机械设计课程设计--带式运输机传动系统设计.doc

机械工程学院课程设计
湖南工业大学

机 械 设 计 课 程 设 计
资 料 袋
机械工程 学院（系、部） 2014 ~ 2015 学年第 一 学期
课程名称 机械设计 指导教师 银金光 职称 教授
学生姓名 邓博 专业班级 机设1204 学号 12405700229
题 目 带式输送机传动系统设计
成 绩 起止日期 2014 年 12月 16日～ 2015 年 1 月 2 日

目 录 清 单
序号
材 料 名 称
资料数量
备 注
1
课程设计任务书
1

2
课程设计说明书
1

3
课程设计图纸
若干

张
4

5

6

机 械 设 计
设计说明书

带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计

起止日期： 2014 年 12 月 16 日 至 2014 年 1月2 日

学生姓名
邓博
班级
机设1204
学号
12405700229
成绩

指导教师(签字)

课程设计任务书
2014—2014学年第 1 学期
机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1101 班级
课程名称： 机 械 设 计
设计题目： 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计
完成期限：自 2014 年 12 月 16 日至 2014 年 12 月 28 日共 2 周

内
容
及
任
务

一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=8000N；带的带速：v=0.6，直径400mm
进行带式运输机的传动装置的设计
设计几种传动方案并进行分析、比较和选择；
对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；
三、设计工作量
编写说明书一份。

进
度
安
排
起止日期
工作内容
12月16日
初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。
12月17日—12月22日
通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。
12月23日—12月25日
有三维软件画出机构简图，装配图，零件图并初步排版。
2014年12月 27 日
用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。
主
要
参
考
资
料

文献【1】 银金光，刘扬主编机械设计，清华大学出版社，北京交通大学出版社 2012年9月 第1版
文献【2】 银金光，刘扬.机械设计课程设计.修订版.北京：北京交通大学出版社，2011
指导教师（签字）： 2014 年 月 日
系（教研室）主任（签字）： 2014 年 月 日

机械工程学院课程设计
目录
一． 传动方案分析
1.1总体传动简图
二． 原动件的选择与传动比的分配
2.1 选择电动机的类型
2.2 各级传动比的分配
2.3 传动系统的运动和动力参数计算
三． 传动件的设计和计算
3.1确定计算功率
3.2 选择V带型号
3.3 确定带轮基准直径，并验算带速v
3.4 确定中心距，并选择V带的基准长度
3.5 验算小带轮（即主动带轮）上的包角
3.6 确定V带的根数
3.7 确定单根带的初拉力
3.8 计算V带对轴的压力
四． 各齿轮的设计和计算
4.1 高速级齿轮的设计
4.2 低速级齿轮的设计
五． 轴的结构设计
5.1 第Ⅲ轴的的设计
5.2第Ⅱ轴的的设计
5.3第Ⅰ轴的的设计
六． 轴承的寿命校核
6.1 低速轴的齿轮的载荷计算
6.2 轴承的径向载荷计算
6.3 轴承的动载荷计算
6.4 轴承寿命的计算及校核
七． 键连接强度校核计算
7.1 普通平键的强度条件
7.2 高速轴上键的校核
7.3 中间轴上键的校核
7.4 低速轴上键的校核
八． 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择
8.1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择
8.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择
8.3 密封方式的选择
九． 减速器装配图的设计
9.1 箱体主要结构尺寸的确定
9.2 箱体内壁的确定
9.3 减速器附件的确定
十． 参考文献

机械工程学院课程设计

一．传动方案分析
1.1总体传动简图

1-电动机；2-V带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带
方案分析：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，上图为展开式二级圆柱齿轮减速器传动，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。由于齿轮相对轴承布置不对称，因此轴的刚度比较大，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形和 轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减少沿齿宽载荷分布不均匀的现象。
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。

