机械设计课程设计带式运输机减速器.doc

机械设计课程设计

2011-2012第2学期

设计题目：带式运输机减速器

姓 名：
学 号：
班 级：
指导教师：

日期：2012年3月
XXXXXXXX大学

目 录

目录 1
设计任务书 2
一、传动方案的拟定 4
二、电动机的设计 5
三、带传动的设计 7
四、斜齿轮的计算 10
五、输入轴的设计 13
六、输出轴的设计 19
七、键的设计 24
八、滚动轴承的校核 25
九、箱体机构的设计 28
十、润滑密封设计 30
十一、参考文献 31
十二、心得体会 32

设计任务书
学院名称：机电学院
专 业：制 造
年 级：
学生姓名:
学 号:

指导教师:

1、设计目的
（1）通过课程设计实践，树立正确设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识去分析与解决机械设计的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计额一般规律。（3）进行机械设计基本技能的训练，例如，计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等
2、设计题目
带式运输机的减速传动装置设计
3、主要内容
(1)决定传动装置的总体设计方案
(2)选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；
(3)传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；
(4)机体结构及其附件的设计；
(5)绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。
4、具体要求
(1)原始数据：运输带线速度v = 1.5（m/s）
运输带牵引力F= 4200（N）
驱动滚筒直径D= 400（mm）
(2)工作条件：
①班制工作，连续单向运转，小批量生产；
②载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；
③使用期限8年，检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。
5、完成后应上交的材料
(1)机械设计课程设计计算说明书；
(2)减速器装配图一张；
(3)轴类零件图、齿轮零件图各一张

一 传动方案的拟定
机器一般由原动机，传动机，工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并藉以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。
对于本机器，初步选择原动机为Y系列三相鼠笼式异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书[1]第18页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮传动要求。
在没有特殊要求的情况下，一般采用卧式减速器。对一级齿轮减速器由传递功率大小和轴线布置要求来决定采用展开式、分流式和同轴式布置。考虑到结构的简单性、传递功率不大、齿轮相对于轴承布置的不对称性等因素，根据设计要求，减速器的主要类型和特点选择采用一级展开式圆柱齿轮减速器。
减速器的输入端通过带与电动机输出端通过联轴器与滚筒主轴联接，由于本减速器传递的速度较大，所以初选弹性连轴器。轴由轴承支撑，一般采用滚动轴承，考虑到本机器用的斜齿圆柱齿轮，有轴向力和径向力的作用，初选角接触球轴承。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：
说明: 1―电动机
2―V带传动
3―一级斜齿圆柱齿轮减速器
4―联轴器
5―卷筒
6―运输带
计算说明：
(1)组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
(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，要求轴有较大的刚度。
(3)确定传动方案：考虑到电机转速较高，传动功率大，将V带设置在高速级。

二 电动机的设计
1、 电动机的系列选择
由于机器工作在有粉尘的条件下，且生产单位一般均用三相交流电，故可选用三相笼形异步电动机，并用其常用标准系列Y系列
2、选电动机的功率
（1）工作机所需要的电动机功率为:
=；
式中η = ，为电动机至工作机之间的传动
统总效率；
为带传动的效率（0.96），
为斜齿轮的效率（0.98），
为滚动轴承效率（0.98），
为联轴器效率（0.99）；
η =0.96=0.89
——工作所需的电动机功率（kW）；
=；式中F——工作机的阻力，N；
V——工作机的线速度，m/s；
——卷筒工作机的效率（0.96）；
所以===7.34 (Kw)；
（2）卷筒工作转速：===71.66（r/min）；
按推荐的合理传动比范围：取V带的传动比=24；
取单级齿轮传动比=3。
故电动机的转速可选范围为：=i =(624)×71.66（r/min），
故=429.721432.24（r/min）.
（3） 同一功率的异步电动机，一般转速为3000（r/min）、1500（r/min）、1000（r/min）、750（r/min）等几种同步转速。一般来说，电动机的同步转速越高，磁极对数越少，外轮廓尺寸越小，价格越高；反之，转速越高，外轮廓尺寸越大，价格越贵。因此，在选电动机转速时，综合考虑与传动装置有关的各种因素，通过分析比较，一般选1000（r/min）和1500（r/min）的电动机为宜。
其技术参数及传动比的比较情况见下表
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速

