机械设计课程设计同轴式二级齿轮减速器说明书.docx

机械设计课程设计说明书

题目： 同轴式带式输送机传动装置

目录
一、设计任务书 4
二、传动方案及总体计算 4
三、电机选择及传动装置的运动及参数计算 5
四、齿轮传动设计 7
五、轴的结构设计 12
六、输出轴的校核与计算 18
七、轴承的选择 20
八、轴承的校核 21
九、键的选择校核 22
十、 润滑与密封 23
十一、其他零件的选择 24
十二、设计小结 25
十三、参考资料 25

一、设计任务书
1、设计题目：带式输送机传动装置
2、传动设计简图：

3、原始数据及要求：
输送带工作拉力：F=1622N 输送带工作速度ν：V=0.70m/s
输送带卷筒直径：D=0.21m
使用地点：煤场 生产批量：中批
载荷性质：中等冲击 使用年限：六年一班
4、设计内容：
电动机的选择与运动参数计算 斜齿轮传动设计计算
轴的设计 滚动轴承的选择
键和连轴器的选择与校核 装配图、零件图的绘制
设计计算说明书的编写
5、设计任务
减速器总装配图一张
齿轮、轴零件图各一张
设计说明书一份
二、传动方案及总体计算
由题目可知设计的传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。
本传动机构为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸没深度可以相同。结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，中间轴承润滑较困难。

三、电机选择及传动装置的运动及参数计算
1、电机的选择
1）、选择类型：根据工作要求和工作条件，选用Y系列三项笼型异步电动机。
2）、确定电机容量：
电动机的输出功率按照式（1-1）选择
Pd=Pwηa
Pw为输出功率，即为卷扬机工作时所需的功率：
Pw=FV1000ηw=1622×0.701000×0,96=1.18kW
ηw为卷筒效率（不包括轴承），取ηw为0.96
传功装置的总效率ηa=η12η22η34=0.992×0.972×0.994=0.85
η1为联轴器效率（弹性联轴器），η1=0.99； η2为齿轮传动效率（八级精度齿轮传动），η2=0.97；η3为轴承效率（圆锥滚子轴承），η3=0.98
故电动机的输出功率 Pd=Pwηa=1.180.85=1.39kW
3）、选择电动机的转速
由卷筒的工作转速：n=60×1000vπD=60×1000×0.73.14×210=63.7rpm
按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动效率为i’=8～40，故电动机可选转速范围为：
n'=i‘n=8～40×63.7=509.6～2548(r/min)
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500（r/min）,满足要求的电动机有以下几种：
电动机
型号
额定功率/kW
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
起动转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y90L-4
1.5
1500
1400
2.2
2.3
Y100L-6
1.5
1000
940
2.0
2.2
Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.2
Y132S-8
2.2
750
710
2.0
2.0
表格 1
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、功率等因素，决定选用同步转速为1000r/min，型号为Y100L-6，其主要参数如表格1中所述。

2、总传动比的确定及分配
1）.总传动比的计算i总：
i总=n电n卷=94063。7=14.76
n卷=60×1000vπD=60×1000×0.73.14×300=63.7rpm
2）.传动比的分配（因为选用的为同轴式减速器，所以使两组减速器传动比相同即可）即：
i1=i2=i总=14.76=3.84
3、传动装置运动和动力参数
1）.各轴转速
Ⅰ 轴：n1=n2=940rpm
Ⅱ 轴：n2=n1i齿=9403.84=244.8rpm
Ⅲ 轴：n3=n2i齿=244.83.84=63.7rpm
卷筒轴：n4=n3=63.7rpm
2）.各轴输入功率
Ⅰ 轴：P1=P电η联=099×1.37=1.36kW
Ⅱ 轴：P2=P1η齿η轴=1.36×0.98×0.97=1.29kW
Ⅲ 轴：P3=P2η齿η轴=1.29×0.98×0.97=1.23kW
卷筒轴：P4=P3η联η轴=1.19kW
3）.各轴输入转矩
Ⅰ 轴：T1=9550P1n1=95501.36940=13.78N∙m
Ⅱ 轴：T2=9550P2n2=95501.29244.8=50.30N∙m
Ⅲ 轴：T3=9550P3n3=95501.2363.7=184.40N∙m
卷筒轴：T4=9550P4n4=95501.1963.7=178.41N∙m

