机械设计课程设计带传动-单级圆柱斜齿减速器.docx

机械设计课程设计
计算说明书

带传动－单级圆柱斜齿减速器
目 录
一、机械设计任务书……………………………………………………3
二、传动方案拟定………………………………………………………3
三、电动机的选择………………………………………………………4
四、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………5
五、运动参数及动力参数计算…………………………………………5
六、传动零件的设计计算………………………………………………6
七、轴的设计及其校核计算……………………………………………11
八、滚动轴承的选择和校核……………………………………………21
九、键联接的选择及校核………………………………………………23
十、联轴器的选择………………………………………………………24
十一、润滑和密封类型的选择…………………………………………24
十二、减速器的附件选择设计…………………………………………25
十三、减速器箱体设计…………………………………………………26
十四、小结………………………………………………………………27
十五、参考资料…………………………………………………………27

一、 机械设计任务书

1、 设计题目
设计用于带式运输机的“带传动－单级圆柱斜齿减速器”，图示如下，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

2、设计数据
运输带工作拉力
F（N）
运输带工作速度
V(m/s)
卷筒直径
D(mm)
1750
1.3
240
3、设计要求
1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。
2、按时完成设计图绘制。图纸要求：
（1）、按照装配图绘制要求减速器装配图一张（A0）。
（2）、按照零件图绘制要求绘制零件图两张（A3，齿轮、轴）。
3、按时完成设计计算说明书1份。
4、课程设计的主要内容：
1． 确定或评价传动装置的总体设计方案，；
2． 选择电动机；
3． 计算传动装置的运动和动力参数；
4． 传动零件、轴的设计计算；
5． 轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；
6． 机体结构及其附件的设计；
7． 绘制装配图及零件工作图；
8． 编写设计计算说明书。
5、主要参考资料：
1.机械设计课程指导书；
2.机械设计、机械制图、机械工艺、形位公差等相关教材；
3.机械设计手册。
二、传动方案的拟定及说明

1、传动系统的作用：
作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。

运输带工作拉力F=1750N运输带工作速度V=1.3m/s卷筒直径D=240mm

此传动方案的特点：
特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。带传动靠摩擦力工作，传动平稳，能缓冲吸震，噪声小，但传动比不准确；斜齿轮传动的平稳性比较好，承载能力大。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。
技术条件与说明：
1）传动装置的使用寿命预定为10年每年按300天计算， 两 班制工作每班按8小时计算；
2）工作机的载荷性质是较平稳、空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。
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≤±5%。
三、电动机的选择

1.选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相交流异步电动机。电压380V。
2.选择电动机的容量
工作机的有效功率为：
Pw=FV1000=1750×1.31000=2.275（kw）
从电动机到工作机输送带间的总效率为：
ηΣ=η12∙η23∙η3∙η4∙η5
式中，η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒和带传动的传动效率。由 《机械设计课程设计》14-7 可知：η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.96，η5=0.96，则：
ηΣ=0.992×0.983×0.97×0.96×0.96=0.825
所以电动机所需工作功率为：Pd=PWηΣ=2.2750.825=2.758KW
3.确定电动机的转速
由 《机械设计课程设计》 查表可知V带传动比i=2~4.单级圆柱斜齿减速器传动比i=3~6，则=6~24.工作机卷筒轴的转速为：
nw=60×1000vπd=60×1000×1.3π×240=103.45r/min
所以电动机转速的范围为：
nd=iΣ∙nw=6-24×103.45
=620.7-2482.8r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速，由《机械设计课程设计》表22.1选定电动机的型号为：Y-132S-6，其主要性能如下表：

电动机型号

额定功率/kw

满载转速（r/min）

Y132S-6
3
960
2.0
2.0

四.传动装置的总传动比并分配传动比

1.传动比iΣ。
iΣ=nmnw=960103.45=9.280
2.分配传动比。
由 IΣ=iI×iII根据《机械设计基础课程设计》表2-11-1取iⅠ=2.5
iⅡ=9.28÷2.5=3.712

