机械设计课程设计说明书
设计题目
带—单级斜齿圆柱齿轮减速器
机械设计制造及其自动化专业08机械（3）班
设计者指导老师
2011
雒晓兵1
年月8日
兰州交通大学博文学院机电工程系
目录
第一部分第二部分第三部分第四部分
设计任务书…………………………………………………3传动方案拟定………………………………………………4计算过程及计算说明………………………………………5V带设计计…………………………………………………7
912
第五部分各齿轮的设计计算…………………………………………六部分第七部分
轴的设计……………………………………………………
输出轴的设计计算…………………………………………17
核………………………………………………………21
第八部分校第九部分
主要尺寸及数据……………………………………………23
第一部分
一、课程设计题目：
设计任务书
设计带—单级斜齿圆柱齿轮减速器（简图如下）
原始数据：
工作条件：
1)2)3)4)5)6)
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，有粉尘，环境最高温度35度;使用折旧期：8年;
检修间隔期;四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;动力来源：电力，三相交流，电压380／220V;运输带速度允许误差 5%。
制造条件及生产批量，一般机械厂制造，小批量生产。
第二部分传动方案拟定
本组设计数据：
第一组：带—单级斜齿圆柱齿轮减速器运输机工作力F/N1500
。
运输带工作速度V/(m/s)卷筒直径D/mm
传动装置总体设计:
一、
传动方案
220
1.1。
。
1）外传动为V带传动。
2）带—单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带
来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分斜齿轮减速机是新颖减速传动装置。
采用最优化，模块组合体系先进的设计理念，具有体积小、重量轻、传递转矩大、起动平稳、传动比分级精细，可根据用户要求进行任意连接和多种安装位置的选择。齿轮采用优质高强度合金钢，表面渗碳硬化处理，承载能力强，经久耐用。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外
还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第三部分计算过程及计算说明
原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pw
η
w
=0.96(见机械设计课程设计P9)
n=
V1.1-1
π=⨯=160R.∙min传动装置总效率：
η
a
（见机械设计课程设计式2-4）
（1）传动装置的总功率：
η总=η1带×η2轴承×η3齿轮×η4联轴器×η5滚筒
η1
=0.95
η
22
=0.98
η
3
=0.97
η
4
=0.99
η5
=0.96
设计12-8）
η
a
=0.95⨯0.982⨯0.97⨯0.99⨯0.96=0.841
(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000
η
a
=1500×1.1/1000×0.841=1.388KW
（3）电动机的输出功率：
P
d
（见机械设计课程设计式2-1）
P
1.388
d
=
W=
≈1.6Kw取
P
d
=2.2Kw
a
（4）确定电动机转速：（5）计算滚筒工作转速：
N筒=60×1000V/πD=60×1000×1.1/π×220
（见机械设计课程
=184.96R/MIN
按＜＜机械设计课程设计指导书＞＞表9-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’A=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’A=6~24。故电动机转速的可选范围为N’D=I’A×N筒=（6~24）×184.96=1109.76~4439.04R/MIN
根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号,综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,N=2840R/MIN选择电动机为Y90L-2型（见机械设计课程设计表19-1）
技术数据：额定功率（
K
w
）满载转矩（）额定转矩（N⋅m）2.2
最大转矩（N⋅m）
2.2
Y90L-2型电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）
A：140B：125C：56D：24E：50F：8
G：20
H：90K：10
AB：180
AC：175
155
HD：190
BB：155L：3335
（6）计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比
i
a
（见机械设计课程设计式2-6）
i2840
a=
m
=
=17.75各级传动比分配：（见机械设计课程设计式2-7）
ia
=i1
⋅i2
⋅i
3
i
a
=18=2.62⨯2.80⨯2.5
初定
i1
=2.62i2
=2.80i
3
=2.5
第四部分
V带设计
外传动带选为
普通V带传动
1、确定计算功率:
P
ca
AD：
1）、由表5-9（机械设计）查得工作情况系数2）、由式5-23（机械设计）2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。3.确定带轮直径
K
A
=1.1
P
ca
=
K
A
⋅P=1.1⨯2.2=2.42kw
d
a1
d
a2
（1）、参考图5-4a（机械设计）及表5-3（机械设计）选取小带轮直径
d
a1
=112mm
a1
2
（电机中心高符合要求）
由式5-7（机械设计）
（2）、验算带速
V1=
d
⋅π⋅1
a1
⨯=
2840⨯π⨯112-1
≈16.65m⋅s
⨯（3）、从动带轮直径
a2
d
a2
=i⋅da1=2.61⨯112=293.24mm
查表5-4（机械设计）
取
d
a2
=280mm
（4）、传动比i
i=
a2a1
=
280
=2.5（5）、从动轮转速
n2=
1
=
2840-1
≈1136R⋅min4.确定中心距a和带长
L
d
1）、按式（5-23机设）初选中心距
0.7(da1+da2)≤a0≤2(da1+da2)
274.4≤a0≤787
取
a
=700mm
（2）、按式(5-24机械设计)求带的计算基础准长度L0
(d1+d2)2π
L0=2a0+(dd1+dd2)+π(280-112)2
=(2⨯700+(112+280)+mm
24⨯700
≈1960mm
查图.5-7（机械设计）取带的基准长度Ld=2000mm(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a
a=a0+
-d
=(700+
2000-1960
mm=7.20mm(4)、按式（5-26机械设计）确定中心距调整范围
aa
max
=a+0.03Ld=(720+0.03⨯2000)mm=780mm=a-0.015Ld=(720-0.015⨯2000)mm=690mm
min
5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机械设计)
α
1
≈180︒-
d2-d1
⨯60︒=166︒≥120︒
6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机械设计）查得dd1=112
n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V
带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=2840r/min时的额定功率P0值。
P0=(1.00+
1.18-1.00
⨯(2840-800)Kw=1.18Kw
2840-800
(2)、由表（5-10机械设计）查得△P0=0.11Kw(3)、由表查得（5-12机械设计）查得包角系数
kα≈0.96︒
(4)、由表(5-13机械设计)查得长度系数KL=1.03(5)、计算V带根数Z，由式（5-16机械设计）
Z≥=
2.42
+⨯⨯≈2
取Z=2根
+∇αca
L
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机械设计。
ca(2.5-1)+q2=78N=500⨯vF0
VZa
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机械设计）得
=(2⨯5⨯78⨯sin160︒N=794N≈2ZsinFQF022
9．确定带轮的结构尺寸
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm.