二．原动件的选择与传动比的分配
2.1 选择电动机的类型
（1）按照设计要求以及工作条件，并参照文献【2】第12章选用一般用途的Y型三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源电压为380V。
（2）选择电动机容量
电动机所需的有效功率为Pw=Fv/1000=4.8（KW）
电动机所需的功率为
式中的：η为传动系统的总效率，按下式计算

式中：为传动系统中每对运动副或传动副（如联轴器，齿轮传动，带传动，链传动和轴承等）的效率。
由文献【2】表3-3可知

—V带传动效率，
—滚动轴承效率，
—闭式圆柱齿轮传动效率，
联轴器效率，
-输送机滚筒效率 ，
则减速器传动的总效率
电动机所需的功率为Pd=Pw/η=6.23KW
选择电动机时，电动机的额定功率应稍大于电动机的所需功率，由文献【2】表12-1可知选择电动机的额定功率为7.5Kw ，
（3） 电动机转速的选择
工作机转速
初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由文献【2】表12-1可知，对应于额定功率为7.5Kw的电动机型号分别为Y132M-4型和Y160M-6型。现将Y132M-4型和Y160M-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列与下表
方案号
电动机型号
额定功率/Kw
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总传动比i
一
Y132M-4
7.5
1500r/min
1440
56.51
二
Y160M-6
7.5
1000r/min
960
37.68

通过对上述两种方案比较可以看出：方案一传动比过大，方案二选用电动机转速高，质量轻，价格低，传动比37.67合适，故选用方案二较为合理。
Y160M-6型三相异步电动机的额定功率=7.5Kw，满载转速。由文献【2】表12-2可知电动机中心高H=160mm,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=42mm和E=110mm。
2.2 各级传动比的分配
由文献【2】式（3-5）可知，带式输送传动系统的总传动比

展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取，其中分别为高速级和低速级的传动比。圆柱齿轮的传动比适用范围为。取。
取V带传动比=3.1，则圆柱直齿轮高速及传动比与低速级传动比的乘积为，因为，取，经计算得。
2.3 传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速,功率，和转矩计算如下所示。
0轴（电动机轴）：

Ⅰ轴（减速器高速轴）:

—电动机0轴与1轴间的传动效率，即V带的传动效率

Ⅱ轴（减速器中间轴）:

式中：—1轴与2轴间的传动效率，

Ⅲ轴（减速器低速轴）：

式中：—2轴与3轴间的传动效率

将上述计算结果列于表3-1中以供查用

表2-1 传动系统的运动和动力参数
轴号
功率P/KW
转矩T/（N·m）
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
电动机0轴
6.62
65.855
960
1
0.95
高速轴Ⅰ轴
6.289
193.929
309.7
3.97

0.9504
中间轴Ⅱ轴
5.977
731.799
78.0
低速轴Ⅲ轴
5.681
2127.590
25.5
3.06
0.9504

三．传动件的设计和计算
V带传动的设计，已知电动机的功率,主动带轮转 速，V带传动比
3.1确定计算功率
由文献【1】式5-20可知
式中：P——所需传递的额定功率，kW；
——工作情况系数。
由文献【1】表5-7可知 =1.1
所以
3.2选择V带型号
根据和小带轮的转速，由文献【1】图5-11选取B型V带。
3.3确定带轮基准直径，并验算带速V。
（1）初选小带轮基准直径，由文献【1】图5-11可知取
（2）验算带速

因为v值在之间，带速合适。
（3）计算大带轮基准直径

根据文献【1】表5-9，取
3.4确定中心距，并选择V带的基准长度
（1） 由文献【1】式5-22

初取中心距
（2） 计算带长。由文献【1】式5-23得

（3）由文献【1】表5-2，取
(4)由文献【1】式5-24计算实际中心距a

(5)确定中心距的变化范围。
中心距的变化范围

3.5验算小带轮（即主动带轮）上的包角

3.6确定V带根数Z
（1）计算单根V带的许用功率.
由文献【1】表5-4，由线性插值法可得
查表5-5，由线性插值法可得
查表5-6，由线性插值法可得
查表5-2，可得

