二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

重庆交通大学机电与汽车工程学院机械设计课程设计
机械设计课程设计计算说明书

设计题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器
学 校： 重庆交通大学
学 院： 机电与汽车工程学院
专业班级： 交通建设与装备1班
设 计 者： 刘 孟
学 号： 631124180109
指导老师： 罗天洪
完成日期：

说明书内容
第一部分：课程设计任务书（即设计题目及要求）.....................1
第二部分：传动装置总体设计
一、设计数据及要求 .........................................
二、设计方案 ...............................................
三、电动机的选择 ...........................................
四、传动装置总传动比确定及各级传动比分配 ...................
第三部分：V带设计 .............................................
第四部分：各级齿轮设计与计算
一、高速级减速齿轮设计计算 ................................
二、低速级减速齿轮设计计算 ................................
三、检验修改确定最终数据 ..................................
第五部分 传动轴、传动轴承设计及轴承和键的校核
一、输出轴 ...........................................
二、中间轴 ...........................................
三、输入轴 ...........................................
第六部分 减速器附件的选择及简要说明 ........................
第七部分 减速器润滑与密封...................................

第八部分 机座箱体结构尺寸...................................

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第一部分 《机械设计》课程设计任务书
班级 交通建设与装备1班
一、设计题目
设计一带式输送机的传动装置（一级圆柱直齿轮和一级圆柱斜齿轮减速器），传动示意图如下：
1
2
3
4
5
6
v
×
×
×
×
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ

1—电动机 2—V带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带
已知条件：
1）鼓轮直径： D= 240 毫米；
2）鼓轮上的圆周力： F= 8250 牛顿；
3）输送带速度： V= 1.3 米/秒；

数据编号
B1
B2
B3
B4
B5
B6
B7
B8
B9
B10
带工作拉力F（N）
1800
2850
3900
4950
5100
6150
7200
8250
9300
10350
带速度V（m/s）
1.5
1.6
1.5
1.5
1.4
1.4
1.5
1.3
1.4
1.2
卷筒直径D（mm）
250
260
270
240
250
240
245
240
250
300
数据编号
B10
B12
B13
B14
B15
B16
B17
B18
B19
B20
带工作拉力F（N）
11600
12620
15640
17660
19680
21700
25720
2740
29760
31780
带速度V（m/s）
1.5
1.6
1.5
1.5
1.4
1.4
1.5
1.3
1.4
1.2
卷筒直径D（mm）
250
260
270
240
250
240
245
240
250
300
数据编号
B21
B22
B23
B24
B25
B26
B27
B28
B29
B30
带工作拉力F（N）
32610
35630
36650
38670
41690
45710
49730
60750
71770
78790
带速度V（m/s）
1.5
1.6
1.5
1.5
1.4
1.4
1.5
1.3
1.4
1.2
卷筒直径D（mm）
250
260
270
240
250
240
245
240
250
300
技术条件与说明：
1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小时计算；
2）工作机的载荷性质为平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；
3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；
4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；
5）输送带允许的相对速度误差≤±3～5%。
二、设计要求
1）减速器装配图1张；
2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；
3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；
三、设计期限
1）设计开始日期： 年 月 日
2）设计完成日期： 年 月 日
四、指导老师
本设计由指导老师 罗天洪 指导。

第二部分 传动装置总体设计
一、 设计数据及要求
第8组数据：带的工作拉力F=8250 N；带速 v=1.3 m/s ；卷筒直径 D=240 mm 。

二、 设计方案（已给定）
1、外传动为V带传动；
2、减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器；
3、方案简图如下：
1
2
3
4
5
6
v
×
×
×
×
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ

4、 该方案的优缺点：
该输送机在工作中有轻微振动，而V带具有缓冲吸振的能力，所以利用
V带传动能减小输送机在工作中由于振动带来的不利影响。另外，该输送机
属于小功率、载荷变化不大，利用V带传动，结构简单，降低成本，且标准
化程度高。减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，由于齿轮相对轴承不对
称，则要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，
以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀现象。电动机部分为Y
系列三相交流异步电动机。总体而言，该传动方案满足输送机的工作性能要
求，适应工作条件、工作可靠；此外还结构简单、成本较低、传动效率较高。

三、电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）
输送机有效功率 PW = =10.725 kW ；
传动装置总效率 η=η带η2齿η4承η联η筒 ，
查《机械设计课程设计》表9.1得：V带传动效率η带=0.96 ，7级精度圆柱齿轮啮合效率η齿=0.98 ，滚动轴承效率η承=0.99（球轴承），联轴器传动效率 η联=0.99（弹性联轴器），卷筒运输效率η筒=0.96；
则：η=η带η2齿η4承η联η筒=0.960.98²0.994 0.990.96=0.842，
∴电动机所需工作功率为 Pd = = 12.74 kW ，
运输机卷筒转速 n筒= 10³=601.310³/(π240)=104 r/min ，
查《机械设计课程设计》表9.2 得两级减速器传动比,又因为带的传动比，所以从总传动比，
∴电动机转速可选范围为r/min .
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、使用环境和减速器的传动比，决定选取同步转速3000r/min的电动机，查《机械设计课程设计》表15.1，选取Y160M2-2型电动机，额定功率Ped =15 kW ,启动转矩T额 =2.0，最大转矩,满载转速r/min。

四，装置运动动力参数计算
4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比 I=
2）分配到各级传动比
因为I=已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比则I分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为
4.2 传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴：
转速：n=2930
输入功率：P=P=12.74KW
输出转矩：T=9.55=4.15N
Ⅰ轴（高速轴）
转速：n=
输入功率：P=P
输入转矩
T=
Ⅱ轴（中间轴）
转速：n=
输入功率：P=P=11.87KW
输入转矩：
T=
Ⅲ轴（低速轴）
转速：n=
输入功率：PP=11.5KW 、、

输入转矩：
TN
卷筒轴：
转速：n
输入功率：P=P=11.3KW
输入转矩： N
各轴运动和动力参数表4.1
轴 号
功率
（KW）
转矩（N）
转速（）
电机轴
12.74
4.15
2930
1轴
12.23
1.2
977
2轴
11.87
4.2
269
3轴
11.5
1.06
104
卷同轴
11.3
1.04
104
图4-1

第三部分 V带传动设计

1 确定计算功率P
据[2]表8-7查得工作情况系数K=1.3。故有：
P=KP
2 选择V带带型
据P和n有[2]图8-11选用B带。
3 确定带轮的基准直径d并验算带速
（1）初选小带轮的基准直径d有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径d=180mm。
（2）验算带速v，有：
=27.6
因为27.6m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。
（3）计算大带轮基准直径d
取=560mm
新的传动比i==3.11
4 确定V带的中心距a和基准长度L
(1)据[2]式8-20初定中心距a=1000mm
(2)计算带所需的基准长度

=3198mm
由[2]表8-2选带的基准长度L=3200mm
（3）计算实际中心距

中心局变动范围：

5 验算小带轮上的包角

6 计算带的根数z
（1）计算单根V带的额定功率P
由和r/min查[2]表8-4a得
P=5.76KW
据n=2930，i=3.1和B型带，查[2]8-4b得
P=0.89KW
查[2]表8-5得K=0.95，K=1.07，于是：
P=(P+P)KK =6.67KW
（2）计算V带根数z

故取3根。
7 计算单根V带的初拉力最小值（F）
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.170。所以
=293.1N
应使实际拉力F大于（F）
8 计算压轴力F
压轴力的最小值为：
（F）=2（F）sin=1730N
9 带轮设计
（1）小带轮设计
由Y160M2-2电动机可知其轴伸直径为d=42mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。有[4]P表14-18可知小带轮结构为实心轮。
（2）大带轮设计
大带轮轴孔取32mm，由[4]P表14-18可知其结构为辐板式。