五.计算传动装置各轴的运动和动力参数

0轴：0轴即电动机轴
P0=Pd=2.758kw
Td=9550Pdnm=9550×2.758960=27.44N∙m
Ⅰ轴：P1= P0∙η1=2.758×0.99=2.73kw
nⅠ= nm=960 r/min
TΙ=9550P1n1=9550×2.73960=27.16N∙m
Ⅱ轴：P2= P1∙η2∙η5=2.73×0.98×0.96=2.57kw
nⅡ=nmiI=9602.5=384r/min
TⅡ=9550P2nⅡ=9550×2.57384=63.58N∙m
Ⅲ轴：P3= P2∙η2∙η3=2.57×0.98×0.97=2.44kw
nⅢ=n1iII=3843.712≈103.45r/min
TⅢ=9550P3nⅢ=9550×2.44103.45=225.25N∙m
卷筒轴：P卷=P3∙η1∙η2=2.44×0.99×0.98=2.37kw
n卷=nⅢ=103.45r/min
T卷=9550P卷n卷=9550×2.37103.45=218.55N∙m
将以上结果汇总于下表：（命名为表1）
轴名
功率P/（kw）
转矩T/（ N∙m）
转速n/（ r/min）
传动比i
效率
电机轴
2.758
27.44
960
1
0.99
Ⅰ轴
2.73
27.16
960
2.5
0.94
Ⅱ轴
2.57
63.58
384
3.712
0.95
Ⅲ轴
2.44
225.25
103.45
1
0.97
卷筒轴
2.37
218.55
103.45
表1
六．传动零件的设计计算
（一）皮带轮的传动设计（以下查表数据均来源于《机械设计》第八版）
1.确定计算功率
由《机械设计》第八版查表8-7得工作情况系数kA=1.1,
Pca=KA∙Pd∙η联=1.1×2.758×0.99=3.00KW

2.选择V带的带型
根据Pca,n1课本图8-11选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V
（1）初选小带轮的基准直径dd ，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。
（2）验算带速V
v=πdd1n160×1000=π×140×96060×1000=7.03m/s
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。
（3）计算大带轮的基准直径dd2，
dd2=i×dd1=2.5×140=350mm
根据表8-8，圆整为355mm
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
（1）根据式（8-22）初定中心距a0=600mm,根据0.7(dd1+dd2)≪a0≪2(dd1+dd2)
（2）计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0
=2×600+π2140+355+355-14024×600mm
≈1996mm
选带的基准长度Ld=2000mm。
（3）计算实际中心距a
a≈a0+Ld-Ld02=600+2000-19962mm=602mm
a-0.015Ld≪a≪a+0.03Ld,
所以中心距的变化范围为：572mm~662mm
5.验算小带轮上的包角
a1=180°-dd2-dd157.3°a=180°-(355-140)57.3°602≈159.5°≥90°
6.计算带的根数Z
（1）计算单根V带的额定功率Pr
由dd2=140mm和n1=960rmin查教材表8-4a得p0=1.6336kw 根据n1=960rmin,i=2.5和A型带，查表8-4b得∆p0= 0.1116kw，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=1.03,
于是：Pr= p0+∆p0∙ka∙kl=1.6336+0.1116×0.95×1.03
=1.71kw

（2）计算V带的根数Z
Z=PcaPr=3.001.71=1.75故取2根
7.计算单根V带的初拉力的最小值
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，所以，
(F0)min=500(2.5-ka)pcaka∙z∙v+qv2=500×2.5-0.95×3.000.95×2×7.03+0.10×7.032N=179N
8.计算压轴力
压轴力的最小值为：(FP）min=2z(F0)minsina12=2×2×179×sin159.5°2=702N

（二）斜齿齿轮设计（以下查表数据均来源于《机械设计》第八版）
1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
（1）按照题目所给的传动方案，用圆柱斜齿齿轮。
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB 10095-88）
（3）材料选择：
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮的齿数Z1=24，则Z2=Z1∙iΠ=24×3.712=89.088取Z2=89
(5)选取螺旋角。初选螺旋角β=140

