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一.传动装置总体设计 1
1.1分析或确定传动方案 1
1.2选择电动机 2
1.3计算传动装置总传动比并分配传动比 3
1.4计算传动装置各轴运动和动力参数 3
二.传动零件设计计算 4
2.1 选择材料、热处理方法及精度等级 4
2.2 确定计算公式 5
2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸 5
2.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸 8
三.轴设计计算 11
3.1高速轴设计计算 11
3.2中间轴设计计算 12
3.3输出轴设计计算 14
3.4输出轴校核计算 15
四.键设计和计算 19
五.校核轴承寿命 19
六.联轴器选择 20
6.1输入轴联轴器 20
6.2输出轴联轴器 20
七. 减速器附件及其说明 20
八.整体结构最初设计 21
九.参考文件 22
一．传动装置总体设计
1.1分析或确定传动方案
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案以下：
图一：传动方案简图
依据要求，选择二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计参数及其对应功效。
设计原始数据要求：
传送带初拉力：F=2400N
传送带卷筒直径：d=300mm
传送带带速：v=1.0m/s
相关减速器生产和工作要求：
机器产量为大批量；
机器工作环境为清洁；
机器载荷特征为平稳载荷；
机器最短工作年限为六年二班。
1.2选择电动机
1.2.1 选择电动机结构形式
电动机分交流电动机和直流电动机两种。因为生产单位通常多采取三相交流电源，所以，无特殊要求时应选择三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。并按工作要求和工作条件选择Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
1.2.2 选择电动机容量（功率）
首先计算工作机有效功率：
式中， F——传送带初拉力，由设计原始数据，F=2400N；
V——传送带带速，由设计原始数据，V=1.0m/s。
从原动机到工作机总效率：
＝×××0.96＝0.8504
式中，——联轴器传动效率，由参考文件[1]P81页表9.1，；
——轴承传动效率，由参考文件[1]P81页表9.1，
——齿轮啮合效率，；
——卷筒传动效率，。
则所需电动机功率：
1.2.3确定电动机转速
工作机卷筒轴转速：
式中，d——传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=300mm。
二级圆柱齿轮减速器传动比=8～40，所以电动机转速可选范围为:
=(8～40)×63.7=（509.6～2548.0）r/min.
符合这一范围同时转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量及价格等原因，为使传动装置结构紧凑，决定选择同时转速为1000 r/min电动机。
依据电动机类型、容量和转速，由参考文件[1]P142页表14.1，选定电动机型号为Y132S-6，其关键性能以下表所表示。
电动机型号
额定功率/kW
同时转速/（r·min）
满载转速
(r·min)
Y132S-6
3
1000
960
2.0
2.0
1.3 计算传动装置总传动比并分配传动比
1.3.1总传动比
由选定电动机满载转速和工作机主动轴转速 nw，可得传动装置总传动比为
＝/nw＝960/63.7＝15.07
1.3.2分配传动比
＝× ——式中分别为一级、二级齿轮传动比。
考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为＝ 4.59，则＝＝3.28。
1.4计算传动装置各轴运动和动力参数
1.4.1各轴转速
： ＝＝960r/min
＝＝960/4.59＝209.15r/min
＝ / ＝209.15/3.28=63.76r/min