第五部分各齿轮的设计计算
1、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以小齿轮选用45号钢，调质，齿面硬度为230~255HBS。大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度190~217HBS；齿轮精度选7级精度。齿面精糙度RA≤1.6~3.2μM，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初选β=8.11，取Z1=26，则Z2=Z1i=26×2.80=73，X1=X2=0，ϕd=0.92.设计计算。
（1）设计准则，按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，由式（3-16）
。
d
1t
=ZεZeZhZβ
6
H
ZE
21u±1
⨯dT1=9.55×106×P/n=9.55×106×2.42/860=26873N·mm
6
小齿轮选用230HBS，大齿轮选用190HBS。
由图（机械设计3-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=220MPa
бHILin=210
由图（机械设计3-7）选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHlim1=580
бHlim2=550
应力循环次数N由式（机械设计7-3）计算
N1=60n1at=60×(8×860×10)=412800N2=N1/u=412800/2.62=1575572
由（机械设计）图3-18查得接触疲劳寿命系数；ZN1=ZN2=1由（机械设计）图3-19查得弯曲
；YN1=1YN2=1
由（机械设计）表3-18查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3由（机械设计）式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
σHP1=HlimZN1=580M
Hmin
P
a
σHP2=ZN2=58MPa
Hmin
σFP1=STYN1=314.28M
Fmin
P
a
σFP2=F2linSTYN2=300M
Fmin
P
a
查（机械设计）表3-1及图3-11,将有关值代入式(3-16)得可计算出齿轮的分度圆直径，模数，及主要参数：
dd
1t
=ZεZeZhZβ
=51
H
ZE
1u±1
⨯1t
d1cosβ51cos8.110
mn===2
126
a=mn(z1+z2)/2cosβ=100
β=arccos[mn(z1+z2)/2s]=8.1085≈8.110
则V1=(πd1n1/60×1000)=2.3m/sb=ϕdd1=0.9x51=45.9≈46(3)
计算几何尺寸
d1=51mmd2=147.47mma=100mmb1=46mmb2=b1+10=563.校核弯曲疲劳强度计算当量齿数：
Zv1=Z1/cos2β=26/cos28.110=41.6Zv2=Z2/cos2β=73/cos28.110=116.8
由（机械设计）图3-14查得，YFa1=2.58，YFa2=2.2,由表3-15取Ysa1=2.58,Ysa2=1.81,Yε=0.7,Yβ=0.9
由（机械设计）式(3-23)校核大小齿轮的弯曲强度.
