二级齿轮减速器设计.doc

目　录

§一　减速器设计说明书 5
§二　传动方案的分析 5
§三　电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 6
一、电动机的选择 6
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 7
三、运动参数和动力参数计算 7
§四　传动零件的设计计算 8
一、V带传动设计 8
二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 12
（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 12
（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 17
（三）斜齿轮设计参数表 21
§五　轴的设计计算 22
一、Ⅰ轴的结构设计 22
二、Ⅱ轴的结构设计 25
三、Ⅲ轴的结构设计 27
四、校核Ⅱ轴的强度 29
§六　轴承的选择和校核 33
§七　键联接的选择和校核 35
一、Ⅱ轴大齿轮键的选择 35
二．Ⅱ轴大齿轮键的校核 35
§八　联轴器的选择 36
§九　减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 36
一、传动零件的润滑 36
二、减速器密封 37
§十　减速器箱体设计及附件的选择和说明 37
一、箱体主要设计尺寸 37
二、附属零件设计 40
§十一　设计小结 44
§十二　参考资料 44

§一 减速器设计说明书

v
F
一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。
二、已知条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.96，要求有过载保护，按单位生产设计。

三、设计内容：
设计传动方案；
a) 减速器部件装配图一张(0号图幅)；
b) 绘制轴和齿轮零件图各一张；
c) 编写设计计算说明书一份。

§二 传动方案的分析
§三　电动机选择，传动系统运动和动力参数计算
一、电动机的选择
1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1）工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw

(2)电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为
= = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414

3.选择电动机转速
由[2]表13-2推荐的传动副传动比合理范围
普通V带传动 i带=2～4
圆柱齿轮传动 i齿=3～5
则传动装置总传动比的合理范围为
i总=i带×i齿1×i齿2
i‘总=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
电动机转速的可选范围为
nd=i‘总×=（18～100）=（18～100）r/min
=1006.68~5592.67r/min

根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。
选用同步转速为:1500 r/min
选定电动机型号为:Y112M-4
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
1.传动装置总传动比
==
式中nm----电动机满载转速: 1440 r/min;
nw----工作机的转速:55.93 r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i带×i齿1×i齿2
分配原则： （1）i带＜i齿
（2）i带=2～4 i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.5）i齿2
根据[2]表2-3，V形带的传动比取i带 =2.6 ，则减速器的总传动比为
i =9.90
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
i齿1 = 3.59
低速级的传动比
i齿2 = i/i齿1 =2.76
三、运动参数和动力参数计算
1.各轴转速计算
1440 r/min
nⅠ= nm / i带 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min
2.各轴输入功率
P0= Pd=5.99 KW
PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW
PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW
PⅢ= PⅡη2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW
3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =39.73
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71
表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表
　　项目
轴号
功率
转速
转矩
传动比
0轴
5.99
1440
39.73
2.6
Ⅰ轴
5.69
553.85
98.11
3.59
Ⅱ轴
5.52
154.28
341.69
2.76
Ⅲ轴
5.36
55.90
915.71
§四　传动零件的设计计算
一、V带传动设计
1.设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)确定计算功率Pca
Pca=d
查[1]表8-7
取