==63.7r/min
1.4.2各轴输入功率
： ＝×＝2.82×0.99＝2.79kW
＝×η2×＝2.79×0.99×0.97＝2.68kW
＝×η2×＝2.68×0.99×0.97＝2.57kW
＝×η2×η1=2.57×0.99×0.99＝2.52kW
1.4.3各轴输入转矩
电动机轴输出转矩=9550 =9550×2.82/960=2.81×N·mm
： ＝× =2.81××0.99=2.78× N·mm
＝×××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N·mm
＝×××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×N·mm
=××=3.86××0.99×0.99=3.78× N·mm。
整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。
减速器运动学和动力学参数一览表
轴名
功率
转矩
转速
传动比
效率
电机轴
2.82
960
1
0.99
Ⅰ轴
2.79
960
4.59
0.96
Ⅱ轴
2.68
209.15
3.28
0.96
Ⅲ轴
2.57
63.76
1.00
0.98
卷筒轴
2.52
63.76
二、传动零件计算
2.1 选择材料、热处理方法及精度等级
考虑到带式运输机为通常机械，且该齿轮传动为闭式传动，故大、小齿轮均选择45钢，采取软齿面，由表6.2得：小齿轮调质处理 ，齿面硬度为217～255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162～217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面硬度差为46HBW，在30～50HBW范围内，选择8级精度。
取高速级小齿齿数=20，高速级大齿轮Z=i×Z=4.59×20=91.8,取Z=91齿。取低速级小齿轮3齿数=19齿，大齿轮4齿数=×3.28=62.89.取=63。
依据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。
减速器运动学和动力学参数更新后一览表
轴名
功率
转矩
转速
传动比
效率
电机轴
2.82
960
1
0.99
Ⅰ轴
2.79
960
4.55
0.96
Ⅱ轴
2.68
210.98
3.31
0.96
Ⅲ轴
2.57
63.74
1.00
0.98
卷筒轴
2.52
63.74
2.2确定计算公式
因为是闭式软齿面齿轮传动，其关键失效形式是齿面接触疲惫点蚀。故根据齿面接触疲惫强度进行设计，再对齿根弯曲疲惫强度进行校核。
2.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度设计齿轮传动：（由参考文件[1]P103页式6.8）
式中各参数为：
1) 小齿轮传输转矩，=2.78× N·mm。
2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，初取=1.6。
3) 由参考文件[1]P104表6.6取齿宽系数=0.9。
4) 初选螺旋角=15°，由参考文件[1]图6.15选择区域系数 Z=2.43
5) 由参考文件[1]P103页表6.5查得弹性系数。
6) 齿数比u=i1=4.55。
7) 由参考文件[1]P99页式6.1，端面重合度：
由参考文件[1]P99页式6.2，轴面重合度：
由参考文件[1]P104图6.16查得：=0.775。
8) 由参考文件[1]图6.26查得螺旋角系数=0.98
9) 由参考文件[1]P116式6.26，许用接触应力,。
由参考文件[1]P115图6.29（e）、图6.29（a）得接触疲惫极限应力=570MPa =410MPa 。
小齿轮1和大齿轮2应力循环次数分别为：
N=60na =60×960×（2×8×250×6）=1.382×10h
N= h
由参考文件[1]P116图6.30查得寿命系数：=1.0， =1.11。
由参考文件[1]P116表6.7，取安全系数
[]==1×570=570
[]==1.11×410=455.1
故取
初算小齿轮1分度圆直径，得
=