第四部分 各级齿轮设计与计算
一、 高速级减速齿轮设计与计算
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（大小齿轮均采用硬齿面渐开线齿轮）
(1) 根据传动方案的总体设计，高速级选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
(2) 带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。
(3) 材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240 HBS。
(4) 初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
2、 按齿面接触疲劳强度设计
(1) 由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即

1) 确定公式中各参数值
①试选载荷系数。
②小齿轮传递的转矩

③由表10-7选取齿宽系数。
④由图10-20查得区域系数。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数。
⑥由式(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。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 、。
由式(10-15)计算应力循环次数：

由图10-23查取接触疲劳寿命系数，
取安全系数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。

②齿宽。

2) 计算实际载荷系数。
①由表查10-2查得使用系数。
②根据、7级精度，由图10-8查得动载系数。
③齿轮圆周力。

查表10-3得齿间载荷分配系数。
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数

3) 由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的模数

3、 按齿根弯曲疲劳强度设计
(1) 由式(10-7)试算模数，即

1) 确定公式中各参数值
①试选。
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合系数

③计算。
由图10-17查得齿形系数、。
由图10-18查得应力修正系数、。
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得

因为大齿轮的大于小齿轮的，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。

②齿宽。

③宽高比。

2) 计算实际载荷系数。
①根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。
②由

查表10-3得齿间载荷分配系数。
③由表10-4用插值法查得，结合查图10-13得。
则载荷系数为

3) 由式(10-13)，可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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.896 mm并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数

取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。
4、 几何尺寸计算
(1) 计算分度圆直径

(2) 计算中心距

(3) 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，一般将小齿轮略为加宽，即

取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。

二、 低速级减速齿轮设计与计算
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1) 根据传动方案的总体设计，低速级选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角。
(2) 带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。
(3) 材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240 HBS。
(4) 初选小齿轮齿数，大齿轮齿数
，取。
(5) 初选螺旋角。
2、 按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即

2) 确定公式中各参数值
①试选载荷系数。
②小齿轮传递的转矩

③由表10-7选取齿宽系数。
④由图10-20查得区域系数。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数。
⑥由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数。

⑦由式(10-23)可得螺旋角系数。

⑧计算接触疲劳许用应力。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 、。
由式(10-15)计算应力循环次数：

由图10-23查取接触疲劳寿命系数，
取安全系数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。

②齿宽。

2) 计算实际载荷系数。
①由表查10-2查得使用系数。
②根据、7级精度，由图10-8查得动载系数。
③齿轮圆周力。

查表10-3得齿间载荷分配系数。
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数

3) 由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿轮模数

3、 按齿根弯曲疲劳强度设计
(1) 由式(10-20)试算模数，即

1) 确定公式中各参数值。
①试选载荷系数。
②由式(10-18)计算弯曲疲劳强度用重合系数。

③由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。

④计算。
由当量齿数

查图10-17查得齿形系数、。
由图10-18查得应力修正系数、。
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得

因为大齿轮的大于小齿轮的，所以取
=
2) 试算齿轮模数

(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。

②齿宽。

③宽高比。

2) 计算实际载荷系数。
①根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。
②由

查表10-3得齿间载荷分配系数。
③由表10-4用插值法查得，结合查图10-13得。
则载荷系数为

3) 由式(10-13)，可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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.459mm并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数
。
取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。
4、 几何尺寸计算
(1) 计算中心距

考虑模数从2..459 mm增大圆整至2.5 mm，为此将中心距减小圆整为158mm。
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

(3) 计算大小齿轮的分度圆直径

(4) 计算齿轮宽度

取，。
三、 检验修改确定最终数据
通常在展开式二级圆柱齿轮减速器中，低速级啮合齿轮中心距大于高速级，并要求两级大齿轮的直径相近。而在上述设计计算中高速级啮合齿轮中心距，低速级啮合齿轮中心距，显然，则需重新修改。
修改部分数据如下：
1、 高速级
取齿轮模数标准值，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。
几何尺寸计算：
(1) 计算分度圆直径

