西华大学-二级减速器课程设计说明书.doc

课 程 设 计 说 明 书
课程设计说明书
课 程 名 称： 机械设计课程设计
课 程 代 码:
　　题 目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器
学 生 姓 名： 张伟荣
学 号： 3120130316205
年级/专业/班: 13级机电2班
学院(直属系） : 机械工程学院 　
指 导 教 师： 杜　强
机 械 设 计 课 程 设 计 任 务 书
学院名称： 机械工程学院 专业: 机械电子工程 年 级： 2013级
　学生姓名: 张伟荣 　 学号： 3120130106205 　 指导教师: 杜　强
一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计
二、主要内容
⑴决定传动装置的总体设计方案；
⑵选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；
⑶传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；
⑷机体结构及其附件的设计；
⑸绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。
三、具体要求
⑴原始数据：运输带线速度v = 1。76 （m/s）
运输带牵引力F = 2700 （N）
驱动滚筒直径D = 470 （mm)
⑵工作条件:
①使用期5年，双班制工作，单向传动；
②载荷有轻微振动；
③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。
四、完成后应上交的材料
⑴机械设计课程设计计算说明书；
⑵减速器装配图一张；
⑶轴类零件图一张；
⑷齿轮零件图一张。
五、推荐参考资料
⑴西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编。机械设计课程设计指导书,2006
⑵秦小屿。机械设计基础(第二版)。成都：西南交大出版社,2012
指导教师 杜 强 签名日期 2015 年 6 月 25日
系 主 任 审核日期 2015 年 6 月 25 日
目 录
一.传动方案的拟定………………………………………………………………………
二.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算…………………………………
三。传动零件的设计计算……………………………………………………………
四。轴的结构设计及强度计算……………………………………………………………
五.滚动轴承的选择与寿命计算……………………………………………………………
六。键的强度计算……………………………………………………………
七.联轴器的选择……………………………………………………………
八。减速器机体结构设计及附件设计……………………………………………………………
总结…………………………………………………………………………………………
参考文献……………………………………………………………………………………
计算过程及计算说明
一　传动方案拟定
（1） 工作条件：使用年限5年,工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据:滚筒圆周力F=2。7kN；带速V=1。76m/s;
滚筒直径D=470mm。
二　电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）计算传动装置的总效率ha:
ha=h13h22h32=0.972×0.983×0。992=0.87
h1为轴承的效率，h2为齿轮啮合传动的效率，h3为联轴器的效率。
(2）电机所需的工作功率：
皮带速度v：
v=1.76m/s
工作机的功率pw：
Pw　= 　4。75 KW
电动机所需工作功率为：
Pd　= 　5.46 KW
执行机构的曲柄转速为：
n = 　71。52 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=8～40，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = （8～40）×72.24 = 577。9～2889.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率
5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。
传动装置总体设计图
三 确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比：
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=960/71.52=13.42
（2）分配传动装置传动比：
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：
i12 =
则低速级的传动比为:
i23 = 3。21
四 计算传动装置的运动和动力参数
(1）各轴转速:
nI = nm = 960 = 960 r/min
nII = nI/i12 = 960/4.18 = 229。66r/min
nIII = nII/i23 = 229。66/3。21 = 71。55 r/min
(2)各轴输入功率：
PI = Pd×h3 = 5.5。×0。99 = 5.445 KW
PII = PI×h1×h2 = 5.445×0。98×0.97 = 5.176 KW
PIII = PII×h1×h2 = 5。176×0。98×0。97 = 4.92 KW
则各轴的输出功率：
PI' = PI×0。98 = 5.336 KW
PII’ = PII×0.98 = 5.072 KW
