二级齿轮减速器设计

课程设计说明书设计题目：二级齿轮减速器的设计专业：工 业工程 班级： 2011-2 班设计人：豆春蕾指导老师：石永奎山东科技大学2015年 01月 10 日课程设计任务书学院：矿业与安全工程专业：工业工程班级： 2011-2 姓名：豆春蕾一、课程设计题目：二、课程设计主要参考资料：（1）、精密机械设计（2）、基础工业工程三、课程设计主要要解决的问题：（1）、带式运输机变速器经常烧毁的问题（2）、带式运输机经常跑偏的问题四、课程设计相关附件：（1）、（2）、五、任务发出日期： 1 月 5 日完成日期： 1 月 23 日指导老师签字：系主任签字：指导教师对课程设计的评语指导教师签字 ：年月日目录1.设计目的 .错误！未定义书签。2.传动方案分析 .错误！未定义书签。3.原动件的选择和传动比的分配 .错误！未定义书签。4.各轴动力与运动参数的计算 .错误！未定义书签。5.传动件设计计算（齿轮） .错误！未定义书签。6轴的设计 .错误！未定义书签。7滚动轴承的计算 .错误！未定义书签。8连接的选择和计算 .错误！未定义书签。9润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择 .错误！未定义书签。10.设计小结 .错误！未定义书签。11.参考文献 .错误！未定义书签。1. 设计目的随着经济社会的发展， 运输机在经营活动中扮演着越来越重要的角色。 其中，带式运输机在实际生活中是最常见的一种运输机，它主要是由运输带、电动机、变速器和支架组成。但是，带式运输机在使用过程中往往会出现很多问题，比如运输带跑偏、电动机烧毁等。其中，有很多问题是由变速箱引起的。基于此，我设计了一个新型的减速箱，以改善带式运输机的使用状况。设计一个用于带式运输机上的动力及传动装置。运输机三班制连续单向运转。工作时载荷平稳，小批量生产。已知数据：传输带的圆周力 F/N:900。二级齿轮减速器原理图见图 1.1。图 1.12.传动方案分析传送带带速 v/(m/s): 2.5滚筒直径 D/mm: 300使用期限 / 年： 10带速允许公差： 5%1.电机2.联轴器3.齿轮减速器4.联轴器5.运输带合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单， 结构紧凑，成本低廉， 工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动。带式运输机是由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将力传入减速器 3，再经联轴器 4 将动力传输至转筒 5。轴端连接选择弹性柱销联轴器。见图 1.2。图 1.23.原动件的选择和传动比的分配1.原动件的选择根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率 w=0.96。设计任务要求减速器的输入功率为 : Pw=Fv/1000w=(9002.5)/(10000.96)=2.34kw。而传动装置的效率： =1223 32=0.9920.9930.972=0.895式中： 1-联轴器传动效率 2-滚动轴承（一对）的效率3-闭合齿轮传动效率，常见机械效率参见表3.1表 3.1传动类型表机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动 0.96-0.98开式传动 0.94-0.96圆锥齿轮传动闭式传动 0.94-0.97开式传动 0.92-0.95平型带传动0.95-0.98V 型带传动0.94-0.97滚动轴承（一对）0.98-0.995联轴器0.99-0.995电动机所需功率为Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw卷筒工作转速： n=601000v/ D=（ 6010002.5）/( 300)=159.2r/min 而两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比 ia 范围为 840。所有电动机转速可选范围：nd=n ia=159.2（ 840） =1273.66368r/min。查精密机械设计书初步确定原动机的型号为 Y100L2-4，额定功率为 p=3kw，满载转速为 n0=1420r/min，额定转矩为 2.2Nmm，最大转矩为 2.3Nmm 。2.传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：I=no/n3=1420/159.2=8.92。对于二级展开式圆柱齿轮减速器，当二级齿轮的材质相同， 齿宽系数相等时，卫视齿轮浸油深度大致相近，且低速机大齿轮直径略大，高速级传动比i1=3.53。低速级传动比 i2=i/ i1=8.92/3.53=2.524.各轴动力与运动参数的计算1.各轴的转速n=n0=1420r/minn=n/i1=1420/3.53=402.27r/minn=n/i2=402.27/2.52=159.63r/min2.各轴的的输入功率P0=3kwp= P0( 12)=3 (0.99 0.99) kw =2.94 kw p= p (3 2)=2.94(0.970.99) kw =2.82 kwp= p (3 21 )=2.82 (0.97 0.990.99)=2.68 kw3.各轴的转矩T0=9.55610p0/n0=9.55 6103/1420=20.176 N mT=9.55 610p/n =9.55 6102.94/1420=19.72 N mT=9.55 610p/n =9.55 6102.82/402.27=66.947 Nm T=9.55 610p/n =9.55 6102.68/159.63=160.333 Nm计算结果如表4.1 所示。表 4.1轴的参数表项目电动机轴高速轴 1高速轴 2高速轴 3转速（ r/min ）14201420402.27159.63功率（ kw ）32.942.822.68转矩（ Nm）2.219.7266.947163.33传动比113.532.525. 传动件设计计算（齿轮）1.高速齿轮的计算对于高速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.1 所示。表 5.1高速齿轮参数表输入功率（ kw ）小齿轮转速（ r/min ）齿数比小齿轮转矩（ N m）载荷系数2.9414203.5319.721.32.选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理；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。2) 精度等级选用 7 级精度；3) 试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z2203.53=70.6，取 z2=71 的；3.