4、转速、功率、转矩、传动比各数据汇总备表如下：
项 目
转速n（r/min）
功率P（kW）
转矩T（N·m）
传动比i
电 机
940
1.37
13.92
1
Ⅰ 轴
940
1.36
13.78
3.84
Ⅱ 轴
244.8
1.29
50.30
3.84
Ⅲ 轴
63.7
1.23
184.40
1
卷筒轴
63.7
1.19
178.41
表格 2
四、齿轮传动设计
I、低速级齿轮的设计
1、初选传动类型、精度等级、材料和热处理方式
1）.传动类型：选取圆柱斜齿轮
2）.精度等级：初选八级精度（GB/T 10095）
3）.材料和热处理方式：大小齿轮均选择45钢，小齿轮调质处理，HB1=240HBS；大齿轮正火处理，HB2=190HBS；HB1- HB2=240-190=50，合格。
4）.齿数选择:选取小齿轮齿数Z1=21
则Z2=n Z1=21×3.84=79.64，取Z2=80，
实际传动比： i'=8121=3.86
齿数比误差为 |3。84-3。813。84|=0.78%<5%
5）.螺旋角：初选10°
6）.齿宽系数：ψd=1.1
2、按接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1
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按式（6－13）进行计算，即：
d1≥32KT1φd∙μ±1μZEZHZεZβσH2
1）.确定载荷系数K
由中等冲击查表6－4得使用系数KA＝1.25；选取八级精度，初步估计圆周速度V＝2m/s，VZ1100=0.42m/s，由图6－11b，动载系数Kv＝1.08