PIII' = PIII×0.98= 4。822 KW
(3)各轴转矩：
电动机轴的输出转矩:
Td = = 54。32 Nm
所以各轴输入转矩为：
TI = Td×h3 = 54。32×0.99 = 53.78 Nm
TII = TI×i12×h1×h2 = 53。78×4.18×0.98×0.97 = 213.67 Nm
TIII = TII×i23×h1×h2 = 213.67×3。21×0。98×0.97 = 652。98 Nm
输出转矩为：
TI’ = TI×0.98 = 52。70 Nm
TII' = TII×0.98 = 209。40 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 639。92 Nm
四 齿轮的设计
（一） 高速级齿轮传动的设计计算
1 齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱斜齿轮减速器。
材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：197-250HBS。
高速级大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为 大齿轮：217—286HBS。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值：
1） 试选Kt = 1.1
2) T1 = 9。55××＝ Nm
3) 选取齿宽系数yd = 1。2
4) 查得材料的弹性影响系数ZE = 188
5） 节点区域系数ZH = 2。5
6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：sHlim1 = 700 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：sHlim2 = 590 MPa。
7) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×960×1×5×300×2×8 = 1.38×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1。38×109/4.15 = 3.23×108
8） 查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1,KHN2 = 1
　9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%，安全系数S=1。1，得：
[sH]1 = = 700/1.1 =636 MPa
［sH］2 = = 590/1.1 = 536 MPa
许用接触应力：
［sH］ = （[sH]1+［sH］2）/2 = (636+536）/2 = 586 MPa
3 设计计算：
小齿轮的分度圆直径：d1t：

= = 48.60 mm
中心距：
a = = = 125 mm
确定模数：
　　　取小齿齿数：Z1 = 25,取＝　则:
Z2 = i12×Z1 = 4。15×25 = 103.75 取：Z2 = 104
mn == 　=1.91 mm
取为标准值：2 mm。
　　计算齿轮参数:
　　　　　　　123.1 取＝123
Z1 = =23.88 即Z1=24
Z2=123-24=99
　齿数比Z1 /Z2=99/24=4。125
　　　与i＝4。18的要求相比，误差为0。9%,可用
β = = = 满足要求
　　　　　小齿轮分度圆直径　==48.78mm
　　　　大齿轮分度圆直径　=201.2mm
　　齿轮宽度　　b=yd = mm
　取小齿轮宽度　＝65mm
　　大齿轮宽度　＝60mm
4) 计算圆周速度v：
v = = = 4.97 m/s
选取齿轮精度等级为8级。
5 校核齿根弯曲疲劳强度：
(1） 确定公式内各计算数值：
1） 查得齿间载荷分配系数：KHa = 1。1，KFa = 1。1;齿轮宽高比为：
= = = 13.33
求得:KHb = 1。09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0。26×0。82+0。33×10—3×60 = 1。27
，查得：KFb = 1。34
2） K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1。34 = 1。62
3） 查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:YFa1 = 2。54 YFa2 = 2.14
应力校正系数:YSa1 = 1。64 YSa2 = 1.81
4) 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa
5） 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 1。38×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 3。23×108
6） 查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1 = 1 KFN2 = 1
7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.1，得:
［sF］1 = = = 222。7
[sF]2 = = = 200
= =0。0187
= = 0.0193
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8—23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 1。66 mm
1。66≤2所以强度足够.
