同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

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同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书
设计计算及说明
计算结果
1、 设计任务
设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年。设计参数：运输机工作轴扭矩T=1500N·m，运输带速度v=0.85m/s，卷筒直径D=350㎜。

2、 传动方案的分析与拟定
如设计任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。
3、 电动机的选择
3.1电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。
3.2选择电动机的容量
3.2.1确定电动机所需功率
工作机的有效功率
= = =
取V带传动效率，滚动轴承传递效率（三对），齿轮传动效率，卷筒传动效率，联轴器传动效率。

设计计算及说明
计算结果
从电动机到工作机输送带间的总效率

电动机所需功率

因载荷平稳，电动机额定功率，只需稍大于即可，查表确定电动机功率。
3.2.2 确定电动机转速
卷筒轴工作转速

V带传动范围，二级圆柱齿轮减速器传动比,
总传动比范围,
电动机转速可选范围
=（16~300）×46.40 r／min =（742.4~13920）r／min
符合这一范围的同步转速为750 r／min、1000 r／min、1500 r／min和3000 r／min四种。初选同步转速为1000 r／min和1500 r／min的两种电动机比较。
方案
型号
同步转速 r／min
满载转速 r／min
效率 %
质量 ㎏
1
Y160M-4
1500
1460
88
123
2

160L-6
1000
970
87
147
由表中数据知，两个方案均可行，但方案1电动机质量小，且比价低，故采用方案1，选择电动机型号为Y160M-4。
3.2.3 确定电动机参数
型号
功率 kW
同步转速 r／min
满载转速 r／min
效率 %
质量 ㎏
Y160M-4
11
1500
1460
88
123
额定转矩
2.2
最大转矩
2.3
电机轴键槽宽F(mm)
12
键槽深GF (mm)
5
电机轴直径D(mm)

电机轴长度E(mm)
110
H(mm)
160
G(mm)
37

电动机型号为
Y160M-4

设计计算及说明
计算结果
4、 传动装置运动及动力参数计算。
4.1传动装置总传动比和分配各级传动比
4.1.1传动装置总传动比
= = 31.466
4.1.2分配各级传动比

其中，为使两级大齿轮直径相近，取，取V带传动的传动比，两级圆柱齿轮减速器传动比 =
=
符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4.2 传动装置的运动和动力参考数的计算
4.2.1 各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为 Ⅲ 轴。

=

设计计算及说明
计算结果
4.2.2 各轴功率

4.2.3 各轴扭矩
N·m
N·m
N·m
N·m
N·m
运动和动力参数如下表：
轴名
参数
电动机轴
高速轴Ⅰ
中速轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
卷筒轴
转速n (r／min)
1460
584
164.60
46.39
46.39
功率P（kW）
8.93
8.57
8.23
7.90
7.29
扭矩T（N·m）
58.41
140.
4
476.34
1628.38
1500.74
传动比 i
2.5
3.548
3.548
1
效率η
0.95
0.96
0.96
0.93

设计计算及说明
计算结果
5、 传动零件的设计
5.1 V带轮的设计
5.1.1 V带设计
电动机功率，转速 r／min ，传动比 ，每天工作16小时。
1、 确定计算功率
由《机械设计（第八版）》156页表8-7查得工作情况系数，故

2、 选择V带带型
根据、，根据《机械设计（第八版）》157页图8-11选用B型。
3、 确定V带轮的基准直径 并验算带速
1）初选小带轮的基准直径。由《机械设计（第八版）》155页表8-6和157页表8-8，取小带轮基准直径。
2）验算带速

因为，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径

由《机械设计（第八版）》157页表8-8，大带轮基准直径圆整为。

B型

设计计算及说明
计算结果
4、 确定V带的中心距和基准长度
1）由式得，，初定中心距。
2）计算带所需的基准长度

由《机械设计（第八版）》146页表8-2选带的基准长度。
3）计算实际中心距

中心距的变化范围是
5、 验算小带轮上的包角

6、 计算带的根数
1）计算单根V带的额定功率
由和查《机械设计（第八版）》152页表8-4得，。

设计计算及说明
计算结果
根据，和B型带，查表8-4得，，查表8-5得，查表8-2得，于是

2）计算V带的根数
，故取5根带。
7、 计算单根V带的初拉力的最小值
由《机械设计（第八版）》149页表8-3得，B型带的单位长度质量 ，故

应使带的实际初拉力。
8、 计算压轴力
压轴力的最小值为

5根

设计计算及说明
计算结果
5.1.2 V带轮的结构设计
电动机主轴直径，长度，转速，主轴上键槽深，键槽宽。选择平键。
1、小V带轮的设计
选材，由于（其中，），故采用腹板式带轮。
小V带轮，
由《机械设计（第八版）》161页表8-10查得，
，，，，。
则，
，取，
，取。
轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。
2、大V带轮的设计
选材，由于，故采用轮辐式带轮。查表10-8得。
依小V带轮取，取，则，
，
，
，