(2)确定V带的根数Z，
根据文献【1】 式（5-26）得
取整数，所以Z=7
3.7确定单根带的初拉力
根据文献【1】查表5-1得B型带的单位长度质量，由式（5—27)得单根V带的初拉力

3.8计算V带对轴的压力Q

以上计算可得出下表
带类型
根数
传动中心距（mm）
带轮基准直径(mm)
带长（mm）
普通V带B型
7根
513
140(主)
400（从）
2000
四．各齿轮的设计计算
4.1.高速级齿轮的设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数
1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
2）输送机转速不太快，选用8级精度。
3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。
小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241～286HBS,取260HBS。
大齿轮：45钢，调质处理，硬度217～255HBS，取230HBS。
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ12·Ｚ1＝3.97×24=95.28，取95。
2.确定材料许用接触应力
1）确定接触疲劳极限
由文献【1】图7-18（a）差MQ线得，。
2）确定寿命系数
小齿轮循环次数
大齿轮循环次数
由文献【1】图7-19查得
3) 确定尺寸系数,由文献【1】图7-20查得
4) 确定安全系数,由文献【1】表7-8取
5) 计算许用接触应力
根据文献【1】式（7-22）得

3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计
按文献【1】式(7-11)计算齿面接触强度，公式为
确定上式中的各计算数值如下
1)试选载荷系数

2)计算小齿轮传递的转矩

3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取齿宽系数
4确定材料弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数
5）确定节点区域系数，由文献【1】图7-14得
6)确定重合度系数，由式（7-9）计算重合度为
由文献【1】式（7-8）计算重合度系数
7）计算所需小齿轮直径

4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径，
1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取

2）确定动载系数。
计算圆周速度
故前面取8级精度合理。
由齿轮的速度与精度查文献【1】图7-7得
3)确定齿间载荷分配系数。
齿宽初定
单位载荷
由表7-3查得
4)确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得

=1.36
5)计算载荷系数
6）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12）修正所算的分度圆直径为

7）计算模数

5.齿根弯曲疲劳强度计算
弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为

确定上式中的各计算数值如下。
1)确定弯曲应力极限值。由文献【1】图7-21（a）取
2）确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图7-22查得
3）确定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得
4)确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得
5)按文献【1】式（7-22）计算许用弯曲应力为

6)确定计算载荷K
初步确定齿高h=2.25m=2.25×3.4=7.7，b/h=61.2/7.7=7.9，查文献【1】图7-11取；计算载荷
7)确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得
8）确定应力校正系数，由文献【1】图7-17查得
9）计算大小齿轮的数值。
，
10）计算重合度系数，按文献【1】式(7-18)计算得

11)把以上数值打入公式计算，得

由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值2.46按国标取为m=2.5.再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为
6.齿轮其他主要尺寸计算
分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距
齿宽 ，
7.确定齿轮结构形式和其他结构尺寸
由于，所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮采用腹板式结构。
4.2低速级齿轮的设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数
1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
2）输送机转速不太快，选用8级精度。
3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。
小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241～286HBS,取260HBS。
大齿轮：45钢，调质处理，硬度217～255HBS，取230HBS。
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝30，大齿轮齿数Ｚ2＝i23·Ｚ1＝3.06×30=91.8，取92。
2.确定材料许用接触应力
1）确定接触疲劳极限
由文献【1】图7-18（a）差MQ线得，。
2)确定寿命系数
小齿轮循环次数
大齿轮循环次数
由文献【1】图7-19查得
3)确定尺寸系数,由文献【1】图7-20查得
4)确定安全系数,由文献【1】表7-8取
5)计算许用接触应力
根据文献【1】式（7-22）得

3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计
按文献【1】式(7-11)计算齿面接触强度，公式为
确定上式中的各计算数值如下
1)试选载荷系数

2)计算小齿轮传递的转矩

3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取齿宽系数
4）确定材料弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数
5）确定节点区域系数，由文献【1】图7-14得
6)确定重合度系数，由式（7-9）计算重合度为
由文献【1】式（7-8）计算重合度系数
7）计算所需小齿轮直径