εα=1.88-3.21Z1-1Z2
=1.88-3.2121-180cos10° =1.66
εβ=bsinβπmn=φdz1π=1.30>1
εr=εα+εβ=2.96
由图6－13，齿间载荷分配系数Kα=1.41
由图6－17，根据齿宽系数齿向载荷分布系数Kβ=1.06
∴K＝KAKVKαKβ＝1.25×1.04×1.41×1.06＝1.94
2）.计算转矩
T2＝9.55×106P2n2＝5.03×104N∙mm
3）.计算ZH、Zε、Zβ、ZE
节点区域系数：查图6-19，齿轮未变位，ZH＝2.46
重合度系数：εβ>1 取 εβ＝1
Zε＝4-εα31-εβ+εβεα=1εβ＝0.77
螺旋角系数：
Zβ＝cosβ＝0.992
弹性系数：查表6-5两齿轮为均为45钢，ZE＝188.0Mpa
4）.计算许用接触应力
（1）.分别查图6－27c，6－27b得接触疲劳极限应力
σHlim1＝590MPa ；σHlim2＝450MPa
（2）.应力循环次数
N1＝60n2jLh＝60×244.8×8×300×6=2.16×108
N2=N1i=2.16×1083.84=0.55×108
（3）.查图6－25寿命系数
KHN1＝1
KHN2＝1.03
（4）.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S＝1
σH1＝KHN1σHlim1＝1×590＝590MPa
σH2＝KHN2σHlim2＝1.03×450=463.5MPa
取σH＝463.5MPa
试计算小齿轮分度圆直径，将以上各参数代入公式得
d1≥32KT1φd∙μ±1μZEZHZεZβσH2=53.43
5）.计算圆周速度：
v＝πd1n260×1000＝π×244.8×53.4360×1000=0.6845(m/s)
6）.修正载荷系数：
VZ2100＝0.6845×20100＝0.1437
查6－11b动载系数Kv'=1.02
7）.校正试算分度圆直径d1
d1‘＝d13Kv’Kv＝53.08mm
3、确定参数
1）.计算法向模数：mn＝d1‘cosβZ1＝50.97×cos1420＝2.47mm,圆整成标准值 取mn＝2.5mm
2）.计算中心矩：a＝Z1+Z2mn2cosβ＝21+80×2.52cosβ＝128.2mm，圆整成标准值，取a＝130mm
3）.修正螺旋角：按圆整后的中心距进行计算
β＝cos-1Z1+Z2×mn2a＝cos-121+80×2.52×130=13°8'
4）.计算分度圆直径
d1＝Z1mncosβ＝21×2.5cos13°8'＝54.06mm
d2＝Z2mncosβ＝80×2.5cos13°8'＝205.94mm
5）.计算齿轮宽度
b＝φdd1＝1.1×54.06＝59.47mm
圆整取标准值b2＝60mm，b1＝65mm
4、校核齿根弯曲疲劳强度
σF1＝2KT1bd1mnYFa1Ysa1YεYβ≤σF1
σF1＝σF1YFa2YSa2YFa1YSa1≤σF2
1）、重合度系数
Yε＝0.25+0.75εα＝0.25+0.751.66＝0.7
2）、螺旋角系数
Yβ＝1-εββ120°＝1-1×13°8'120°＝0.885
3）计算当量齿数
ZV1＝Z1cosβ3＝21cos13°8'3≈23.07
ZV2＝Z2cosβ3＝80cos13°8'3≈87.345
4）查取齿形系数
查图6-21得：YFa1＝2.73 YFa2＝2.22
5）查取应力修正系数
查图6-22得：YSa1＝1.57 YSa2＝1.74
6）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数
查6－28c得 σFlim1＝420MPa
查6－28b得 σFlim2＝390MPa
查6－26分别得KFN1＝KFN2＝1
7）、计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S＝1
σF1＝KFN1∙σFlim1＝420MPa
σF2＝KFN2∙σFlim2＝390MPa
8）、计算弯曲应力
σF1＝2×2.22×5.30×10442×54.06×2.5×0.885×1.58×0.7×2.7
＝109.56MPa<σF1＝450MPa
σF1＝109.56×2.20×1.782.7×1.58＝118.87<σF1＝390MPa
5、结构设计
大齿轮：因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而双小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他相关尺寸参看大齿轮零件图。
小齿轮：经计算小齿轮如果作成齿轮与分开，轴径可能偏小强度不够，故做成齿轮轴。
II、高速级齿轮设计与校核
对于高速级，为节约材料，可将齿宽减小。综合考虑到键的安装与强度，具体参数设计如下：
b1＝55mm b2＝50mm
Z1＝21 Z2＝80
d1＝55.94mm d2＝204.08mm
a＝130mm
因为传动比相同，故高速级与低速级中心矩、大小齿轮齿数和分度圆直径分别相同。高速级小齿轮与轴的周向定位采用键联接。在这里，小齿轮所在轴的直径较小，所以没有必要做成齿轮轴。
五、轴的结构设计
I、输入轴设计
1、求输入轴上的功率PⅠ、转速nⅠ和转矩TⅠ
PⅠ＝1.37kW
nⅠ＝940rmin
TⅠ=13.78N∙mm
2、求作用在齿轮上的力
d1=55.94mm
Ft=2T1d1=2×13.780.05594=493.02N
Fr=Ft×tanα=493.02×tan13°8'=121.10N
3、初步确定轴的最小直径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表10—2，取C=118，于是得
dmin=C3Pn=11831.36940=13.33mm
轴与电动机是通过联轴器相联，考虑到轴上零件的安装和加工要求，需要把阶梯轴与联轴器配合的一端设定为轴的最小直径。因此需要先确定联轴器的型号，进而确定轴的直径。
联轴器的计算转矩，查表13－1，由于转矩变化较小，取工况系数K=1.4，则Tc=KT=1.4×13.78=19.292N·m
由《机械设计课程设计指导手册》表15-5查的HL2联轴器轴直径d1=20mm，d2=28mm，且公称转矩为315N∙m完全满足要求。所以选用该联轴器，Y型半联轴器长度L=62mm。