腹板式带轮

轮辐式带轮

设计计算及说明
计算结果
，
，
，
，，
轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。

5.2 齿轮传动设计
5.2.1 低速级齿轮强度设计
输入功率，扭矩N·m ，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16 h ）。
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
3） 材料选择。由表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，二者材料硬度差为40HBS。
4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
2、 按齿面接触强度设计

直齿圆柱齿轮

7级精度

设计计算及说明
计算结果
1） 确定公式内的各计算数值。
① 试选载荷系数，
② 计算小齿轮传递的扭矩，

③ 由表10-7选取齿轮宽系数，
④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数，
⑤ 由图10-21d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，
⑥ 计算应力循环次数

⑦ 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数，，
⑧ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数，

设计计算及说明
计算结果
2） 计算
① 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

② 计算圆周速度

③ 计算齿宽

④ 计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

⑤ 计算载荷系数
根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，
直齿轮，，
由表10-2查得使用系数，

设计计算及说明
计算结果
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，，
由，查图10-13得，故载荷系数
⑥ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

⑦ 计算模数m

3、 按齿根弯曲强度设计

1） 确定公式内的各计算数值
① 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。
② 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，，
③ 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，

设计计算及说明
计算结果

④ 计算载荷系数K

⑤ 查取齿形系数
由表10-5查得，，
⑥ 查取应力校正系数
由表10-5查得，，
⑦ 计算大小齿轮的，并加以比较
，
，
大齿轮的数值大。
2） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取弯曲强度算的的模数3.42并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数

设计计算及说明
计算结果
，取，
大齿轮齿数，取，
这样设计出的齿轮传动既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。
4、几何尺寸计算
1） 计算分度圆直径

2） 计算中心距

3） 计算齿轮宽度
，
取，

5.2.2 高速级齿轮强度计算
输入功率，扭矩N·m ，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16 h ）。
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

直齿圆柱齿轮
7级精度

设计计算及说明
计算结果
3） 材料选择。由表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，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
2、 按齿面接触强度设计

1） 确定公式内的各计算数值。
① 试选载荷系数，
② 计算小齿轮传递的扭矩，

③ 由表10-7选取齿轮宽系数，
④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数，
⑤ 由图10-21d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，
⑥ 计算应力循环次数

设计计算及说明
计算结果
⑦ 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数，，
⑧ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数，

2） 计算
① 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

② 计算圆周速度

③ 计算齿宽

④ 计算齿宽与齿高之比

设计计算及说明
计算结果
模数
齿高

⑤ 计算载荷系数
根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，
直齿轮，，
由表10-2查得使用系数
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，，
由，查图10-13得，故载荷系数
⑥ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

⑦ 计算模数m

设计计算及说明
计算结果
3、按齿根弯曲强度设计

（1） 确定公式内的各计算数值
① 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。
② 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，，
③ 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，

④ 计算载荷系数K

⑤ 查取齿形系数
由表10-5查得，，
⑥ 查取应力校正系数
由表10-5查得，，
⑦ 计算大小齿轮的，并加以比较

设计计算及说明
计算结果
，
，
大齿轮的数值大。
（2） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取弯曲强度算的的模数2.25并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数
，取，
大齿轮齿数，取，
这样设计出的齿轮传动既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。
4、几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径

（2） 计算中心距

设计计算及说明
计算结果
（3） 计算齿轮宽度
，
取，。
由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。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。
故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。
5.2.3 齿轮结构设计参数。

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
3.548
模数（mm）
4
中心距（mm）
264
啮合角

齿数
29
103
29
103
齿宽（mm）
125
120
125
120
直径
（mm）
分度圆
116
421
116
412
齿根圆
106
402
106
402
齿顶圆
124
420
124
420

设计计算及说明
计算结果
6、 轴的设计计算
6.1 高速轴Ⅰ的设计计算
6.1.1 按转矩确定Ⅰ轴的最小直径
1、高速轴上的功率、转速和转矩
功率（）
转速（）
转矩（）
8.57
584
140.14
2、作用在轴上的力
高速级小齿轮的分度圆直径 ，

3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得

6.1.2 Ⅰ轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

设计计算及说明
计算结果

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带轮轴向定位，1-2段轴右端需制出一轴肩，，故取2-3段的直径是。V带轮与轴的配合长度，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略段些，取。按径取挡圈直径。
② 初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组。标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故取，而。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计实践与创新》表14.5查得型轴承的定位轴肩高度，因此套筒左端高度为，且有。
③ 取安装齿轮的轴段4-5的直径，已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位，，取，轴5-6段的直径，轴环宽度，故取。
④ 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端

