机械设计课程设计设计计算说明书-设计铸造车间碾砂机的传动装置--一级圆柱圆锥齿轮减速器.doc

目录
一、课程设计任务书 - 1 -
二、传动方案的拟定 - 1 -
三、电动机的选择 - 2 -
四、确定传动装置的有关的参数 - 4 -
五、传动零件的设计计算 - 7 -
六、轴的设计计算 - 20 -
七、滚动轴承的选择及校核计算 - 28 -
八、连接件的选择 - 31 -
九、减速箱的附件选择 - 34 -
十、润滑及密封 - 36 -
十一、减速箱的附件选择 - 37 -
十二、课程设计小结 - 39 -
十三、参考资料 - 40 -

一、课程设计任务书
1、设计题目 ：设计铸造车间碾砂机的传动装置
2、设计条件：使用寿命为8年，每日三班制工作，连续工作，单向转动。工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为5%。
3、工作原理图：

1-电机 2-传动装置 3-碾机主轴 4-碾盘 5-碾轮
4、已知条件：
碾机主轴转速 31(r/min)
碾机主轴转矩 1300(N m)

- 1 -
二、传动方案的拟定
根据设计要求拟定了如下两种传动方案：

a)

c)
方案对比：
方案
传动方式
评价
a
电机一级圆柱直齿轮 一级锥齿输出
对轴刚度要求较大；结构简单；有较大冲击；外形尺寸太大。
b
电机联轴器二级斜齿轮一级锥齿输出
工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，适合于小批量生产。
根据题目要求：“结构要求碾砂机主轴垂直布置，卧式电机轴水平布置。使用寿命为8年，每日三班制工作，连续工作，单向转动。工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为5%”。我们选用b方案。

三、电动机的选择
电动机特点　
（１）选择电动机类型和结构形式
电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源。结构较复杂，价格较高，维护比较不方便。，因此通常采用交流电动机。生产单位一般用三相交流电源，其中以普通笼型异步电机应用最多。在经常启动、制动和反转的场合（如起重机等），要求电机转动惯量小和过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机ＹＺ型或ＹＺＲ型（绕线型）。电动机的额定电压一般为380Ｖ。
　（２）选择电机的容量
电动机的容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作的正常工作，或使长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因素都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。
　（３）标准电动机的容量有额定功率表示。
所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率低而造成浪费。
　（4）电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要起电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必检验和启动力矩。
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围
n=(i*i*i…i)nw r/min
式中：n—电动机可选转速范围，r/min
电动机类型的选择
(1)传动装置的总效率：
= =0.983×0.982×0.97×0.99=0.868
式中：=0.98 (滚动轴承传动效率)
=0.98（圆柱斜齿传动效率）
=0.97（圆锥齿轮传动效率）
=0.99（联轴器）
(2)电动机所需的工作功率：
=4.25kw
=4.90kw
电动机功率：=4.90kw
(3)确定电动机转速
按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围，一级圆锥齿轮减速器传动比ia=2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比ib=8～40，则总传动比合理范围为16～160，故电机转速的可选范围为：
（16～160）×31=（496～4960）
可选电机：
Y132S1-2
5.5KW
2900r/min
Y132S-4
5.5KW
1440r/min
Y132M2-6
5.5KW
960r/min
Y160M2-8
5.5KW
720r/min
根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速，选定电动机型号Y132M2-6。
其主要性能，额定功率5.5kw；满载转速960r/min

四、确定传动装置的有关的参数
确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算。
由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,可得传动装置总传比

式中：r/min； r/min。
(2)分配传动装置传动比

式中 、分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。
为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为：

其中

为高速级传动比，为低速级传动比。
由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图（b）
=4.5，所以

计算传动装置的运动和动力参数。

(1)各轴的转速
Ⅰ 轴 r/min
Ⅱ 轴 r/min
Ⅲ 轴 r/min
式中：——分别为Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ轴的转速；
——电机满载转速。
(2)各轴输入功率
Ⅰ轴 KW
Ⅱ轴 KW
Ⅲ轴 KW
式中：Pd——电动机的输出功率；
、、——Ⅰ，Ⅱ,Ⅲ轴的输入功率；
，（滚子轴承），（齿轮精度为7级，不包括轴承效率），（齿轮联轴器）。
(3)各轴输入转矩
电机输出转矩
N m
Ⅰ 轴 N m
Ⅱ 轴
=206.44 N m
Ⅲ 轴
698.62 N m