确定传动尺寸：
1)计算载荷系数K
K＝=1.0×1.15×1.12×1.2=1.5456。
式中，——使用系数。由参考文件[1]P95页表6.3，原动机和工作机工作特征均是均匀平稳，故取
—动载系数。分度圆上速度为
故由参考文件[1]P96页图6.7查得 K=1.15。
——齿向载荷分布系数。由参考文件[1]P96页图6.12，因为小齿轮是非对称部署，故查得齿向载荷分布系数K =1.12。
——齿间载荷分配系数。由参考文件[1]P99页表6.4，未经表面硬化8级精度斜齿轮取 K =1.2。
2) 对进行修正:
d=d=41.4×=40.9
3) 确定模数
= 取=2mm
4) 计算传动尺寸
中心距： a===115.916mm， 圆整为115mm。
螺旋角==15°9′21″。
其它传动尺寸：
，取38mm。
=+（5~10）mm， 取=45mm。
齿根弯曲疲惫强度校核：
① K、T、mn、d1同上 K=1.5456、T=2.78N.mm、mn=2、d1=41.44mm
② 计算当量齿数
zv1＝z1/cos3β＝20/ cos15.156＝22.241
zV2＝z2/cos3β＝91/ cos15.156＝101.196
由参考文件[1]图6.20查得=2.72，=2.2
由参考文件[1]图6.21查得=1.55，=1.8
③ 由参考文件[1] 由图6.22查得重合度系数 =0.74
④ 由参考文件[1] 由图6.28查得螺旋角系数 =0.88
⑤ 由参考文件[1] 图6.29 （f）、图6.29 （b）查得弯曲疲惫极限应力， 小齿轮 大齿轮
由参考文件[1]图6.32查得弯曲疲惫寿命系数：Y=Y=1.0
由参考文件[1]表6.7查得弯曲疲惫安全系数:SF=1.25(1%失效概率)
[]=MPa
[]=
=
结论：满足齿根弯曲疲惫强度。
高速级齿轮参数列表
法向模数
分度圆直径(mm)
齿宽
齿数
螺旋角
中心距a(mm)
小齿轮
2
41.44
45
20
15°9′21″
115
大齿轮
188.56
38
91
2.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度设计齿轮传动：(由参考文件[1]P103页式6.8）
按齿面接触疲惫强度设计：
式中各参数为：
1)小齿轮传输转矩，= 。
2）设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。
3）由参考文件[1]P104表6.6取齿宽系数=1.1。
4）初选螺旋角=15°，由参考文件[1] 图6.15选择区域系数 Z=2.43。
5)由参考文件[1]P103表6.5查得弹性系数。
6）齿数比比u=iII=3.31。
7）由参考文件[1]P99页式6.1，端面重合度：
由参考文件[1P99页式6.2，轴面重合度：
由参考文件[1] P104页图6.16查得：=0.775。
8）由参考文件[1]图6.26查得螺旋角系数=0.98。
9）由参考文件[1]P116页式6.26，许用接触应力,
由参考文件[1]P115图6.29（e）、图6.29（a）得接触疲惫极限应力=570MPa =410MPa 。
小齿轮1和大齿轮2应力循环次数分别为
N=60na =60×210.98×（2×8×250×6）=h
N= h
由参考文件[1] P116图6.30查得寿命系数：=1.1, =1.2（许可局部点蚀）。
由参考文件[1] P116表6.7，取安全系数
[]==1.1×570=627
[]==1.2×410=492
故取 。
初算小齿轮1分度圆直径，得
=
确定传动尺寸:
计算载荷系数K
K＝=1.0×1.07×1.12×1.2=1.43。
式中，——使用系数。由参考文件[2]P95页表6.3，原动机和工作机工作特征均是均匀平稳，故取
——动载系数。分度圆上速度为:
故由参考文件[2]P96页图6.7查得 K=1.07。
——齿向载荷分布系数。由参考文件[2]P98页图6.12，因为小齿轮是非对称部署，故查得齿向载荷分布系数K =1.12。
——齿间载荷分配系数。由参考文件[2]P99页表6.4，未经表面硬化8级精度斜齿轮取 K =1.2。
对进行修正：
==61.1×=58.8
确定模数
=，根据表6.1取=3mm
计算传动尺寸