4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径，
1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取

2）确定动载系数。
计算圆周速度
故前面取8级精度合理。
由齿轮的速度与精度查文献【1】图7-7得
3)确定齿间载荷分配系数。
齿宽初定
单位载荷
由文献【1】表7-3查得
4)确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得

=1.36
5)计算载荷系数
6）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12）修正所算的分度圆直径为

7）计算模数

5.齿根弯曲疲劳强度计算
弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为

确定上式中的各计算数值如下。
1)确定弯曲应力极限值。由文献【1】图7-21（a）取
2）确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图7-22查得
3）确定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得
4)确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得
5)按文献【1】式（7-22）计算许用弯曲应力为

6)确定计算载荷K
初步确定齿高h=2.25m=2.25×3.9=8.8，b/h=88.5/8.8=10.1，查文献【1】图7-11取；计算载荷
7)确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得
8）确定应力校正系数，由文献【1】图7-17查得
9）计算大小齿轮的数值。
，
10）计算重合度系数，按文献【1】式(7-18)计算得

11)把以上数值打入公式计算，得

由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值3.19。按国标取为m=4.再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为
6.齿轮其他主要尺寸计算
分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距
齿宽 ，
7.确定齿轮结构形式和其他结构尺寸
由于，，所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮采用腹板式结构。
五.轴的结构设计
5.1 第轴设计
1初算第III轴的最小轴径
（1）计算输出轴上的功率，转速，转矩
由前面算得：，，
2.求作用在齿轮上的力
低速级大齿轮的分度圆直径

3.初步确定轴的最小直径
先按文献【1】式（12—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表12—3，取,于是得

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查文献【1】表11—1，考虑到转速变化小，故取。
则联轴器的计算转矩。查文献【2】表16-4（GB/T5014——2003），选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径
，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。

4.第III轴的结构设计
（1）各段轴直径的确定如表5-1
位置
直径（mm）
理由

70
由前面算得半联轴器的孔径

80
为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。

85
根据选取深沟球轴承6217,其尺寸为。
故。

95
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由文献[2]上查得6217型轴承的定位轴肩高度，因此取。

109
齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。

95
取安装齿轮处的轴段直径。

85
见段理由。
表5-1
(2).各轴段长度的确定如表5-2
位置
长度（mm）
理由

105
为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。

50
轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。

28
为轴承长度，故

105

10
轴环处轴肩高度，轴环宽度，取

92
已知齿轮轮毂宽度为96mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取

56
取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。
则
表5-2

5.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。按齿轮由文献【2】中表14-10查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，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。
6.确定轴上圆角和倒角尺寸
根据文献【1】中的表12-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为

7.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的计算简图（图5-4）
在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值，e=0.5B。对于6217型深沟球轴承，由手册中可查得B/2=14mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭 矩图（图5-3）
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值如表5-4所示
表 5-4
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

8.第III轴的结构简图如图5-5

图5-6
9.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据文献【1】式（12—5）及上表5-4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取
，轴的计算应力

前已选轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表12—1查得。因此，。
故安全。
10.精确校核轴的疲劳强度
从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。
（1）截面II左侧

截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢，调质处理，由[1]表12—1查得，
。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查表取得，因，，经插值可查得

又查手册可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数按式为

查得尺寸系数，扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由查手册得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为

由机械设计手册查得应力折算系数
，取
，取
于是，计算安全系数值

故可知其安全。
（2）截面II右侧
抗弯截面系数按公式计算

弯矩及弯曲应力为

扭矩及扭转应力为

过盈配合处的，由插值法求出，并取于是得

轴按磨削加工由手册查得表面质量系数为

故得综合系数

所以轴在截面右侧安全系数为

故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。

5.2第（Ⅱ）轴设计
1.初算第（II）轴的最小直径
（1）第（II）轴上输入功率，转速，转矩
由前面算得，，
（2）分别计算大小齿轮上的力
已知第（II）轴上大齿轮分度圆直径