4、轴的结构设计
1）、拟定配合方案
根据同轴式二级圆柱齿轮的结构要求，需按下图对于输出轴进行配合。

6 5 4 3 2 1
图表 1
2）、确定各段直径和长度
（1）、为了满足半联轴器的轴向定位，1轴段左端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm，故取L1=62mm。
（2）、初步选择滚动轴承。
考虑到轴向力与径向力的综合作用和工作环境的影响，选取圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=25mm，选标准精度级的圆锥滚子轴承30206E，其尺寸为d×D×B=30×62×16，因轴承为标准件，所以取d3=30mm。箱体内壁一般距离齿轮的侧面12mm，综合考虑箱体的壁厚，轴承与齿轮的位置关系和轴承的宽度，L3=40mm。
（3）、与齿轮配合段
齿轮分度圆直径为55.94mm，考虑受力情况选择轴4的直径d4=36mm
由齿轮的宽度b1=55mm，为使齿轮更好的定位，使套筒发挥作用，需要使L4略小于b1，所以取L4=53mm。
（4）、定位轴肩
为使齿轮更好的配合，一般需要定位轴肩满足r<c<a（1.5<2<2.5），所以d5>36+5mm=41mm，所以取d5=42mm；一般情况下，齿轮距离轴承座的距离需要取为12mm，考虑到和轴承定位作用，取L5=17mm
（5）、因为选取的标准轴承为圆锥滚子轴承30206E，所以d6=30mm；L6=17mm。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方式的确定
齿轮和半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1=20mm，由手册查得平键截面b×h×l=6mm×6mm×25，键槽用铣刀加工；按d2=30mm，由手册查的平键为b×h×l=10mm×8mm×25mm，键槽用铣刀加工；选齿轮轮毂与轴的配合和半联轴器与轴的配合均为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k6
4）、确定轴上圆角和全角尺寸
轴上的倒角选为2×45°，轴上倒角为R=1mm。
II、输出轴
1、求输出轴上的功率PⅢ、转速nⅢ和转矩TⅢ
PⅢ＝1.23kW
nⅢ＝63.7rmin
TⅢ=184.40N∙mm
2、求作用在齿轮上的力
d2＝205.94mm
Ft=2TⅢd2=2×184.400.20594=1790.8N
Fr=Ft×tanα=1790.8×tan13°8'=439.87N
3、 初步确定轴最小直径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表10—2，取C= 118，于是得
dmin=C3Pn=11831.2363.7=31.66mm
输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号
联轴器的计算转矩，查表13－1，由于转矩变化较小，取工况系数K=1.4， Tc=KT=1.4×184.40=258.16N·m
查手册，选HL2联轴器，其公称转矩为310N∙m，半联轴器的孔径d＝32mm，半联轴器长度L=80mm。
4、轴结构设计
1）、 拟定配合方案

图表 2
2）、 确定各轴段直径和长度
（1）. 选取的半联轴器为HL2，其孔径选取的为32mm，孔长80mm，所以根据半联轴器的孔径确定d1=32mm，取1段长度L1=80mm，以满足联轴器的轴向定位，为了更好的进行联轴器的定位，需要进行轴肩定位，所以2段的直径d2=40mm，轴端盖总宽度为10mm，根据轴承端盖的装拆取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为L=8mm，留2mm加调整垫片，取齿轮距离箱体内壁距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，故取L2=44mm
（2）.初步选择滚动轴承，因轴承有单向轴向力存在，且转速低转矩大，故用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据2段轴承的直径为d2=40mm，，由手册初选取标准精度等级的圆锥滚子轴承30209E。其尺寸为d×D×T=45mm×85mm×20.75mm，所以d3=d6=45mm，L6=20.75mm。齿轮考虑轴套定位，需加套筒，套筒定位齿轮。故2段轴要伸入齿轮轴段轮毂2mm，故取L3=38mm。
（3）. 取安装齿轮处轴段直径d4=49mm，齿轮右端和轴承左端采用轴套定位，齿轮轮毂宽度为60mm，为使套筒端面可靠地压在齿轮上，取L4=58mm；齿轮左端用轴肩定位，取轴肩处直径d5=60mm，根据齿轮端面和轴承座的距离初步确定L5=17.5mm。
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，按查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,半联轴器与轴的连接选用平键为b×h×l=10mm×8mm×40mm，配合，两个键槽均用铣刀加工。圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k6
4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
轴上的倒角选为2×45°，轴上倒角为R=1mm，具体见零件图标注。
III、中速轴设计
1、求输入轴上的功率PⅡ、转速nⅡ和转矩TⅡ
PⅡ＝1.29kW
nⅡ＝244.8rmin
TⅡ=50.30N∙mm
2、求作用在齿轮上的力
d2=204.08mm
Ft=2TⅡd2=2×50.300.20708=458.80N
Fr=Ft×tanα=458.80×tan13°8'=112.69N
3、初步确定轴的最小直径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表10—2，取C=118，于是得
dmin=C3Pn=11831.29244.8=19.61mm。