五、传动零件的设计计算
5.1、高速级齿轮设计
5.1.1、选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
5.1.2、按齿面接触强度设计
由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式：
（教材P218式10-21）
Ø 确定公式内的个计算数值
1）试选
2）由教材P217图10-30选取区域系数
3) 传动比；
取小齿轮；
大齿轮；
4）初选取螺旋角°
查教材P215图10-26 得，Z对应的=0.87 所以
5) 许用接触应力[]
取失效概率为1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12得
[]
由教材P209图10-21查得：
σHlimZ1=520Mpa σHlimZ2=460Mpa
由教材P206式10-13计算应力循环次数N
N1=60njLh=60×960×1×(24×365×8)=2.901×109
N2=N1/i=2.901×109/4.5=0.645×109
式中：n---齿轮转速；
j---每转一圈同一齿面的系数；
Lh---齿轮的工作寿命。
由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
KHN1=0.90 KHN2=0.94
[σH]1=σHlim1 KHN1/S=520×0.90/1.0Mpa=468Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/S=460×0.94/1.0Mpa=432.4Mpa
所以
6）小齿轮的传递转矩：

= N mm
7）由教材P205表10-7取φd=1
8）由教材P201表10-6查得材料的弹性系数
Ø 计算
1) 小齿轮分度圆直径，根据教材P218式10-21得：

2) 计算圆周速度

3) 计算齿宽及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
已知使用系数m/s，7级精度。由教材P194图10-8查得动载系数
用差值法计算得：
得出：
由教材P198图10-13查得：

由教材P195表10-3查得：

故载荷系数：

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P204式（10-10a）得：

7）计算模数

5.1.3、按齿根弯曲强度设计
由教材P216式（10-17）即

Ø 确定计算参数
1）计算载荷系数

2） 由纵向重合度从教材P217图10-28查得螺旋角影响系数
3）计算当量齿数

4）查取齿形系数
由教材P200表10-5计算如下：

5）查取应力校正系数
由教材P200表10-5计算如下：

6）由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。
7) 由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数。
8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为，由教材P205式（10-12）得：

9）计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大

Ø 设计计算

对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2mm，可满足弯曲强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：
取=26，
则：
=4.526=117
实际传动比
传动比误差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%<5% 可用
Ø 几何尺寸的计算
1) 计算中心距：

取中心距
2）按圆整后的中心距修正螺旋角

由于值改变不多，故参数等不必修正。
3）算大小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度

圆整后取
5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构为宜。
5.2、低速级齿轮设计
5.2.1、选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
5.2.2、按齿面接触强度设计
由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式：
（教材P218式10-21）
Ø 确定公式内的计算数值
1）试选
2）由教材P218图10-3选取区域系数
3) 传动比；
取小齿轮；
大齿轮
4）初选取螺旋角°
查教材P215图10-26 得，Z对应的=0.85
所以
5) 许用接触应力[σH]取失效概率为1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12得
[]
由教材P209图10-21查得：
σHlimZ1=520Mpa σHlimZ2=460Mpa
由教材P206式10-13计算应力循环次数N
N3=60njLh=60×213.3×1×(24×365×8)=8.97×108
式中：n---齿轮转速；
j---每转一圈同一齿面的系数取；
Lh---齿轮的工作寿命；
N4=N3/i=8.97×108/3.56=2.52×108
由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
KHN1=0.94 KHN2=0.96
[σH]1=σHlim1 KHN1/S=560×0.94/1.0Mpa=526.4Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/S=460×0.96/1.0Mpa=443.52Mpa
所以
6）小齿轮的传递转矩：
= N mm
7）由教材P205表10-7取φd=1
8）由教材P201表10-6查得材料的弹性系数
Ø 计算
1) 小齿轮分度圆直径，根据教材P218式10-21得：

2) 计算圆周速度

3) 计算齿宽及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
已知使用系数,7级精度。由教材P194图10-8查得动载系数用差值法计算得：
得出：
由教材P198图10-13查得:

由教材P195表10-3查得:

故载荷系数:

