双级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书讲解

武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明书

题目: 双级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

院系: 机电工程学院

班级：机电3班

姓名:

学号:

指导教师:

目录

一、设计任务书 (2)

二、传动方案的分析与拟定 (2)

三、电动机的选择与计算 (3)

四、传动比的分配 (4)

五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 (5)

六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 (6)

七、联轴器的选择及计算 (17)

八、键连接的选择及计算 (18)

九、轴的强度校核计算 (19)

十、润滑和密封 (22)

十一、箱体及附件的结构设计和选择 (23)

十二、设计小结 (24)

十三、参考资料 (25)

计算与说明 主要结果 一 设计任务书

设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件： 1、 带式输送机的原始参数

鼓轮直径D(mm) 450 输送带速度v(m/s) 0.90 输出转矩T(N ·m)

400

2、工作条件与技术要求

(1)工作环境：一般条件，通风良好；

(2)载荷特性：连续工作，近乎平稳，正向运转； (3)使用期限：8年，每日两班制工作； (4)卷筒效率：96.0=η；

(5)运输带允许误差：±5% ； (6)生产规模：成批生产. 设计注意事项：

1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;

2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;

3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。

二 传动方案的分析与拟定

根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

min /22.38min /450

14.390

.0100060100060r r D v w

=???=??=

πη

为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V 带传动+内部双级

圆柱齿轮传动。

机构整体布置如图所示：

T=400N ·m; V=0.90m/s; D=450mm

min

/22.38r w

=η

三 电动机的选择与计算

1．电动机的类型选择

根据动力源和工作条件，选用Y 系列三相交流异步电动机。

2．电动机的功率

工作机有效功率:kw kw T w P

6.1955022.384009550w =?==η

设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3，η4，η5 分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V 带传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得： η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.96，η5=0.96，由此可得： 总效率：

η=η1η22η34

η4η5

=0.99×0.972×0.994

×0.96×0.96

=0.82

电动机所需功率：

kw P w d P

95.182

.06.1===η 查文献4表16-1选取电动机的功率为2.2kW 。

3．电动机型号的确定

在常用的同步转速为1500 r/min 和1000 r/min 两者之间选择。根据电动机所需功率好同步转速，查[2]表20-1，电动机型号为Y112M-6和Y100L1-4型，根据电动机的满载转速m

n 和滚筒转速可算出总传动比。

总效率： η=0.82

电动机型号： Y100L1-4

表1 电动机的数据及总传动比

两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.

选定电动机型号为Y100L1-4，其它主要参数列于表2.

四 传动比的分配

(1)总传动比15.3722

.381420

i '==

=

η

ηw

m (2)取V 带传动的传动比1 2.5i =，则减速器的总传动比为

86.145

.215

.37i 1

'

==

=i

i 双级圆柱齿轮高速级传动比

40.486.143.13.12

=?==i i

低速级传动比

38.340

.486.14i 23===

i i

方案号 电动机型

号

额定功率Kw 电动机转速 电动机质量 Kg 总传动比 同步 满载 1 Y112M-6 2.2 1000 940 45 24.59 2

Y100L1-4

2.2

1500 1420

34

37.15

电动机型号

额定功率Kw

电动机转速 中心高 mm

外伸轴径mm 轴外伸

长度mm

同步 满载

Y100L1-4

2.2 1500 1420 100 28 60

五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算

1. 各轴的转速计算

电动机轴为0轴、高速轴为I 轴、中间轴为II 轴、低速轴为III 轴、卷筒轴为IV 轴。 n Ⅰ=

η

m

=1420 r/min

n Ⅱ=n Ⅰ/i 1=min /568min /5.21420

r r = n Ⅲ=n Ⅱ/i 2=min /09.129min /40.4568

r r =

n Ⅳ=n Ⅲ/i 3=min /19.38min /38

.309

.129r r =

2. 各轴的输入功率计算 P Ⅰ=P d =2.2 kW

P Ⅱ=P Ⅰη4=2.2×0.96 kW=2.112 kW

P Ⅲ=P Ⅱη2η3=2.112×0.97×0.99 kW=2.028 kW P Ⅳ=P Ⅲη2η3=2.028×0.97×0.99 kW=1.947 kW

3. 各轴的输入转矩计算

T 1=9550P 1/n 1=9550×2.2/1420 N ·m =14.80 N ·m T 2=9550P 2/n 2=9550×2.112/568 N ·m =35.51 N ·m