(2)选择带的型号
查[1]图8-11

选用A型带
(3)选择小带轮直径

查[1] 表8-6及8-8

90
(4)确定大带轮直径
=

查[1] 表8-8 =236

=236
(5)验算传动比误差

＝0.85%
(6)验算带速

=6.78
(7)初定中心距

=(0.7~2)(90+236)=228.2~652

=360
(8)初算带长

=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3

=1246
(9)确定带的基准长度
查[1]表8-2
因为=1246，选用A型带
取=1250

=1250
(10)计算实际中心距离（取整）

=362mm
(11)安装时所需最小中心距（取整）

=362+0.015
=343
(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距

=400mm
(13)验算小带轮包角

=
(14) 单根V带的基本额定功率
查[1]表8-4a插值法

=1.06
kw
=1.06
(15) 单根V带额定功率的增量
查[1]表8-5b插值法

=0.17
kw
=0.17
(16) 长度系数
查[1]表8-2
由 得

(17)包角系数
查[1]表8-5插值法

＝0.94
(18)单位带长质量
查[1]表8-3
=0.10

=0.10
(19)确定V带根数

根
7
(20)计算初拉力

=130.31
(21)计算带对轴的压力

1787.37
2.带型选用参数表

带型

A
90
236
6.78
362
159.89
7
1787.37
B=(7-1)15+210=110
3．带轮结构相关尺寸
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)带轮基准宽bd
查[1]表8-10
因选用A型，故取

(2)带轮槽宽b

=12.93
(3)基准宽处至齿顶距离ha
查[1]表8-10

(4)基准宽处至槽底距离hf
查[1]表8-10

(5)两V槽间距e
查[1]表8-10

.0
(6)槽中至轮端距离
查[1]表8-10

=10
(7)轮槽楔角
查[1]表8-10
因为>118，
所以＝38
度
38
(8)轮缘顶径

241.6
(9)槽底直径

=236-29.0=218

218
(10)轮缘底径D1

查[1]表8-10，得

200
(11)板孔中心直径D0

=0.5(200+60)=130

130
(12)板孔直径d0

40
(13)大带轮孔径d
查[3]表12-1-12
根据=236，Z＝7,
所以取d=30

d=30
(14)轮毂外径d1

60
(15)轮毂长L

L=60
(16)辐板厚S
查[3]表12-1-12
S＝(0.5~0.25)B=
15.71~27.5

S＝25
(17)孔板孔数
查[3]表12-1-12

个

二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]表10-8
选用7级精度
级
7
2．材料选择
查[1]表10-1
小齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为250HBS
大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS

小齿轮250HBS
大齿轮220HBS
3．选择齿数Z

个

91
3.458
4．选取螺旋角β

取14
度
14
5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt

取1.6

1.6
(2)区域系数ZH
由[1]图10-30

（3）εa
由[1]图10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64

1.64
(4)计算小齿轮传递的转矩T1
查表1

Nmm

(5)齿宽系数Фd
由[1]表10-7

1.0
(6)材料的弹性影响系数ZE
由[1]表10-6

(7) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]图10-21c
由[1]图10-21ｄ
550
540

550
540
（8）应力循环次数N
由[1]式10-13

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]图10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12

KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式10-12得

=(577.5+604.8)=591.15
（11）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

mm
=53.03
（12）计算圆周速度v

m/s
1.54
（13）计算齿宽B

B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模数

h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）计算纵向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ

1.903
（16）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v=1.54 m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]图１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15

K=2.15
（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径
由[1]式10-10ａ

58.52

（18）计算模数

mm
2.37
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4
×1.33=2.01

K=2.01
（2）螺旋角影响系数
根据纵向重合度εβ= 1.903 ，从[1]图10-28
0.88

0.88
（3）计算当量齿数ZV

=26.30
=90.94
（4）齿形系数YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198

YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）应力校正系数YSa

由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781

YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]图10-20b
由[1]图10-20c
400
350

400
350
（7）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]图10-18
利用插值法可得
0.90
0.95

0.90
0.95
（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式10-12得

（9）计算大小齿轮的并加以比较

结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算

＝0.0153
（10）齿根弯曲强度设计计算
由[1]式10-17
　=1.743
mm
1.743
结论：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，取＝2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.52 mm来计算应有的齿数。于是由
取29，则Z2 = Z1×i齿1 =29×3.59=104.11取Z2 =104
3．几何尺寸计算
（1）计算中心距a

=137.1
将中心距圆整为137
mm
a=137
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
度
13.88
（3）计算齿轮的分度圆直径d

mm
59.74
214.26
（4）计算齿轮的齿根圆直径df

mm
54.74209.26
（5）计算齿轮宽度B

b = φdd1
b=1.0×59.74
=59.74
圆整后取：
B1 =65
B2 =60
mm
B1 =65
B2 =60
（6）验算

所以合适
（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]表10-8
选用7级精度
级
7
2．材料选择
查[1]表10-1
小齿轮选用45号钢（调质处理），硬度为250HBS
大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS

小齿轮
250HBS
大齿轮
220HBS
3．选择齿数Z

个

U=2.8
4．选取螺旋角β

取14
度
14
5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt

取1.6

1.6
（2）区域系数ZH
由[1]图10-30

（3）
由[1]图10-26查得
εa4=0.88
=0.78+0.88=1.66

1.66
(4)计算小齿轮传递的转矩TⅡ
查表1

Nmm

(5)齿宽系数Фd
由[1]表10-7

1.0
(6)材料的弹性影响系数ZE
由[1]表10-6

MPa1/2

(7) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]图10-21c
由[1]图10-21ｄ
550
540

550
540
（8）应力循环次数N
由[1]式10-13

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]图10-19
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14

KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]3=
594

=604.8
（11）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

mm
＝80.53
（12）计算圆周速度v

m/s
=0.65
（13）计算齿宽B

B3=85
B4=80
mm
B3=85
B4=80
（14）模数

h = 2.25mnt =2.253.13
＝7.04
b/h =80.53/7.04=11.44
度
＝3.13
h ＝7.04
b/h =11.44
（15）计算纵向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
＝0.3181.025an14
=1.98

=1.98
（16）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v=0.65s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数1.1
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.43

由[1]图１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20

K=2.20
（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3
由[1]式10-10ａ

89.55
（18）计算模数

=3.48
mm
=3.48
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ
K=1.01.11.41.35
=2.079

K=2.079
（2）螺旋角影响系数
根据纵向重合度εβ=1.981]图10-28
0.88

0.88
（3）计算当量齿数ZV

=27.37
76.63
（4）齿形系数YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.563
YFa4=2.227

YFa3=2.563
YFa4=2.227
（5）应力校正系数YSa
由[1]表１０－５
YSa3=1.604
YSa4=1.763

YSa3=1.604
YSa4=1.763
（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]图１０－２０b
由[1]图１０－２０ｃ
400
350

400
350
（7）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]图１０－１８
0.92
0.96

0.92
0.96
（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式１０－１２得

368

336
（9）计算大小齿轮的并加以比较

结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算

=
0.0117
（10）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－１７

=2.37
结论：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，取＝2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=89.55应有的齿数。于是由

取35 ，则Z4 = Z3×i齿2 =35*2。8=98 取Z4 =98
3．几何尺寸计算
（1）计算中心距a

将中心距圆整为171
mm
=171
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
度

（3）计算齿轮的分度圆直径d

mm
90.00
252.00
（4）计算齿轮的齿根圆直径df

mm
83.75
=245.75
（5）计算齿轮宽度B

b = φdd3=
1.0*90.00=90.00
圆整后取：
B3 =95
B4 =90
mm
B3 =95
B4 =90
（6）验算

故合适
（三）斜齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
螺旋角
高速级
斜齿圆柱齿轮

mm
mm

低速级
斜齿圆柱齿轮

§五　轴的设计计算
一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
mm
再查 [1]表15-3，
考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大
mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

mm
且由前面的带轮的设
计可得，带轮的孔径为30，mm
＝30

＝30

查 [2]表7-12　35

35

因为处装轴承，所以只要＞即可，选取7类轴承，查 [2]表6-6，选取7208AC，故 ＝40

＝40

46

由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：

40

40
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” = 1.54，故选用脂润滑。
将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
箱体壁厚
查 [2]表11-1

8
地脚螺栓直径及数目n
查 [2]表11-1

查 [2]表3-13， 取＝20，

＝16

轴承旁联接螺栓直径
查 [2]表11-1

查 [2]表3-9，取＝16

＝12
轴承旁联接螺栓扳手空间、
查 [2] 表11-1

轴承盖联接螺钉直径
查 [2]表11-2

查 [2]表11-10，得当取

轴承盖厚度
查 [2]表11-10

，

小齿轮端面距箱体内壁距离
查 [2]