σF1=σF2=
方案。
2Kπ2⨯1.424⨯147680.4
YFa1Ysa1Y εY β=⨯2.58⨯0.7⨯0.9=106.32Mn⨯⨯P≤σ
a
Fp
2Kπ2.2⨯1.81
YFa2Ysa2Y εY β=⨯106.32=101.30Mn⨯P≤σ
a
Fp2
通过上面的计算所得到的基本参数和尺寸，能够满足功能要求和约束条件，是可行的
第六部分
高速轴的设计
轴的设计
1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理，其机械性能由（机械设计）表6-1查得：
σb=650MPa,σs=360MPa,σ-1=300MPa,τ-1=155MPa;查表6-4，得[σ-1]b=60MPa。
2.初估轴径
1、按扭矩初估轴的直径,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
dmin=C=110⨯=23.24考虑到轴端开装有联轴器需开键槽，将其轴增加4%～5%,故取轴的直径为25mm2、轴承的结构设计
按工作要求，轴上所支承零件有轴端联轴器及滚动轴承。轴端联轴器选有弹性柱销联轴器HL4
JC25⨯56
GB5014-85,选轴承为深沟球轴承6206,根据轴上零件的定位，加工要求
⨯以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸。
(1).各轴直径及各轴段长度的确定
初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6206,故该段直径为30mm,长为15mm。2段轮齿，因为是齿轮轴，长度为50mm,大径为非作歹56mm,3段设计成阶梯形，取长13mm，直径为35mm。4段装轴承，直径和1段一样为30mm。但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为16mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=29mm的毛毡圈，故取6段长42mm,d=29。7段装大带轮，通过键来联接，取为25mm>dmin,长为52mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100MM
（2）轴上零件的周向固定
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，两轴承分别以轴肩和轴承端盖定位，采用过渡配合固定,大带轮采用A型普通平键联接，分别为8*45GB1096-1979
（3）.轴上倒角与圆角
为保证6206轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。
（4）齿轮轴图
3、按弯曲扭合校核（1）画出轴的受力简图
画出轴空间受力图（c），将轴上作用力分解为垂直面受力图（d）和水平面受力图（e）。分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。
（2）轴上受力分析轴传递的转矩：T1=9.55⨯10
6
P2.42
=9.55⨯106N∙MM=105050N∙MM齿面的圆周力：
Ft=
2T12T12⨯105050=N=1022N1n/cosβ26⨯2/cos8.11齿轮轴的径向力：
tgantg200
Fr=Ft=1022=9037N
cosβcos8.11齿轮轴轴向力：
Fa=Fttgβ=1022⨯tg8.11=3904(2)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=RHB=Ft/2=511N垂直面内反支反力
RVA=
1
(Fr⨯l/2+Fa⨯d1/2)=3660N
RVB=
1
(Fr⨯l/2-Fa⨯d1/2)=858.5N(4)计算轴的弯矩，并画弯，转矩图（如下图）
（5）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6,则At=0.6⨯105050N∙mm=63030N∙mm(6)校核轴的强度
一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。对于c-c,d-d,e-e,f-f,g-g截面仅受纯径转矩，可知只需校核a-a,b-b截面
a-a处当量弯矩
Mca=M+(aT)=(190811)+(286500)N∙MM=344255N∙mmb-b处当量弯矩
Mca=M+(aT)=(71554)+(286500)N∙MM=295300N∙mm强度校核：考虑键槽的影响，查附表6－8计算，Wa=16.9cm,Wb=0.1d=42.8cm.
2
3
3
b2222
b2222
σσ
aca
aMca344.255===20.4MPaabMca295.3===17.75MPaaa
b
b
ca
显然，σca≤[σ-1]b，σca≤[σ-1]b5、判断危险截面
故安全.
显然，如上图所示，a-a,b-b,c-c,d-d,e-e,f-f,g-g都有应力集中源，且当量弯矩较大，故为危险截面.
a-a截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，附表
6-1
查得;轴经磨
Kσ
=1.825,Kτ=1.625由附表6-4,6-5查得绝对尺寸系数εσ
=0.81,ετ=0.76
削加工,由附表6-5查得质量系数β=0.94.则
弯曲应力幅：
M.42+108.92
=12.88MPaσa==扭转应力幅
τa=σ
m
m
T
=
T
477
=7.92MPa
⨯弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=7.92MPa
安全系数
=9.7S+ψσσβ=8.2S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=6.26>[S]
故安全.
b-b截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，由附表6-2查得圆角引起的有效应力集中系数
Kσ=1.48,Kτ=1.36
σ
。由附表6-4查得绝对尺寸系数
τ
ε
σ
=0.83,ετ=0.78
弯曲应力幅：
。又
β=1.0,ψ=0.2,ψ=0.1
M87==6.44MPaT
=
T
。
σb=τa=σ
m
m
扭转应力幅
64.35
=3.98MPa14.82
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=4.34MPa
安全系数
=5.7S+ψσσβ=4.1S=+ψτβσ
=
-1
σ
a
σ
σ
m
-τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στSσ+Sτ
2
2
=4.8>[S]
显然S>[S],故b-b截面安全。
第七部分
1、轴承的结构设计
输出轴的设计计算
按工作要求，轴上所支承零件有轴端联轴器及滚动轴承。轴端联轴器选有弹性柱销联轴器HL4
JC30⨯54
GB5014-85,选轴承为深沟球轴承6207,根据轴上零件的定位，加工要求
⨯以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸。
(1).各轴直径及各轴段长度的确定
初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6206,
故该段直径为35mm,长为16mm。3段轮齿，长度为40mm,大径为非作歹40mm,2段设计成阶梯形，取长18mm，直径为44mm。4段装在套筒，直径为38mm,用于固定齿轮。
（3）.轴上零件的周向固定
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，两轴承分别以轴肩和轴承端盖定位，采用过渡配合固定,大带轮采用A型普通平键联接，分别为8*47GB1096-1979
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6207轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。
（5）轴图
2、按弯曲扭合校核（1）画出轴的受力简图
画出轴空间受力图（c），将轴上作用力分解为垂直面受力图（d）和水平面受力图（e）。分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。
（2）轴上受力分析轴传递的转矩：T２=9.55⨯10
6
P2.42
=9.55⨯106N∙MM=105050N∙MM齿面的圆周力：
Ft=
2T12T12⨯105050=N=1022N1n/cosβ73⨯2/cos8.11齿轮轴的径向力：
tgantg200
Fr=Ft=1022=3904Ncosβcos8.11
齿轮轴轴向力：
Fa=Fttgβ=1022⨯tg8.11=9037N(2)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=RHB=Ft/2=511N垂直面内反支反力
RVA=RVB
1
(Fr⨯l/2+Fa⨯d1/2)=2928N1
=
(Fr⨯l/2-Fa⨯d1/2)=686.8NL
(4)计算轴的弯矩，并画弯，转矩图（如下图）
（5）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6,则At=0.6⨯105050N∙mm=63030N∙mm(6)校核轴的强度
一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在
当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。对于c-c,d-d,e-e,f-f,g-g截面仅受纯径转矩，可知只需校核a-a,b-b截面。
a-a处当量弯矩
Mca=M+(aT)=275404N∙mmb-b处当量弯矩
Mca=M+(aT)=236240N∙mm
强度校核：考虑键槽的影响，查附表6－8计算，Wa=16.9cm,Wb=0.1d=64cm.