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P式（10-10a）得：

7) 计算模数

5.2.3、按齿根弯曲强度设计
由教材P218式（10-17）即

Ø 确定计算参数
1）计算载荷系数

2）由纵向重合度从教材P216图10-28查得螺旋角影响系数
3）计算当量齿数

4）查取齿形系数
由教材P200表10-5计算如下：

5）查取应力校正系数
由教材P200表10-5计算如下：

6）由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。
7) 由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数

8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为，由教材P205式（10-12）得：

9）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大

Ø 设计计算

对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2mm，可满足弯曲强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：
取=40，
则=40=142.2 取
实际传动比
传动比误差：i-u/i=|(3.56-3.58)/3.56|=0.6%<5% 可用
Ø 几何尺寸的计算
1) 计算中心距：

取中心距
2）按圆整后的中心距修正螺旋角

由于值改变不多，故参数等不必修正。
3）算大小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度

圆整后取：
5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构为宜。
5.3、直齿圆锥齿轮传动的设计计算
5.3.1、选择齿轮材料及精度等级
考虑到减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为2280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS;根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
5.3.2、按齿面接触疲劳强度设计
由标准圆锥齿轮的设计公式：
（教材P227式10-26）
Ø 确定公式内的个计算数值
1) 试选载荷系数：
2) 传动比：
小齿轮齿数：Z1=20
大齿轮齿数：
实际传动比：
传动比误差：
3) 计算小齿轮传递的转矩：

由教材P224得齿宽系数：
4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数：
5) 由表10-21d按齿面硬度查得小、大齿轮的接触疲劳
强度极限：

6) 由教材P206式10-13计算应力循环次数：

7) 由教材P207式10-19取接触疲劳寿命系数:

8) 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为：，安全系数为：S=1，由教材P205式10-12得：

Ø 计算：
1）试算小齿轮分度圆直径，代人中较小的值得：

2）计算圆周速度：

3）计算载荷系数：
由教材P193表10-2查得使用系数：
由教材P194图10-8中低一级的精度线及查得动载系数：

4）齿向载荷分布系数：

故载荷系数：

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P204式10-10a 得：

大端模数：
标注化模数，取
5.3.3、校核齿根弯曲疲劳强度
由教材P226式10-23得弯曲强度的校核公式：

Ø 确定公式内的各计算参数
1） 弯曲疲劳强度极限
由教材P208图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限：

2） 弯曲疲劳寿命系数
由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数：

3） 计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由教材P205式10-12得：

4） 大端分度圆直径：

5） 节锥顶距：

6） 节圆锥角：

7） 大端齿顶圆直径：

8） 齿宽：

圆整得：
9） 载荷系数：

10） 周向力：

齿形系数和应力修正系数
11）圆锥齿轮的当量齿轮为：

圆整得：

由教材P200表10-5得：

Ø 计算
弯曲疲劳许用应力：

所以强度足够。

六、轴的设计计算
（一）输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS，根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P为传递功率为KW，为一级输入轴转速，=r/min。
（实心轴）
则： =19.60mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.60×(1+5%) =20.58 mm
圆整后取d=22mm。
2、轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1，取KA=1.3则：
Tca=KAT1=1.3×48.26=62.74Nm
查标准GB/T5014-1985选HL2型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为315N·m，半联轴器孔径d=20~28mm，半联轴器长度L=52mm，L1=38mm 。
初选320/22型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=22mm×44mm×15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，各段长度及直径如下：
（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知mt=2
②求转矩：已知T1=48.26N·m
③求圆周力：Ft
根据教材P213（10-14）式得
Ft=2T1/d1=1800.7N
④求径向力Fr
根据教材P213（10-14）式得
Fr=Ft·tanαn/cosβ=1800.7·tan20 / cos14.05=675.6N
⑤求轴向力Fa
根据教材P213（10-14）式得
Fa=Ft·tanβ=1800.7·tan14.05=450.6N
由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得
L1=153.5mm L2=65mm

由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：
FBZ=539N FDZ=1616N
FBY=273N FDY=535N
M1=106722N mm M2=54054N mm
T1=76000N mm
MC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630N·mm
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1196302+(0.6×76000)2]1/2
校核危险截面C的强度
由式（15-5）
σe=Mec/0.1d33=3.96MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
（二）中间轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径。
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P为传递功率为KW，n为一级输入轴转速n＝r/min。
（实心轴）
则： =31.82mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=31.82×(1+5%) =33.41 mm
∴圆整后取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，所以将齿轮与轴做成一体，齿轮用轴肩与套筒固定，两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定。齿轮周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选32007型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=35mm×62mm×18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，

