机械设计斜齿轮

目录
一、传动方案的分析和拟定............................................................................................................. - 2 -
二、电动机的选择............................................................................................................................. - 3 -
2.1、电动机的类型和结构形式的选择 (3)
2.2、电动机容量的选择 (3)
2.3、确定电动机的转速： (4)
三、传动装置的运动和动力参数的计算 ......................................................................................... - 5 -
3.1、传动装置所要求的总传动比为： (5)
3.2、传动装置的运动和动力参数 (5)
四、传动件的设计............................................................................................................................. - 8 -
4.1、高速级大小齿轮传动设计(斜齿轮) (8)
4.2、低速级大小齿轮传动设计（直齿轮） (12)
五、轴的设计................................................................................................................................... - 16 -
5.1．高速轴的设计： (16)
5.2、中间轴的设计： (17)
5.3、低速轴的设计： (18)
六、轴及轴承的校核....................................................................................................................... - 21 -
6.1、从动轮受力计算。

.................................................................................................................. - 21 -
6.2、高速轴的校核 (21)
七、键的选择与校核....................................................................................................................... - 24 -
7.1、高速轴键： (24)
7.2、中间轴键： (24)
7.3、低速轴键： (24)
八、联轴器的选择........................................................................................................................... - 26 -
8.1、高速轴（输入轴） (26)
8.2、低速轴（输出轴） (26)
九、减速器的各部位附属零件的设计 ................................................................ 错误！未定义书签。

十、减速器的润滑与密封............................................................................................................... - 31 -十一、设计心得.................................................................................................... 错误！未定义书签。

十二、参考文献............................................................................................................................... - 33 -
一、传动方案的分析和拟定
带式输送机由电动机驱动。

电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。

图1-1 带式输送机传动系统简图
1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；
4—联轴器；5—滚筒；6—输送带
二、电动机的选择
2.1、电动机的类型和结构形式的选择
经综合分析，选用Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、
噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。

Y 系列电动机，额定电压为380V ，额定频率为50HZ.。

本设计中电动机采用封闭式结构。

2.2、电动机容量的选择
电动机所需工作效率为：
a
w
d P P η=
而工作机所需功率w P 由工作机的带圆周力F 和带速v 确定，即：
w P =1000Fv
所以
a d Fv P η1000=
查《课程设计》表3-3，设：
1
η—联轴器效率：0.99 2
η—卷筒的传动效率：0.96 3
η—一对轴承的传动效率：0.99 4
η—闭式圆柱齿轮的传动效率：0.97
由电动机到运输带的传动总效率为2
44
322
1ηηηηη⋅⋅⋅=a 则：
242244322197.0*99.0*96.0*99.0=⋅⋅⋅=ηηηηηa =0.8504
w
P =1000
8
.040001000⨯=Fv Kw 2.3= 所以：
d P =
8504
.010008
.040001000⨯⨯=
a Fv η=3.76Kw 由表12-1可知，满足≤e P d P 条件下的三相异步电动机额定功率Pe 应为
4.0KW
2.3、确定电动机的转速： 卷筒轴工作转速为：
min /315
0.8
100060100060r D v n ⨯⨯⨯=⋅⨯=
ππ
=48.53r/min
查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8～60，故电动机转速的可选范围为：
n i n a d ⋅='
'=（8～60）×48.53 min /r =388.24～2911.8min /r
符合这一范围的同步转速有1500min /r 、1000r/min 、750r/min 三种。

由表8-53查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中。

表1 电动机数据及总传动比
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第三方案比较适合。

因此选定电动机型号为Y132S-4。

查表12-2，对于Y132S-4电动机，额定功率为 4.0Kw ，满载转速nm=1440r/min ，电动机中心高H=112mm ，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为D=28mm ，E=60mm 。

三、传动装置的运动和动力参数的计算
3.1、传动装置所要求的总传动比为： 67.2953
.481440===
w m a n n i 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比n n i i i i )1(231201......,,-的乘积，所以：=i 34
231201i i i i ，
由传动系统方案，见传动系统简图，101=i ，.134=i 。

由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比==)*/(34
01
i i i i 26.75，为了便于两
级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS ≤350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速及传动比为
211.667.293.112=⨯=i
612=i 取，
所以低速级传动比为12i =
945.4667
.29=
101=i 动比分别为所以传动系统中各级传 612=i 945.423=i 134=i 3.2、传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速到低速依次定为0轴（电动机轴）、1轴（减速器高速轴）、2轴（减速器中间轴）、3轴（减速器低速轴）、4轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）；
01η，12η，23η，34
η—依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