2
3
3
b22
bσσ
aca
aMca==16.32MPaabMca==14.2MPaa
a
b
bca
显然，σca≤[σ-1]b，σca≤[σ-1]b6.判断危险截面
故安全。
显然，如上图所示，a-a,b-b,c-c,d-d,e-e,f-f,g-g都有应力集中源，且当量弯矩较大，故为危险截面.
a-a截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，附表
6-1
查得;轴经磨
Kσ
=1.825,Kτ=1.625由附表6-4,6-5查得绝对尺寸系数εσ
=0.81,ετ=0.76
削加工,由附表6-5查得质量系数β=0.94.则
弯曲应力幅：
σa=τa=σ
m
m
M
=10.304MPa扭转应力幅
T
=6.336MPa
T
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=6.336MPa
安全系数
=7.76S+ψσσβ=6.56S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=5.008>[S]
故安全.b-b截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，由附表6-2查得圆角引起的有效应力集中系数
Kσ=1.48,Kτ=1.36
σ
。由附表6-4查得绝对尺寸系数
τ
ε
σ
=0.83,ετ=0.78
弯曲应力幅：
。又
β=1.0,ψ=0.2,ψ=0.1
M
=5.152MPaT
=3.184MPa
T
。
σb=τa=σ
m
m
扭转应力幅
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=3.48MPa
安全系数
=4.56S+ψσσβ=3.28S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=3.84>[S]
显然S>[S],故b-b截面安全。
第八部分校
高速轴轴承核FR1H =+r
2
t33=9037⨯56=2433N153+56FR2H=Fr-FR1H=9037－2433=6604N∙FR1V=+2=31022⨯56=275.2N153+56
Fr2V=Ft-FR1V=1022-275.2=749.8N
轴承的型号为6206，Cr=19.5kN
1）计算当量动载荷
P
Prr=f(XFPRR+YFA)查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0=f(XFP+YFA)=1.2×（1×511）=613.2N
2）验算6206的寿命
3⎛3⎫⎛⎫106 ⎪106 ⎪=1224243>14400=Lh=60 3⎪3⎪ ⎪60⨯2840 ⎝⎭⎝⎭
所选轴承6206合格.输出轴轴承
FR1H =+r
2
t33=3904⨯40=976N+FR2H=Fr-FR1H=3904－976=2928N∙FR1V=+23=31022⨯40=681.3N+Fr2V=Ft-FR1V=1022-681=341N
轴承的型号为6207，Cr=25.7kN
3）计算当量动载荷
Pr=f(XFPR+YFA)
查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
Pr=f(XFP
6R+YFA)=1.2×（1×511）=613.2N4）验算6207的寿命3⎛3⎫6⎛⎫10 ⎪10 ⎪=2405704>35047=Lh= ⎪⎪ ⎪⨯ ⎝⎭⎝⎭
所选轴承6207合格.
