展开式二级圆柱齿轮减速器设计毕业论文.doc

本 科 课 程 设 计

题 目： 展开式二级圆柱齿轮减速器
学 院： 机械工程学院 　
专 业： 机械设计制造及其自动化 　
年　　级：

1 设计任务书 2
1.1 设计任务 2
1.2 原始数据 2
1.3 工作条件 2
1.4 设计任务量 2
2 传动系统方案的拟定 2
3 电动机的选择 3
3.1 电动机的功率 3
3.2 电动机转速的选择 4
3.3 电动机型号的选择 4
3.4 传动比的分配 4
3.5 传动系统的运动和动力参数计算 5
4 减速器传动零件设计计算 6
4.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算 6
4.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 14
5 轴的设计计算 21
5.1 输入轴的设计计算 21
5.2 中间轴的设计计算 24
5.3 输出轴设计计算 27
6 轴承的选择与计算 31
6.1 输入轴的轴承：7206C角接触球轴承 31
6.2 中间轴轴承30206圆锥滚子轴承 33
6.3 输出轴轴承: NU213E圆柱滚子轴承 34
7 键的计算校核 34
7.1 输入轴上的键 34
7.2 中间轴上的键 35
7.3输出轴上的键 35
8 减速器箱体结构尺寸 36
9 减速器附件的选择 37
10 齿轮的密封与润滑 37

机械设计课程设计计算说明书
1 设计任务书
1.1 设计任务
设计带式输送机传动系统，采用展开式二级圆柱齿轮传动。
1.2 原始数据
输送带有效拉力
输送带工作速度
输送带滚筒直径
减速器设计寿命为10年
1.3 工作条件
两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限为10年(一年工作300天），小批量生产；允许输送带速度误差为±5%；生产条件是中等规模的机械厂，可加工7~8级精度的齿轮；动力来源是三项交流电（220V／380V）。
1.4 设计任务量
⑴编写设计说明书一份，内容包括：
①设计任务。
②电动机的选择，减速器主要零件设计计算，并附计算的必要简图。
③减速器的箱体结构尺寸及润滑。
⑵设计图：
①绘制减速器装配图1张（A0）。
②绘制减速器零件图2张（A3）。
2 传动系统方案的拟定
带式输送机传动系统方案如图：

带式输送机由电动机驱动。电动机通过联轴器将动力传入减速器，输出轴将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。
3 电动机的选择
3.1 电动机的功率
工作所需要的有效功率为

查阅相关参考文献确定
联轴器效率
一对滚动轴承效率
闭式圆柱齿轮传动（7级精度）
输送机滚筒效率
传动系统总效率

式中：

所需电动机功率为：

3.2 电动机转速的选择
输送机滚筒的工作转速为：

按[3]表2-3推荐的传动比范围，取圆柱齿轮传动的传动比范围为3~5，则总传动比范围为Id=9~25。故电动机转速的可选范围为nd=Id×nw=（9~25）×53.826484~1346r/min符合这一范围的同步转速可选750和1000r/min可得到多种不同的传动比方案，由于转速越高价格越便宜，故选1000r/min的电动机。
3.3 电动机型号的选择
根据动力源及工作条件：两班制工作，连续单向运转，所需电动机功率为 3.46kw及电动机同步转速等。选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y112M1-6，按[3]表2-4

电动机型号
额定功率P/kW
同步转速
满载转速
总传动比
Y132M-1-6
4.0
1000
960
39.09
电动机的主要参数见下表
型号
额定功率
满载转速
中心高
轴伸尺寸
Y132M1-6
4 .0kW
960 (r/min)
132 mm
38×80
3.4 传动比的分配
带式输送机总传动机比为：

由传动系统方案知

有计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为：

为便于将两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料不同齿面硬度不大于350HBS，齿宽系数相同时，考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件下，取高速级传动比为