1.各轴的转速：
min /14400r n n m == 14401
1440
01===
i n n m r/min 2n =
2406
1440121==i n r/min
3n =
53.48945
.4240232==i n r/min 53.481
3
4==
n n r/min 2. 各轴的输入功率（kw ）
Kw p p d 76.30==
=∙=011ηd p p Kw 72.399.0*76.3= 101ηη= =∙=1212ηp p Kw 57.39603.0*72.3= 2112ηηη= =∙=2323ηp p Kw 43.39603.0*57.3= 3223ηηη= =∙=3434ηp p Kw 36.39801.0*43.3= 4334ηηη= 3．各轴输入扭矩的计算 电动机轴的输出转矩d T 为： d T =m N n p m d ∙=⨯=94.241440
76.395509550
m N i T T d ∙=∙∙=69.2401011η
m N i T T ∙=∙∙=05.14712112η m N i T T ∙=∙∙=97.674343424η m N i T T ∙=∙∙=54.661343424η
1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动
效率0.99。

将各轴的运动和动力参数列于表2。

表2 各轴的运动和动力参数
四、传动件的设计
4.1、高速级大小齿轮传动设计(斜齿轮)
1
有：
两齿轮齿面硬度差为40HBS ，符合软齿面传动的设计要求，查表12-6有，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为
1lim H σ=480+0.93（HBS1-135）=480+0.93（230-135）=568.4MPa lim 2H σ=480+0.93（HBS2-135）=480+0.93（190-135）=531.2MPa 由表12-7，按照一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数1lim =H S 两材料的许用接触应力分别为
[][]MPa
S MPa S H H H H 2.5314.568lim
2
lim 2lim 1
lim 1====σσσσ
2.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计公式，初步确定小齿轮的分度圆直径
小齿轮的转矩为T1=24690N ·mm
原动机为电动机，设在核有中等冲击，查表12-3有K=1.3 斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故4.0=d ϕ
MPa
Z E 8.1894-12=，材料的弹性系数由表
由于采用闭式软齿面传动，更具推荐值10~15度之间，初选
13=β，由图27
Z 40~2045.211-121==，初选小齿轮齿数，根据推荐值区域系数H Z
大齿轮齿数：
276112⨯=⋅=Z i Z =162
根据Z1.Z2和 13=β ，由图12-12查取端面重合度9.0,78.0==ααεε
68.19.078.021=+=+=αααεεε
因为
MPa
H H 8.54922
.5314.5682
[][]
21=+=
+σσ
MPa
H 4.6532.53123.1][23.12=⨯=⨯σ
取最小值，所以][H σMPa
H 8.549][=σ
所以小齿轮的分度圆直径
[]mm Z Z u u KT d H H
E d t 08.43)8.5498.189*45.2(6*68.1*4.0)16(*24690*3.1*2122
332
11=+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±∙
≥σεφα 3.确定两齿轮的模数
74
.12713cos *08.43cos 11===
z d m β
2=n m 取
4.确定实际螺旋角的大小
mm
z z m a n 99.19313cos *2)
16227(*2cos 2)(`21=︒+=+=
β中心距为
取a=194mm
9742.0)16227(*194*22)(2cos 21=+=+=
Z Z a m n β
的范围内）（符合在所以实际
20~8036.13=β 5.确定两齿轮的几何尺寸 1、两齿轮的分度圆直径
mm m z d 43.55cos /11==β mm m z d 58.332cos /22==β
2、两齿轮（正常齿制25.0,1*
*==n an C h ）的齿顶圆直径分别为
mm m h d d n an a 43.632*
11=+= mm m h d d n an a 58.3402*22=+=
3、全齿高
mm m C h h n n an 5.4)2(**=+=
4、齿宽
mm d b d 172.2243.55*4.01==⋅Φ=
取大齿轮宽度b2=b=23mm ，小齿轮宽度b1=b2+（5~10）mm ，取b1=30mm 6、验算两齿轮的齿根弯曲疲劳强度 查表12-6得
1lim F σ=190+0.2（HBS1-135）=209MPa 2lim F σ=190+0.2（HBS2-135）=201MPa
由表12-7查得弯曲强度的最小安全系数1lim =F S 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为
[][]MPa
S MPa
S F H F H 201209lim
2
lim 2lim 1
lim 1====σσσσ
两齿轮的当量齿数分别为
28
.175cos 21
.29cos 32
231
1====
ββZ Zv Z Zv 查表12-5，由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为
528
.2)2921.29(*29
3052
.253.253.21=----=F Y 13
.2)15028.175(*150
20012
.214.214.22
≈----=F Y 由线性插值法得两齿轮的应力校正系数分别为
621
.1)2921.29(*29
3062
.1625.162.11=---+=S Y 85
.1)15028.175(*150
20083
.187.183.12=---+=S Y 斜齿轮的轴面重合度
795
.0tan 318.01==βϕεβZ d
查表12-13可得
91
.0=βY
因为
0196.0209621
.1526.2][111=⨯=F S F Y Y σ 0196.020185
.1*13.2][222==F S F Y Y σ
取作为标准][1F σ 所以
MPa
Y Y Y m bd F S F n F 201][999.5491
.0*85.1*18.2*68.1*2*43.55*2324690*3.1*2KT 21111====
σεσβα 所以两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。