2.按齿面接触强度设计
按式（10-21）试算：
d1t≥32KtT1ϕdεau±1u(ZHZEσH)2
（1）确定公式内的各个计算数值
1）．试选载荷系数。Kt=1.6.
2）．计算小齿轮传递的转矩。由表1可查得T2=63.58 N∙m
3)．由表10-7选取齿宽系数
4）．由表10-6查的材料的弹性影响系数
5）．由图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6）．计算应力循环次数。
N1=60n1jLh=60×384×1×2×8×10×300=1.106×109
N2=1.106×1093.712=2.980×108
7）.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.95。
8）．计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
σH1=KHN1σlim1s=0.92×6001=552Mpa
σH2=KHN2σlim2s=0.95×5501=522.5Mpa
9).由图10-30选取区域系数ZH=2.433.
10).由图10-26查得εa1=0.78,εa2=0.88,则εa=εa1+εa2=1.66
11).许用接触应力σH=σH1+σH22=552+522.52=537.25Mpa
（2）计算
1)．计算小齿轮分度圆直径d1t,，由计算公式得
d1t≥32×1.6×6.358×1041×1.66(2.433×189.8537.25)24.7123.712=48.62mm
2）．计算圆周速度V。
V=πd1tn160×1000=π×48.62×38460×1000=0.98m/s
3）．计算齿宽b及模数mnt.。
b=ϕdd1t=1×48.62=48.62mm
mnt=d1tcosβz1=48.62cos14°24=1.97mm
h=2.25mnt=2.25×1.97mm=4.42mm
bh=48.624.42=11
4）．计算纵向重合度εβ。
εβ=0.318ϕdz1tanβ=0.318×1×24×tan14°=1.903
5）.计算载荷系数K.
已知使用系数KA=1,根据v=0.98m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08;由表10-4查得KHβ=1.311;由图10-13查得KFβ=1.28;由表10-3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.311=1.70
6）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d1=d1t3KKt=48.62×31.701.6mm=49.61mm

7）.计算模数mn。
mn=d1cosβz1=49.61×cos14°24=2.00mm
3.按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为
mn≥32KT1Yβ(cosβ)2ϕdz12εαYFαYsaσF
（1）确定公式内的各个计算数值
1)．由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
2)．由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88；
3).计算弯曲疲劳许用力。
取弯曲疲劳系数S=1.4。
σF1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4Mpa=303.57Mpa
σF2=KFN2KFE2S=0.88×3801.4Mpa=238.86Mpa
4）．计算载荷系数K。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.28=1.66
5）根据纵向重合度εβ=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。
6）计算当量齿数。
ZV1=Z1(cosβ)3=24(cos14°)3=26.27
ZV2=Z2(cosβ)3=89(cos14°)3=97.43
7) ．查取齿形系数。
由表10-5查得 YFa1=2.592,YFa2=2.185
8) ．查取应力校正系数。
Ysa1=1.596,Ysa2=1.787
9) ．计算大、小齿轮的并加以比较。
YFa1Ysa1σF1=2.592×1.596303.57=0.01363
YFa2Ysa2σF2=2.185×1.787238.86=0.01635
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
mn≥32×1.66×6.358×104×0.88×cos214°1×242×1.66×0.01635mm=1.73mm
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，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得模数m=1.73mm圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=49.61mm，算出小齿轮齿数
z1=d1cosβmn=49.61×cos14°2=24.07
取 z1=24.则z2=iΠz1=3.712×24=89.09取z2=89
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，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(z1+z2)mn2cosβ=(24+89)×22×cos14°=116.46mm
将中心距圆整为116mm.
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=cos-1（z1+z2）mn2a=cos-1(24+89)×22×116=13°3'32''
因β值改变不多，故参数εaKβZH等不必修正。
（3）计算大、小齿轮分度圆直径
d1=z1mncosβ=2×24cos13°3'32''=49.27mm
d2=z2mncosβ=2×89cos13°3'32''=182.73mm
（4）计算齿轮宽度
b=ϕdd1=1×49.27=49.27mm，圆整为50mm，
故取 B2=50mm ,B1=55mm。
5.结构设计及绘制齿轮零件图(详见所附零件图图纸)