设计计算及说明
计算结果
的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。
取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，滚动轴承宽度，则有
，考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，取。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3）轴上零件的周向定位。
V带轮与轴的周向定位选用平键，V带轮与轴的配合为，齿轮与轴的周向定位选用平键，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸。
参考表15-2，取轴端倒角。
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
1—2
78
45
与V带轮键连接配合
2—3
50
52
定位轴肩
3—4
52
55
与滚动轴承配合，套筒定位
4—5
121
60
与小齿轮键连接配合
5—6
10
70
定位轴环
6—7
29
64
定位轴肩
7—8
21
55
与滚动轴承配合
总长度
361mm

设计计算及说明
计算结果
5）轴上载荷的计算
根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。

设计计算及说明
计算结果

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩
，
扭矩T

6.1.3 按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力
，
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。
6.2 中速轴Ⅱ的设计计算
6.2.1 按转矩确定Ⅱ轴的最小直径
1、中速轴上的功率、转速和转矩
功率（）
转速（）
转矩（）
8.23
164.60
476.34
2、作用在轴上的力
高速级大齿轮分度圆直径，
，

安全

设计计算及说明
计算结果
，
。
高速级小齿轮分度圆直径，
，
，
。
3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得

6.2.2 Ⅱ轴的设计计算
1）拟定轴上零件的装配方案

设计计算及说明
计算结果
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。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定，据此由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为。
左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由查得型轴承定位轴肩高度，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为。
② 取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮轮毂长，小齿轮轮毂长，为了使套筒压紧齿轮端面故取，。
③ 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取，则，考虑高低速轴的配合，取。
④ 大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑箱体铸造误差，故。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3）轴上零件的周向定位
大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查选用平键，小齿轮周向定位按查选用平键。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸。
参考表15-2，取轴端倒角。

设计计算及说明
计算结果

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
1—2
54
50
与滚动轴承配合
2—3
116
55
与大齿轮键连接配合
3—4
220
67
定位轴肩，保证高低速齿轮配合
4—5
121
55
与小齿轮键连接配合
5—6
54
50
与滚动轴承配合
总长度
565mm
5) 轴上载荷的计算
根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。

设计计算及说明
计算结果

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩
，
扭矩T

6.2.3 按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力
，
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。
6.3 低速轴Ⅲ的设计计算
6.3.1 按转矩确定Ⅲ轴的最小直径
1、低速轴上的功率、转速和转矩
功率（）
转速（）
转矩（）
7.90
46.39
1626.32
2、作用在轴上的力
高速级大齿轮分度圆直径，

安全

设计计算及说明
计算结果

3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得

6.3.2 Ⅲ轴的设计计算
1）拟定轴上零件的装配方案

设计计算及说明
计算结果
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则。按照，查标准，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
① 为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径，则取6-7段直径，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7=8段直径比略短，取。
② 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故，而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度，因此取.
③ 取安装齿轮处的轴段4-5的直径，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。则轴环处的直径，轴环宽度，取。
④ 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。

设计计算及说明
计算结果
⑤ 取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，故 。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
3）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按选用平键，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按选用平键，半联轴器与轴的配合为。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。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为。
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
1—2
28
85
与滚动轴承配合
2—3
20
95
定位轴肩
3—4
12
104
定位轴环
4—5
116
90
与大齿轮键连接配合
5—6
59
85
与滚动轴承配合，套筒定位
6—7
50
82
定位轴肩
7—8
130
75
与半联轴器键连接配合
总长度
415mm

设计计算及说明
计算结果
5）求轴上载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

设计计算及说明
计算结果
6.3.3 按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力
，
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。
7、滚动轴承的选择计算
轴承预期寿命
7.1 高速轴Ⅰ上滚动轴承的选择计算
7.1.1 Ⅰ轴上轴承的选择
选用型圆柱滚子轴承，，。
7.1.2 Ⅰ轴上轴承寿命计算
1、两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程可知，
，；
，；
，
。
2、轴承当量动载荷和
查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，

安全

设计计算及说明
计算结果

3、验算轴承寿命
因为，所以按照轴承1的受力大小验算
，
故所选轴承满足寿命要求。
7.2 中速轴Ⅱ上滚动轴承的选择计算
7.2.1 Ⅱ轴上轴承的选择
选用型圆柱滚子轴承，，。
7.2.2 Ⅱ轴上轴承寿命计算
1、两轴承所受到的径向载荷和
由中速轴的校核过程可知，
，；
，；
，
。
2、轴承当量动载荷和
查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，