（3） 各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
　　　d1 = 48。8 mm
　　　d2 = 201.2 mm
圆整的大小齿轮宽度为:
　　　　b1 = 65 mm
　　　　 b2 = 60 mm
　　中心距:a = 125 mm
　　模数:m = 2
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
1 齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。
材料：
低速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮:197—250HBS。 高速级大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为大齿轮：217—286HBS。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:
1） 试选Kt = 1.1
2) T2 = 9。55 Nm
3） 选取齿宽系数yd = 1.2
4)5查得材料的弹性影响系数ZE = 188
5) 5查得节点区域系数ZH = 2.5
6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 590 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 450 MPa。
7) 计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×231×1×5×300×2×8 = 3.33×108
大齿轮应力循环次数:N4 = 60nkth = N1/u = 3.33×108/3.20 =
8) 查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1，KHN3 = 1
9） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1.3,得:
[sH］3 = = = 454 MPa
［sH]4 = =　= 346 MPa
许用接触应力：
[sH］ = ([sH］3+[sH]4)/2 = （454+346)/2 =400 MPa
3 设计计算：
小齿轮的分度圆直径:d1t：

= = 77.9 mm
　中心距：
a = = = 164 mm
确定模数：
　　　　　取小齿齿数：Z3 = 25，取＝　则：
Z4 = i23×Z3 = 3.21×25 = 80 取：Z4 = 80
mn == 　=3.07 mm
取为标准值:3 mm。
　　　计算齿轮参数：
　　　　　　 取＝107
Z1 = =25。49 即Z1=25
Z2　=107—25=82
齿数比Z1 /Z2=82/25=3.28
　　　与i＝3。21的要求相比,误差为1。5%，可用
β = = = 满足要求
　　　　　小齿轮分度圆直径　==77mm
　　　　大齿轮分度圆直径　=252。5mm
　　齿轮宽度　　b=yd = mm
　取大齿轮宽度　＝100mm
　　小齿轮宽度　＝105mm
4） 计算圆周速度v:
v = = =1.01 m/s
　　　选取齿轮精度等级为8级。
5 校核齿根弯曲疲劳强度：
(1) 确定公式内各计算数值：
1) 查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1,KFa = 1.1；齿轮宽高比为：
= = = 11。56
求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0。82+0。33×10—3×93 = 1.29
查得:KFb = 1。34
2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1。1×1。34 = 1。62
3) 查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:YFa3 = 2.58 YFa4 = 2.23
应力校正系数:YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.79
4） 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa
5) 同
小齿轮应力循环次数:N3 = 3.33×108
大齿轮应力循环次数:N4 =
6) 查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN3 = 1 KFN4 = 1
7) 计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3，得:
［sF］3 = = = 188。5
［sF］4 = = = 169。2
= = 0。022
= = 0。024
大齿轮数值大选用.
（2） 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 2。81 mm
2.81≤3所以强度足够.
(3) 各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
　　　　　　d3 = 77 mm
　　　　　　d4 = 252.5 mm
圆整的大小齿轮宽度为:
　　　　　b3 =100 mm
　 　　　 b4 = 105 mm
　　中心距：a = 164 mm，
模数:m = 3
五 传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1：
P1 = 5.445KW n1 = 960 r/min T1 = 54。16 Nm
2 求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 60 mm
则：
Ft = = = 1805。3 N
Fr = Ft×tanat = 1805.3×tan200 = 657。1 N
3 初步确定轴的最小直径：
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》，取A0 = 110，得：
dmin = A0× = 110× = 19。6 mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：Tca = KAT1，由于转矩变化很小，故取：KA = 1。2，则：
Tca = KAT1 = 1.2×54.16 = 64.99 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为：LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm,轴孔长度38 mm,则:d12 =22 mm,为保证联轴器定位可靠取：l12 =40mm.半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm,左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 27 mm。右端距箱体壁距离为12mm,取:l23 = 50 mm。
4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III—IV、VII—VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d56= 25 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6204型深沟球轴承,其尺寸为：d×D×T = 20×47×14 mm，轴承右端采用套筒定位,取:l34 = 16 mm。
右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得， 6204型轴承的定位轴肩高度:h = 3 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d1≤2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以：l56 = 65 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：
l67 = 10+2.5 = 12。5 mm
l45 = 7。5+100+10+4 = 121.5 mm
l78 = T = 16 mm
5 轴的受力分析和校核：
1）作轴的计算
根据6204深沟球轴承查手册得T= 14mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (（60+5)/2+14+121.5-14/2）mm = 157 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = ((60+5）/2+12。5+14—14/2）mm = 48 mm
2)计算轴的支反力：
水平面支反力：
FNH1 = = = 423 N
FNH2 = = =1384 N
垂直面支反力：
FNV1 = = = 154 N
FNV2 = = = 504 N
3）计算轴的弯矩,并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 423×157 Nmm =66427 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV = FNV1L2 = 154×157 Nmm = 24178 Nmm
截面C处的合成弯矩:
M = = 70690 Nmm
作合成图。
4)按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度.必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。，取a = 0.6，则有:
sca = = = MPa
= 8。2MPa≤［s-1］ = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。