低速级传动比为

3.5 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：
对于0轴（电动机轴）有

对于1轴（减速器轴）有

对于2轴（减速器中间轴）有

对于3轴（减速器低速轴）有

上述计算结果和传动比及传动规律汇总，列于下表以便查用
轴号
转速(r/min)
功率P(kw)
转矩T（N/m）
传动比
0
960
3.46
35.42
1
1
960
3.425
34.072
4.815
2
199.4
3.323
159.15
3.702
3
53.826
3.227
571.62
1
4 减速器传动零件设计计算
4.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算
4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
⑴根据传动方案，低速级选用直齿圆柱齿轮传动，压力角
⑵带式输送机为一般工作机器，速度不高，参考[1]表10-6选用7精度。
⑶材料选择，由[1]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280H，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
⑷选小齿轮齿数,大齿轮齿数取。
4.1.2 齿面接触疲劳强度设计
（1）由[1]式10-11试算小齿轮分度圆直径，即

1） 确定式中个参数值
①试选。
②小齿轮传动的转矩，即2轴所传递的扭矩。
③由[1]表10-7选取齿宽系数。
④由[1]图10-20查得区域系数。
⑤由[1]表10-5查得材料的弹性影响系数。
⑥由[1]式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数。

⑦计算接触疲劳许用应力
由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
，
由[1]式10-15计算应力循环次数：

由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得

取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，
即
2） 试算小齿轮分度圆直径

（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。

②齿宽b。

2） 计算实际载荷系数。
① 由课本表10-2查得使用系数。
② 根据7级精度，由课本图10-8查得动载系数。
③ 齿轮的圆周力。

查[1]表10-3的齿间载荷分配系数。
④ 由[1]表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑轴非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数

3） 由[1]式10-12，可得有实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿轮模数

4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由[1]式10-7试算模数，即

1）确定公式中的各参数值
①试选。
②由[1]式计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

③计算。
由[]图10-17查得齿形系数。
由[1]图查得应力修正系数。
由[1]图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

由[1]图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。
取弯曲疲劳安全系数，由[1]式10-14得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取

2）试算模数

（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。

②齿宽b。

③宽高比。

2） 计算实际载荷系数。
① 根据 ，7级精度，由[1]图10-8查得动载系数。
② 由，查[1]表10-3得齿间载荷分配系数。
③ 由[1]表10-4用插值法得 ，结合 查[1] 图10-13，得。
则载荷系数为

3） 由[1]式10-13，可得按实际载荷所得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲疲劳强度算的模数2.005mm并就近圆整为，按接触疲劳强度算的的分度圆直径
，算出小齿轮齿数。
取，则大齿轮齿数，取与互为质数。
这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.1.4 几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径

⑵计算中心距

⑶计算齿轮宽度

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5~10）mm即

取，而大齿轮齿宽等于设计齿宽，即。
4.1.5 圆整中心距后的强度校核
上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。此次采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变为系数和不超出[1]图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其它几何参数，如等保持不变。
齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
⑴计算变系数和
①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。

从[1]图10-21b可知，当前变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所降低。
②分配变位系数x1、x2。
由[1]图10-21b可知，坐标点位于L12和L13之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1、z2处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.346、x2=0.166。
⑵齿面接触疲劳强度校核
按前述类似做法，先计算[1]式10-10中的各参数。计算结果为
将他们带入[1]式10-10，得到

齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
⑶齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似做法，先计算[1]10-6中的各参数。计算结果为,,,,,,,,将他们带入[1]式
10-6得到

齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力大于大齿轮。
4.1.6 主要设计结论
齿数，模数，压力角，变位系数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。
4.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算
4.2.1 选精度等级、材料及齿数
⑴由[1]表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度240HBS。
⑵带式输送机为一般工作机器，参考[1]表10-6，选7级精度。
⑶选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
⑷初选螺旋角。
⑸压力角。
4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
⑴由[1]式10-24试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数。
②由[1]图10-20查取区域系数。
③由[1]式20-21计算接触疲劳强度用重合度系数。

④由试10-23可得螺旋角系数。

2）计算小齿轮分度圆直径

⑵调整小齿轮分度圆直径
3)计算实际载荷系数钱的数据准备。
①圆周速度。

②齿宽。

4）计算实际载荷系数 。
①由[1]表10-20查得使用系数。
②根据、7级精度，由[1]图10-8查得动载系数。
③齿轮的圆周力 ，
，查[1]表10-3得齿间载荷系数。
④由[1]表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，。
则载荷系数为