中心距： a===127.3，圆整为130mm。
螺旋角= =14°25′5″。
值和初选值相差较大，需修正和值相关数值。
其它传动尺寸：
取65mm。
=+（5～10）mm， 取=70mm。
齿根弯曲疲惫强度校核
① K、T、mn、d1同上 K=1.43、T=1.21N.mm、mn=3、d3=58.85mm
② 计算当量齿数
＝/cos3β＝19/ cos14.4＝20.91
＝/cos3β＝91/ cos14.4＝69.34
由参考文件[1]图6.20查得=2.75，=2.25
由参考文件[1]图6.21查得=1.52，=1.75
③ 由参考文件[1]图6.22查得重合度系数 =0.73
④ 由参考文件[1]图6.28查得螺旋角系数 =0.98
⑤ 由参考文件[1] 图6.29 （f）、图6.29 （b）查得弯曲疲惫极限应力， 小齿轮，大齿轮
由参考文件[1]图8.30查得得弯曲疲惫寿命系数: ==1.0。
由参考文件[1]表6.7 查得弯曲疲惫安全系数 S=1.25(1%失效概率)
[]=MPa
[]=
136MPa
结论：满足齿根弯曲疲惫强度
低速级齿轮参数列表
法向模数
分度圆直径(mm)
齿宽
齿数
螺旋角
中心距a(mm)
小齿轮
3
61.85
70
19
14°25′5″
130
大齿轮
198.15
65
63
三、轴设计计算
3.1高速轴设计计算
1. 轴基础参数--Ⅰ轴：
＝×＝2.82×0.99＝2.79kW
＝× =2.81××0.99=2.78× N·mm
n=960r/min
2. 选择轴材料
选择45号钢调质处理，取得良好综合机械性能。
3.初算轴颈
按扭转强度计算：
考虑到轴上键槽合适增加轴直径，。
式中，C——由许用扭转剪应力确定系数。由参考文件[2]P197页表9.4，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。
P——轴传输功率。
n——轴转速。
4. 轴承部件结构设计
(1)轴承部件结构形式
为方便轴承部件装拆，减速器机体用剖分结构形式。因传输功率小，齿轮减速器效率高，发烧小，估量轴不会很长，故轴承部件固定方法采取两端固定。由此所设计轴承部件结构形式图：输入轴草图1 所表示，然后，可按轴上零件安装次序，从最小直径轴端1开始设计。
图二：高速轴结构图
(2)轴端1
本设计中dmin 就是轴段直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，所以1设计和
联轴器同时进行。
为赔偿联轴器所连接两轴安装误差，隔离振动，选择弹性柱销联轴器。查参考文件[1]表12.1，取。则由计算转矩=41.7N.m
考虑电机输入轴直径为38mm，由参考文件[2]表13.1中LH3联轴器满足条件。选择J1型轴孔A型键。联轴器长L=60mm。和LH3对应最小轴径为30mm，轴段1长度应比联轴器轴孔长度略短，故取l1=58mm。
（3）轴段2
在确定轴段2直径时候，应该同时考虑联轴器固定和轴承端盖密封两个方面，当dn<1.5×105mm•(r/min)时，采取脂润滑，又因工作环境清洁，则采取毛毡圈进行密封。查表毛毡密封圈直径系列中有公称直径35，同时考虑联轴器轴向固定，轴肩高h=（0.07～0.1）d1=2.1～3mm，则能够确定轴段2直径d2=35mm。轴段2长度由轴承端盖长度和轴段1轴肩到轴承端盖距离决定。选择凸缘式轴承端盖，则：
由参考文件[2]表4.1计算知，轴承端盖螺钉直径为M8，则轴承端盖长为e+m≥19.6mm，轴段1轴肩到轴承端盖距离l≥10～15mm，取12mm。由草图可确定轴段2最终长度为l2=22+10+12=44mm
(4) 轴段3和轴段5
考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，选择轴承类型为角接触球轴承。轴段3及轴段5直径d3=d5=d2+（1～2）mm，考虑轴颈及安装，可取轴承型号为7208C,查得d=40mm，D=80mm，B=18m。故取轴段3和轴段5直径为40mm。轴段3和轴段5长度均为滚动轴承宽度和挡油板宽度之和，则l3=l5=18+12=30mm。
(5) 轴段4