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（ 5.1）试算，即（ 5.1）(1) 确定公式内的各计算数值，1) 试选 Kt1.32) 选取尺宽系数 d13) 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa；5) 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1420 1（ 3 8 365 10） 7500000000N2 N1/3.532100000000 此式中 j 为转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时6) 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90；KHN20.957)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数 S1，得 H10.90600MPa 540MPa H20.98550MPa 522.5Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t ，见式 5.2 与式 5.3（5.2 ）1） 计算圆周速度2） 计算齿宽 b、模数 m、齿高 h 等参数4)计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取KA=1根据 v=2.794m/s,7 级精度，查得动载系数KV=1.25；查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH =1.417由 b/h=8.89， KH=1.417查得 KF =1.33 直齿轮 KH=KF=1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.2511.417=1.77695) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得6）计算模数 m4.按齿根弯曲强度设计（）(1) 确定计算参数（5.3）1) 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 由 10-18 查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88。计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，可得2)计算载荷系数3） 查取应力校正系数可得，Ysa1=1.55；Ysa2=1.77Yfa1=2.80； Yfa2=2.22。4） 计算大、小齿轮的并加以比较（2）设计计算对结果进行处理，取m=2，。大齿轮齿数, 取 Z2=75 。5.几何尺寸计算1） 计算大、小齿轮的分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度b1=47mmb2=42mm备注齿宽一般是小齿轮的齿宽一般比大齿轮的齿宽多5-10mm，由此可得设计参数如表 5.2 所示。表 5.2齿轮参数表模数分度圆直径（ mm ）齿宽（ mm）齿数大齿轮2424721小齿轮21504275二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以都选用实心结构的齿轮。6. 低速齿轮的计算对于低速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.3 所示表 5.3低速齿轮参数表输入功率（ kw ）小齿轮转速（r/min ）齿数比小齿轮转矩（N m）载荷系数2.82402.272.5266.9471.37.选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；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。2）精度等级选用7 级精度；3）试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z220 2.52=50.4，取 51；8. 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（ 1021）试算，即（5.4）(1) 确定公式内的各计算数值1)试选 Kt 1.32)由表 107 选取尺宽系数 d13)由表 106 查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa4)由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；5)由式 1013 计算应力循环次数N1 60n1jLh60402.27 1（ 3836510） 2.114 109N2 N1/2.528.39108此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时6) 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90； KHN20.957) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数 S1，得 H10.90 600MPa540Mpa H20.95 550MPa522.5Mpa(2) 计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t2）计算圆周速度3）计算齿宽 b 及模数 mb=158.5105mm=58.5105mmmt=2.9255h=2.25mt=2.252.9255mm=6.5824mmb/h=58.5105/6.5824 =8.88894)计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取KA=1 根据 v=1.2324 m/s,7 级精度，查得动载系数 KV=1.14；7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KH=1.426 。由b/h=8.8889，KH=1.426，查得 KF =1.33 直齿轮 KH =KF=1。故载荷系数 K=KAKVKHKH =11.1411.426=1.62564 。5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得计算模数 m，可得9. 按齿根弯曲强度设计由精密机械设计参考书得：(1)确定计算参数查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa由 10-18 查得弯曲寿命系数力取安全系数 S=1.4 见表KFN1=0.8510-12 得KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应1 ) 计算载荷系数K= 11.14 1 1.33=1.51622）查取应力校正系数查得 YFa1=2.80; YFa2=2.28查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.733) 计算大、小齿轮的并加以比较所以，大齿轮的数值比较大。(2)设计计算对结果进行处理取m=2.5 ，（根据优先使用第一序列， 此处选用第一序列）小齿轮齿数Z1=d1/m=63.0316/2.5 25.212626大齿轮齿数Z2=i Z1=2.5226=65.526610.几何尺寸计算1)计算齿轮宽度d1=z1m=262.5=65mm，d2=z2m=662.5=165mm2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=1153)计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1b=65mmB1=70mm；B2=65mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm由此设计有表 5.4 所示。表 5.4齿轮参数表模数分度圆直径（mm ） 齿宽（ mm）齿数大齿轮2.5657026小齿轮2.5165656611.结构设计小齿轮因齿轮齿顶圆直径又小于150m，故以选用实心结构的齿轮。大齿轮齿顶圆直径大于 150mm，所以选用式结构的齿轮。所有齿轮设计如表5.5 所示表 5.5大、小齿轮基本参数表模数分度圆直径（ mm） 齿宽（mm）齿数高速小齿轮2424721高速大齿轮21504275低速小齿轮2.5657026低速大齿轮2.516565666 轴的设计在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度1.低速轴 3 的设计根据精密机械设计参考书，对低速轴的参数初步设计如6.1 所示表 6.1低速轴的基本参数表功率（ kw）转矩（ Nm）转速（ r/min ）分度圆直径（ mm）压力角2.38163.33159.63165202.