⨯=5
III 1029.5
W = 25004.7
[]MPa 701=-σ
MPa ca 35.14=σ
（四）轴承的验证
4.1、高速轴I 的轴承的验证 （1）选用
根据前面的设计可得知高速轴I 两个轴承选用的是深沟球轴承6206：
kN C r 5.19= min 0059min 960I r n r n =≤=轴承（该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算
根据公式
h
h L P C n L '≥⎪⎭
⎫
⎝⎛∙=ε
60106 其中：h L h
1920083008=⨯⨯=' 3=ε 根据公式：
max r p F f P ∙=
其中：p f 由【1】第321页表13-6选择1.1=p f
mm
N R
R
F AY
AZ rA ⋅=+=
+=3.134712668.4602
2
22
mm
N R R F BY
BZ rB ⋅=+=+=12.5164855.1762
22
2 比较rA F 和rB F 的大小，选择较大代入公式计算：
kN C r 5.19=
min 5009r n =轴承
3=ε
h L h
19200='
1.1=p f
mm N F rA ⋅=3.1347
mm
N F rB ⋅=12.516
mm
N P ⋅=1482
mm N F f P rA p ⋅=⨯=∙=14823.13471.1
h L h P C n L h
r h 192007.137760654.977105.911440601060103
36
I 6='≥=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛∙=ε
寿命符合条件要求。

4.2、中间轴II 的轴承的验证 （1）选用
根据前面的设计可得知中间轴II 两个轴承选用的是深沟球轴承6208：
kN C r 5.29= min 8000min 137.228II r n r n =≤=轴承（该轴的转速
小于该轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算
根据公式
h
h L P C n L '≥⎪⎭
⎫
⎝⎛∙=ε
60106 其中：h L h
1920083008=⨯⨯=' 3=ε 根据公式：
max r p F f P ∙=
其中：p f 由【1】表13-6选择1.1=p f
mm N R
R
F AY
AZ
rA ⋅=+=
+=5.269569429.902222
mm
N R
R
F BY
BZ
rB ⋅=+=+=346133487.8772222 比较rA F 和rB F 的大小，选择较大代入公式计算： mm N F f P rA p ⋅=⨯=∙=5.29655.26951.1
h L h 7.137760=
kN C r 5.29=
min 8000r n =轴承
3=ε
h L h
19200='
1.1=p f
mm
N F rA ⋅=5.2695
mm
N F rB ⋅=3461
mm
N P ⋅=5.2965
h L h 27.54478=
h L h P C n L h
r h 1920027.5447815.3043105.2969.2786010601036
II 6
='≥=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎭
⎫
⎝⎛∙=
ε
寿命符合条件要求。

4.3、低速轴III 的轴承的验证 （1）选用
根据前面的设计可得知低速轴III 两个轴承选用的是深沟球轴承6211：
kN C r 2.43= min 6000min 241.67III r n r n =≤=轴承（该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算
根据公式
h
h L P C n L '≥⎪⎭
⎫
⎝⎛∙=ε
60106 其中：h L h
1920083008=⨯⨯=' 3=ε 根据公式：
max r p F f P ∙=
其中：p f 由【1】表13-6选择1.1=p f
mm
N R
R
F AY
AZ rA ⋅=+=
+=42.12378.11622.4232
2
22 mm
N R R F BY
BZ rB ⋅=+=+=9.24209.22748282
2
2
2 比较rA F 和rB F 的大小，选择较大代入公式计算： mm N F f P rA p ⋅=⨯=∙=99.26629.24201.1
h L h P C n L h
r h 1920063.105746699.2662102.43286.676010601036
III 6='≥=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛∙=ε
kN C r 2.43=
min
6000r n =轴承
3=ε
h L h
19200='
1.1=p f
mm
N F rA ⋅=42.1237
mm
N F rB ⋅=9.2420
mm
N P ⋅=99
.2662
h
L h 63.1057466=
寿命符合条件要求。

五、平健联结的选用和计算
5.1、中间轴II 大齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为43mm 则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：
812⨯=⨯h b 0.5=t 3.31=t
该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为63mm
因为键的长度L 要比轴段略小，即键的长度由【2】表6.1选择长度L = 63mm A 型（圆头）
（3）校核 由【1】第106页，根据公式 []
p p kld T σσ≤⨯=
3
102 其中：mm N T T ⋅⨯==3
II 10746.160
mm d 43= mm b L l 511263=-=-=
mm h k 485.05.0=⨯==
[]p
σ由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
则 []
MPa p 110=σ
[]
MPa
MPa kld
T p p 11065.3643
15410746.16021023
3
II =≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ
强度条件符合要求。

5.2、中间轴II 小齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为47mm 则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为： 914⨯=⨯h b 5.5=t 8.31=t 该键为一般键联接
812⨯=⨯h b 0.5=t 3.31=t
L = 63mm
mm d 43= mm l 51=
mm k 4=
[]MPa p
110=σ
MPa p 65.36=σ
914⨯=⨯h b 5.5=t 8.31=t
L = 70mm
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为99mm
因为键的长度L 要比轴段略小，即键的长度由参考资料【2】表6.1选择长度L = 70mm A 型（圆头） （3）校核 由【1】，根据公式
[]
p p kld
T σσ≤⨯=
3
102 其中：mm N T T ⋅⨯==3
II 10746.160
mm d 47= mm b L l 561470=-=-= mm h k 5.495.05.0=⨯==
[]
p
σ由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
则 []
MPa p 110=σ
[]
MPa
MPa kld
T p p 110144.2747
654.510746.16021023
3
II =≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ
强度条件符合要求。

5.3、低速轴III 大齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为64mm 则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：
1118⨯=⨯h b 0.7=t 4.41=t
该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为99mm
因为键的长度L 要比轴段略小，即键的长度由【2】表6.1选择长度L = 80mm A 型（圆头） （3）校核 由【1】，根据公式 []
p p kld T σσ≤⨯=
3
102 其中：mm N T T ⋅⨯==3
III 10597.529
mm d 47= mm l 56= mm k 5.4=
[]MPa p
110=σ
MPa
p 144.27=σ
1118⨯=⨯h b 0.7=t 4.41=t
L = 80mm
mm d 63= mm l 62= mm k 5.5=
[]MPa p
110=σ。