轴段4直径依据轴承轴向固定，查参考文件[2]表12.2得轴段4直径为d4=47mm。轴段4长度，和高速级小齿轮位置由另外两根轴尺寸和中间轴上高速级大齿轮位置确定。经过草图设计，最终能够确定轴段4上高速级小齿轮左右端面离机体内壁距离分别为，25.5mm，84.5mm。
3.2中间轴设计计算
1. 轴基础参数--II轴：
功率PII=2.68kW
转速n2=210.98r/min
转矩T2=1.21
2.选择轴材料
选择45号钢调质处理，取得良好综合机械性能。
3. 初算轴颈
初定轴上最小直径
式中，C——由许用扭转剪应力确定系数。由参考文件[2]P197页表9.4，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。
P——轴传输功率。
n——轴转速。
4. 轴承部件结构设计
依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度。
图三：中间轴结构图
（1）轴段1
二级齿轮减速器，中间轴最小直径处安装滚动轴承，可考虑最小直径圆整确定，不过不应小于高速轴安装轴承处直径，则中间轴滚动轴承初选7208C，则轴径d1=40mm.B=18mm，而轴段1长度等于轴承宽度、轴承外圈端面至箱体内壁距离和齿轮端面至箱体内壁距离之和，长为l1=18+10+10=38mm。
（2）轴段2
因该轴段处安装低速级小齿轮，（考虑可能出现齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为58.85mm，其中键尺寸为：b×h=12×8mm，则:
e=（58.85-40）/2-2×m×hf-3.3<2.5×m=7.5mm
所以该齿轮需要做成齿轮轴），可判定出齿轮结构型式为齿轮轴。轴段2长度为小齿轮尺宽l2=70mm。
（3）轴段3
轴段3为轴肩，用于齿轮轴向固定，h=（0.07～0.1）d4=3.08～4mm，则轴段3轴径d3=d4+2h=d4+2（0.07～0.1）d4=50.16～52mm，取d3=52mm，长度l3为5～8mm，取8mm。
（6）轴段4
轴段4和高速级大齿轮轮毂配合。直径d4=d5+（2～5）mm，取d4=44mm，轴段4长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段4长度l4为（38-2）=36mm。
（7）轴段5
轴段5和滚动轴承配合。取7208C轴承。内径为40mm。所以轴段5内径为d5=40mm，长度为轴承宽度、齿轮2轮毂和箱体内壁距离和轴承外圈端面至箱体内壁距离和轮毂宽度和轴段4长度差值之和，则l5=18+29+10+2=59mm
3.3输出轴设计计算
1. 轴基础参数--II轴：
=2.57Kw
转速n3=63.74r/min
转矩T3=3.85。
2.选择轴材料
选择45号钢调质处理，取得良好综合机械性能。
3. 初算轴颈
初定轴上最小直径
式中，C——由许用扭转剪应力确定系数。由参考文件[1]P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。
P——轴传输功率。
n——轴转速。
考虑到轴上键槽合适增加轴直径，。
4. 轴承部件结构设计
依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度。
图四：低速轴结构图
（1）轴段1
轴段1为输出轴和联轴器连接部分。考虑对中性要求。使用刚性联轴器。查参考文件[2]表13.6，可取联轴器其安装尺寸，孔径为d1=38mm，J1型接口，孔径长L=60。轴段1长度应略短于联轴器长度，则可取l1=58mm。
（2）轴段2
在确定轴段2直径时候，应该同时考虑联轴器固定和轴承端盖密封两个方面，当dn<1.5×105mm•(r/min)时，采取脂润滑，又因工作环境清洁，则采取毛毡圈进行密封。查表毛毡密封圈直径系列中有公称直径42，同时考虑联轴器轴向固定，轴肩高h=（0.07～0.1）d1=2.66～3.8mm，则能够确定轴段2直径d2=42mm。轴段2长度由轴承端盖长度和轴段1轴肩到轴承端盖距离决定。选择凸缘式轴承端盖，则：
由参考文件[2]表4.1计算知，轴承端盖螺钉直径为M8，则轴承端盖长为e+m≥19.6mm，轴段1轴肩到轴承端盖距离l≥10～15mm，取12mm。由草图可确定轴段2最终长度为l2=22+10+12=44mm