键的校核
键18×30GB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.025==104.8MPa0.056⨯0.003
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键28×45[σ]=110MPapGB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.04==91.67MPa⨯查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键38×45[σ]=146MPapGB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.03==104.0MPa⨯查表许用挤压应力
所以键的强度足够[σ]=120MPap
联轴器的选择
联轴器选择为HL4型弹性联轴器
1.齿轮的润滑JC25⨯56GB5014-85减速器的润滑⨯
因齿轮的圆周速度
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。
第九部分
查看零件图及装配图(附在CAD图中)主要尺寸及数据
参考文献：
《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编第3版机械工业出版社
《机械设计手册》
机械设计课程设计说明书
设计题目
带—单级斜齿圆柱齿轮减速器
机械设计制造及其自动化专业08机械（3）班
设计者指导老师
2011
雒晓兵1
年月8日
兰州交通大学博文学院机电工程系
目录
第一部分第二部分第三部分第四部分
设计任务书…………………………………………………3传动方案拟定………………………………………………4计算过程及计算说明………………………………………5V带设计计…………………………………………………7
912
第五部分各齿轮的设计计算…………………………………………六部分第七部分
轴的设计……………………………………………………
输出轴的设计计算…………………………………………17
核………………………………………………………21
第八部分校第九部分
主要尺寸及数据……………………………………………23
第一部分
一、课程设计题目：
设计任务书
设计带—单级斜齿圆柱齿轮减速器（简图如下）
原始数据：
工作条件：
1)2)3)4)5)6)
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，有粉尘，环境最高温度35度;使用折旧期：8年;
检修间隔期;四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;动力来源：电力，三相交流，电压380／220V;运输带速度允许误差 5%。
制造条件及生产批量，一般机械厂制造，小批量生产。
第二部分传动方案拟定
本组设计数据：
第一组：带—单级斜齿圆柱齿轮减速器运输机工作力F/N1500
。
运输带工作速度V/(m/s)卷筒直径D/mm
传动装置总体设计:
一、
传动方案
220
1.1。
。
1）外传动为V带传动。
2）带—单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带
来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分斜齿轮减速机是新颖减速传动装置。
采用最优化，模块组合体系先进的设计理念，具有体积小、重量轻、传递转矩大、起动平稳、传动比分级精细，可根据用户要求进行任意连接和多种安装位置的选择。齿轮采用优质高强度合金钢，表面渗碳硬化处理，承载能力强，经久耐用。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外
还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第三部分计算过程及计算说明
原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pw
η
w
=0.96(见机械设计课程设计P9)
n=
V1.1-1
π=⨯=160R.∙min传动装置总效率：
η
a
（见机械设计课程设计式2-4）
（1）传动装置的总功率：
η总=η1带×η2轴承×η3齿轮×η4联轴器×η5滚筒
η1
=0.95
η
22
=0.98
η
3
=0.97
η
4
=0.99
η5
=0.96
设计12-8）
η
a
=0.95⨯0.982⨯0.97⨯0.99⨯0.96=0.841
(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000
η
a
=1500×1.1/1000×0.841=1.388KW
（3）电动机的输出功率：
P
d
（见机械设计课程设计式2-1）
P
1.388
d
=
W=
≈1.6Kw取
P
d
=2.2Kw
a
（4）确定电动机转速：（5）计算滚筒工作转速：
N筒=60×1000V/πD=60×1000×1.1/π×220
（见机械设计课程
=184.96R/MIN
按＜＜机械设计课程设计指导书＞＞表9-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’A=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’A=6~24。故电动机转速的可选范围为N’D=I’A×N筒=（6~24）×184.96=1109.76~4439.04R/MIN
根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号,综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,N=2840R/MIN选择电动机为Y90L-2型（见机械设计课程设计表19-1）
技术数据：额定功率（
K
w
）满载转矩（）额定转矩（N⋅m）2.2
最大转矩（N⋅m）
2.2
Y90L-2型电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）
A：140B：125C：56D：24E：50F：8
G：20
H：90K：10
AB：180
AC：175
155
HD：190
BB：155L：3335
（6）计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比
i
a
（见机械设计课程设计式2-6）
i2840
a=
m
=
=17.75各级传动比分配：（见机械设计课程设计式2-7）
ia
=i1
⋅i2
⋅i
3
i
a
=18=2.62⨯2.80⨯2.5
初定
i1
=2.62i2
=2.80i
3
=2.5
第四部分
V带设计
外传动带选为
普通V带传动
1、确定计算功率:
P
ca
AD：
1）、由表5-9（机械设计）查得工作情况系数2）、由式5-23（机械设计）2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。3.确定带轮直径
K
A
=1.1
P
ca
=
K
A
⋅P=1.1⨯2.2=2.42kw
d
a1
d
a2
（1）、参考图5-4a（机械设计）及表5-3（机械设计）选取小带轮直径
d
a1
=112mm
a1
2
（电机中心高符合要求）
由式5-7（机械设计）
（2）、验算带速
V1=
d
⋅π⋅1
a1
⨯=
2840⨯π⨯112-1
≈16.65m⋅s
⨯（3）、从动带轮直径
a2
d
a2
=i⋅da1=2.61⨯112=293.24mm
查表5-4（机械设计）
取
d
a2
=280mm
（4）、传动比i
i=
a2a1
=
280
=2.5（5）、从动轮转速
n2=
1
=
2840-1
≈1136R⋅min4.确定中心距a和带长
L
d
1）、按式（5-23机设）初选中心距
0.7(da1+da2)≤a0≤2(da1+da2)
274.4≤a0≤787
取
a
=700mm
（2）、按式(5-24机械设计)求带的计算基础准长度L0
(d1+d2)2π
L0=2a0+(dd1+dd2)+π(280-112)2
=(2⨯700+(112+280)+mm
24⨯700
≈1960mm
查图.5-7（机械设计）取带的基准长度Ld=2000mm(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a
a=a0+
-d
=(700+
2000-1960
mm=7.20mm(4)、按式（5-26机械设计）确定中心距调整范围
aa
max
=a+0.03Ld=(720+0.03⨯2000)mm=780mm=a-0.015Ld=(720-0.015⨯2000)mm=690mm
min
5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机械设计)
α
1
≈180︒-
d2-d1
⨯60︒=166︒≥120︒
6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机械设计）查得dd1=112
n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V
带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=2840r/min时的额定功率P0值。
P0=(1.00+
1.18-1.00
⨯(2840-800)Kw=1.18Kw
2840-800
(2)、由表（5-10机械设计）查得△P0=0.11Kw(3)、由表查得（5-12机械设计）查得包角系数
kα≈0.96︒
(4)、由表(5-13机械设计)查得长度系数KL=1.03(5)、计算V带根数Z，由式（5-16机械设计）
Z≥=
2.42
+⨯⨯≈2
取Z=2根
+∇αca
L
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机械设计。
ca(2.5-1)+q2=78N=500⨯vF0
VZa
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机械设计）得
=(2⨯5⨯78⨯sin160︒N=794N≈2ZsinFQF022
9．确定带轮的结构尺寸
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm.