各段长度及直径如上图。
（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：
已知mt2=2

②求转矩：已知T2=206.44N·m
③求圆周力：Ft
根据教材P213（10-14）式得
Ft2=2T2/d2=2·206.44 / 241.22=1711.6N
Ft3=2T2/d3=2·206.44 / 82.45=5007.6N
④求径向力Fr
根据教材P213（10-14）式得
Fr2=Ft2·tanαn/cosβ=1711.6·tan20 / cos14.05=642.2N
Fr3=Ft3·tanαn/cosβ=5007.6·tan20 / cos13.99=1878.3N
⑤求轴向力Fa
根据教材P213（10-14）式得
Fa2=Ft2·tanβ=1711.6·tan14.05=428.3N
Fa3=Ft3·tanβ=5007.6·tan13.99=1247.6N
由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得
L1=78mm L2=77.5mm L3= 68 mm

由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：
FAZ=4754N FDZ=593N
FAY=1087N FDY=2535N
M1=528891N.mm M2=765120N.mm
T2=350000N.mm
MC=(M12+M22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120N·mm
（三）输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P为传递功率为KW，n为一级输入轴转速n＝r/min。
（实心轴）
则： =47.8mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=47.8×(1+5%) =50.19 mm
∴圆整后取d=55mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。
（2）确定轴各段直径和长度
1段：d1=48mm 长度取L1=82mm
∵第II为定位轴肩h=3.5mm
2段：d2=d1+2h=55+2×3.5=55mm
∴d2=55mm 取长度L2=50mm
3段为非定位轴肩
初选用32012型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：
d×D×T=60mm×95mm×23mm
=60 =54
因为第6段位定位轴肩取h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm
4段为定位轴肩 取d4=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取L4=78mm
5段位定位轴肩取h=6mm 则轴环直径d5=d4+2×h=82mm =5 =60 =49
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为24mm，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm
具体如下图：
（3）轴上零件的周向定位
由表6-1按齿轮和半连轴器的直径查得如下：
1段的键的尺寸：b×h×l=14mm×9mm×63mm
其配合为H7/m6
4段的键的尺寸：b×h×l=16mm×10mm×70mm
其配合为H7/n6
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角为2×45。 圆角半径R=1.6mm
（5）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知mt=2

②求转矩：已知T3=698.62N·m
③求圆周力：Ft
根据教材P213（10-14）式得
Ft=2T3/d4=2·698.62 / 294.7=4741.2N
④求径向力Fr
根据教材P213（10-14）式得
Fr=Ft·tanαn/cosβ=4741.2·tan20 / cos13.99=1778.4N
⑤求轴向力Fa
根据教材P213（10-14）式得
Fa=Ft·tanβ=4741.2·tan13.99=1181.2N
由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得
L1=91mm L2=157mm

由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：
FBZ=5023N FDZ=2479N
FBY=693N FDY=2121N
M1=381748N.mm M2=326663N.mm
T3=1099000N.mm
MC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434N·mm
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[5024342+(0.6×1099000)2]1/2
校核危险截面C的强度
由式（15-5）
σe=Mec/0.1d33=24.2MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

七、滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，转速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和。轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析比较后，选用圆锥滚子轴承。
7.1、 滚动轴承的型号
从《机械设计手册》第二卷第四册查， 根据各轴的安放轴承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择如下：
输入轴选用的轴承标记为：
圆锥滚子轴承 33006 GB/T 297-1994
尺寸：=30×55×20
它的基本额定载荷Cr=43.2KN，Cor=59.2KN
中间轴选用的轴承标记为：
圆锥滚子轴承 33007 GB/T 297-1994
尺寸：=35×62×21
它的基本额定载荷Cr=51.8KN，Cor=71.0KN
输出轴选用轴承的标记为：
圆锥滚子轴承 32013 GB/T 297-1994
尺寸：=65×100×23
它的基本额定载荷Cr=81.8KN，Cor=122KN
7.2、 对轴承进行寿命校核
根据已知条件，轴承预计寿命
=24×365×8=70080h
轴承的寿命校核可由教材P320式（13-5a）即：