T 3=9550P 3/n 3=9550×2.028/129.09 N ·m =150.03 N ·m T 4=9550P 4/n 4=9550×1.947/38.19 N ·m =486.88 N ·m

将上述数据归纳总结如下表所示。

表1. 各轴的运动和动力参数

轴号

转速

（r/min ）

功 率（kW ）

转 矩

（N ·m ）

传动比i

电动机输

出轴Ⅰ 1420

2.2 14.80

2.5 4.40

3.38

高速轴Ⅱ 568 2.112 35.51 中间轴Ⅲ 129.09 2.028 150.03 低速轴Ⅳ

38.19

1.947 486.88

减速器总传动比： i=14.86

高速级传动比： i 2=4.40

低速级传动比 i 3=3.38

计算与说明

主要结果

六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择

1. 减速器外部传动——V 带传动的设计计算 （1）、确定计算功率c p

两班制工作，即每天工作16h ，查阅表8-8得工况系数K A =1.2，故

p

ca

= K A P = 1.2×2.2 kW =2.64 kW

（2）、选择普通V 带的型号 根据

kw p

ca

64.2=、n 1=1420 r/min ，由文献3图2-7初步选用A 型带。

（3）、选取带轮基准直径d d1和d d2

由表8-7和8-9取d d1=90 mm ，并取ε=0.02，则

mm 225mm 905.2d d 1d 12d =?==i

由表8-9取最接近的标准系列值d d2=224 mm 。

（4）、验算带速v

s m s m n d v d /69.6/1000

601420

9014.31000

601

1=???=

?=

π

因v 在5~25 m/s 范围内，故带速合适。 （5）、确定中心距a 和带的基准长度L

d

初定中心距a 0的取值范围为

mm a mm 6282210≤≤

初选中心距a 0=500 mm 。

由此计算所需带长为

mm

mm a d d d d a L d d d d d 1502]500

4)90224()22490(214.35002[4)()(222

2

122100=?-++?+?=-+

++=π

查阅文献3表2-4，选择基准长度

L

d

=1550 mm 。由此计算实际中心距得

mm

mm

L L a a d d 524]2/)15021550(500[2/)(00≈-+=-+≈ 中心距变化范围为477mm 至547mm. （6）、验算小带轮包角α1

带轮基准直径： d d1=90 mm d d2=224mm

安装中心距： a =524 mm

带的基准长度：

L

d

=1550 mm

计算与说明 主要结果

)(1201653.57524

90

224-1803.57-180121合适?≥?≈??-?=?

?-?=a d

d d d α

（7）、确定带的根数

已知d

d 1

=90 mm ，min /14201r =η，查表8-4得kw p

053.10= kW ，查表8-5得Δp

0=0.17 kW ；因α=165°，查表8-6得96.0=k α；因mm L

d 1550=，查表8-2

得98.0=k

L ，因此

30

.298.096.0)17.0053.1(64.2)(][z 000=??+=?+=≥L

c

c K K P P P P P α

取z=3根。

（8）、确定初拉力F 0

单根普通V 带的初拉力为

N

N

qv zv

K P K F c 110]69.6105.069.6396.064

.2)96.05.2(500[)5.2(50022

0=?+???-?=+-?=αα

（9）、计算压轴力F Q

N

N zF F 654]2165sin 11032[2

sin

21

0Q =?