第五部分各齿轮的设计计算
1、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以小齿轮选用45号钢，调质，齿面硬度为230~255HBS。大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度190~217HBS；齿轮精度选7级精度。齿面精糙度RA≤1.6~3.2μM，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初选β=8.11，取Z1=26，则Z2=Z1i=26×2.80=73，X1=X2=0，ϕd=0.92.设计计算。
（1）设计准则，按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，由式（3-16）
。
d
1t
=ZεZeZhZβ
6
H
ZE
21u±1
⨯dT1=9.55×106×P/n=9.55×106×2.42/860=26873N·mm
6
小齿轮选用230HBS，大齿轮选用190HBS。
由图（机械设计3-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=220MPa
бHILin=210
由图（机械设计3-7）选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHlim1=580
бHlim2=550
应力循环次数N由式（机械设计7-3）计算
N1=60n1at=60×(8×860×10)=412800N2=N1/u=412800/2.62=1575572
由（机械设计）图3-18查得接触疲劳寿命系数；ZN1=ZN2=1由（机械设计）图3-19查得弯曲
；YN1=1YN2=1
由（机械设计）表3-18查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3由（机械设计）式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
σHP1=HlimZN1=580M
Hmin
P
a
σHP2=ZN2=58MPa
Hmin
σFP1=STYN1=314.28M
Fmin
P
a
σFP2=F2linSTYN2=300M
Fmin
P
a
查（机械设计）表3-1及图3-11,将有关值代入式(3-16)得可计算出齿轮的分度圆直径，模数，及主要参数：
dd
1t
=ZεZeZhZβ
=51
H
ZE
1u±1
⨯1t
d1cosβ51cos8.110
mn===2
126
a=mn(z1+z2)/2cosβ=100
β=arccos[mn(z1+z2)/2s]=8.1085≈8.110
则V1=(πd1n1/60×1000)=2.3m/sb=ϕdd1=0.9x51=45.9≈46(3)
计算几何尺寸
d1=51mmd2=147.47mma=100mmb1=46mmb2=b1+10=563.校核弯曲疲劳强度计算当量齿数：
Zv1=Z1/cos2β=26/cos28.110=41.6Zv2=Z2/cos2β=73/cos28.110=116.8
由（机械设计）图3-14查得，YFa1=2.58，YFa2=2.2,由表3-15取Ysa1=2.58,Ysa2=1.81,Yε=0.7,Yβ=0.9
由（机械设计）式(3-23)校核大小齿轮的弯曲强度.