7、结构设计
小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。

高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。

表3 高速级齿轮传动的尺寸
4.2、低速级大小齿轮传动设计（直齿轮）
1
12-1有：
两齿轮齿面硬度差为40HBS ，符合软齿面传动的设计要求。

2.确定材料许用应力
查表12-6有，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为
1lim H σ=480+0.93（HBS1-135）=480+0.93（230-135）=568.4MPa lim 2H σ=480+0.93（HBS2-135）=480+0.93（190-135）=531.2MPa 由表12-7，按照一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数1lim =H S
两材料的许用接触应力分别为
[][]MPa
S MPa S H H H H 2.5314.568lim
2
lim 2lim 1
lim 1====σσσσ
3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计
[]32
4154.31⎪⎪⎭⎫
⎝⎛±∙≥H E d t Z u u KT d σφ
小齿轮的转矩
mm N T ∙=5410*7497.6
查表12-3，取载荷系数K=1.4
查表12-4，取弹性系数MPa Z E 8.189= 取齿宽系数1=d ϕ
代入以较小值MPa 2.531][H σ
所以有
mm d 04.1221≥
4.几何尺寸计算
齿数：小齿轮的推荐值Z1=20~40，取Z1=27， 则
Z2=Z1*4.945=133.515mm
取Z2=134mm 模数
m=d1/z1=122.04/27=4.52
由表5-1，取m=5 中心距
a=m （Z1+Z2）/2=5（27+134）/2=402.5mm
齿宽
mm mm d b d 04.12204.122112=⨯=⋅Φ=
取整，取b2=122mm
b1=b2+（5~10）mm
取b2=130mm
5.校核齿根弯曲疲劳强度
S
F F Y Y m
bd KT 11
2=
σ 查表12-5
时
271=Z ，
57
.21=F Y ，60.11=S Y
时，由线性插值法1212=Z
16
.2100121100
15014.218.218.2F2=----
=）（Y 81.1100121100
15079
.183.179.1S2=---+=）（Y
查表12-6得
1lim F σ=190+0.2（HBS1-135）=209MPa 2lim F σ=190+0.2（HBS2-135）=201MPa
由表12-7查得弯曲强度的最小安全系数1lim =F S 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为
[][]MPa
S MPa
S F H F H 201209lim
2
lim 2lim 1
lim 1====σσσσ
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为
MPa
MPa Y Y m bd F S F n F 209][39.10460.1*57.2*5*04.122*122674970
*4.1*2KT 2111141====
σσ MPa MPa Y Y m bd F S F n
F 201][47.99KT 222214
2===
σσ 所以两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。

6、齿轮其他计算 分度圆直径
mm mm m z d 13552711=⨯== mm mm m z d 670513422=⨯==
齿顶圆直径
mm h d d a a 1413*2135211=+=+=*
mm h d d a a 6763*2670222=+=+=*
齿根园直径
mm
h d d f f 5.12775.3*2135211=-=-=
mm h d d f f 5.66875.3*2676222=-=-=
中心距
a=402.5mm
齿宽
b1=130mm ，b2=122mm
7、选择齿轮精度等级
齿轮圆周速度
s m d n v /310.01000
*6004
.122*53.48*14.31000
*601
11==
=
π
查表12-2，选择齿轮精度为10级 小齿轮精度为10GB/T10095.1-2008
大齿轮精度为10GB/T10095.1-2008
8、结构设计
小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用腹板式结构。

结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表4。

低速级齿轮传动的尺寸如表5所示。

表4 低速级齿轮传动的尺寸
五、轴的设计
5.1．高速轴的设计：
1.选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：
普通用途，中小功率，选用45号钢正火处理，查表16-1取MPa b 600=σ，查表16-5得MPa b 55][1=-σ。