(2) 计算中心距

(3) 计算齿轮宽度

取，。
2、 低速级
取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。
几何尺寸计算：
(1) 计算中心距

将中心距减小圆整为172mm。
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

(3)计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

取，。

第五部分 传动轴、传动轴承设计及轴承和键的校核
二级减速器箱体内共有3根轴，分别为输入轴、中间轴、输出轴。由前面设计，输入轴上齿轮为直齿轮，输出轴上齿轮为斜齿轮，而中间轴为斜齿轮和直齿轮。
（一）输出轴及轴承设计
5.1.1、求输出轴上的功率、转速、转矩
从前面可知：、、
5.1.2、求作用在齿轮上的力
已知低速轴上大齿轮的分度圆直径，所以

5.1.3、初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选择轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是得，输出轴的最小直径为安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配合，故需同时选取联轴器的型号。查表14-1.选取，则
，因为计算转矩小于联轴器的公称转矩，所以查《机械设计课程设计》,选取LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，其孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为=82mm。
5.1.4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
根据任务书给定的传动示意图，选用图15-22（b）所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径
1）半联轴器的轴向定位：左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为D=60mm。右端用轴肩定位，故。半联轴器与轴配合的毂孔长为=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度略小于，取。
2）初步选择滚动轴承。由于只受径向力作用，所以选择深沟球轴承，根据工作要求和，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度的深沟球轴承30213型。其尺寸为，故
，而。轴承右端用轴肩定位进行轴向定位，查得30213型轴承，因此取，。
3）取安装齿轮处轴段Ⅵ-Ⅶ的直径，齿轮右端和右轴承之间用套筒定位，已知齿轮的轮毂宽度为100mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴径d=70mm，查得R=2mm，所以，故取。安装套筒处轴段Ⅶ-Ⅷ的直径应小于安装齿轮处的直径，结合右端轴承的定位，取。
4）取齿轮距箱体内壁的距离为△=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定的距离，取此距离为8mm，则，同样可确定。取。考虑中间轴上两齿轮间的距离和大斜齿轮的齿宽b=100mm，取两齿轮间间距为20mm，则。
5）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外面与联轴器右端的距离为40mm，所以。
至此，已初步确定轴的各段直径及长度。
轴段
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
Ⅶ-Ⅷ
Ⅷ-Ⅸ
d（mm）
55
62
65
76
90
82
78
65
l（mm）
82
60
48.75
26.75
70
96
28
24.75
低速轴简图：

（3）轴上零件的周向定位
齿轮和半联轴器的周向定位均采用平键连接。由，查表6-1得平键截面，结合轮毂长取键长L=80mm，同时为了保证齿轮和轴配合良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，由，查表6-1得平键截面，键长L=70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上的倒角与圆角尺寸
取轴端倒角为C2，各轴肩处圆角半径如轴的结构与装配图（1）所示。
5.1.5、求轴上的载荷
（1）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取△的值。对于30213型深沟球轴承，手册中查得△=0mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
轴的受力简图
(a)

(b)

(c)

(d)

(e)