σF1=σF2=
方案。
2Kπ2⨯1.424⨯147680.4
YFa1Ysa1Y εY β=⨯2.58⨯0.7⨯0.9=106.32Mn⨯⨯P≤σ
a
Fp
2Kπ2.2⨯1.81
YFa2Ysa2Y εY β=⨯106.32=101.30Mn⨯P≤σ
a
Fp2
通过上面的计算所得到的基本参数和尺寸，能够满足功能要求和约束条件，是可行的
第六部分
高速轴的设计
轴的设计
1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理，其机械性能由（机械设计）表6-1查得：
σb=650MPa,σs=360MPa,σ-1=300MPa,τ-1=155MPa;查表6-4，得[σ-1]b=60MPa。
2.初估轴径
1、按扭矩初估轴的直径,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
dmin=C=110⨯=23.24考虑到轴端开装有联轴器需开键槽，将其轴增加4%～5%,故取轴的直径为25mm2、轴承的结构设计
按工作要求，轴上所支承零件有轴端联轴器及滚动轴承。轴端联轴器选有弹性柱销联轴器HL4
JC25⨯56
GB5014-85,选轴承为深沟球轴承6206,根据轴上零件的定位，加工要求
⨯以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸。
(1).各轴直径及各轴段长度的确定
初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6206,故该段直径为30mm,长为15mm。2段轮齿，因为是齿轮轴，长度为50mm,大径为非作歹56mm,3段设计成阶梯形，取长13mm，直径为35mm。4段装轴承，直径和1段一样为30mm。但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为16mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=29mm的毛毡圈，故取6段长42mm,d=29。7段装大带轮，通过键来联接，取为25mm>dmin,长为52mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100MM
（2）轴上零件的周向固定
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，两轴承分别以轴肩和轴承端盖定位，采用过渡配合固定,大带轮采用A型普通平键联接，分别为8*45GB1096-1979
（3）.轴上倒角与圆角
为保证6206轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。
（4）齿轮轴图
3、按弯曲扭合校核（1）画出轴的受力简图
画出轴空间受力图（c），将轴上作用力分解为垂直面受力图（d）和水平面受力图（e）。分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。
（2）轴上受力分析轴传递的转矩：T1=9.55⨯10
6
P2.42
=9.55⨯106N∙MM=105050N∙MM齿面的圆周力：
Ft=
2T12T12⨯105050=N=1022N1n/cosβ26⨯2/cos8.11齿轮轴的径向力：
tgantg200
Fr=Ft=1022=9037N
cosβcos8.11齿轮轴轴向力：
Fa=Fttgβ=1022⨯tg8.11=3904(2)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=RHB=Ft/2=511N垂直面内反支反力
RVA=
1
(Fr⨯l/2+Fa⨯d1/2)=3660N
RVB=
1
(Fr⨯l/2-Fa⨯d1/2)=858.5N(4)计算轴的弯矩，并画弯，转矩图（如下图）
（5）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6,则At=0.6⨯105050N∙mm=63030N∙mm(6)校核轴的强度
一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。对于c-c,d-d,e-e,f-f,g-g截面仅受纯径转矩，可知只需校核a-a,b-b截面
a-a处当量弯矩
Mca=M+(aT)=(190811)+(286500)N∙MM=344255N∙mmb-b处当量弯矩
Mca=M+(aT)=(71554)+(286500)N∙MM=295300N∙mm强度校核：考虑键槽的影响，查附表6－8计算，Wa=16.9cm,Wb=0.1d=42.8cm.
2
3
3
b2222
b2222
σσ
aca
aMca344.255===20.4MPaabMca295.3===17.75MPaaa
b
b
ca
显然，σca≤[σ-1]b，σca≤[σ-1]b5、判断危险截面
故安全.
显然，如上图所示，a-a,b-b,c-c,d-d,e-e,f-f,g-g都有应力集中源，且当量弯矩较大，故为危险截面.
a-a截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，附表
6-1
查得;轴经磨
Kσ
=1.825,Kτ=1.625由附表6-4,6-5查得绝对尺寸系数εσ
=0.81,ετ=0.76
削加工,由附表6-5查得质量系数β=0.94.则
弯曲应力幅：
M.42+108.92
=12.88MPaσa==扭转应力幅
τa=σ
m
m
T
=
T
477
=7.92MPa
⨯弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=7.92MPa
安全系数
=9.7S+ψσσβ=8.2S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=6.26>[S]
故安全.
b-b截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，由附表6-2查得圆角引起的有效应力集中系数
Kσ=1.48,Kτ=1.36
σ
。由附表6-4查得绝对尺寸系数
τ
ε
σ
=0.83,ετ=0.78
弯曲应力幅：
。又
β=1.0,ψ=0.2,ψ=0.1
M87==6.44MPaT
=
T
。
σb=τa=σ
m
m
扭转应力幅
64.35
=3.98MPa14.82
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=4.34MPa
安全系数
=5.7S+ψσσβ=4.1S=+ψτβσ
=
-1
σ
a
σ
σ
m
-τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στSσ+Sτ
2
2
=4.8>[S]
显然S>[S],故b-b截面安全。
第七部分
1、轴承的结构设计
输出轴的设计计算
按工作要求，轴上所支承零件有轴端联轴器及滚动轴承。轴端联轴器选有弹性柱销联轴器HL4
JC30⨯54
GB5014-85,选轴承为深沟球轴承6207,根据轴上零件的定位，加工要求
⨯以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸。
(1).各轴直径及各轴段长度的确定
初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6206,
故该段直径为35mm,长为16mm。3段轮齿，长度为40mm,大径为非作歹40mm,2段设计成阶梯形，取长18mm，直径为44mm。4段装在套筒，直径为38mm,用于固定齿轮。
（3）.轴上零件的周向固定
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，两轴承分别以轴肩和轴承端盖定位，采用过渡配合固定,大带轮采用A型普通平键联接，分别为8*47GB1096-1979
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6207轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。
（5）轴图
2、按弯曲扭合校核（1）画出轴的受力简图
画出轴空间受力图（c），将轴上作用力分解为垂直面受力图（d）和水平面受力图（e）。分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。
（2）轴上受力分析轴传递的转矩：T２=9.55⨯10
6
P2.42
=9.55⨯106N∙MM=105050N∙MM齿面的圆周力：
Ft=
2T12T12⨯105050=N=1022N1n/cosβ73⨯2/cos8.11齿轮轴的径向力：
tgantg200
Fr=Ft=1022=3904Ncosβcos8.11
齿轮轴轴向力：
Fa=Fttgβ=1022⨯tg8.11=9037N(2)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力RHA=RHB=Ft/2=511N垂直面内反支反力
RVA=RVB
1
(Fr⨯l/2+Fa⨯d1/2)=2928N1
=
(Fr⨯l/2-Fa⨯d1/2)=686.8NL
(4)计算轴的弯矩，并画弯，转矩图（如下图）
（5）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6,则At=0.6⨯105050N∙mm=63030N∙mm(6)校核轴的强度
一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在
当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。对于c-c,d-d,e-e,f-f,g-g截面仅受纯径转矩，可知只需校核a-a,b-b截面。
a-a处当量弯矩
Mca=M+(aT)=275404N∙mmb-b处当量弯矩
Mca=M+(aT)=236240N∙mm
强度校核：考虑键槽的影响，查附表6－8计算，Wa=16.9cm,Wb=0.1d=64cm.