根据P319页，（对于球轴承，=3；对于滚子轴承=10/3）则=
由教材表13-4结合该轴承的工作环境，取=1.00，由于轴承受径向和轴向载荷作用，则(由教材P321式13-9a)由教材P321表13-6，取=1.0；
7.2.1、对输入轴的轴承进行寿命校核
由=0.40 查教材P321表13-5得
X=0.4 Y=1.5

则：
=
=360271.7h>
故所选轴承可满足寿命要求。
7.2.2中间轴的轴承进行寿命校核
由 查教材P321表13-5得
X=0.4
查《机械设计手册》第二版第四卷P39-81得
Y=1.4

则：
=
=404159.41h>
故所选轴承可满足寿命要求。
7.2.3、输出轴的轴承进行寿命校核
由 查教材P321表13-5得
X=0.4
查《机械设计手册》第二版第四卷P39-81得
Y=1.5

则：
=
=9358503.5h>
故所选轴承可满足寿命要求。

八、连接件的选择
8.1、联轴器的选择
根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。
8.2、联轴器的设计计算
由于装置原动机为电动机，联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用弹性柱销联轴器HL2（GB/T5014-1985）其主要参数如下：
表8-1
材料
HT200
公称转矩
315N/m
轴孔直径
20~28mm
轴孔长
52mm
装配尺寸
38mm
8.2.1、载荷计算
名义转矩：
=9550=9550×4.75/960=47.3N·m
联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1，取KA=1.3则：
Tca=KAT3=1.3×48.26=62.74N·m
通过比较可知，所选联轴器合适。
8.3、键的选择计算
键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。
8.3.1．联轴器与输入轴键的选择及计算
1）键联接的选择
根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，查手册选用圆头普通平键（A型），由轴径的大小d=22,及由教材P106表6-1，选用键GB/T 1096－1979 键6×6×30
2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力[]=100～120，取其平均值，[]=110。
键与带轮毂键槽的接触高度
=0.5×6=3mm
键的工作长度
=30－6=24mm
由教材P106式6-2 则有：
==60.93[]
8.3.2．中间轴与齿轮连接键的选择及计算
1）键联接的选择
根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径=35mm，又由教材P106表4-1，选用键为：GB/T 1096-1979 键10×8×45
2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力[]=100～120，取其平均值，[]=110。
键与轮毂键槽的接触高度
=0.5×8mm=4mm
键的工作长度
=45－10mm=35mm
则有：
==84.26[]
8.3.3．输出轴键的选择及计算
1）键联接的选择
根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），跟齿轮装配段轴径d=55mm，由教材P106表4-1，选用键GB/T 1096－1976 键16×10×65
2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查许用挤压应力[]=100～120，取其平均值，[]=110。
键与轮毂键槽的接触高度
=0.5×10mm=5mm
键的工作长度
=65－16mm=49mm
则有：
==83.90[]

九、减速箱的附件选择
9.1.检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部件装配图1。
9.2.放油螺塞
放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M16×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。
9.3.油标
油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（[2]表7-7），长形油标（[2]表7-8）和管状油标（[2]表7-9）、和杆式油标（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的杆式油标。
9.4.通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。
9.5.起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成[2]表11-3。
9.6.定位销
为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 119—86 A8×30。

十、润滑及密封
10.1、传动件的润滑
减速器传动件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对减速器的结构设计有直接影响，如油面高度和需油量的确定，关系到箱体高度的设计；轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和阶梯轴的轴向尺寸。因此，在设计减速器结构前，应先确定减速器润滑的有关位置。高速级齿轮在啮合处的线速度：(前面已经计算出)，则采用浸油润滑，箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。
10.2、滚动轴承润滑
对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度 v〈2m/s 时，滚动轴承宜采用脂润滑；当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。由上有v=2.27m/s则采用油润滑。
10.3、密封
在润滑后，为防止油外漏，故减速器需密封。则轴出来需加密封圈，在据机械设计手册表7-14选择相应的密封圈。

十一、减速箱的附件选择
11.1、检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部件装配图1。
11.2、放油螺塞
放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与