求作用在齿轮上的力初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 号钢。选取 A0=112。于是有此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小直径d1-2 为了使所选的轴的直径d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3.联轴器的型号的选取取 Ka=1.5 则； Tca=Ka T3=1.5 163.33=244.995Nm 按照计算转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件， 查标准 GB/T5843-2003，选用 GY5 型凸缘式联轴器，其公称转矩为 400 Nm。半联轴器的孔径 d1=30mm .固取 d1-2=30mm。半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图6.1 所示图 6.1 零件的装配图(3) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩； 固取 2-3段的直径 d2-3=37mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2 断的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d2-3=37mm,由轴承产品目录中初步选取 0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承 6008，其尺寸为 d D B=40mm 68mm 15mm,故 d3-4=d7-9=40mm， L7-9=15mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度 h=4mm，因此取 d6-7=48mm。3) 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 65，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 固取 L4-5=62mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的 0.070.1 倍）这里取轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=53mm.轴的宽度取b 1.4h,取轴的宽度为 L5-6=6mm.4) 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖外端面与联轴器的 ,距离为25mm。固取 L2-3=40mm。取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁 ,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=15m 吗，小齿轮的轮毂长L=47mm，则L3-4=T+s+a+(65-62)=38mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm轴承采取脂润滑，考虑封油盘的长度，L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步确定轴得长度。5）轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=45mm ，由参考文献 1 表 6-1 查得平键的截面 bh=149 (mm)， L=50mm 同理按 d1-2=30mm. bh=108 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6）确定轴的的倒角和圆角参考参考文献2 表 15-2，取轴端倒角为1.245。见图 6.2图 6.2 二级直齿减速器示意5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照参考文献 1 图 15-23。对于 6008，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图Ft=758.1979Fr =720.573NFnh1=1327.091NFnh2=652.667 Mh=652.667 12210-3=79.62337NmFnv1=483.023NFnv2=237.55NMv=483.023 6010-3=228.98138Nm总对计算结果进行统计，见表6.1表 6.1轴的参数表载荷水平面 H垂直面 V支反力 F（N）Fnh1=1327.091Fnv1=483.023Fnh2=652.667Fnv2=237.55弯矩（ N m）MH=79.62337MV=228.98138总弯矩（ Nm ）M 总=84.734扭矩（ N m）T3=163.3336.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度）根据式 5.4 及表 6.1 中的取值，且 0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6）7.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。选择深沟球轴承6005 号轴承8.轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案，见图6.3图 6.3高速轴的装配方案图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为 L=15+76+6+62+38=197mm，由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm，直径 d1-2= d5-6=25mm。轴承采用轴肩定位由参考文献2 查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm，所以 d2-3=d4-5=30mm 。两齿轮的中间采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.070.1 倍）这里取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm。根据低速轴齿轮位置和齿轮宽度，确定中间轴齿轮位置和轴长。L1-2=35.5mm； L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L5-6=38mm（3）轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由参考文献 1 表 4-1 查得平键的截面 bh=10 8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。（4）确定轴的的倒角和圆角参考参考文献表15-2，取轴端倒角为145。9.高速轴1 的设计根据精密机械设计参考书，高速轴的参数初步设计如表6.2。表 6.2高速轴的参数表功率（kw ）转矩（Nm）转速（ r/min）分度圆直径（mm ）压力角2.9419.721420422010.求作用在齿轮上的力初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 号钢。根据参考文献1 表 15-3 选取 A0=112。于是有, 取 Ka=1.5则；Tca=KaT3=1.5 19.72=29.58Nm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB5843-2003，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d7-8=16mm11.