4、轴的结构设计
1）、拟定配合方案

图表 3
2）、 确定各轴段直径和长度
（1）.综合考虑中速轴转速和转矩，选取中速轴上的轴承为标准精度等级的圆锥滚子轴承30208E，其尺寸参数为d×D×B=40×80×19.75，所以1段轴承的直径d1=40mm，d6=40mm，L6=19.75mm。因为齿轮和箱体内壁的距离一般选为12毫米，考虑到轴承的宽度和齿轮的定位关系，取1段轴承的长度L1=40mm。
(2）.取安装齿轮处的直径为d2=44mm，因为齿轮轮毂的宽度为50mm但是考虑到键长和周径的关系（一般情况下使键长至少为轴径的1.2倍），取L2=65mm
(3）.小齿轮的分度圆直径为54.06mm，因为其直径较小且和轴的直径相差较小，所以取4段轴为齿轮轴，其齿顶圆直径即为轴径大小。
（4）考虑齿轮和箱体内壁的距离和轴承的位置，取d5=43mm，L5=16mm。最后由箱体内壁的宽度和轴其他位置的长度综合确定3段轴的长度和轴径分别为L3=65mm，d3=48mm。
至此，中速轴的轴径和长度已经确定完成。
3)、轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键联接，按查得平键类型为b×h×l=14mm×9mm×56mm，键槽用铣刀加工，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k6。
4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
轴上的倒角选为2×45°，轴上倒角为R=1mm，具体见零件图标注。
六、输出轴的校核与计算
1、求轴上载荷
圆周力Ft=2TⅢd3=2×184.400.20594=1790.8N
径向力Fr=Ft×tanαcosβ=1790.8×tan20°cos13°8'=671.17N
轴向力Fa=Ft×tanβ=1790.8×tan13°8'=439.87N
2、计算转矩
T=9.55×106×Pn=9.55×106×1.2363.7=184403.45N·m
3、计算轴承反力

水平面：R1'=439.87×205.942-671.17×56.556.5+63.5=61.43N
R2'=439.87×205.942+671.17×63.556.5+63.5=732.53N
垂直面：R1″=1790.8*63.556.5+63.5=952.11N
R2″=1790.8*56.556.5+63.5=843.17N

4、做轴承的受力分析图和力矩转矩分析图

图表 4
5、判断危险截面
由弯矩最大的截面为危险截面，疲劳极限σb=650Mpa ,σs=360Mpa，由表查得疲劳极限：
σ-1 =0.45σb=0.45×650Mpa=293 Mpa
σ0=0.81σb=0.81×650 Mpa =527Mpa
τ-1=0.26σb=0.26×650 Mpa=169 Mpa
τ0=0.50σb=0.5×650 Mpa=325 Mpa
由式，得
Ψσ= 得
6、求截面A的应力
弯矩M1=54176.295
σ=σa=M1W=54176.2950.1×493=4.60MPa
σm=0
τ=TW=184403.450.2×493=7.835MPa

