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高速機斜齒輪低速級直齒輪
他說減速器里面一斜一直
目 錄
課程設(shè)計任務(wù)書 1
一 電動機的選擇 2
二 分配傳動比 4
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4
四 V帶傳動的設(shè)計 5
五 高速級齒輪傳動設(shè)計 8
六 低速級齒輪的設(shè)計 13
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 17
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 30
九 潤滑與密封 33
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 34
總 結(jié) 36
參考文獻 36
課程設(shè)計任務(wù)書
一、題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計
二、已知條件
1.載荷情況：輕微沖擊、單向運轉(zhuǎn)；
2.工作制度：雙班制
3.生產(chǎn)規(guī)模：單件或小批量生產(chǎn)
三、設(shè)計要求
1.已知參數(shù)
運輸帶工作拉力：F=3250N
運輸帶工作速度：V=1.35m/s
卷筒直徑： D=445mm
2.減速器外輪廓尺寸：結(jié)構(gòu)緊湊
3.使用年限：十年，大修期三年
4.運輸帶速度允許誤差：±5%之間
四、傳動簡圖：
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機的選擇
1.1選擇電動機類型
電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
1.2 電動機容量的選擇
1）運輸機所需要的功率為：
其中：F=3250N，V=1.35m/s得
2）電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒傳動效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
3）電動機所需功率為：
因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式二級減速器推薦的傳動比為：
V帶的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
二 分配傳動比
2.1 總傳動比為
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；
則減速器的傳動比為：；
考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取
則：；
；
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
電機軸
5.162
34.23
1440
1
4.956
82.17
576
2
4.808
286.98
160
3
4.665
768.51
57.97
四 V帶傳動的設(shè)計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預(yù)緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
2.5
1000
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
275
4
95.4
1324.5
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 高速級齒輪傳動設(shè)計
5.1齒輪的類型
1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2，選用8級精度。
3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5，取，。
查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。
（2）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
大齒輪齒數(shù)：
5.2尺面接觸強度較合
1、計算公式：
（1）取載荷
（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取
（3）， ，
2、計算模數(shù)
，查表取
3、,取整b=42mm
4、計算齒輪圓周速度
5.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1）法向模數(shù)
2）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，得
4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5）齒形系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：，
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得：，
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6）法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
，取25，則
7）中心距
圓整為120mm。
8）確定螺旋角：
9）確定齒輪的分度圓直徑：
10）齒輪寬度：
圓整為42 mm
圓整后?。?。
11）重合度確定
，查表得
所以
12）齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
120mm
5.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
5.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
六 低速級齒輪的設(shè)計
6.1選精度等級、材料和齒數(shù)
采用7級精度，選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
選小齒輪齒數(shù)，
大齒輪齒數(shù)
則實際傳動比：，傳動誤差小于5%，合適。
6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
由設(shè)計計算公式進行試算，即
1） 確定公式各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計算圓周速度v
計算齒寬b
計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)
假設(shè)，由表查得
由于載荷平穩(wěn)，由表5.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計算模數(shù)ｍ
6.3按齒根彎曲強度設(shè)計
彎曲強度的設(shè)計公式為
（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得
計算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)：由表6.4查得
（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得：
（4）計算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.65mm并圓整為標準值取m=3mm。
但為了同時滿足接觸疲勞強度要求，需按接觸強度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
6.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（2）計算中心距 滿足要求
（3）計算齒寬寬度取65mm
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
27，75
2
模數(shù)
m
3mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計
以下對各軸結(jié)構(gòu)尺寸進行詳細說明，校核計算部分以軸2為例其他軸與軸2相同不一一復(fù)述。
7.1 軸1的設(shè)計
1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算
（1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1
，，
（2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
該處開有鍵槽故軸徑加大5%～10%，且這是安裝大帶輪的直徑，取25mm。
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
為了滿足帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端要有一軸肩，故?、?Ⅲ段直徑為dⅡ-Ⅲ=29mm。
初步選定滾動軸承，因軸承受徑向力和軸向力，根據(jù)dⅡ-Ⅲ=29mm，取用30206型號圓錐滾子球軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×16mm，則有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=30mm，LⅡ=16mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑dⅣ-Ⅴ=35mm。
右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ長應(yīng)為：取套同長12mm，則LⅤ-Ⅵ=28mm。
齒輪為齒輪軸此軸段長LⅥ-Ⅶ=40mm。
取軸承端蓋總寬為32mm，外端面與大帶輪右端面間距離為10mm，故取LⅡ-Ⅲ=42mm。
結(jié)合箱體結(jié)構(gòu)，取LⅣ-Ⅴ=76mm。
（4）軸上零件的周向定位
軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按dⅥ-Ⅶ=18mm由查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5。
2）強度校核計算
（1）求作用在軸上的力
已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=52.17mm ，根據(jù)《機械設(shè)計》（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則
（2）求軸上的載荷（詳細過程以軸2為例，其他軸類似不一一復(fù)述）
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=15mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面彎矩M
總彎矩
扭矩
（3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
（4）鍵的選擇
（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
（b）鍵的校核
校核安全。
7.2軸2的設(shè)計：
1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P2=4.808Kw，n2=160r/min，T2=286.98N.m
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得：
該軸開有鍵槽故軸徑加大5%～10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故
3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)初步選擇滾動軸承。因軸承受軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù) ，選取0基本游隙組，標準精度級的單列深溝球軸承30207型，其尺寸為，得：
軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：，
軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(2)軸上零件的周向定位
齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為36mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.
4）強度校核計算
（1）求作用在齒輪上的力
（a）求作用在低速級小齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
（b）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。
圓周力：
徑向力：
軸向力：
（2）求兩軸所受的垂直支反力和水平支反力
a）受力圖分析
將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系。
總受力圖：
鉛垂方向受力圖:
水平方向受力圖:
c）垂直支反力求解
對左端點O點取矩
依鉛垂方向受力圖可知
c）水平支反力求解
同理6.4.2解得
（3）剪力圖和彎矩圖
a)垂直方向剪力圖
b)垂直方向彎矩圖
段彎矩：
段彎矩：
段彎矩：
可作彎矩圖：
c)水平方向剪力圖
d)水平方向彎矩圖
段彎矩：
段彎矩：
段彎矩：
（4）扭矩圖
在段上：
在段上：
在段上
（5）剪力、彎矩總表：
載荷
水平面
垂直面
支持力
；
=1766.73N
彎矩
總彎矩
扭矩
在段上：
在段上：
在段上:
（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
由圖分析可矢小輪面為危險面，對小輪面較合進行校核時，根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，，故安全
（7）鍵的校核
（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，高速級大齒輪處鍵的尺寸，小齒輪處鍵的尺寸為 ，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
（b）校核計算
顯然只需校核高速級大齒輪處的鍵即可，即：
校核安全。
7.3 軸3的設(shè)計
1）3軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3
，，
2）求作用在齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用TL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6212，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，因此，取.
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。
3）軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
4）求軸上的載荷（詳細計算過程與軸2類似，此處不再一一復(fù)述）
對于6209型深溝球軸承，
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
5) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計，
查得，因此，安全。
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命
8.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
2）．初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
8.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
8.3 2軸的軸承
（1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30208，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得，，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計-表13-6查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承2的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
8.4 2軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為
聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
8.5 輸出軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承型號為6212，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得
，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
8.6輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
九 潤滑與密封
9.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑。
9.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。
9.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
，
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結(jié)
從設(shè)計過程中，我復(fù)習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。
參考文獻
[1] 《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學出版社
[2] 《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
[3] 《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
[4] 《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學出版社
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