（3）轴段3
轴段3直径和滚动轴承内径相同。d3=d2+(1～2)mm，则可由参考文件[2]表12.2暂取轴承为角接触球轴承7209C，则轴段3直径为d3=45mm，轴段3长l3=19+11=30mm。
（4）轴段4
轴段4直径依据轴承轴向固定，查参考文件[2]表12.2得轴段4直径为d4=52mm。
轴段4长度由另外两根轴决定。经过草图阶段，即能够确定轴段4长度为l4=70mm。
（5）轴段5
轴段5为轴肩，则轴段5直径为d5=d6+2h=d6+2（0.07～0.1）d6=53.58～56.4mm，取d5=54mm，轴段5长度为l5=1.4h=4.60～6.58，取l5=6mm。
（6）轴段6
轴段6连接低速级大齿轮，则轴段6直径为d6=d7+（2～5）mm=47～50mm，取47mm，轴段6长度略小于低速级大齿轮齿宽，取轴段6长度l4为（65-2）=63mm。
（7）轴段7
轴轴段7上套轴承7209C。故轴段7轴径为45mm.轴承宽B=19mm。考虑小齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁距离为10.5mm，则依据低速级大小齿轮啮合关系，可确定大齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁距离为12.5mm轴承靠近箱体内壁端面到内壁距离有10mm。所以轴段7长度为l7=19+12.5+10.5+2=44mm。
3.4输出轴校核计算
3.4.1轴III受力分析
（1）计算支承反力
按齿轮受力关系计算可得
圆周力
径向力
轴向力
首先,作出轴受力简图，确定轴承支点位置时，查参考文件[2]表12.2对于7209C代号C型角接触球轴承，a=18.2mm，所以，做为简支梁轴支承跨距。
经计算得：L1=92.2mm，L2=120.3mm，L3=56.3mm。
图五：输出轴受力分析图
那么，在水平面上
在垂直平面上
轴承1总支承反力
轴承2总支承反力
2）画弯矩图和转矩图
在水平面上：
a-a剖面右侧，
a-a剖面左侧：
在垂直面上：
合成弯矩：
a-a剖面右侧:
a-a剖面左侧：
转矩：
图六：输出轴弯矩图和转矩图
3.4.1轴III强度校核
由弯矩图及转矩图可知，a-a截面右侧，轴弯矩最大，有转矩，还有键槽引发应力集中，为危险截面。
由参考文件[1]P204页表9.6 ：
抗弯剖面模量：
抗扭剖面模量
弯曲应力：
扭剪应力
对于调质处理45钢，由参考文件[1]表9.3查得，，；由参考文件[1] 9.5.3节，可知对于碳素钢，平均应力折算为应力幅等效系数，，，。
由键槽引发应力集中系数，由参考文件[1]表9.11查得：
。
绝对尺寸系数，由参考文件[1]表9.12查得。
轴磨削加工时表面质量系数，由参考文件[1]表9.9查得。
则安全系数：
由参考文件[1]表9.13查得许用安全系数，，故a-a剖面安全。
四、键设计和计算
输出轴轴段7和轴段2上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。
连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选择45号钢，查参考文件[1]表4.1可得：，取。由参考文件[1]式4.1需满足挤压强度条件：
(1) 轴段2和大齿轮连接处键
其中轴段2直径47mm，可取键尺寸b×h=14×9mm。
则可解得:
查表得最短键长为32mm。
此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为65mm，轮毂宽度取65mm。，取键长为56mm。
(2) 轴段7和联轴器连接处键
其中轴段7直径38mm，可取键尺寸b×h=10×8mm。
则可解得:
轴段7长度为58mm，和联轴器配合，则可查表取键长为50mm。
五、校核轴承寿命
由参考文件[2]表12.2，查得7209C轴承。
（1） 计算轴承轴向力
轴承I、II内部轴向力分别为
轴承面对面安装：
所以：
（2） 计算当量动载荷
由 查参考文件[1]表10.13得e=0.45（插值法）
，查参考文件[1]表10.13得e=0.41（插值法）
因为
则：X1=0.44 Y1=1.25 ； X2=1 Y2=0.