=10
轴承内端面至箱体内壁距离
查 [2] 因为选用脂润滑，所以

＝10
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查 [2]表6-6，选取7208AC轴承，
故

5.计算各轴段长度。
名称
计算公式
单位
计算结果

由于与大带轮配合，则：

63

由公式

＝56

由公式

32

由公式

＝110.5

齿轮1轮毂宽度：

＝65

由公式

＝40
L（总长）

＝365.5
（支点距离）

＝197.5
二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=(126~103)
再查 [1]表15-3，
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

由于和轴承配合，取标准轴径为：

=45

由于和齿轮配合，取

查 [2]表1-6，取＝50

=50

查 [2]表1-6，取=60

=60

与高速级大齿轮配合，取：

＝=45

＝45
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，故选用脂润滑。
将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
选用7209AC轴承，查 [2]表6-6
得

5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

＝43

＝93

＝10

齿轮配合长度：

＝58

＝45.5
L（总长）

L＝249.5
（支点距离）

196.1
三、Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=
再查 [1]表15-3，
考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大

3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

由于与联轴器配合，配合轴径为d1=60mm

＝60

考虑联轴器定位：
查 [2]表7-12，取＝70

＝70

为了轴承装配的方便： ，取符合轴承标准孔径大小为

＝75

考虑轴肩定位，查（1）表1-16，取标准值=86

＝86

考虑齿轮的定位：

92

由于与齿轮配合=80mm

=80

由于轴承配合：＝＝75

＝75
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度”， ，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
选用7015AC轴承，查 [2]表6-6
得

5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

选联轴器轴孔长度为107mm，则：

105

由公式

＝47

由公式

＝39

由公式

＝73

由公式

＝10

配合齿轮4：

88

＝51.5
L（总长）

413.5
（支点距离）

＝184.3
四、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：
斜齿轮上的圆周力：；径向力：；轴向力：
分别将:

代入以上3式，得：
表4.4 和轴长度有关的参数
齿轮2上的圆周力
齿轮上的径向力
齿轮上的轴向力
3189.49
1195.80
788.14
齿轮3上的圆周力
齿轮上的径向力
齿轮上的轴向力
4958.7
2720.77
1750.14
求支反力、绘弯矩、扭矩图
轴Ⅱ受力简图

图4.6 Ⅱ轴的受力图
其中， 方向均向外；方向都指向轴心；向左，向右。
1.垂直平面支反力，如图a)
轴向力平移至轴心线形成的弯矩分别为：

2.垂直平面弯矩图，如图b)
计算特殊截面的弯矩：

3.水平平面支反力，如图c)

4.水平平面弯矩图,如图d)
计算特殊截面的弯矩：

5.合成弯矩图, 如图e)

6.扭矩图,如图f)

2．按弯扭合成校核轴的强度
（1）确定轴的危险截面
根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：截面3受到的合力矩最大，且大小为： ,再考虑到两个装齿轮的轴段,因此截面3为危险截面。
（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度
（轴的抗弯截面系数，初选键：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3）
取，则：

查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。

§六　轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对7309AC轴承，校核轴承，轴承使用寿命为6年，每年按300天计算。
6.1.2 根据滚动轴承型号，查出和。

6.1.3 校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
1.画轴承的受力简图

图5.1 轴承的受力图
2.求轴承径向支反力、
（1）垂直平面支反力、

（2）水平面支反力、

（3）合成支反力、

3.求两端面轴承的派生轴向力、

4.确定轴承的轴向载荷、

由于
因此轴承1被放松：
轴承2被放松：
5.计算轴承的当量载荷、
查[1] 表13-5 ：可得：e=0.68
①
查[1]表有：
取
得：
②
查[1]表有：，取，得：

因此轴承1危险。
6.校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承1计算，滚子轴承的0.68，查[1]表13-6取冲击载荷系数 1.2，查[1]表13-7取温度系数1.0，计算轴承工作寿命：