满足寿命要求

设计计算及说明
计算结果
3、验算轴承寿命
因为，所以按照轴承2的受力大小验算
，
故所选轴承满足寿命要求。
7.3 低速轴 Ⅲ上滚动轴承的选择计算
7.1.1 Ⅲ轴上轴承的选择
选用型圆柱滚子轴承，，。
7.1.2 Ⅰ轴上轴承寿命计算
1、两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程可知，
，；
，；
，
。
2、轴承当量动载荷和
查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，

3、验算轴承寿命

满足寿命要求

设计计算及说明
计算结果
因为，所以按照轴承2的受力大小验算
，
故所选轴承满足寿命要求。
8、 键连接的选择计算
普通平键链接的强度条件为 ，
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计（第八版）》表6-2取。
8.1 电机上键键连接的选择计算
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
8.2 Ⅰ轴上键连接的选择计算
8.2.1 V带轮处的键的选择计算
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。

满足寿命要求

该键满足强度要求

该键满足强度要求

设计计算及说明
计算结果
8.2.2 小齿轮处键的选择计算
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
8.3 Ⅱ轴上键连接的选择计算
8.3.1 大齿轮处键的选择计算
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
8.3.2 小齿轮处键的选择计算
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
8.4 Ⅲ轴上键连接的选择计算
8.4.1 大齿轮处键的选择计算

该键满足强度要求

该键满足强度要求

该键满足强度要求

设计计算及说明
计算结果
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
8.4.2 联轴器周向定位键
取普通平键，
键的工作长度，
键与轮毂键槽的接触高度，
，
故该键满足强度要求。
9、联轴器的选择
根据轴输出转矩，联轴器计算转矩，查选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，符合要求。
10、润滑和密封类型的选择
10.1 润滑方式
根据前面计算，齿轮最大圆周速度，故采用浸油润滑。
10.2 润滑油
根据工作环境，选择润滑油为矿物油。
10.3 装油量计算

该键满足强度要求

该键满足强度要求

设计计算及说明
计算结果
10.4 密封类型的选择
1、机体与机盖之间的密封
使连接处凸缘有足够的宽度，连接表面应精刨，保证机盖与机座连接处的可靠密封，表面粗糙度不大于。在机座凸缘上铣出回油沟，使渗入连接面的油重新流回箱底。
2、滚动轴承与机座间的密封
选择接触式垫圈密封。
11、附件选择设计
11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计
查《机械设计实践与创新》表4.7，观察孔，
孔盖，，孔径，孔数。
11.2 油面指示装置设计
查表4.10选用油标尺。
11.3 通气器的选择
查表4.8选用一次过滤装置的通气帽。
11.4 放油孔及螺塞的设计
查表4.9选用六角螺塞及封油垫，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为。
11.5 起吊环、吊耳的设计
箱盖上吊耳环，，
箱座上吊钩，，，，
11.6 起盖螺钉的选择
选用螺钉

设计计算及说明
计算结果
11.7 定位销选择
选用圆锥销
12、箱体设计
箱体材料为，结构尺寸如表：(单位：mm)
代号
名称
数据
代号
名称
数据

箱座壁厚
10

地脚螺栓
M22

箱盖壁厚
9

轴承螺栓
M16

箱座加强肋厚
8.5

连接分箱面的螺栓
M14

箱盖加强肋厚
7.6

轴承盖螺钉
高速

中速

箱座分箱面凸缘厚
15
低速

箱盖分箱面凸缘厚
14

检查孔盖螺钉

平凸缘底座厚
23.5

地脚螺栓数
6

轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离
30

轴承螺栓的凸台面
65

轴承座孔外端面至箱外壁的距离
45

箱座深度
260

箱体分箱面凸缘半径
35

箱体内壁圆角半径
10

轴承座孔外径
高速
，，
中速
，，
低速
，，
中间支承
，，

设计计算及说明
计算结果
13、设计小结
机械设计课程设计只有本着人真负责的态度才能做好。
选定轴承后立即校核，若不适合及早更换，以免最后进行大的修改。
成熟的设计需要扎实的基本知识和日积月累的经验。
14、参考文献
《机械设计（第八版）》 濮良贵、纪名刚 高等教育出版社
《机械原理（第七版）》 孙恒、陈作模、葛文杰 高等教育出版社
《机械设计实践与创新》 王世刚、王树才 国防工业出版社
《画法几何及机械制图（第六版）》 朱冬梅、胥北澜、何建英 华中科技大学出版社
《机械设计课程设计手册（第三版）》 吴宗泽、罗圣国 高等教育出版社

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