同步
满载
1
Y132M-8
7.5
1500
1440

2
Y160M-6
7.5
1000
970

3
Y160L-8
7.5
750
720

故，在此，选用1000（r/min）的电动机，可选Y160M-6，额定功率7.5Kw，满转970（r/min）。
2、 电动机的安装
动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示
H=
A=254
B=210
C=108
D=
E=110
F=12
G=37
H=160
AC=325
AB=330
AD=255
BB=270
HD=385
L=600
K=15
三 带传动的设计
1、 确定计算功率
此带式运输机工作是两班制，故一天工作16个小时；载荷较平稳，空载启动，查表可知工作情况系数Ka=1.2，故=KaP,而P=，从而可得=1.2×7.34=8.81（Kw）
2、 选取V带带型
根据=8.81（Kw）以及小带轮的转速=970（r/min），查图5.8（《机械设计教程——理论、方法与标准》，黄平、朱文坚主编）可确定选取普通V带B型
3、 选取V带的传动比
由推荐的传动比为2到4，可取i=3，i=，
因此=（r/min）=323.33（r/min）
4、 确定带轮基准直径
（1） 查表初选主动轮的直径=125mm，由===6.34(m/s),速度偏小，不适宜。
（2） 重选主动轮直径=200mm，所以从动轮的直径=i=3×200=600mm.验算速度，===10.15(m/s)，因为<30(m/s),且速度适中，故适合。
5、 确定V带的基准长度和传动中心距
（1） 根据0.7（）<a<2（）,即560mm<a<1600mm,初选=1000mm，所以=2+（）+ ，
得=2×1000+×（600+200）+=3296mm，查表选带的基准长度=3550mm。据此，传动中心距a=+=1000+=1127mm
（2） 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，故考虑中心距变动范围：
=a-0.015Ld=1127-0.015×3550=1073.75mm，=a+0.03Ld=1127+0.03×3550=1233.5mm。所以带轮的中心距的变动范围为1073.75mm1233.5mm
6、 验算主动轮上的包角
小带轮上的总摩擦力总是小于大带轮上的总摩擦力，因此带轮打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使-=>，故包角使用。
7、 计算带的根数z
（1） 计算单根V带的额定功率
由=200mm和=970（r/min），查表8-4a（《机械设计》，西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著，第八版）并进行计算：=,得=3.83（Kw）.根据=970（r/min），i=3和带型为普通B型带，查表并计算：=，得=0.31（Kw）.继续查表=0.95，=1.09，于是
=()=(3.83+0.31)×0.95×1.09=4.28 (Kw).
（2） 计算V带的根数z
z= = =2.06，取z=3
8、 计算单根V带的初拉力的最小值
查表知道普通B型带的单位长度质量q=0.18（kg/m），所以
=500×+q
=500×+0.18×=236.03+18.54=254.57（N）.应使带的实际初拉力.
9、 计算压轴力
压轴力的最小值为：
=2z=2×3×254.57×=1503.62 （N）
10、带轮的结构设计
（1） 选材
由于带轮的转速适中，功率也不大，故选材为铸铁，并选用常用的HT150或HT200
（2） 结构形式设计
由于<300mm，且->100mm，故小带轮可采用孔板式；而>300mm，可采用轮辐式。
其图如下（课本P160）
（3） V带轮的轮槽设计
V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，所以轮槽的型号也应选用B型
V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面的夹角发生变化。为使带的工作面与轮槽工作面紧密贴合，将轮槽的工作面的夹角做成小于.
V带安装到轮槽之后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。