2
3
3
b22
bσσ
aca
aMca==16.32MPaabMca==14.2MPaa
a
b
bca
显然，σca≤[σ-1]b，σca≤[σ-1]b6.判断危险截面
故安全。
显然，如上图所示，a-a,b-b,c-c,d-d,e-e,f-f,g-g都有应力集中源，且当量弯矩较大，故为危险截面.
a-a截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，附表
6-1
查得;轴经磨
Kσ
=1.825,Kτ=1.625由附表6-4,6-5查得绝对尺寸系数εσ
=0.81,ετ=0.76
削加工,由附表6-5查得质量系数β=0.94.则
弯曲应力幅：
σa=τa=σ
m
m
M
=10.304MPa扭转应力幅
T
=6.336MPa
T
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=6.336MPa
安全系数
=7.76S+ψσσβ=6.56S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=5.008>[S]
故安全.b-b截面
根据σb=650MPa,σc=360MPa,ψa=0.2,ψι=0.1，由附表6-2查得圆角引起的有效应力集中系数
Kσ=1.48,Kτ=1.36
σ
。由附表6-4查得绝对尺寸系数
τ
ε
σ
=0.83,ετ=0.78
弯曲应力幅：
。又
β=1.0,ψ=0.2,ψ=0.1
M
=5.152MPaT
=3.184MPa
T
。
σb=τa=σ
m
m
扭转应力幅
弯曲平均应力扭转平均应力
=0
τ=τ
a
=3.48MPa
安全系数
=4.56S+ψσσβ=3.28S=+ψτβσ
=
-σ
a
σ
σ
m
-1
τ
τ
a
τ
τ
m
S=
στσ+τ
2
2
=3.84>[S]
显然S>[S],故b-b截面安全。
第八部分校
高速轴轴承核FR1H =+r
2
t33=9037⨯56=2433N153+56FR2H=Fr-FR1H=9037－2433=6604N∙FR1V=+2=31022⨯56=275.2N153+56
Fr2V=Ft-FR1V=1022-275.2=749.8N
轴承的型号为6206，Cr=19.5kN
1）计算当量动载荷
P
Prr=f(XFPRR+YFA)查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0=f(XFP+YFA)=1.2×（1×511）=613.2N
2）验算6206的寿命
3⎛3⎫⎛⎫106 ⎪106 ⎪=1224243>14400=Lh=60 3⎪3⎪ ⎪60⨯2840 ⎝⎭⎝⎭
所选轴承6206合格.输出轴轴承
FR1H =+r
2
t33=3904⨯40=976N+FR2H=Fr-FR1H=3904－976=2928N∙FR1V=+23=31022⨯40=681.3N+Fr2V=Ft-FR1V=1022-681=341N
轴承的型号为6207，Cr=25.7kN
3）计算当量动载荷
Pr=f(XFPR+YFA)
查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
Pr=f(XFP
6R+YFA)=1.2×（1×511）=613.2N4）验算6207的寿命3⎛3⎫6⎛⎫10 ⎪10 ⎪=2405704>35047=Lh= ⎪⎪ ⎪⨯ ⎝⎭⎝⎭
所选轴承6207合格.
键的校核
键18×30GB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.025==104.8MPa0.056⨯0.003
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键28×45[σ]=110MPapGB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.04==91.67MPa⨯查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键38×45[σ]=146MPapGB/T1096-1979则强度条件为
σ=p2T/d2⨯220/0.03==104.0MPa⨯查表许用挤压应力
所以键的强度足够[σ]=120MPap
联轴器的选择
联轴器选择为HL4型弹性联轴器
1.齿轮的润滑JC25⨯56GB5014-85减速器的润滑⨯
因齿轮的圆周速度
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。
第九部分
查看零件图及装配图(附在CAD图中)主要尺寸及数据
参考文献：
《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编第3版机械工业出版社
《机械设计手册》