（2）计算支座反力
①齿轮受力

②垂直面支反力

③水平支反力

④弯矩计算

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

⑤由图及表可知，最危险截面在齿轮截面处，取折合系数，计算出当量弯矩：

轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得许用弯曲应力，齿轮轴端直径。取，则：

所以满足强度要求，合格。
5.1.6、验算轴承寿命
（1）采用6112型深沟球轴承，查《机械设计课程设计》表12.1得：。
（2）求轴承的径向力

轴承不承受轴向力。
（3）查表13-6，取；查表13-5得，，。则：

因为，所以按轴承2的受力大小验算轴承寿命，即：

所以轴承满足使用寿命要求。
5.1.7、键的强度校核
由，查表6-1得平键截面，结合轮毂长取键长L=80mm。
键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6-1中查得许用压应，取其平均值，。键的工作长度为，由6-1式得，，即此键强度满足要求。
由，查表6-1得平键截面，键长L=70mm。
键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6-1中查得许用压应，取其平均值，。键的工作长度为，由6-1式得，，连接的挤压强度不够，所以采用双键连接，相隔180°布置。双键的工作长度。所以有：
，满足要求。
（二）中间轴及轴承设计
5.2.1 求中间上的功率、转速、转矩
从前面可知：、、
5.2.2 求作用在齿轮上的力
已知中间轴上大齿轮的分度圆直径（斜齿）及（直齿），

7.2.3 初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选择轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是得，中间轴的最小直径为轴的两端安装轴承处的直径。
5.2.4 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
按工作状况和传动示意图的要求，选用图15-22(a）所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度
1）初选滚动轴承。因为轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸 故。
2）左端轴承和右端轴承均采用套筒定位，两个齿轮装在轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ上，一侧用套筒定位，一侧用轴肩定位。由30208轴承的安装尺寸得轴承的安装尺寸为d=49~52mm，结合齿轮的定位，取。轴肩高度，有查表15-2得R=1.6mm，所以，故取。根据输出轴所设计的尺寸，。
3）左侧齿轮的左端和右侧齿轮的右侧采用套筒定位，已知两齿轮轮毂的宽度分别为75mm和105mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，这两轴段的长度应略小于轮毂宽度，故取，。
4） 在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离，取这距离s=8mm。结合输出轴的长度，取左齿轮左侧、右齿轮右侧到箱体内壁的距离13.25mm，则，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。
中间轴简图：

（3）轴上零件的周向定位
两个齿轮都采用平键连接。根据查得平键截面
，键槽用键槽铣刀加工，键长分别选取40mm和90mm。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。滚动轴承由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径如轴的结构和装配图（2）所示
5.2.5 求轴上的载荷
（1）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取△的值。对于30208型单列圆锥滚子轴承，手册中查得△=16.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距
。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
轴的受力简图
(a)

(b)

(c)

(d)

(e)

（2）计算支座反力
①直齿轮受力

②斜齿轮受力

③水平面支反力
由
得
则
④垂直面支反力

则

⑤弯矩计算

总弯矩
，

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

⑥由图及表可知，最危险截面发生在低速级齿轮截面处，取折合系数，计算出当量弯矩：

轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得许用弯曲应力，齿轮处轴的直径。取，则：
，所以满足强度要求，合格。
5.2.6 验算轴承寿命
（1）采用30208圆锥滚子轴承，查《机械设计课程设计》表12.4得：。
（2）求轴承的径向力

（3）求轴承的轴向力
查表13-7，；查《机械设计课程设计》表12.4得32308轴承的参数e=0.37 ,Y=1.6 。则：

∵ ∴
∵ ∴
求： ，查表15-3得X1 =0.40 ，Y1 =1.6;
，查表15-3得X2 =1 ,Y2 =0 。
（4）查表13-6，取。则：

因为，所以按轴承1的受力大小验算轴承寿命，即：

所以轴承满足使用寿命要求。
5.2.7 键的强度校核
由查得平键截面，键长分别选取40mm和90mm。键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6-1中查得许用压应，取其平均值，。键的工作长度为，由6-1式得，
，即此两个键强度满足要求。
三）输入轴及轴承设计
5.3.1 求中间上的功率、转速、转矩
从前面可知：、、
5.3.2 求作用在齿轮上的力
已知中间轴上大齿轮的分度圆直径