???==α

（10）、带轮的结构设计

小带轮装在电动机轴上，轴孔直径应等于电动机外伸轴径，即28mm 轮缘宽度B 由[2]表9-1

(1)2(31)1521050B Z e f

mm

=-+=-?+?=

轮毂长度(1.5~2)42~56L d == 取50L mm =<电动机处伸出长度=60mm

小带轮包角： α1=165°

带的根数： Z=3

初拉力： F 0=110N

压轴力： F Q =654N

小带轮： 顶圆直径： d a1=95.5mm 轮毂长度： L 1=50mm

大带轮： 顶圆直径： d a2=380.5mm 轮毂长度： L 2=60mm

小带轮外径由[1]表8-11

mm d

a

5.95=

75.492

5

.992

==

d

a

<电动机中心高，合适 大带轮装在减速器高速轴上，轴孔直径待定 轮缘宽度同上小带轮B=50mm 轮毂长度l 待定 材料：HT150 据[1]式（8-14），带传动实际平均传动比为

02

11(1)

d I d n d i n d ε=

=- 1%~2%ε=，取0.015ε=，则54.2)

015.01(90224

)

015.01(1

2

1=-=

-=

d d i d d

011420559.06/min 2.54

2.112

9550955036.08559.06

I I I I n n r i P T N m

n =

====?=

A 、小带轮的结构设计

由于d d1=90mm ≤300mm, 所以带轮采用腹板式结构， B 、大带轮的结构设计

由于d d2=224mm ≤300mm ，所以带轮采用腹板式结构。

计算与说明 主要结果

2．高速级传动齿轮的设计计算

高速级主动轮输入功率2.112 kW ，转速568 r/min ，转矩T 2=35.51N ·m ，齿数比u=i 2=4.40，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。 （1）、选择齿轮的材料及热处理方式

小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度280HBS; 大齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度240HBS 。 （2）、确定许用应力 A. 确定极限应力

σ

lim

H 和

σ

lim

F

许用接触应力σHlim1=600MPa ，σHlim2=550MPa ；

许用弯曲应力σFlim1=500MPa ，σFlim2=380MPa 。 B. 计算应力循环次数N ，确定寿命系数Z N ，Y N

9

11110

31.183008256816060?=??????==）（t n a N

99121029.046

.41031.12?=?==i N N

查文献3图3-7和图3-9得，Z N1=0.9，Z N2=0.95；Y N1=0.85，Y N2=0.88.

C. 计算许用应力

安全系数：0.1lim =H S ，4.1lim =F S ，则：

1

1

1

lim N H HP Z σσ=/MPa S H 540min =

2

2

2lim

N H

HP Z σσ=/MPa S H 523min =

1

1

1

N ST F FP Y Y σσ=/MPa S F 57.3031=

2

2

2

N ST F FP Y Y σσ=/MPa S F 86.2382=

（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 A. 选择齿轮类型

选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。 B. 选用8级精度 C. 初选参数

初选参数：

14=β，241=Z ，Z ２＝Z １u=24×4.46≈105.6，取

1072

=z

，

2

1

==χχ , 齿宽系数1=d ψ。

D. 初步计算齿轮主要尺寸

小齿轮1齿数： Z 1=24

大齿轮2齿数： Z 2=107

变位系数：

2

1

==χχ

齿宽系数：

1=d ψ

计算与说明

主要结果

由于载荷平稳，取载荷系数K=1.3,根据螺旋角查得节点区域系数443.2=H Z ;弹性系数MPa Z E 8.189=;取重合度系数8.0=εZ ;螺旋角系数为：

985.014cos cos =?==ββZ ；σHP =σHP2 =523MPa ，

查表10-2得使用系数1=K

A

，由图10-8得05.1=K v ，查表10-3得4.1=K H α

，

查表10-4得

419.1=K

H β

，086.2==K K K K K H H V A H βα

因此，有：

mm

44.44mm 5238.1898.0985.0433.246.4146.411051.35086.221232

3

32

11=??

? ??????+????=?

?

?

???+?≥HP E H d H Z Z Z Z u u T K d σψεβ

故：mm mm Z d m n 80.124

14cos 44.44cos 11=?

?==

β 取标准模数mm m n 2=，小齿轮齿数56.212

14cos 44.44cos 11=?==?

n m d z β，取

221=z ，12.982246.412=?==uz z ，取1012=z ，1z 与2z 互为质数。

则中心距mm mm Z Z m a n 765.12614cos 210122(2cos 2)(21=?