II轴的设计
1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：
P2 =5。18 KW n2 = 230 r/min T2 = 215.2 Nm
2 求作用在齿轮上的力：
已知高速级大齿轮的分度圆直径为：
d2 = 201 mm
则:
Ft = = = 2141 N
Fr = Ft×tanat = 2141×tan200 = 779 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
d3 = 77 mm
则：
Ft = = = 5589 N
Fr = Ft×tanat = 5589×tan200 = 2034 N
3 确定轴的各段直径和长度：
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质)，根据《机械设计(第八版）》表15—3,取：A0 = 110，得：
dmin = A0× = 110× = 30 mm
中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d45,选定轴承型号为:6206型深沟球轴承,其尺寸为：d×D×T = 30×62×16 mm，则：d12 = d56 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 32 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 58 mm,轴肩高度:h = 2.5 mm，轴肩宽度：b≥1.4h = 1。4×2.45 = 3。43 mm，取b=10mm，所以:d12 = d56 =30 mm,l34 =10 mm.由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：,l45 = 93 mm，则：
l12 = T2+s+a+2。5+2 = 36 mm
l56 = T2+s+a== 32mm
4 轴的受力分析和校核：
1)作轴的计算
根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm
高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (60/2-2+36—16/2）mm = 56 mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = （60/2+10+b3/2)mm = 87.5 mm
低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+32-16/2)mm = 71.5 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力
FNH1 = = = 3307 N
FNH2 = = = 4081 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -80N
FNV2 = = = -1090 N
3）计算轴的弯矩
截面B、C处的水平弯矩：
MH1 = FNH1L1 = 3307×56 Nmm = 185192 Nmm
MH2 = FNH2L3 =4081×71.5 Nmm = 291792 Nmm
截面B、C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L1 = —80×56Nmm = -4480 Nmm
MV2 = FNV2L3 = —1090×71。5 Nmm = —77935 Nmm
截面B、C处的合成弯矩：
M1 = = 185246 Nmm
M2 = = 302021 Nmm
作合成弯矩图
4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B)的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14—4），取a = 0。6,则有：
sca = = = MPa
= 52.2 MPa≤[s-1］ = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度
III轴的设计
1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：
P3 = 4.92 KW n3 = 72 r/min T3 = 657 Nm
2 求作用在齿轮上的力:
已知低速级大齿轮的分度圆直径为:
d4 = 252.5 mm
则:
Ft = = = 5204 N
Fr = Ft×tanat = 5204×tan200 = 1894 N
3 初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取：A0 = 110,得：
dmin = A0× = 107× =45 mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：Tca = KAT3，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:
Tca = KAT3 = 1。2×657 = 788.4 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为：LT9型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 42 mm，为保证联轴器定位可靠取:l12 = 84 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 50 mm,左端用轴肩定位，故取II—III段轴直径为：d23 = 48 mm。
4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III—IV、VII—VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6210型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 50mm×90mm×20mm.由轴承样本查得6210型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取:d45 = 54 mm.轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 34 mm，l23 = 50 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
取低速大齿轮的内径为：d4 = 54 mm，所以：d67 = 54 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 93 mm，齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度:h ≥ 0.07d = 0。07×64 = 4.48 mm，轴肩宽度：b ≥ 1。4h = 1。4×4.48 = 6。27 mm,所以,l56 = 10 mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：
l34 = T3 = 20 mm
l45 = B2+a+s+5+c =70 mm
5 轴的受力分析和校核：
1）作轴的计算
根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = （93/2+10+70+20-20/2)mm = 136.5 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = （93/2—2+37—20/2)mm = 71。5 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力：
FNH1 = = =1789 N
FNH2 = = = 3415 N
垂直面支反力：
FNV1 = = = 651 N
FNV2 = = = 1243N
3）计算轴的弯矩
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 1785×136.5 Nmm =243652。5 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV = FNV1L2 = 651×136.5Nmm = 88861。5 Nmm
截面C处的合成弯矩：
M = = 259350 Nmm
4)按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度.必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式（14—4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 17。5 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度
六 键联接的选择及校核计算
1 输入轴键计算：
校核高速联轴器处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接触长度：l’ = 32—6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为：
T = 0.25hl’d［sF］ = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
2 中间轴键计算：
校核高速大齿轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接触长度：l’ = 45—10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为：
T = 0。25hl’d[sF] = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 Nm
T≥T2，故键满足强度要求.
