减速器课程设计(带重要体会及建议)

1设计任务
适用专业：机械制造及其自动化
学分数：3
学时数：3周
一、课程设计的性质、目的和任务
课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践教学环节，其主要目的是培养学生综合御用先修课程的理论和生产实践知识进行设计、计算和绘图的能力。

通过本课程的训练要求学生达到：掌握通用机械零件、机械传动装置和简单机械的一般设计方法，提高设计能力和分析解决问题的能力；具有运用设计资料（手册、标准、规范、图册等）、经验估算和强度校验进行机械设计的技能；为后续的专业设备设计、复杂机械的设计以及毕业设计打下必要的基础。

二、课程设计要求
（一）本课程要求学生完成以下工作：
1.两级减速器（或等效工作量的其他装置）装配图一张；
2.零件工作图两张（由设计老师在设计中指定）；
3.设计说明书一份（约6000字和必要的插图）。

（二）对设计图纸的要求：
1.图幅和相关标注等要符合机械制图国家标准；
2.结构图合理、清晰、明了；
3.技术条件完整和标题栏填写完整；
4.图面布局合理、整洁、美观；
5.折叠规范。

（三）对设计说明书的要求：
1.封面和内容格式都要符合课程设计指导书上所提的要求；
2.设计、计算、校核内容都要正确、完整、简明；
3.插图规范、字迹工整；
4.装订规范、牢固。

三、设计提交内容和时间安排：3周
1．课程设计题目：二级减速器的设计
2．课程设计主要内容
（1）传动装置转配图1张（0号或1号图纸）；
（2）零件图2~3张（3号图）；
（3）设计计算说明书1份。

3.学生安排
四、课程设计考核方法及成绩评定
●对学生评分按五个等级进行：优，良，中，及格，不及格。

●对课程设计考评按三项内容进行，所占比例为：
图样部分及说明书40%
答辩40%
出勤20%
1.已知条件：
（1）卷筒受力2.8KN，卷筒转速
v 1.4s
m/,卷筒直径D=350mm；
（2）卷筒效率ηf＝0.96；工作情况单向转速，单向转动，有轻微振动，经常满载，空载启动，两班制；
（3）使用寿命10年，每年300天，每天8小时；
2传动系统方案的拟定
2.1方案简图和简要说明
1设计要求： 1
2345编写设计说明书； 2. 已知条件：
（1） 卷筒受力2.8KN ，卷筒转速 （2） =v 1.4s m /,卷筒直径D=350mm ； （3） 卷筒效率f n ＝0.96；工作情况单
（4） 向转速，单向转动，有轻微振动， （5） 经常满载，空载启动，两班制；
（6） 使用寿命 10年，每年300天，每天8小时；
2.2电动机选择
一、电动机的选择：
1） 输送机主轴效率功率：w P =
1000FV
=3.92KW 2） 输送机主轴转速：D
V n π1000
60w ⨯⨯==76 r/min
3） 传动装置总效率：
① 选取 弹性柱销联轴器效率：
弹性联轴器1效率9.901=η 弹性联轴器2效率：9.902=η 圆柱斜齿轮效率：7.903=η
轴承效率：9.904=η 滚筒效率：6.905=η ② 总效率：
=η5342321ηηηηη=6.909.907.909.909.9032⨯⨯⨯⨯
=0.86
4) 电动机输出功率： 5) 计算传动装置总传动比w
m
n n i =
d P =η
w
P =4.56KW
二、分配传动比：
由于第一种方案1.105.1/21<=i i 不符合要求，舍去。

而第二组5.127.1/1.121<=<i i 符合要求，故采用方案二。

三、传动装置的运动和动力参数计算：
1. 计算各轴转速：
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴转速为
0n =m n =960min r 1n =0n =960 m in r 2n =
11i n =01
.4960=240min r 3n =
22i n =16
.3240=76 m in r 2. 各输出轴功率
按电动机额定功率ed P 计算各轴输入功率，即
0P =ed P =5.5kw
1P =0P 1η=5.45 kw
2P =1P 2η3η=5.23kw 3P =2P 2η3η=5.02 kw
3. 各轴的转矩
0T =
009550n P =9605
.59550⨯=54.7 m N ⋅ 1T =
119550n P 1
=96045
.59550⨯=54.22 m N ⋅ 2T =
229550n P 2=
240
23
.59550⨯=208.11 m N ⋅ 3T =
339550n P =76
02
.59550⨯=630.8m N ⋅
3传动零件的设计计算
3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算
齿轮的设计：
1. 高速齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
小齿轮：40Cr ，调质，HB 1=280 大齿轮：45钢，调质，HB 2=240
精度等级：选7级（GB10095——88）
试选齿数小齿轮齿数 =1Z 24
大齿轮齿数 =2Z =⨯244.0196.24 取96 所以 =2Z 96
（2）按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算 ，即
t d 1≥
[]3
2
11·2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σφαε 1）确定公式各计算数值
① 试选载荷系数t K =1.6。