?+?=+=

）

β

圆整后取a=126 mm 。 调整螺旋角：

'

'41'3112126

2)

10122(2arccos 2)

(arccos

21 =?+?=+=a z z m n β

计算分度圆直径：

mm mm Z m d 07.45''41'3112cos 22

2cos /1n 1=??==β

mm

mm Z m d n 97.20641

3112cos 101

2cos /,

,,22=??==β

法面模数：

mm m n 2=

中心距： a=126 mm

螺旋角：

''41'3112 =β

分度圆直径： d 1=45.07mm ； d 2=206.97mm

计算与说明

主要结果

计算齿宽： 大齿轮：

mm mm d b b d 4507.45112≈?=ψ==，

小齿轮：

mm mm mm b b 50)545()10~5(21=+=+=;

（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度

计算当量齿数:

27.2614cos 24

cos 3

311=?

==

βZ Z V 13.11714cos 107

cos 3

322=?

==

βZ Z V 查图得，齿形系数：62.21=a F Y ，19.22=a F Y ；应力修正系数：6.11=a S Y ， 81.12=a S Y 。取88.0=βY ，7.0=εY ，查图10-8取03.1=v k ，表10-3取4.1=αF K ，

表10-4取417.1=βH K ，图10-13取34.1=βF K ，91.1==βαH H V A K K K K K

则： 1

111P 4

n

11

89MPa 7.088.057.175.2207.4507.4510551.391.122F Sa Fa F MPa Y Y Y Y m bd KT σσεβ≤=?????????=?= 2

P 1

12

21281MPa 57.175.28.118.289F Sa Fa Sa Fa F F MPa Y Y Y Y σσσ≤=???==错误！未找到引用源。 齿根弯曲强度足够。 （5）、齿轮结构设计

齿顶圆直径：

mm mm h d d a a 07.492207.45211=?+=+=）（

mm mm h d d a a 97.2102297.206222=?+=+=）（

齿根圆直径：

mm

mm

h d d f f 07.40225.12-07.45211=??=-=）（ 大齿轮齿宽： b 2=45mm

小齿轮齿宽： b 1=50mm

齿顶圆直径： d a1=49.07mm

d a2=210.97mm

计算与说明 主要结果 mm

mm

h d d f f 97.201)225.1297.206(222=??-=-=

高速级齿轮设计结果：

221=Z ，1012=Z ，

d 1=45.07mm , d 2=206.97 mm d a1=49.07mm , d a2=210.97mm d f1=40.07mm , d f2=201.97mm b 1=50mm , b 2=45mm

mm m n 2= , 错误！未找到引用源。 ''41'3112 =β , a=126mm 。

对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x 过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为d a2≥200 mm ，所以做成腹板式结构。 3. 低速级传动齿轮的设计计算

低速级主动轮输入功率2.028 kW ，转速129.09 r/min ，转矩T 3=150030 N ·mm ，齿数比u=i 3=3.38，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。 （1）、选择齿轮的材料及热处理方式

大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度40~50HRC ，取45HRC 。 （2）、确定许用应力 A ．确定极限应力lim H σ和lim H σ

许用接触应力σ

Hlim3=600MPa ，σHlim4=550MPa 许用弯曲应力σ

Flim3=500MPa ，σFlim4=380MPa

B ．计算应力循环次数N ，确定寿命系数N N Y Z ,

8

3331097.216300809.12916060?=?????==）（t n a N 7

341079.8/?==u N N 查图表得，Z N3=0.95, Z N4=0.99; K N3=0.98，K N4=0.99。

C ．计算许用应力

安全系数：

1lim =H S ，4.1lim =F S 故有：

齿根圆直径： d f1=40.07mm d f2=201.97mm

计算与说明

主要结果

MPa MPa S Z H N H HP

5701

95.0600min 33lim 3

=?==σσ

MPa MPa S Z H N H HP 5451

99

.0550min 44lim 4=?==

σσ

MPa MPa S K F N F FP 3504.198

.0500min 33lim 3=?==σσ

MPa MPa S K F N F FP 7.2684

.199

.0380min 44lim 4=?==

σσ

（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸

A ．选择齿轮类型

初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s ，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。