七．轴的设计及其校核计算
（一）高速轴的设计
1. 输在轴上的功率、转速和转矩
由上可知：=2.57kw, =6.358×104N∙mm, nII=384r/min.
2. 求作用在齿轮上的力。
Ft=2×TIId1=2×6.358×10449.27=2580.88N
Fr=Fttanαncosβ=2580.88tan20°cos13°3'32''=N
Fa=Fttanβ=2580.88×tan13°3'32''=N
3. 初步确定轴的最小直径
由于减速器传递功率不大，选取轴的材料为45钢, 调质处理。查表15-3得A0=103~126,因轴的跨度还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。
dmin=A03pIInII=103~12632.57384=19.41~23.74mm
取中间值dmin=21.575
考虑到有键槽对其强度的影响，故需把轴径加大（5-7）%
故取d=21.575×（1+5%~7%）=22.65~23.085，取d=24mm
4. 轴的结构设计
(1) 拟定零件的装配方案，如下图
B
C

(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。
1) 由于在L11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故d1=dmin=24 mm。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由《机械设计》图8-14(d)查得：
L＝1.5~2d=1.5~2×24 mm=36~48 mm
取L=42mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取L11＝40mm。
2) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307C型轴承。查《机械设计课程设计》表12.2得，d3=d7=35 mm，要求的定位轴肩是4.5 mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是44 mm。因此取d2=32 mm。
3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到L7＝40 mm。该箱体壁与齿轮的距离L6=L3＝15 mm,L8=10 mm。由轴承端盖的厚度一般为10 mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定L10=50 mm。
4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48 mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2可以得到d5=57.73 mm，L4＝60 mm。
5) L5处的宽度大于1.4h，取L5=L2=9 mm，d4=d6=42 mm；
则L9＝L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36 mm
6) 同样，也就确定了L1＝34 mm。
至此，已初步了轴的各段直径和长度。
(3) 轴上零件的周向定位
大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查《课设》表11.28采用b×h×L＝8 mm ×7 mm × 36mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴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k6。
(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸
按照《课设》表9.8确定轴两端的倒角均为1×45°，各处圆角半径都为1.6 mm。
5. 轴的受力分析
(1) 根据结构图画出轴的受力简图
F
a1
Fr1
F
带轮
Ft1
F
V1
F
V2
76.5

(2) 受力计算
1) 由计算可得
Ft1=2T1d1=2275 N，
Fr1=Ft1tanancosβ=850N，
Fa1=Ft1tanβ=528N
由前面带轮的压轴力计算可知 F带轮＝(Fp)min＝702N
2) 计算支反力
在垂直面内进行计算
FV2=1119(850×59.5-528×53.732-702×195.5)＝-847.5 N
FV1=Fr1-F带轮-FV2=850-702-(-847.5)=995.5 N；
MV1=FV1×59.5=56852N∙mm
MV2=F带轮×76.5+59.5-FV1×59.5=38620N∙mm
MV3=F带轮×76.5=53703N∙mm
在水平面内进行计算
FH1=FH2=12Ft=22752=1137.5 N
MH=1137.5×49.27=56045N∙mm
3) 画出弯矩图和扭矩图
弯矩图：单位 N∙mm
MV
MH
M
38620
56045
53703
79832
68063
53703
56852

扭矩图：单位 N∙mm
56852
T

6. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表3
表3
载荷
水平面
垂直面
支反力F
FH1=FH2=1137.5 N
FV1=995.5 N
FV2=-847.5 N
弯矩M
MH=56045N∙mm
MV1=56852N∙mm
MV2=38620 N∙mm
MV3=53703 N∙mm
总弯矩
M1＝560452+568522=79832N∙mm
M2=560452+386202=68063N∙mm
M3=537032+0=53703 N∙mm
扭矩
T2=63580N∙mm

7. 按弯扭合成应力校核轴的强度
只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca=M12+αT2W=798322+0.6×6358020.1×49.273=7.4MPa
根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得σ-1=60 Mpa。因此σca<σ-1，故安全。