选取螺旋角 14=β ② 由图10—3选取区域系数H Z =2.433 ③ 由表10-26查得1αε=0.78， 2αε=0.91 ,则 1αε+2αε=1.69 ④许用接触应力[]H σ=[][]2
2
1H H σσ+
[]1H σ=
S KHN Lim 11σ，[]2H σ=S
KHN Lim 2
2σ ⑤ 由表10-21d 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1Lim σ600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限=2Lim σ550MPa ⑥由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z ＝189.8 2
1
MPa
⑦ 由式10-13计算应力循环次数
1N =601n j h L ＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.76×109 2N =2.76×109/4=6.9×108
⑧ 由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.89，2HN K =0.94 ⑨ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率1%，安全系数S =1，得
[]1H σ=0.89×600 MPa =534MPa []2H σ=0.94×550 MPa
=517 MPa
则 []H σ=[][]2
2
1H H σσ+=525.5 MPa
2. 计算
① 试算小齿轮分度圆直径t d 1，带入[]H σ中较小的值
t d 1≥3
2
35.5258.189433.241469.11103.546.12⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⋅⨯⨯⨯⨯=46.26mm
② 计算圆周速度 V =
1000
601
1⨯n d t π=
1000
60960
26.46⨯⨯⨯π=2.3s m /
③ 计算齿宽b 。

b =d Φ×t d 1=126.4626.46=⨯ mm ④ 计算齿宽与齿高之比
h
b 模数 nt m =11cos z d t β=24
14cos 26.46
=1.87 mm
齿高 h =2.25 tn m =2.25×1.87=4.2 mm
h b =2
.426.46=11 ⑤ 计算载荷系数K 。

根据V =2.3 s m /，7级精度，由图10-8查得动载荷系数V K =1.09； 斜齿轮，αH K =αF K =1.4; 由表10-2查得使用系数A K =1；
由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，βH K 的 值与直齿轮相同，由
h
b
=11 查得 βH K =1.418 计算纵向重合度βε=0.318×βφtan 1Z d =0.318×1×24× 14tan =1.903
查图10-13得βF K =1.325；故动载荷系数
K =A K V K αH K βH K =1×1.09×1.4×1.418=2.16 ⑥ 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径
1d =t d 1
3
t
K K
=46.2636.116.2=51.13mm
⑦计算模数m 。

m =1114cos z d =2414
cos 13.51
=2.07mm
3. 按齿根弯曲强度设计。

弯曲强度公式为
m ≥
[]
3
2121)(
cos 2F Sa
Fa d Y Y z Y KT σφα
βεβ 1). 确定公式内的各计算数值
① 计算载荷系数：K=A K V K αF K βF K =1×1.09×1.4×1.325=2.02
② 根据纵向重合度 βε=0.318，从图10-28查得螺旋角影响系数βY =0.88 ③ 计算当量齿数：1v Z =
β31cos Z =
14
cos 243=26.27 2v Z =
β32cos Z =
14
cos 96
3=105.09 ④ 查取齿形系数（插值法）
由表10－5查得， 1Fa Y =2.592 2Fa Y =2.180 ⑤ 查取应力校正系数（插值法）
由表10－5查得，1Sa Y =1.591；2Sa Y =1.810
⑥由表10-20c 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1FE σ500MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限=2FE σ380MPa
⑦ 由图10-18根据1N ，2N 得弯曲疲劳强度系数：
1FN K =0.9 2FN K =0.9
⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4
[]2F σ= S
K FE FN 22σ⨯=4
.13809.0⨯=244.29MPa
⑨ 计算大、小齿轮的并[]F Sa
Fa Y Y σ加以比较，取大者
[]111F Sa Fa Y Y σ=43
.321596
.1592.2⨯=0.01287
[]222F Sa Fa Y Y σ=29
.244810
.1180.2⨯=0.01615
2）设计计算
n m ≥3
2
2
301615.069
.1241)14(cos 88.01022.5402.22⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =1.44mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取n m =1.44mm ，圆整得n m =1.5mm ，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强度计算得分度圆直径1d =51.13mm 来计算应有齿数。