5）由[1]式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应齿轮模数

4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计
⑴由[1]式10-20试算齿轮模数，即

1）确定参数中得各参数值。
①试选载荷系数。
②由[1]式10-18，可得计算弯曲疲劳强度重合度系数。

③由[1]式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。

④计算。
当量齿数查[1]图10-17，得齿形系数
。
由[1]图10-18查得应力修正系数。
由[1]查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为500MPa,380/MPa 。
由[1]10-22查得弯曲疲劳寿命系数。
去弯曲疲劳寿命系数S=1.4，由[1]式10-14得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取

2）试算齿轮模数

⑵调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v

②齿宽b。

③齿高h及宽高比。

2）计算实际载荷系数。
①根据，7级精度，由[1]10-8查得动载系数 。
②由查[1]表10-3得齿间载荷分布系数为。
③由[1]表10-4用插值法查得，结合查[1]图10-13，得。
则载荷系数为

3）由[1]式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取;为了同时满足接触疲劳强度，选接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即
。
取,则，取，Z1,Z2互质。由于此时所求分度圆直径小于模数，所以将模数增加为m=2mm。
4.2.4几何尺寸计算
⑴计算中心距

⑵按圆整后的中心距修正螺旋角

⑶计算小、大齿轮分度圆直径

⑷计算齿轮宽度

取
4.2.5 圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，、和、、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
⑴齿面接触疲劳强度校核
按前述类似做法，计算[1]式10-22中的各参数，计算结果：
,,,,,
,,。将它们代入[1]式10-22，得到

满足齿面接触疲劳强度条件。
⑵齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似做法，计算[1]式10-22中的各参数，计算结果：
,,,,,,,,,,。
将它们代入[1]式10-22，得到

齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4.2.6 主要设计结论
齿数,模数,压力角,螺旋角,变位系数,中心距,齿宽。小齿轮选用40Cr（调制），大齿轮选用45钢（调制）。齿轮按7级精度设计。
4.2.7结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构为宜
5 轴的设计计算
5.1 输入轴的设计计算
已知：PⅠ=3.425kw, nⅠ=960r/min,TⅠ=34.072N·m
5.1.1 选择材料并按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217～255HBS， =650Mpa，在多级齿轮减速器中高速轴转矩较小A0取大值，根据[1]表15-3取A0=116，由[1]式15-2得：

考虑到最小直径处要连接联轴器要有一个键槽，且d≤100mm故将直径增大5%，则d=17.7×(1+6%)mm=18.76mm,圆整后最小直径为19mm。
5.1.2 轴的结构设计
（1）拟定轴的装配方案如下图：

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位
1）选联轴器，计算转矩，取，由 = 。
由[3]表13-7选用LT4弹性套柱销联轴器，孔径=20mm,20mm,为了满足半联轴器的轴向定位要求，所以取24mm,由半联轴器轴孔=40mm,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，又应比略短一些，现取=38mm，联轴器的轴间定位，轴间高度
，取。
2）由于是在高速级轴且同时有轴向力和径向力故由表[3]12-6选单列角接触球轴承，参照工作要求并根据=24mm，选0游缝隙组7206C,=，所以得取=30mm，=16mm，右端角接触球轴承采用轴肩进行定位，7206AC型轴承定位轴肩高度h=3mm，所以取=36mm。
3）由于轴的直径大于齿轮的分度圆直径，所以将高速输入轴Ⅰ的配合齿轮设计成齿轮轴，所以为齿轮轴，=45mm
4）轴承端盖总宽度为20mm（由减速器轴承端盖设计而定），为了便于轴承端盖的拆装以及对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为l=30mm，所以取=50mm。
5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为=16mm，圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体距内壁之间的距离为s=8mm。所以=119mm。
6）轴向零件的周向定位，联轴器定位用平键查[1]表6-1选择键（半圆头普通平键C型）。
5.1.3 轴强度的计算及校核
已知: ,因已知高速级圆柱小斜齿轮的分度圆直径为：=。

斜齿轮受力分析：查[1]公式10-22得
圆周力：
径向力：
轴向力：
（将轴上分布的载荷化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点）
绘制轴受力简图（如下图）