二、低速轴的设计
1. 材料选择及热处理
由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。
2. 初定轴的最小直径
(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式
d≥A03 P n
由《机械设计》表15-3查得A0=103~126，由第一部分的表1可查得P＝2.44Kw，n=103.45 r/min；
所以
d≥(103~126)×3 2.44Kw 103.45 r/min=29.5~36.1 mm
由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大5~7%，
故dmin=(29.5~36.1)×(1+5~7%)=31.0~38.6 mm
(2) 联轴器的选择
根据轴所传递的扭矩T＝225.25N∙m，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。
查《机械设计课程设计》表19-5选用联轴器 40×84 GB/T 4323-1984
综合考虑，取dmin=40mm
3. 轴的结构设计
(1) 拟定结构方案如下图：

(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 从左端开始。为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=46 mm。由于前面已经对联轴器进行了选择，故d1=40 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则L1就比84略短一点，现取L1＝82mm。
2) 初步选择滚动轴承。根据d2=46mm，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查《课设》表12.2，选用7210AC，其尺寸为d×D×B=50 mm×90 mm×20 mm，其定位轴肩为3.5，故定位套筒的直径为57 mm。因此，d3=d6=50 mm
3) 取安装齿轮处的轴段的直径d4=55 mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取L4=52 mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d=0.07×55=3.85 mm，取h=5 mm，则轴环处的直径d5=65 mm，轴环宽度应大于1.4h，取轴环宽度为8 mm。
4) 轴承端盖的总宽度为20 mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为30 mm，故取L2＝50 mm。
5) 取齿轮与箱体之间的距离为15 mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为10mm，则 L3＝20+10+15+3=48 mm
L6=20+10+15-8=37 mm
至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。
(3) 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由《课设》表11.28查得平键选为b×h×L=16 mm×10 mm×40 mm，配合为H7k6。齿轮与轴的连接，按d4查表11.28得，选用平键为b×h×L=12 mm×8 mm×70 mm，配合为H7n6。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k6。
(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《课设》表9.8，取轴端倒角为2×45°，C、D、E处的圆角半径r=2 mm，A、B处的圆角半径r＝1.6 mm。
4. 轴的受力分析
（1） 画出轴的受力简图
FVN1
FVN2
64
61
Fa2
Fr2
Ft2

（2） 进行受力计算
1) 由计算得大齿轮：
Ft2=2T2d2=2×2.2525×105182.73=2465.4 N
Fr2=Ft2tanαncosβ=2465.4×tan20°cos13°3‘32’‘=921.2N
Fa2=Ft2tanβ=2465.4×tan13°3’32‘’=571.9 N
由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等。因而，每个齿轮的值都应分开计算。
2) 支反力计算
垂直面内：
FVN2=164+61921.2×61-571.9×182.732= 31.5 N
FVN1=Fr2-FVN2=921.2-31.5=889.7 N
MV1=FVN1×61=54271.7N∙mm
MV2=FVN2×64=2016N∙mm
水平面内：
FHN1=6461+64 ×2465.4=1262.3N
FHN2=6161+64 ×2465.4=1203.1 N
MH=1203.1×64=76998.4N∙mm
3) 画出弯矩、扭矩图
弯矩图：(单位：N∙mm)
54271.7
MV
MH
M

2016
76998.4
77025
94203

扭矩图：(单位：N∙mm)
T
273000
225250

5. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面。现将计算出的截面C-D处的MH、MV及M的值列于下表

表4
载荷
水平面
垂直面
支反力F
FH1=1262.3 N
FH2=1203.1 N
FV1=889.7 N
FV2=31.5 N
弯矩M
MH=76998.4N∙mm
MV1=54271.7 N∙mm
MV2=2016 N∙mm
总弯矩
M1＝76998.42+54271.72=94203 N∙mm
M2=76998.42+20162=77025 N∙mm
扭矩
T3=225250 N∙mm

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca=M12+αT32W=942032+0.6×22525020.1×553=9.9MPa
根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由《课程设计》表15-1查得σ-1=60 Mpa。因此σca<σ-1，故安全。
至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。
八．滚动轴承的选择和校核
1.高速轴上的滚动轴承的校核。