3 输出轴键计算：
(1） 校核低速大齿轮处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 16mm×10mm×83mm，接触长度：l' = 83—16= 67 mm，则键联接所能传递的转矩为：
T = 0。25hl'd［sF] = 0。25×10×67×64×120/1000 = 1286 Nm
T≥T3，故键满足强度要求。
(2） 校核低速联轴器处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 12mm×8mm×62mm，接触长度:l' = 62-12= 50 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF］ = 0.25×8×50×50×120/1000 = 600 Nm
T≥T3,故键满足强度要求。
七 轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命:
Lh = 5×2×8×300 = 24000 h
1 输入轴的轴承设计计算:
（1) 初步计算当量动载荷P：
因该轴承只受径向力,所以：
P = Fr = 657.1 N
（2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为：
C = P =657.1× = 7320 N
（3） 选择轴承型号:
查课本表11—5,选择:6204轴承,Cr = 12。8 KN,有：
Lh =
= =4.25×105≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2 中间轴的轴承设计计算:
（1） 初步计算当量动载荷P：
因该轴承只受径向力，所以：
P = Fr = 2034 N
（2） 求轴承应有的基本额定载荷值C为：
C = P = 2034× = 14093 N
（3） 选择轴承型号：
查课本表11-5，选择：6206轴承，Cr = 19。5 KN，有：
Lh =
= =4。43×104≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
3 输出轴的轴承设计计算:
(1） 初步计算当量动载荷P：
因该轴承只受径向力，所以:
P = Fr = 1894 N
（2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为：
C = P = 1894× =8898N
（3） 选择轴承型号:
查课本，选择:6210轴承，Cr = 43.2 KN，由课本有：
Lh =
= = 2。68×106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
八、 减速器机体结构设计及附件设计
1 箱体（箱盖）的分析:
箱体是减速器中较为复杂的一个零件,设计时应力求各零件之间配置恰当,并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求,以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻,成本低廉的机器。
2 箱体（盖）的材料：
由于本课题所设计的减速器为普通型,故常用HT15—33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削，适应于成批生产。
3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b1
12
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
16
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁联结螺栓直径
d1
12
机盖与机座联接螺栓直径
d2
10
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
10
df,d1， d2至外机壁距离
C1
22, 18， 16
df， d2至凸缘边缘距离
C2
20， 14
轴承旁凸台半径
R1
18
凸台高度

h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ，m
7， 7
轴承端盖外径
D2
62, 70，90
轴承端盖凸缘厚度
t
9
轴承旁联接螺栓距离

s
尽量靠近,以Md1和Md2互不
干涉为准，一般s=D2
主要附件
a）窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜；窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台 上，并应考虑密封.
b）通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上.较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网.考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。
c)油面指示器 用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低,以避免有溢出油标尺座孔。
d)放油孔和油塞 放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时,箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净.选M22 d)起吊装置 减速器箱体沉重,采用起吊装置起吊,在箱盖上铸有箱盖吊耳,为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便.
e)定位销 常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此,通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。
f）起盖螺钉 起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉直径相同.
九 润滑与密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min,所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。油的深度为：H+h1：
H = 40 mm h1 = 34 mm
所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6。3，密封的表面要经过刮研.而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
减速器中滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑.若采用润滑油可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑如采用润滑脂的牌号根据工作条件进行选择润滑方式（润滑油润滑飞溅润滑，减速器中当浸油齿轮的圆周速度v大时即可飞溅润滑飞溅的油一部分直接溅入轴承,一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的油沟中,沿油沟往轴承的缺口进入轴承 输油沟的结构及尺寸当v更高时,可不设置油沟，直接靠飞溅的润滑油轴承。若飞溅润滑则需要设计特殊的导油沟，使箱壁上的油通过导油沟进入轴承，起到润滑作用。
减速器的密封 减速器外伸轴采用密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。
设计总结
经过三周的努力，我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。刚开始在机构设计时,由于对CAD软件的基本操作和编程掌握得还可以，开始觉得比较顺利。可是我从