2.估算轴的最小直径
由表16-2查取A=110，根据公式
mm n P A d 15.15144076.3*11033
==≥
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即15.15*1.05=15.90mm ，由图可知，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。

m
N KT T c ∙===4.371440
76
.3*10*55.9*5.16 查表16-4，选用弹性柱销联轴器，其型号为HL1，内孔直径为16mm ，与上述增大5%后的轴径比较，最后选取的最小直径为16mm 。

3、轴的结构设计
1、确定轴上零件的布置方案和固定方式。

参考一般减速器结构，将齿轮布置
在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）做周向固定。

右端轴承用轴间和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。

轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。

输出端的联轴器用轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。

2、斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用脂润
滑，齿轮采用油俗润滑 3、各轴段直径的确定：
图二：高速轴示意图
根据以上计算，外伸端直径d1=16mm （一般应符合所选联轴器轴孔标准，此处选用HL1弹性柱销联轴器）；按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取通过轴承盖轴端直径为d2=d1+2h=d1+2*0.07*d1=18.24.由于该段处安
装毡圈，故取标准直径为d2=19mm ；考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=25mm （两轴承同型号）；直径为d4的轴段为轴头，取d4=26.5mm 【d4应符合轴径标准系列（参见表16-3）】；轴环直径d5=d4+2h=30.21mm ，根据轴承安装直径，查手册得d6=28mm 。

4、轴的各段长度的确定
因为装小带轮的电动机轴径mm d 161=，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，查手册，取mm d 161=,mm L 201=, 因为大带轮靠轴肩定位，所以取mm d 192=,
2
L =35mm ，
3d 段装配轴承，取253=d mm ，选用7205AC 轴承，mm L 363=， 4
d 段是定位轴承，取mm d 5.264=，mm L 214=（取转毂宽度为B2=23mm ，
L4比B2短1~3mm ）
5d 段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴d5=30.21mm ，L5=4.23mm 6
d 装配轴承所以
6
d =28mm ，
6
L =15.77mm
mm d 257=，mm L 167=
5.2、中间轴的设计：
1、材料：选用45号钢调质处理，查表16-1取MPa b 600=σ，0A =110 2轴的结构设计
1. 确定轴上零件的布置方案和固定方式。

参考一般减速器结构，将齿轮布置轴
的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）做周向固定。

右端轴承用轴间和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。

轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。

输出端的联轴器用轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。

2. 斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用脂滑，
齿轮采用油俗润滑
3. 各轴段直径的确定
由3
0n
P
A d =，p=3.57w K ,则 mm d 05.27240
57
.31103
1=≥, 1d 段要装配轴承，查课本取mm d 281=，选用7206AC 轴承，mm L 171=，
2d 装配低速级小齿轮，且2
1
d d >取2d =30mm ，2L =21mm ，
3d 段主要是定位高速级大齿轮，取3d =47.5mm ，3L =10mm ， 4d 装配高速级大齿轮，取4d =31.5mm ，4L =128mm
5
d 段要装配轴承，取
5
d =26.5mm ，
5
L =20mm
5.3、低速轴的设计：
1、材料：选用45号钢调质处理，查表16-1取MPa b 600=σ，0A =110
2、轴的结构设计
1、确定轴上零件的布置方案和固定方式。

参考一般减速器结构，将齿轮
布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）做周向固定。

右端轴承用轴间和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。

轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。

输出端的联轴器用轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。

2、斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用
脂润滑，齿轮采用油俗润滑 3、确定各轴段直径
1.估算轴的最小直径
由表16-2查取A=110，根据公式
mm n P A d 48.4553.4843.3*11033
==≥
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即45.48*1.05=47.754mm ，由图知该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。

m
N KT T c ∙===74053
.6854
.3*10*55.9*5.16 查表16-4，选用弹性柱销联轴器，其型号为HL4，内孔直径为50mm ，与上述 增大5%后的轴径比较，最后选取的最小直径为50mm 。

根据以上计算，外伸端直径d1=50mm （一般应符合所选联轴器轴孔标准，此处选用HL1弹性柱销联轴器）；按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取通过轴承盖轴端直径为d2=d1+2h=d1+2*0.07*d1=57mm.由于该段处安装毡圈，故取标准直径为d2=60mm ；考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=63mm （两轴承同型号）；直径为d4的轴段为轴头，取d4=67mm 【d4应符合轴径标准系列（参见表16-3）】；轴环直径d5=d4+2h=76.38mm ，根据轴承安装直径，查手册得d6=68mm 。