轴承支反力
查[1]表12-3 得轴承的支撑作用点a=14.2mm

由受力图可求得=-590N =-1751.6N
得=-84547N
=-220N =-650N
得 =-31526N =-31395N
做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。
内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通 过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：
=90233N =90188N
所以取，扭矩：=34072N，查[1]公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：

查[1]表15-1得45#钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以

故安全。
5.2 中间轴的设计计算
已知：
5.2.1 选择材料并按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217～255HBS， =650Mpa，在多级齿轮减速器中，中间轴取中间值，根据[1]表15-3取A0=114，由[1]公式（15-2）得：

5.2.2 轴的结构设计
（1) 拟定轴的装配方案如下图

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位
该轴不长，故采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从处开 始设计。
1）轴段1-2及轴段5-6上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上承受较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据，暂取轴承30206，查[3]表12-3得轴承尺寸：=，,内圈宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端的距离，故取。
2）取安装小圆柱直齿轮和大圆柱斜齿轮轴的直径，则小圆柱直齿轮宽度为80mm，为了使套筒可靠在小圆柱直齿轮的左端面取大圆柱斜齿轮宽度为40mm，取。 因为齿轮靠轴肩轴向定位轴30206型轴肩定位高度h=3mm所以取。
3）小圆柱直齿轮的右端面和大圆柱斜齿轮的左端面与箱体内壁的距离均取，由于轴承采用脂润滑需加挡油盘，所以。
4）查[1]表15-2 ，取轴端倒角为1-1.2mm，圆角为1-1.2mm。
5.2.3 轴强度的计算及校核
已知因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：

斜齿轮受力分析：查[1]公式10-22得
圆周力：
径向力：
轴向力：
轴承的支反力
绘制轴受力简图（如下图）

查[3]表12-3 得轴承的支撑作用点a=13.8mm
=47.7mm =77mm =67.7mm
由受力图可求得=3211N =3347N
得
=1182N =1222N
得

做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。
内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：
=163212N =241243.7N

所以取，扭矩：=159150N，查[1]式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：

查[1]表15-1得45钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以

故安全。

5.3 输出轴设计计算
已知：
5.3.1 选择材料并按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217～255HBS， =650Mpa，，在多级齿轮减速器中，低速轴转矩较大取小值，根据[1]表15-3取A0=110，由[1]公式（15-2）得：，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则。 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径,为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[1]表14-1得,所以：

为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，考虑用弹性柱销联轴器，查[3]表13-7，选择型号： LT8联轴器,公称转矩，即J型轴孔、A型键槽、相应的轴段，长度略小于联轴器轴孔长度，取
5.3.2 轴的结构设计
拟定轴的装配方案如下图：

轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位
1) 轴段2-3与密封圈的设计。在确定轴段2-3的轴径时， 应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度：
2) 轴段2-3的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于，选用毡圈油封，查[3]表15-8 ，选内径为60的毡圈。则。取。
3) 选取轴承型号，根据d2=60mm，则轴承的内径>45mm,选取轴承型号为NU213E，,内圈宽度，内圈定为高度，外圈定位高度，。所以，与档油盘毂长之和略小于轴承内圈宽度，取。
4) 因为轴承的内圈定为高度，所以取。
5) 取安装齿轮的轴径为，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为74mm，取齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由[1]表5-6得轴径d=70mm，得R=2mm,取h=6则轴环处直径，轴环宽度,取l56=10mm。
取齿轮与箱体内壁的距离S=16mm，两齿轮之间的距离为20mm，参照输入轴的取值方式则。
6）轴上零件的周向定位
齿轮定位用平键，查[1]表6-1，圆柱直齿轮选择键[圆头普通平键A型]b=20,h=12,L=63。
7） 查[1]表15-2 ，取轴端倒角为1.6-2.0mm，圆角为1.6-2.0mm。
5.3.3 轴的强度校核
1）求平均节圆直径：圆柱直齿轮的节圆直径。
2)圆柱斜齿轮受力分析：
圆周力：
径向力：
3）轴承的支反力
绘制轴受力简图，如下图所示；