5.3.3 初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选择轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是得
，输入轴的最小直径为安装大带轮处的直径。因为高速轴的直径不能和电动机的轴径相差太多。由上述设计电动机部分已选用型号为Y160M2-2电机，其轴径为42 mm。所以高速轴安装大带轮一段的轴径初定为30mm，即=30mm。
5.3.4 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
根据任务书给定的装配方案，选用图15-22（a）所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径
1）根据带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需要制出一轴肩，故取。Ⅰ-Ⅱ段的长度是由大带轮的轮缘宽度所确定的，而大带轮轮缘宽为
(e和f查表8-11可得)，所以取。
初步选择滚动轴承。由于受轴向力和径向力的作用，所以选择单列圆锥滚子轴承，根据工作要求和，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度的圆锥滚子轴承30208型。其尺寸为，故
，而,右端轴承左侧采用轴肩定位，查手册的定位直径为47mm~49mm,因此取。
3）考虑到高速轴小齿轮的分度圆直径，计算小齿轮齿顶圆直径，应将齿轮做成齿轮轴。由齿宽为65mm，结合加工齿轮所需的退刀槽，取。结合齿轮轴分度圆直径，计算得齿轮的齿根圆直径为50mm，所以取。
4）取齿轮距箱体内壁的距离为△=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定的距离，取此距离为8mm，则，同样可确定。考虑中间轴上两齿轮间的距离和小直齿轮的齿宽b=105mm，再结合中间轴的长度，计算得。
5）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外面与大带轮右端的距离为40mm，所以。
至此，已初步确定轴的各段直径及长度。
高速轴简图：

（3）轴上零件的周向定位
带轮的周向定位采用平键连接。按=30mm查表6-1得平键截面
，键槽用键槽铣刀加工，因为带轮轮毂宽，d为带轮处轴的直径，B=60mm，所以取键长为50mm。同时为了保证带轮与轴配合良好，选择带轮轮毂与轴的配合。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来实现，选轴的直径公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角尺寸如图所示。
5.3.5 求轴上的载荷
（1）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取△的值。对于30208型单列圆锥滚子轴承，手册中查得△=16.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距
。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图
轴的受力简图
(a)

(b)

(c)

(d)

(e)

（2）计算支座反力
①齿轮受

②水平面支反力
由得
，
③垂直面支反力
由及
得
，
④弯矩计算

⑤ 总弯矩

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

⑥由图及表可知，最危险截面在齿轮截面处，取折合系数，计算出当量弯矩：

轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得许用弯曲应力，齿轮轴端直径。取，则：
，所以满足强度要求，合格。
5.3.6 验算轴承寿命
（1）采用30208轴承，查《机械设计课程设计》表12.4得：
（2）求轴承的径向力

（3）查表13-6，取；查表13-5得，.2，。则：

因为，所以按轴承2的受力大小验算轴承寿命，即：

所以轴承满足使用寿命要求。
5.3.7 键的强度校核
按=30mm查表6-1得平键截面，键长为50mm。
键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6-1中查得许用压应，取其平均值，。键的工作长度为，由6-1式得，，满足要求。

第六部分 减速器附件的选择及简要说明
6.1 检查孔与检查孔盖
二级减速器总的中心距，则检查孔宽,长，检查孔盖宽,长．螺栓孔定位尺寸：宽，，圆角,孔径,孔数，孔盖厚度为,材料为Q235．
6.2 通气器
可选为．
6. 3 .油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最低位置设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住．在本次设计中，可选为，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235
6.4 油标
选用带螺纹的游标尺，可选为．
6.5 吊环螺钉的选择
可选单螺钉起吊，其螺纹规格为．
6.6 定位销
为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销，其直径可取：,长度应大于分箱面凸缘的总长度．
6.7启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹段要高出凸缘厚度，螺纹段端部做成圆柱形．
第七部分 减速器润滑与密封
7.1 润滑方式
7.1.1 齿轮润滑方式
齿轮，应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。
7.1.2 齿轮润滑方式
轴承采用润滑脂润滑
7.2 润滑方式
7.2.1齿轮润滑油牌号及用量
齿轮润滑选用150号机械油（GB 443－198