2、轴的各段长度的确定
因为装小带轮的电动机轴径mm d 501=，=1L 84 因为大带轮靠轴肩定位，所以取mm d 572=,
2
L =65mm ，
3d 段装配轴承，取633=d mm ，选用7213AC 轴承，mm L 443=，
4
d 段是定位轴承，取mm d 674=，mm L 214=（取转毂宽度为B2=23mm ，L4比B2
短1~3mm ）
5d 段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴d5=76mm ，L5=10.69mm 6
d 装配轴承所以
6
d =68mm ，
6
L =9.31mm
mm d 637=，mm L 247=
六、轴及轴承的校核
6.1、从动轮受力计算。

分度圆直径
mm z m d n 43.55036
.13cos 27
*2cos ===
β 转矩
mm
N n P T ∙===249401440
76.310*9550*
10*55.936 圆周力
N d T F t 8.89943.55/24940*2/2===
径向力
N F F n t r 336036.13cos /20tan *8.899cos /tan === βα
轴向力
N F F t a 208036.13tan *8.899tan === β
6.2、高速轴的校核
1.绘制轴的受力简图（见图三）
图6.1 轴的受力图、弯矩图和扭矩图
2.将齿轮所受力分解为水平面H 和铅垂平面V 内的力（见上图）
3.求水平面H 和铅垂平面V 的支座反力 水平面的支座反力：
N F d F R r a H 212130
336
*652/43.55*208130*652/1=+=+=
N R F R H r H 12421233612=-=-=
铅垂平面V 内的支座反力：
N F R R t v v 9.4442/8.8892/2`1====
4.绘制弯矩图。

水平面的H 的弯矩图（见图三）
mm N RH M H b ∙===13780
212*65165` mm N d Fa M M H b H b ∙=-=-=80152/43.55*20813780
2/*`
`` 铅垂平面V 的弯矩图见上图
mm N R M v vb ∙===5.289189.444*65651`
合成弯矩图
mm N M M M vb HB vb ∙=+=+=320335.2891813780222
2`` mm
N M M M vb Hb vb ∙=+=+=300085.2891880152222````
5.绘制扭矩图
mm
N T ∙=24940
6.绘制当量弯矩图
单向转动，故切应力为脉动循环，取
6
.0=α,b 截面当量弯矩
mm
N T M M b eb ∙=+=+=35356)24940*6.0(32033)(2222``α
mm N T M M Hb eb ∙=+=+=33532)24940*6.0(30008)(222````2
α
7.校核轴的强度。

根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a 、b 截面为危险截面。

下面分别进行校核。

1.校核a 截面。

mm N T M ea ∙===1496424940*6.0α
mm M d b ea a 96.1355
*1.014964
][1.033
1==≥-σ
考虑键槽后，由于da=13.96*1.05=14.66mm<d1=16mm ，故a 截面安全。

2.校核b 截面。

mm N M ea ∙=35356max
mm b M d ea a 59.1855
*1.035356
][1.033
1max ==≥-σ
考虑键槽后，由于db=18.59*1.05=19.52mm<d4=26.5mm ，故b 截面安全
因为危险截面a 、b 均安全，所以轴的强度是足够的，无需修改原结构设计的方案。

七、键的选择与校核
7.1、高速轴键：
根据m N T mm d ∙==4.37,1611，参考教材127页表14-10,由于mm d 161=在
17~12范围内，故1d 轴段上采用键66:⨯⨯h b 采用A 型普通键;静联接。

键校核;为1L =20mm 综合考虑取l =16mm 。

查课本234页表13-11，
[]MP P
110=σ;
MP dhl T p 39.9716
616104.3741043
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<[]
p σ，
故所选键为：1666:⨯⨯⨯⨯l h b 强度合格。

7.2、中间轴键：
已知MP T mm d mm d 05.147,5.31,30242===参考教材127页表14-10，由于
mm d 302=mm d 5.314=都在38~30范围内，所以取810:⨯⨯h b ；
查课本234页表13-11得[]
MP p 120~100=σ 取键长为16.取键长为100，根据挤压强度条件，
键的校核为：
MP dhl T p 7.11621
8301005.14741043
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<[]
p σ，
MP dhl T p 23.18128
85.311005.14741043
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<[]
p σ
所以所选键为:,16810:⨯⨯⨯⨯l h b 100810:⨯⨯⨯⨯l h b 强度合格。