查[3]表12-3得

由受力图可求得

做、平面的弯矩，轴的扭矩图如下图。
内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：

扭矩：，查[1]公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：

查[1]表15-1得45钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以

所以满足弯扭强度要求。
6 轴承的选择与计算
6.1 输入轴的轴承：7206C角接触球轴承
1）求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：

所以
2）求两轴承的轴向力
对于70000C型的轴承，按[1]表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e 为表13-5中的判断系数，其值由的大小来决定，但现在轴承轴向力Fa
未知，先取e=0.4,因此可估算：
，
因为，A处轴承被压紧，所以
因此
由[1]表13-5用插值法得
0.0115介于0.015~0.029之间，对应e值在0.038~0.040之间，取，0.0325介于0.029~0.058之间，对应e值在0.040~0.043之间，取。
再计算：

再次计算的值相差不大，因此确定
3）求当量动载荷
因为
由[1]表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：
对轴承1 X1=0.44， Y1=1.47
对轴承2 X2=1， Y2=0
因为轴承运转中有轻微冲击，查[1]表13-6取，则

4）验算轴承寿命
因为P2＞P1，所以按轴承2的受力大小验算

6.2 中间轴轴承30206圆锥滚子轴承
1)求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：

所以
2) 求两轴承的轴向力
由输入轴轴承计算方法得出，则两轴承的派生轴向力，则

所以
3) 求当量动载荷
因为
由[1]表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：
对轴承1 X1=1， Y1=0
对轴承2 X2=0.44， Y2=1
因为轴承运转中有轻微冲击，查[1]表13-6取，则

4) 验算轴承寿命
因为P1P2，所以按轴承2的受力大小验算

6.3 输出轴轴承: NU213E圆柱滚子轴承
1)求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：

所以
2)由于输出轴没有轴向力，所以对于圆柱滚子轴承的校核要采用径向力。
验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

7 键的计算校核
7.1 输入轴上的键
查[1]表6-2 ，取
1）联轴器处：（参考[1]式6-1）

满足强度要求，单个C型键即可。
2）小斜齿轮是齿轮轴没有键，所以不用校核。
7.2 中间轴上的键
查[1]表6-2 ，取
1）大斜齿轮处：

满足强度要求，单个A型键即可。
2）小直齿轮处：

满足强度要求，单个A型键即可。
7.3输出轴上的键
1）大直齿轮处：

满足强度要求，单个A型键即可。
2) 联轴器处：

满足强度要求，单个C型键即可。

8 减速器箱体结构尺寸
名称
符号
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径
=16
M16
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁连接螺栓直径

M12
盖与座连接螺栓直径

M8
联接螺栓d2的间距
l=150~200

轴承端盖螺钉直径

M6
视孔盖螺钉直径

M6
定位销直径

6
到外机壁距离
C1
25
至凸缘边缘距离
C2
23
凸台高度
h=15mm
15
外机壁至轴承座端面距离

42
大齿轮顶圆与内机壁距离

16
齿轮端面与内机壁距离

16
机盖、机座肋厚

7
轴承端盖外径

106
106
164
轴承旁联接螺栓距离
S≈D2
106
106
164
9 减速器附件的选择
由[3]14章选择通气器M18×1.5,长型油标（JB/T7941.3-1995）,外六角螺塞及封油垫M12×1.5（JB/ZQ4450-2006）,箱座吊耳，窥视孔选两级的，游标尺选M12（12）。
10 齿轮的密封与润滑
齿轮采用润滑油润滑，由[3]选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。因滚动轴承的dn值小于10×104故脂润滑润滑轴承，并通过挡油盘防止齿轮润滑油与轴承润滑脂混合（降低润滑脂的质量）。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。

设计小结
通过这次对展开式二级圆柱齿轮减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础，同时也增强了我们的团队协作意识。
机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《材料力学》 、 《理论力学》 、 《机械原理》 、 《机械设计》等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵。

参考文献：
[1] 濮良贵，陈国定，吴立言．机械设计[M] ．9版.北京：高等教育出版社，2013.
[2] 王利华.机械设计实践教程[M].武汉：华中科技大学出版社，2012.
[3] 唐增宝，常建娥.机械设计课程设计[M].4版.武汉：华中科技大学出版社，2015.
[4] 孙桓，陈作模．机械原理[M]．北京：高等教育出版社，2005.