小齿轮上分度圆直径为

(3)初步确定轴的最小直径

根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取6210。轴承的规格为

2.第（II）轴的结构设计
（1）确定轴的各段直径如表2—4
位置
直径（mm）
理由

50
根据轴承的尺寸

58
根据取小齿轮安装处直径。

68
大齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。

48
取小齿轮安装处直径。

50
理由同段。
表2—4
（2）确定轴的各段长度
为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。
Ⅰ-Ⅱ=48mm，Ⅱ-Ⅲ=97mm，Ⅲ-Ⅳ=25mm，Ⅳ-Ⅴ=62mm，Ⅴ-Ⅵ=48mm

3.轴上零件的周向定位
齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【2】中表12-11查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同理，按选用平键为，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
根据文献【1】中的表12-2，由于轴的两端直径一样，故均取倒角为，

六 轴承的寿命校核
因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。
6.1低速轴齿轮的载荷计算
由中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：
分度圆直径：
圆周力：
径向力：
6.2轴承的径向载荷计算
低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为6217型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。
可得：

6.3轴承的动载荷计算
由文献【1】表10-8，表10-7.查得，

6.4轴承寿命的计算及校核
根据文献【1】中表10-6按每日8小时工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=25.5r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为

故轴承绝对安全。
七 键联接强度校核计算
7.1普通平键的强度条件
根据文献【1】式4-1中可知，

式中：—传递的转矩()
—键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度（）
—键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（）
—轴的直径（）
—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。
7.2高速轴上键的校核
对于齿轮上的键，已知：
于是得，
，故该键安全。
另外一个键，
，故该键安全
7.3中间轴上键的校核
对于键和只要校核长度较短的，已知：于是得，
，故该键安全。
7.4低速轴上键的校核
对已知：于是得，
，故该键安全。
对已知：于是得，
，故该键安全。

八 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择
8.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择
1.齿轮润滑方式的选择
高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：

中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：

低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：

取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油浴润滑；当时，应采用喷油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。
2齿轮润滑剂的选择
根据文献【】中表20-3中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm2/s）。
8.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择
滚动轴承润滑方式的选择
高速轴轴承:
中间轴轴承：
低速轴轴承：
故三对轴承均应采用脂润滑。

8.3密封方式的选择
（1）滚动轴承的密封选择
滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。
（2）箱体的密封选择
箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

九 减速器装配图的设计
9.1 箱体主要结构尺寸的确定
1铸造箱体的结构形式及主要尺寸
减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如下表
名称
符号
齿轮减速器
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘壁厚

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地角螺栓直径

18
地角螺栓数目

4
轴承旁连接螺栓直径

14
连接螺栓的间距

150
轴承端盖螺钉直径

8
视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

8
至外箱壁距离

24/20/16
至凸缘边缘距离

22/14
轴承旁凸台半径

18
凸台高度

低速轴承外径确定
外箱壁至轴承座端面距离

46
铸造过度尺寸
x,y
x=5 y=25
大齿轮顶圆与内箱壁距离

10
齿轮端面与内箱壁距离

>8
箱盖箱座肋厚

轴承端盖外径

201
轴承旁连接螺栓距离
s
201
盖与座连接螺栓直径

10
9.2箱体内壁的确定
箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30~50mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。
9.3 减速器附件的确定
视孔盖：
由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。
透气孔：
选用型号为的通气塞
液位计：
选用型号的杆式油标
排油口：
油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选取。取螺塞直径为16mm.
起盖螺钉：
起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm
定位销：
定位销直径为8mm
吊环：
吊耳环在箱盖上铸出。
十 参考文献
文献【1】 银金光，刘扬主编机械设计，清华大学出版社，北京交通大学出版社 2012年9月 第1版
文献【2】 银金光，刘扬.机械设计课程设计.修订版.北京：北京交通大学出版社，2011.