B ．初步选用8级精度

C ．初选参数

初选： 14=β，343=Z , Z 4=Z 3u=34?3.38≈114.92，043

==χχ，齿宽系

数1=d ψ。

D ．初步计算齿轮主要尺寸

当量齿数：

2.3714cos 34

cos 3333=?==

βZ Z V

8.12514cos 92

.114cos 3

344=?==

βZ Z V

据此查得：Y sa3=1.58 ,Y sa4=1.74 ;Y Fa3=2.65 ,Y Fa4=2.35 ;取7.0=εY ，88.0=βY ；由于载荷平稳，取载荷系数K=1.3，则：

mm

mm Y Y z Y Y KT m FP

Sa

Fa d n 451.1350

65.258.134188.07.014cos 1500303.12cos 2323

32133=?????????=?

≥σψββε

（因为

333FP Sa Fa Y Y σ比444FP Sa Fa Y Y σ大，所以上式将3

3

3FP Sa Fa Y Y σ代入）

小齿轮3齿数： Z 3=36

大齿轮4齿数： Z 4=125

变位系数：

43==χχ

齿宽系数：

1=d ψ

计算与说明

主要结果

取标准模数mm m n 2=，

则中心距mm mm Z Z m a n 9.16514cos 2)

12536(2cos 2)(43=?

?+?=+=

β

圆整后取a=165mm 。

调整螺旋角：

642.12165

2)

12534(2arccos

2)(arccos 43=?+?=?

?

?

??+=a Z Z m n β 计算分度圆直径： mm

mm Z m d n 2.74642.12cos 34

2cos /33=?==

β mm

mm Z m d n 65.257642.12cos 125

2cos /44=?==

β 计算圆周速度： s m s m n d v /5.0/6000009

.1292.7414.3)

100060/(33=??=?=π

符合估计值。 计算齿宽： 小齿轮：mm mm d b b d 2.742.74133≈?=ψ==，取753=b

大齿轮： mm b 704=;

（4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度

根据螺旋角查得节点区域系数45.2=H Z ;弹性系数MPa Z E 8.189=;取重合度系数88.0=εZ ;螺旋角系数ββcos =

Z 989.0''30'3812cos ==

，则：

3

2

233357038

.31

38.32.742.741500303.12989.08.08.18945.21

2HP E H H MPa MPa u

u bd KT Z Z Z Z σσβ

ε≤=+????????=+?= 法面模数：

mm m n 2=

中心距： a=165mm

螺旋角：

'

'30'3812 =β

分度圆直径： d 3=74.2mm d 4=257.65mm

圆周速度： v=0.5 m/s

大齿轮4齿宽：

b 4=70mm

小齿轮3齿宽：

b 3=75mm

计算与说明

主要结果

44545HP H MPa σσ≤=

齿面接触疲劳强度满足要求。 （5）、齿轮结构设计

齿顶圆直径：

mm mm h d d a a 2.78222.74233=?+=+=）（ mm mm h d d a a 65.2612265.257244=?+=+=）（

齿根圆直径：

mm

mm h d d f f 2.69225.12-2.74233=??=-=）（

mm

mm h d d f f 65.252)225.1265.257(244=??-=-=

高速级齿轮设计结果：

363=Z ， 1254=Z

d 3=74.2mm , d 4=257.65mm b 3=75mm , b 4=70mm d a3=78.2mm , d a4=261.651mm d f3=69.2mm , d f4=252.65mm

mm m n 2= , 错误！未找到引用源。 642.12=β , a=165mm ，

v=0.5m/s.