四 斜齿轮的设计
1、 选精度等级、材料和齿数
（1） 运输机为一般工作机，速度不高，精度要求也不高，故可选用7级精度
（2） 材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮为45钢（调质），硬度240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（3） 由于= =323.33 （r/min），μ= = =4.52，取μ=4.5.选用小齿轮齿数=22，大齿轮齿数=μ=4.5×22=99
（4） 初选螺旋角β=
2、 按齿面接触强度设计
按计算。
(1)确定公式内的各计算数值
①试选=1.6
②查课本图10-30选取区域系数=2.433
③查课本图10-26选取=0.78，=0.82，则
=+=0.78+0.82=1.6
④查课本表10-7选取齿宽系数=1
⑤查课本表10-7选取材料弹性影响系数=189.8（）
⑥由课本图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600，大齿轮接触疲劳强度极限=550
⑦应力循环次数
=60 j =60×323.33×1×(2×8×365×8)=9.06×
==2.01×
⑧由课本图10-19可取接触疲劳寿命系数=0.90，=0.93
⑨计算接触疲劳许用应力
取失效概率为0.01，安全失效S=1，故
==0.9×600=540，
==0.93×550=511.5
(2)计算
①计算小齿轮的分度圆直径，代入公式
==74.55mm
②计算圆周速度ν= ==1.26m/s
③计算齿宽b及模数
b==74.55mm，===3.29，
h=2.25=2.25×3.29=7.40，=10.07
④计算纵向重合度=0.318=0.318×1×22×=1.74
⑤计算载荷系数K
已知使用系数=1，由ν=1.26m/s，7级精度，由课本图10-8知动载系数=1.1，由课本表10-4得=1.318，课本图10-13得=1.27，课本表10-3得==1.2，故K==1×1.1×1.2×1.318=1.74
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
==74.55×=76.66mm
⑦计算===3.38
3、 按齿根弯曲强度设计
按计算
(1) 确定计算参数
①计算载荷系数：K==1.68
②由=1.74，从课本图10-28得：螺旋角影响系数=0.88
③计算当量齿数：===22.68，===102.06
④查取齿形系数及应力校正系数：由课本表10-5查得（插值法）
由表查得（插值法），
⑤查取弯曲强度极限：查表得，
⑥查取弯曲疲劳寿命系数：，
⑦计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4

=
⑧计算大、小齿轮的值，并加以比较

大齿轮的数值大
(2) 设计计算
。对比计算结果，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，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。
故
取
则
取
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度 b=
圆整后取
（5）结构设计

五 输入轴的设计
1、求输入轴上的功率、转速和转矩
由斜齿轮的设计可知==7.05Kw
而
故
3、 求作用在齿轮上的力
对小齿轮有分度圆直径为
208231.53Nmm
而

4、 初步确定输入轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。查表，取，于是得

输入轴的最小直径显然是安装带轮处的直径。
为了使所选的直径d与带轮的孔径相适应，而且又至少要安装一个键槽，故，所以取
5、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配

（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足带轮的轴向定位要求。1-2轴段右端面需制出一轴肩，故取2-3段的直径为。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40.8mm。
取带轮与轴的配合的毂孔长度为。为了保证轴端挡圈只压在带轮上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些。现取
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。故选用角接触球轴承。由工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7009C，其尺寸为d×D×B=45mm×75mm×16mm。故，。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得7009C型轴承的定位轴肩高度h=3mm.故取
③取安装齿轮处的轴段4-5的直径。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。
齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d=0.07×48=3.36，故取h=4mm.则轴环处的直径。轴环宽度b=8.4mm，故取 。
④轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装坼及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离为l=30mm，故取
⑤取齿轮距箱体内壁之间距离a=15mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度B=16mm。
则
取取
（3） 轴上零件的周向定位
带轮，齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按查表得平键截面为b×h=14mm×9mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为L=63mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
同理，带轮与轴的连接，选用平键为b×h×l=10mm×8mm×36mm。带轮与轴的配合为
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，故此处轴的直径尺寸公差为m6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
由课本表15-2得，取左端面倒角为1.6×，右轴端倒角为2×。各轴肩处的圆角半径见零件图。
5、求轴上的载荷
首先，根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7009Ｃ型角接触球轴承，由手册中查得a=16mm.因此，作为简支梁的轴的支承跨距为
水平面 +

故
竖直面

故 0

M

T

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因此，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面5的应力集中的影响和截面6的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然不必校核。查书可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而需要校核截面4左右两侧。
（2）截面4左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面4左侧的弯矩M为：在水平方向，可求的M=59407.29Nmm；在垂直方向求的M==73063.76Nmm
=94167.61Nmm
截面4上的扭矩T=208231.53Nmm
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢，调质处理。查表得
，，
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及。查表取。
因，，经插值后可得
，
查表可得轴的材料的敏性系数为
0.78
故有效应力集中系数为

查图知尺寸系数为，扭转尺寸系数为。
轴按磨削加工，查表得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，由公式得综合系数为