7、该截面配合零件的综合影响系数
由σb=650Mpa 查得(Kσ)=2.69 ，(Kτ)= 0.4+0.6(Kσ)＝2.014
8、求表面状态系数β及尺寸系数
由《机械设计》10-13表查得β=0.93（Ra=0.8μm，σb=650Mpa）；由表10-14查的
9、求安全系数（设为无限寿命，kN=1）得

则综合安全系数为

10、结论：危险截面足够安全
七、轴承的选择
I输入轴轴承
因轴承受轴向力和径向力，具有较大的转速，参照工作要求并根据d2=25mm，选标准精度等级的圆锥滚子轴承30206E，其尺寸为d×D×B=30×62×16，因轴承为标准件，所以取d3=30mm。
II、中间轴承
因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩相对较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径d2=40mm，综合考虑中速轴转速和转矩，选取中速轴上的轴承为标准精度等级的圆锥滚子轴承30208E，其尺寸参数为d×D×B=40×80×19.75。
III、输出轴轴承
因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径，选用标准精度的圆锥滚子轴承30209E，其尺寸为d×D×T=45mm×85mm×20.75mm。
八、轴承的校核
由于轴承的选择都是按照设计要求进行的，故强度均满足要求，这里只进行寿命校核。
Lh'=1×8×300×6=1.44×104h
输出轴轴承选用圆锥滚子轴承30209E型，查设计手册主要参数如下：
D=80mm B=18mm a=18.6mm
基本额定静载荷 Co=64.2 kN
基本额定动载荷 C =47.8 kN

查得该轴承Y=1.5，e=0.4，=15°

∴

查表得X1=1，Y1=0，

查表得X2= 0.4 Y2=1.5，
则可知P2较大，其寿命较小，故只需计算该寿命

故满足寿命要求。
九、键的选择校核

键已经在轴的设计中进行了选择，这里只进行校核，根据工作状况有中等冲击，在，这里取中间值138MPa。
I、高速轴键的校核
1、外伸键
T=13.78N·m
此处所选的键为：b×h×L=6×6×25
k=0.5h=0.5×6=3；
l=L-b=25-6=19mm
d=20mm
σp=2Tkld=2×137803×19×20=25.96MPa<σp=138MPa
故此键满足要求
2、齿轮处
T=13.78N·m
此处选的键为：b×h×L=10mm×8mm×40mm
k=0.5h=0.5×9=4；
l=L-b=40-10=30mm
d=36mm
σp=2Tkld=2×137804×30×36=6.38MPa<σp=138MPa
故此键满足要求
II、中间轴
T=50.2974N·m
此处选的键为：b×h×L=14mm×9mm×56mm
k=0.5h=0.5×9=4.5；
l=L-b=56-14=42mm
d=44mm
σp=2Tkld=2×50297.44.5×42×44=12.10MPa<σp=138MPa
故此键满足要求
III、输出轴
1、齿轮处
T=184.40N·m
b×h×L=14mm×9mm×56mm
k=0.5h=0.5×9=4.5；
l=L-b=56-14=42mm
d=44mm
σp=2Tkld=2×1844004.5×42×44=44.45MPa<σp=138MPa
故此键满足要求。
2、外伸轴处键
T=184.40N·m
b×h×L=10mm×8mm×40mm
k=0.5h=0.5×8=4；
l=L-b=40-10=30mm
d=32mm
σp=2Tkld=2×1844004×30×32=96.04MPa<σp=138MPa
故此键满足要求
十、 润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.6845m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为45mm。
2、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用普通工业润滑油（Ｌ－ＣＫC）。
4、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用J型骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径进行确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十一、其他零件的选择
1、通气器
由于此减速器工作环境为煤场，选通气器（一次过滤），采用M27
2、油面指示器
选用管状游标尺M12
3、起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
4、放油螺塞
选用外六角油塞M20及垫片M30。