7.3、低速轴键：
因为1d =50mm ，mm d 635=MP T 97.6743=查课本234页表13-11选键为
1118:,1016:⨯⨯⨯⨯h b h b 查课本106页表6-2得[]
MP p 120~100=σ
初选键长为70mm,40mm ，
键的校核为：
MP dhl T p 28.6484
10501097.67441043
31=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<[]
p
σ MP dhl T p 54.8844
11631097.67441043
32=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ<[]
p
σ 所以所选键为:701016:⨯⨯⨯⨯l h b 与401118:⨯⨯⨯⨯l h b 强度合格。

八、联轴器的选择
8.1、高速轴（输入轴）
根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。

考虑到转矩变化小，取A K =1.5，则
94.245.1.1⨯==T K T A ca =37.41N.m
按照计算转矩ca T 小于联轴器公称转矩的条件，查标准20035014/-T GB ，选用HL1型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为160m N .，孔径d=16mm,L=42mm,L 1=30mm,许用转速为7100r/min ，故适用。

8.2、低速轴（输出轴）
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性套柱销联轴器。

考虑到转矩变化小，取A K =1.5，则
97.6745.1.3⨯==T K T A ca =1012.455m N ⋅。

按照计算转矩ca T 小于联轴器公称转矩的条件，查标准20035014/-T GB ，选用HL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m ，孔径d=50mm ，L=112mm ，L 1=84 mm,许用转速为4000r/min ，故适用。

九、减速器的各部位附属零件及箱体的设计
9.1 窥视孔盖与窥视孔
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.
图9.1 视孔盖
9.2 放油螺塞
放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。

图9.2 放油螺塞
9.3 油标
油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。

9.4 通气器
减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.
图9.4 通气塞
9.5 启盖螺钉
为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。

在启盖时，可先
拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱
形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。

在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.
图9.5 吊环螺钉图9.6 吊钩
9.6 定位销
为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。

两销相距尽量远些，以提高定位精度。

如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.
图9.7 启动螺栓图9.8定位销
9.7 环首螺钉、吊环和吊钩
为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。

9.8 调整垫片
用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。

减速器铸造箱体的结构设计
十、减速器的润滑与密封
10.1 齿轮润滑方式
10.1.1 各轴的圆周速度计算
高速轴小圆柱直齿轮的圆周速度：
111461440 3.47/601000601000
d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯
中间轴大圆柱直齿轮和小圆柱直齿轮的圆周速度：
222230289.16 3.48/601000601000d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯
32378289.16 1.18/601000601000
d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯
低速轴大圆柱直齿轮的圆周速度：
43430075.30 1.18/601000601000
d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯
取{}1234max ,,, 3.48/v v v v v m s ==，一般来说当齿轮的圆周速度2/>v m s 时，宜采用油润滑；当12/<v m s 时，应采用浸油润滑。

故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。

10.1.2 齿轮润滑剂的选择
根据文献【7】中表14-2中查得，齿轮润滑油可选用全工业闭式齿轮用油，代号是：150L CKB -，运动粘度为：135 ~165（单位为：mm ²/s ） 10.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 10.2.1滚动轴承润滑方式的选择
高速轴轴承: 451321440 4.60810/min 210/min d n r r =⨯=⨯<⨯高 中间轴轴承：45240289.16 1.15710/min 210/min d n r r =⨯=⨯<⨯中 低速轴轴承：4535575.300.41410/min 210/min d n r r =⨯=⨯<⨯低 故三对轴承均应采用脂润滑。

10.2.2滚动轴承润滑剂的选择
根据文献【7】表14-1中查得，滚动轴承润滑可选用通用锂基润滑脂1
号。

10.3 密封方式的选择
10.3.1滚动轴承的密封选择
滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。

10.3.2箱体的密封选择
箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

十二、参考文献
【1】濮良贵，纪名刚主编。

《机械设计（第八版）》北京：高等教育出版社，2006.
【2】王洪等主编。

《机械设计课程设计》。

北京交通大学出版社，2010 【3】金清肃主编。

《机械设计课程设计》。

华中科技大学出版社
【4】徐雪林主编。

《互换性与测量技术基础》。

湖南大学出版社
【5】成大先主编。

《机械设计手册（单行本）》。

化学工业出版社
【6】银金光，刘杨主编《机械设计·课程设计（修订版）》北京：北京交通大学出版社，2011.11
【7】刘扬，王洪主编。

《机械设计基础》北京：北京交通大学出版社，清华大学出版社，2010.9。