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图6.4 所示。图 6.4 低速轴装配方案图（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 7-8 轴段右端要求制出一轴肩； 固取6-7 段的直径 d6-7=22mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。半联轴器与轴配合的毂孔长 L1= 42mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 7-8 断的长度应比 L1 略短一些，现取L7-8=40mm1）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d6-7=22mm,由轴承产品目录中初步选取0 基本游细组、标准精度级的深沟球轴承 6005，其尺寸为 dDB=25m 47mm12mm,故 d5-6=d1-2=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=2.5mm，因此取d2-3=30mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm.轴的宽度取 b1.4h,取轴的宽度为 L3-4=5mm.3)齿轮分度圆过小，故做成齿轮轴。齿轮的轮毂的宽度为47，分度圆直径为 42mm，所有 L4-5=47mm，d4-5=46mm。轴承端盖的总宽度为15mm。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 27mm。固取 L6-7=42mm 根据中间轴和箱壁位置可知 L1-6=197mm，L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步确定轴得长度（3）轴上零件得周向定位半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴的的倒角和圆角，取轴端倒角为1.0 45。7滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 6008，其基本额定动载荷 NCr17000，基本额定静载荷 NCr118000。现对它们进行校核。 由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为Fnh1=1327.091NFnv1=483.023NFnh2=652.667NFnv2=237.55N由上可知轴承 1 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 1 进行校核，如果轴承 1 满足要求，轴承 2 必满足要求。1） 求比值轴承所受径向力所受的轴向力 Nfa=0，它们的比值为0。根据参考文献 2, 深沟球轴承的最小e 值为 0.22，故此时2）计算当量动载荷 P，根据参考文献 1 式（ 13-8a），p=fp（Xfr+Yfa）。按照参考文献 1 表 13-5，X=1，Y=0,按照参考文献 2 表 13-6，2.10.1Pf，取 1.1Pf。则 p=1553.4688连接的选择和计算1.对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般 8 以上的齿轮有定心精度要求， 应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（ A 型）。根据 d=45mm 从参考文献 1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度 h=9mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=50mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献1 表 6-2 查许用挤压应力 =100120Mpa，取平均值，110Mpa。键的工作长度 l=L-b=50mm-14mm=36mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.59=4.5mm。根据文献 2 可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键14 9 50 GB/T 1095-2003。2.对连接联轴器与轴3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸，类似以上键的选择，也可用A 型普通平键连接。根据 d=30mm 从文献 2 表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度 h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由压 应 力 =100-120Mpa ， 取 其 平 均 值110Mpal=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度1 表 6-2 查得许用挤。键的工作长度 k=0.5h=0.5 8=4mm。根据文献 2 式（ 6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10 8 70 GB/T 1095-2003。9润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查文献2 表 17-1，选用全损耗系统用油（GB/T433-1989），代号为 L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查文献2 表 17-2，选用钙基润滑脂（ GB/T 491-1987），代号为 L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。10.设计小结这次关于两级展开式减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次关于机械设计。由于我研究生考试是跨机械工程专业，所以我一直想把工业工程的思想应用于机械工程。我设计的是两级展开式圆柱齿轮减速器。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在我把基础工业工程课程所学的思想应用于了机械设计。对于课程设计，过程我只能用不堪回首来形容，但是结果确实意义重大的。很多人以为课程设计按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。各种零件结构、材料都是值得我们好好深思的。虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有一定相关方面的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们说学过的机械原理、机械设计、机械设计课程设计 、理论力学、材料力学、工程制图、精密机械设计、互换性与测量技术等一系列课程。由于学习的知识不全面，这次设计中还存在很多问题，如箱体内壁与齿轮的距离等等缺陷。但我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，同时希望老师对于我的设计提出意见 。11.参考文献【 1】 易树平， 郭伏 . 基础工业工程第二版 . 机械工业出版社【 2】 庞振基，黄圣其 . 精密机械设计 . 北京：机械工业出版社， 2000.7【 3】 郑文纬，吴克坚 . -7 版 . 北京：高等教育出版社，2012.12 （2014.1 重印）【 4】