十二、设计小结
为期四周的课程设计马上就要结束了，在过去的二十多天了，我在老师还有同学的帮助下，完成了二级减速器的设计与校核。在这个过程中，我感觉自己受益匪浅。
第一，我感受到了设计的乐趣，减速器的设计，使我把过去两年多学习的知识综合起来，我学会了运用自己学会的东西解决自己不懂的问题。我能够把机械设计互换性理论力学和材料力学等多个学科的知识综合运用起来，这使我对于自己过去学的知识有了更深刻的理解。当我完成了自己的设计之后，内心充满了成就感，增强了对于机械设计的兴趣。
第二，我明白了设计是一项繁琐的事情，需要我们把所有能够考虑的东西都要考虑到，很多时候一点小小的差错就使得我们把本来设计的作品全面否定，从头开始。设计，需要我们倾注所有的耐心与毅力，用一丝不苟的态度去对待自己的设计，才能够使自己的设计更加的优秀。
第三，老师的帮助和同学们之间的交流使我体会到和大家一起合作进行工作的乐趣的，我学会了合作解决问题，和大家增进了交流，对于以后的合作学习奠定了基础。
这次课程设计暴露了自己的很多缺点，比如粗心大意，综合运用知识的能力比较差等，在我的设计中，也存在着齿轮中心距选取较小，键槽位置选取不是十分合理等问题，这都应该引起我的注意，在今后的设计中一定要以更加严谨的态度去面对设计，做到真正意义上的一丝不苟。
十三、参考资料
1、《机械设计》 中国标准出版社，周玉林、许立忠主编
2、《机械设计课程设计指导手册》 中国标准出版社，韩晓娟主编
3、《互换性与几何测量技术》中国标准出版社，邵晓荣、曲恩主编
4、《机械设计课程设计图册》高等教育出版社，第三版，龚溎义主编

各传动效率值由《机械设计课程设计指导手册》表12-10查得。

电动机主要参数由《机械设计课程设计指导手册》查的

因为所选机构为同轴式减速器，所以使两组减速器传动比相同即可

精度等级由《机械设计》表6-2查的，材料和处理方式由《机械设计》表6-3查的

齿轮设计公式和一下相关计算数据引自《机械设计》第80-102页

主要参数：
mn=2.47mm
β=13°8'
a=103m
d1＝54.06mm
d2＝205.94mm
b2＝60mm
b1＝65mm

齿轮校核公式引自《机械设计》及相关数据引自第80-100页

σF1＝109.5MPa
σF2＝118.8MPa
σF1＝450MPa
σF2＝390MPa

b1＝55mm
b2＝50mm
Z1＝21
Z2＝80
d1＝55.94mm
d2＝204.1mm
a＝130mm

联轴器和轴承的选择参考的数据来自于《机械设计课程设计指导手册》

d1=20mm d2=25mm
d3=30mm
d4=36mm
d5=42mm
d6=30mm

L1=62mm
L2=44mm
L3=40mm
L4=53mm
L5=17mm
L6=17mm

L1=80mm
d1=32mm
L2=44mm
d2=40mm
d3=45mm
d6=45mm
L3=38mm
L6=20.75mm
d4=49mm
L4=58mm
d5=60mm
L5=17.5mm

d1=40mm
L1=40mm
d6=40mm
L6=19.75mm
d2=44mm
L2=65mm
d5=43mm
L5=16mm
L3=65mm
d3=48mm

Ft=1790.8N
Fr=671.17N
Fa=439.87N

T=184403N·m

R1'=61.43N
R2'=732.53N
R1″=952.11N
R2″=843.17N

σ==4.60MPa
τ=7.835MPa

S=11.52

输入轴轴承为30206E，
中速轴轴承为30208E，
输出轴轴承为30209E

键的选择和校核计算中的数据主要参考《机械设计课程设计指导手册》

轴承和齿轮的润滑方式的选取主要参考《机械设计课程设计指导手册》195-205页

润滑油的选择主要参考《机械设计课程设计指导手册》表18-4

密封方式主要参考图册图82-密封装置

通气器选择主要参考图册图-87，吊耳，螺塞，油标尺等主要参考图86