所以：当量动载荷为
P1=X1+Y1=0.44 2104.23+1.251627.72=2960.5N
P2=X2+Y2==1090.07N
P1>P2
所以P=2960.5N，只需校核轴承寿命
（3）校核轴承寿命
轴承在以下工作，由参考文件[1]表10.10查得。载荷平稳，由参考文件[1]表10.11查得，。
轴承I寿命为
已知减速器使用6年，两班工作制，则预期寿命
h
显然
故轴承寿命很充裕。
六、联轴器选择
6.1输入轴联轴器
因为减速器应用场所高速，选择弹性柱销联轴器，依据使用电机型号Y132S-6，由参考文件[2]P132页表13.1选择LH3型号，公称转矩650 N·m，满足使用要求。输入端选择直径为30mm联轴器，J1型接口，长度L=60mm。
6.2输出轴联轴器
输出联轴器依据输出轴尺寸，由参考文件[2]P140页表13.6选择KL6型号无弹性元件挠性联轴器。联轴器内径选择38mm，J1型接口，长度L=60mm。
七、减速器附件及其说明
因为是大规模生产，减速器箱体采取铸造箱体。
附件设计
A 窥视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和铸造凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。
B 放油孔及放油螺塞：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器中部，方便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。选择M14螺塞。具体尺寸见参考文件[3]P20页。
C 油面指示器：
选择杆式油标。选择M12油标。具体尺寸见参考文件[3]P19页，油标位置箱体中部。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。因为是在清洁无尘环境下，只需使用简易通气孔。选择M201.5简易通气孔。具体尺寸选择查阅参考文件[3]P19页。
E 启盖螺钉：
启盖螺钉上螺纹长度要大于机盖联结凸缘厚度。选择M820平底螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度，选择公称直径为6圆锥销。具体尺寸见参考文件[2]P142页表11.30圆锥销（GB/T117-）
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体.吊钩尺寸由参考文件[3]P20页经验公式选择。
H 调整螺钉
查阅参考文件[2]P131页，GB/T73-1985选择M8紧定螺钉，作为调整螺钉。
八、整体结构最初设计
1.轴承选择
依据之前轴结构计算设计， 可知三个轴选择轴承分别为：
轴承型号
d/mm
D/mm
B/mm
输入轴
7208C
40
80
18
中间轴
7208C
40
80
18
输出轴
7209C
45
85
19
2.轴承润滑方法及密封方法
齿轮1线速度和齿轮2线速度相等，即：
，
不过考虑此处线速度并不是很大，而且减速器尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采取脂润滑，需要挡油环。 工作环境清洁，密封方法采取毛毡圈密封方法。
3.确定轴承端盖结构形式
为方便固定轴承、实现很好密封性能和调整轴承间隙并承受轴向力作用，初步选择凸缘式轴承端盖。
4．确定减速器机体结构方案并确定相关尺寸
因为需要大批量生产，需要考虑工作性能和成本问题，机体采取剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选以下表：
名称
符号
尺寸 mm
机座壁厚
8
机盖壁厚
8
机座凸缘厚度
12
机盖凸缘厚度
12
机座底凸缘厚度
20
地脚螺栓直径
16
地脚螺栓数目
4
轴承旁连接螺栓直径
12
机盖和机座连接螺栓直径
8
连接螺栓间距
100
轴承端盖螺钉直径
8
窥视孔盖螺钉直径
6
定位销直径
6
、、至外机壁距离
22、18、13
、至凸缘边缘距离
16、11
轴承旁凸台半径
c2
凸台高度
43
外机壁至轴承座端面距离
42
内机壁至轴承座端面距离
50
大齿轮顶圆和内机壁距离
10
齿轮端面和内机壁距离
10
机盖、机座肋厚
、
、
轴承端盖外径
120/112/125
轴承端盖凸缘厚度
8
其它相关数据见装配图明细表和手册中相关数据。
九. 参考资料:
[1].《机械设计》高等教育出版社 宋宝玉 王黎钦 主编
[2].《机械设计课程设计》哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
[3].《简明机械设计课程设计图册》哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
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