查表得碳钢的特性系数为

于是，计算安全系数值。

故安全。
（4） 截面4的右侧

过盈配合出处的，由课本附表3-8并插值法求出,
并取 ，
并根据=0.8=0.8×3.50=2.80. 轴按磨削加工，查表得表面质量系数
故得综合系数为

所以轴在截面4右侧的安全系数为

。故也安全

六 输出轴的设计
1、求输入轴上的功率、转速和转矩
由斜齿轮的设计可知==7.34×0.96×0.98×0.98=6.78Kw
而
故
2、求作用在齿轮上的力
因为设计输入轴时求得,,;
故,,
3、初步确定轴的最小直径
首先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查表取,
于是得
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查表，考虑到转矩变化小，故取。则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其许用转矩为1250 000Nmm。半联轴器的孔径,故取。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

选用如图所示的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用半联轴器的锁圈和平端紧定螺钉定位，故取。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游戏隙组、标准精度等级的角接触球轴承7013C，其尺寸为d×D×B=65mm×100mm×18mm，故；而
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查手册得7013C型轴承的定位轴肩高度为h=3.5mm。因此取
③取安装齿轮处的轴段6-7的直径为；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环的宽度b1.4h，取。
④轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装坼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间的距离l=30mm，故取
⑤取齿轮与箱体内壁之距离a=15mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm。所以
=B+S+a+（80-76）=18+8+15+4=45mm，=a+S-=11mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键连接。查表得平键的截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为L=63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。同样，半联轴器与轴的连接，选用16mm半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图
5、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7013C型角接触球轴承，由手册中查得a=20.1mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。
水平面

故
竖直面

故
==1259.76n
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

M

T

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。
现将计算出的截面B处的、及M的值列于下表

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
因为轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因此，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
整个齿轮轴上的截面A,2,3,B，4均只受扭矩作用，无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面4和5处截面变化过大引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面5的应力集中的影响和截面6的相近,但是截面6不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面5,6显然更加不必要做强度校核.因而,该轴只需校核截面4左两侧需验证即可
（2）界面4的左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面4左侧的弯矩M为：M==234956.66×=96066.02Nmm
截面4上的扭矩T=904441.96Nmm
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢，调质处理。查表得
，，
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及。查表取。
因，，经插值后可得
，
查表可得轴的材料的敏性系数为
0.82
故有效应力集中系数为

查图知尺寸系数为，扭转尺寸系数为。
轴按磨削加工，查表得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，由公式得综合系数为

查表得碳钢的特性系数为

于是，计算安全系数值。

故安全。
（3）界面4的右侧

过盈配合出处的，由课本附表3-8并插值法求出,并取 ，
并根据=0.8=0.8×3.16=2.53. 轴按磨削加工，查表得表面质量系数
故得综合系数为

所以轴在截面4右侧的安全系数为

故也安全。
七 键的计算
1、输入轴键的设计
（1）由第四节可知轴1-2处的键位b×h=10mm×8mm，L=36mm
（2）校核强度
①查课本表6-2得，=130Mpa
②工作长度l=L-b=40-10=30mm
③而与键轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm，===105Mpa。故此键符合。
（3）由公式=可知，由于力矩大小一样，当在轴1-2处的键合格，那么在4-5处的键必定合格
2、输出轴键的设计
（1）由第五节可知轴1-2处的键位b×h=16mm×10mm，L=70mm
（2）校核强度
①查课本表6-2得，=130Mpa
②工作长度l=L-b=70-16=54mm
③而与键轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm，===121Mpa。故此键符合。
（3）由公式=可知，由于力矩大小一样，当在轴1-2处的键合格，那么在4-5处的键必定合格