结论：选定的轴承合格，轴承型号最终确定为：7209AC

§七　键联接的选择和校核
一、 Ⅱ轴大齿轮键的选择
一般8级精度以上尺寸的齿轮有定心精度要求，因此均选用普通圆头平键 A型,根据键槽所在段轴径为分别为：
查[2]，选用，（大齿轮）键1：
（小齿轮）键2：
二．Ⅱ轴大齿轮键的校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度60, 小齿轮宽度90，根据键的长度系列选键长:
键1：；键2：
查[1]表16-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：
，则：
键1：
键2：
所以所选用的平键强度均足够。
取键标记为： 键1：16×50 GB/TB1096-79
键2：16×80 GB/TB1096-79
§八　键联接的选择和校核
查[1]表14-1得
为了隔离振动和冲击，查[2]表8-7，选用弹性套柱销联轴器；
载荷计算：
公称转矩：T=915。71N*m
选取工作情况系数为：
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，孔径长度为J型。
选用普通 圆头平键A型,轴径d=52mm,查[1]表6-1得
选取GB/T 1096 键。
§九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择
一、传动零件的润滑
9.1.1 齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。
9.1.2滚动轴承的润滑
因为齿轮速度，故滚动轴承选用脂润滑。
二、减速器密封
9.2.1 轴外伸端密封
毛毡圈油封。
9.2.2 轴承靠箱体内侧的密封
挡油板：防止涨油涨到轴承。
9.2.3 箱体结合面的密封
箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。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，其表面粗糙度应为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，不大于mm。
§十 减速器箱体设计及附件的选择和说明
一、 箱体主要设计尺寸
表9.1箱体主要尺寸
名称
计算依据
计算过程
计算结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱座凸缘厚度

12
箱盖凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径
0．036+12
——
16
地脚螺钉数目

=171<250
4
轴承旁联接螺栓直径

12
箱盖与箱座联接螺栓直径

8
联接螺栓的间距
——
——
100
轴承端盖螺钉直径

8
定位销直径

8
、、至外箱壁距离
查[2]表5-1

25
20
16
、至凸缘边缘距离
查[2]表5-1

23
14
轴承旁凸台半径
=
——
16
凸台高度
——
——
60
轴承座宽度

50
铸造过渡尺寸
——

11.82
大齿轮顶圆与内箱壁距离
≥
——
10
齿轮端面与内箱壁距离
≥10～15
——
10
箱盖、箱昨筋厚、

8
10
轴承端盖外径

120
114
160
轴承旁联接螺栓距离

——
120
133.5
173.5

二、附属零件设计
1窥视孔和窥视孔盖

查[2] 表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。

2.通气塞和通气器

3.油标、油尺
查[2] 表7-10得，选取杆式油标，

4.油塞、封油垫
查[2] 表7-11得

5.起吊装置

6.轴承端盖、调整垫片

Ⅰ轴和Ⅱ轴的端盖的设计，表11-10得

Ⅲ轴的端盖的设计，表11-10得

§十一 设计小结
此次设计紧密联系本学期知识，可以说是我初尝机械类的设计，在设计过程中，我体会颇多，最为深刻的就是设计要有扎实的理论功底。在这次设计中，计算机的应用极大的减轻了我设计的劳力。与同学进行交流是解决问题最有效的方式。
设计并不像我想像中的简单，其中我遇到不少问题，也从问题中学到了很多东西。不过我认为得像减速器这类传统的器械，其设计过程逻辑极强，应该可以通过设计一个计算机程序来实现设计，从而提高生产制造的效率。
§十二 参考资料
[1] 濮良贵主编. 2006.机械设计（第八版）.高等教育出版社
[2] 吴宗泽；罗圣国主编.2006.机械设计课程设计手册（第3版）.高等教育出版社

1. 基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究
2. 基于单片机的嵌入式Web服务器的研究
3. MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究
4. 基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制
5. 基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究
6. 基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器
7. 单