对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x 过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为d a4≥200 mm ，所以做成腹板式结构。 4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计

已知，最小轴径的初算公式为

3

min n P

C d =，轴的材料均选用45钢，调质处理，

查得其许用应力[σ-1]b =60MPa , C=118~107。 （1）、高速轴

因V 带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C 应取大值，取C=117，则轴端直径

mm mm n P C d 13.18568

112.211733

min =?==

齿顶圆直径： d a3=78.2mm d a4=261.651mm

齿根圆直径： d f3=69.2mm d f4=252.65mm

计算与说明 主要结果

在该轴段与V 带轮相配处开有一个键槽，故应将min d 增大5%，得min d =19.04mm,再根据设计手册查标准尺寸，取min 1d d ==20mm 。初步设计其结构如下图所示：

图2. 高速轴结构设计

（2）、中间轴

取C=110，则：

mm mm n P C d 5.2709

.129028.211033

min =?== 在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将min d 增大5%，得min d =28.875 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取min d =30 mm 。初步设计其结构如下图所示：

图3. 中间轴结构设计

（3）、低速轴

取C=110，则：

mm mm n P C d 79.4019

.38947.111033

min =?== 在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将min d 增大5%，得min d =42.83mm,再根据设计手册查标准尺寸，取min d =45 mm 。初步设计其结构如下图所示：

高速轴最小轴颈：

=min d 20mm

中间轴最小轴颈：

mm d 30min =

低速轴最小轴颈：

min d =45 mm

计算与说明 主要结果

图4. 低速轴结构设计

5. 初选滚动轴承

根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。

表2. 轴承代号及其尺寸性能 由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s ，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。 七 联轴器的选择及计算 1. 低速轴与工作机之间的联轴器 计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数K A =1.5，则： m N m N T K T A ca ?=??==32.73088.4865.14

查表，选择联轴器型号：HL3。 其主要尺寸如下表所示： 表3. HL3型联轴器主动端基本尺寸 型号 轴孔类型 键槽类型 d 1 L D 2 HL3 Y 型 A 型

45 112 160

轴种类 轴承代号 d

D T B C C r /kN C 0r /kN 高速轴 30206 30 62 17.25 16 14 41.2 29.5

中间轴 30206 30 62 17.25 16 14 41.2 29.5

低速轴 30211 55 100 22.75 21 18 86.5 65.5

滚动轴承选型

结果： 高速轴：

30206 中间轴： 30206

低速轴：

30211

低速轴与工作

机间联轴器:

HL3联轴器错

误！未找到引用源。

计算与说明

主要结果

八 键连接的选择及计算

1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算

大带轮与高速轴连接处轴颈d=20 mm,初步选用C 型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP ]为125~150Mpa ，取[σP ]=135MPa 。查标准得其公称尺寸：宽度b=6mm ，高度h=6 mm 。该轴段长度l=20 mm ，故根据标准，可取键长L=16mm ，高速轴上传递的转矩T 2=35.51N ·m ，由此可得该键所受挤压应力为：

MPa MPa Pa kld T P P 135][9.7820)2

616(65.01051.35420003

=≤=?-????==σσ

该键满足强度条件，其设计是合理的。 2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算

中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=35 mm,初步选用A 型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP ]为125~150Mpa ，取[σP ]=135MPa 。查标准得其公称尺寸：宽度b=10 mm ，高度h=8 mm 。该轴段长度l=50mm ，故根据标准，可取键长L=45 mm 。中间轴上传递的转矩T 3=150.03N ·m ，由此可得该键所受挤压应力为：

][63.4745

83503

.150********P P MPa Pa dhl T σσ≤=???==

故该键满足强度条件，其设计是合理的。

3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算

低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=58mm,初步选用A 型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP ]为125~150Mpa ，取[σP ]=135MPa 。查标准得其公称尺寸：宽度b=16 mm ，高度h=10 mm 。该轴段长度l=70 mm ，故根据标准，可取键长L=56 mm 。低速轴上传递的转矩T 4=486.88N ·m ，由此可得该键所受挤压应力为：

][96.5956

105888

.48640004P P MPa Pa dhl T σσ≤=???==

故该键满足了强度条件，其设计是合理的。

4. 低速轴与工作机间键的设计与计算

工作机与低速轴连接处轴颈d=45 mm,初步选用A 型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP ]为125~150Mpa ，取[σP ]=135MPa 。查标准得其公称尺

大带轮与高速轴间键： 键C8Ｘ16 GB/T 1096

中间轴与其上大齿轮间键： 键A10X45 GB/T 1096

低速轴与其上大齿轮间键： 键A16X10 GB/T 1096

计算与说明 主要结果