（1）根据条件，轴承预计寿命为：

（2）初选的滚动轴承为：7307C型轴承。
查相关手册可知：内径d=35mm,外径Ｄ=80mm,宽度B=21mm,基本额定动载荷C=34.2KN, 基本静载荷CO=26.8KN。
（3）计算。
由于轴向载荷为零，故有，，其中取=1.2。
由轴的计算可知，，而：

故，Fr1>Fr2，只需校核轴承一即可。
Fr1=FNV12+FNH12=995.52+1137.52=1511.6N
P=fp×Fr1=1.2×1511.6=1813.9w≈1.814kw
取=1.0，由公式知，
Lh=10660nCP1ε=10660×384ft×34.21.8143=2.9×105 h
所以，。轴承寿命满足。
2.低速轴上的滚动轴承的校核。

（1）根据条件，轴承预计寿命为：

（2）初选的滚动轴承为：深沟球轴承7210AC。
查相关手册可知：内径d=50mm,外径Ｄ=90mm,宽度B=20mm, Cr=31.5kN，Cor=25.2kN。
（3）计算。
由于轴向载荷为零，故有，，其中取=1.2。
由轴的计算可知

所以Fr1>Fr2，，故只需校核两个轴承之一即可。
Fr1=FNV12+FNH12=1262.32+889.72=1544.3N
P=fp×Fr1=1.2×1544.3=1853.2w≈1.853kw

取=1.0，由公式知，
Lh=10660nCP1ε=10660×384ft×31.51.8533=2.1×105 h

所以，。轴承寿命满足。
九．键连接的选择及校核
1.高速轴上的键的连接。
(1) 选择键连接的类型和尺寸
一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为
b×h×L=8 mm×7 mm ×36 mm
(2) 校核键连接的强度
键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由《机械设计》表6-2查得挤压应力σp=50~60 MPa。键工作长度l=L=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm,
计算挤压强度
σp=2Tkld=2×63580 N∙mm3.5×36×24=42.1 MPa
由于有　　σp≤σp　　
故，该键满足要求。
2.低速轴上的键的连接。
(1)选择键连接的类型和尺寸
一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为
齿轮处：b×h×L=16 mm×10 mm ×40 mm
联轴器处：b×h×L=12 mm×8 mm ×63 mm
（2）校核键连接的强度
键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得挤压应力σp=100~120 MPa，取其平均值σp=110 MPa。
1) 齿轮处
键工作长度l=L-b=40-16=24 mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm,
计算挤压强度
σp=2Tkld=2×225250 N∙mm5×24×55=68.3 MPa<σp
故，该键满足要求。
2) 联轴器处
键工作长度l=L-b=70-12=58mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm,
计算挤压强度
sadfasdfσp=2Tkld=2×225250 N∙mm4×58×40=52.2 MPa<σp
故asdf，该键满足要求。
键的asdf标记为：键 12×70 GB/T 1096—2003

十．联轴器的选择
由机械设计手册查得，根据已知条件，选用按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器Y型，半联轴器的孔径为d=40mm，。查《机械设计课程设计》表19-5选用联轴器 40×84 GB/T 4323-1984

十一.润滑和密封类型的选择
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度
v=πdn60×1000=π×182.73×103.4560×1000 m/s=0.99 m/s<12 m/s
所以才用浸油润滑的润滑方式。
大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。
2．滚动轴承的润滑
对于高速级轴承 dn＝35×384＝1.3×104
对于低速级轴承 dn=50×103.45=0.52×104
它们的dn值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 13~23 为宜。
1. 密封形式
由于在轴承端处的轴表面速度
v1=πdn60×1000=π×35×38460×1000=0.7 m/s
v2=πdn60×1000=π×50×103.4560×1000=0.27m/s
两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”
十二.减速器的附件选择设计
1. 窥视孔和窥视孔盖
为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔。窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有什么支件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查轮齿的失效情况和润滑状况。
2. 放油孔及放油螺塞
更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔。平时，放油孔用油螺塞和防漏垫圈壎。为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成，放油螺塞带有细牙螺纹。
3. 油面指示器
油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池有正常的油量。油面指示器一般设置在机体便于观察，油面较稳定的部位。在保证顺利拆装和加工的前提下，不与机体凸缘相干涉，油标