八 滚动轴承的校核
1、主动轴上的滚动轴承
（1）可知所选滚动轴承位7009C，基本参数=25.8KN,=19.5KN。由==0.065，查课本表13-5得e=0.4
（2）校核
①轴承受力如下图：
②==1259.76N，
而===4619.77N,
===2633.14N.轴承的派生轴向力为=e，故=e=0.44×4619.77=2032.70N,而
=e=0.44×2633.14=1158.58N
，故1处背压紧而2处放松，所以可得，==1158.58N
③计算当量载荷P
根据工作情况，可取载荷系数=1.1
而对于1轴承：因为= =0.52表13-5得X=0.44，Y=1.28。所以
=(X)=1.1×（0.44×4619.77+1.28×2418.34）=5640.99N对于2轴承：因为= =0.43表13-5得X=1，所以
=(X)=1.1×1×2633.14=2896.45N
④，所以===49342.88h=38400h，故寿命足够。
2、从动轴上的滚动轴承
（1）可知所选滚动轴承位7013C，基本参数=40.0KN,=35.5KN。由==0.035，查课本表13-5得e=0.44
（2）校核
①轴承受力如下图：
②==1259.76N，
而===3858.07N,
===2755.67N.轴承的派生轴向力为=e，故=e=0.44×3858.07=1697.55N,而=e=0.44×2755.67=1212.50N
，故1处背压紧而2处放松，所以可得，==1212.50N
③计算当量载荷P
根据工作情况，可取载荷系数=1.1
而对于1轴承：因为= =0.52表13-5得X=0.44，Y=1.28。所以
=(X)=1.1×（0.44×3858.07+1.29×2472.26）=5375.44N对于2轴承：因为= =0.44表13-5得X=1，所以
=X=1.1×1×2755.67=2896.45N
④，所以===95925h=38400h，故寿命足够。

九 箱体结构的设计
1、 选材
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.
2、机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
3、考虑到机体内零件的润滑，密封散热
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
4、机体结构有良好的工艺性
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
5、附件设计
A 视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
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的物体.
减速器机体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M20
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M16
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
26、22
16
，，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
24、20
14
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
10
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖，机座肋厚

8 8
轴承端盖外径

+（5—5.5）
100（1轴）120（2轴）

轴承旁联结螺栓距离

100（1轴）120（2轴）
十 润滑密封设计
1、润滑方式的选择
在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦，磨损和发热，还可以起到冷却，散热，防锈，冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作寿命。由于高速级和低速级齿轮的速度均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大，粘度附性较好，不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑。
2、润滑油的选择
由于该减速器是一般的齿轮减速器，对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，轴承采用油润滑。箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+，H=30，=34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好
3、密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴承密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以选择用毛毡圈油封。

十一章 参考文献
[1］濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社，2010.
［2］王三明.机械原理与设计 课程设计. 北京：机械工业出版社，2004.
［4］黄平，朱文坚.机械设计教程—理论、方法与标准.北京：清华大学出版社，2011
［5］朱家城.机械设计课程设计.安徽：合肥工业大学出版社，2005.

十二章 心得体会
经过长达两个多月的努力,我终于将机械设计课程设计做完了。在开始设计之前，我都不知道从哪里下手的，我查了很多资料，也问了同学，后来思绪理得还是比较清晰了。但是在这次作业过程中,我还是遇到了很多难题的，一遍又一遍的计算,我是改来改去，和同学、老师交流的、上网查阅，但是我都没有想到要放弃过。老师给我分配方案就是采用一级圆柱斜齿轮传动减速器。至于画装配图和零件图,由于我对Auto CAD软件的不熟悉，开始画图之前我真的很着急的，就离交设计书没多少天了，我还没有画图的，但是因为前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.
尽管这次作业的时间是漫长的，过程是曲折的，但我的收获还是很大的。在这个设计的过程中，让我明白了一些以前上课没有听懂的知识，这应该对我来说是一种补充吧！不仅仅掌握了和齿轮传动机构的设计步骤与方法，还对制图有了更进一步的掌握，尤其是Auto CAD ，从忘记练到现在比较熟悉，记得以前学习它的时候都觉得很难是因为我们自己没有把它放在使用者的角度上，单纯是为了学而学的，这样的效率不高的，但是现在我改变观点了，我觉得这对我来说又是一种进步的，还有Word，但是这些都是工具软件，熟练掌握也是必需的，有以前的不熟练到现在的熟练，我是发自内心的高兴啊！对我来说最重要的且收获最大的是方法和能力，那些分析和解决问题的方法与能力。在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验，没有感性的认识，空有一些理论知识，但是现在又好多东西都很可能与实际脱节。
总体来说,我觉得做这种类型的设计作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进。但是由于水平有限，难免会有一些错误，还望老师批评指正。在接下来的毕业设计中，我一定把它做得更好，更完美！