于是由
1Z =
n m d βcos 1=5
.114cos 13.51
⨯=33.07， 取1Z =33 则2Z =u 1Z =133 3. 几何尺寸的计算 ①计算中心距。

a=
mm m Z Z n 12814cos 25
.1)13333(cos 2)(21=⨯+=+
β
[]1F σ=S K FE FN 11σ⨯ =4.15009.0⨯=321.43MPa
圆整后中心距为128mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角
β=364814128
25
.1)13333(arccos 2)(arccos 21 =⨯⨯+=+a m Z Z n
因β值改变不多，故参数αε，H Z 等不必修正。

②1d mm m Z n 20.5114cos 5.133cos 1=⨯==
β 2d mm m Z n 80.20414
cos 5
.1133cos 2=⨯==
β ③计算齿轮宽度
b =d Φ×1d =120.51⨯=51. 20mm 圆整后取 mm B 522=，mm B 551= 2. 低速齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
小齿轮：40Cr ，调质，HB 1=280 大齿轮：45钢，调质，HB 2=240
精度等级：选7级（GB10095——88）
试选齿数小齿轮齿数 =1Z 24 大齿轮齿数 =2Z =⨯243.1675.84， 所以 =2Z 76
（2）按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算 ，即
t d 1≥
[]3
2
21·
2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σφαε 1）确定公式各计算数值
① 试选载荷系数t K =1.6。

选取螺旋角 14=β ② 由图10—3选取区域系数H Z =2.433 ③ 由表10-26查得1αε=0.78， 2αε=0.86,则 1αε+2αε=1.64
④许用接触应力[]H σ=[][]2
2
1H H σσ+
[]1H σ=
S KHN Lim 11σ，[]2H σ=S
KHN Lim 2
2σ ⑤ 由表10-21d 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1Lim σ600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限=2Lim σ550MPa
⑥由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z ＝189.8 2
1
MPa
⑦ 由式10-13计算应力循环次数
1N =601n j h L ＝60×240×（2×8×300×10）＝6.912×108
2N =6.912×108/3.16=2.187×108
⑧ 由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.94，2HN K =0.96 ⑨ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率1%，安全系数S =1，得
[]1H σ=0.94×600a MP =564a MP []2H σ=0.96×550a MP =528 a MP
则 []H σ=[][]2
2
1H H σσ+=546 a MP
计算
① 试算小齿轮分度圆直径t d 1，带入[]H σ中较小的值
t d 1≥3
2
35468.189433.216.3116.364.11101.2086.12⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⋅⨯⨯⨯⨯=72.58mm
② 计算圆周速度 V =
1000
602
1⨯n d t π=
1000
60240
58.72⨯⨯⨯π=0.91s m /
③ 计算齿宽b 。

b =d Φ×t d 1=72.58 mm ④ 计算齿宽与齿高之比
h
b
模数 nt m =11cos z d t β=24
14cos 58.72
=2.93 mm
齿高 h =2.25 t m =2.25×2.93=6.59mm ；h b =59
.658
.72=11 ⑤ 计算载荷系数K 。

根据V =0.91 s m /，7级精度，由图10-8查得动载荷系数V K =1.04； 斜齿轮，αH K =αF K =1.4; 由表10-2查得使用系数A K =1；
由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，βH K 的值与直齿轮相同，由
h
b
=11 查得 βH K =1.424 计算纵向重合度βε=0.318×βφtan 1Z d =0.318×1×24× 14tan =1.903
查图10-13得βF K =1.325；故动载荷系数
K =A K V K αH K βH K =1×1.04×1.4×1.325=1.93 ⑥ 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径
1d =t d 1
3
t
K K
=72.58×36.103.2=79.09mm
⑦计算模数n m 。

n m =1114cos z d =2414
cos 09.79
=3.20mm
3. 按齿根弯曲强度设计。

弯曲强度公式为
m ≥
[]
3
2122)(
cos 2F Sa
Fa d Y Y z Y KT σφα
βεβ 2). 确定公式内的各计算数值
① 计算载荷系数：K=A K V K αF K βF K =1×1.04×1.4×1.325=1.93
② 根据纵向重合度 βε=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数βY =0,。

88 ③ 计算当量齿数：1v Z =
β31cos Z =
14cos 243=26.27
2v Z =
β32cos Z =
14cos 76
3=83.20 ④ 查取齿形系数（插值法）
由表10－5查得， 1Fa Y =2.592 2Fa Y =2.21 ⑤ 查取应力校正系数（插值法）
由表10－5查得，1Sa Y =1.591；2Sa Y =1.773
⑥由表10-20c 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1FE σ500MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限=2FE σ380MPa
⑦ 由图10-18根据1N ，2N 得弯曲疲劳强度系数：
1FN K =0.86 2FN K =0.885
⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4
[]2F σ= S
K FE FN 22σ⨯=4
.138088.0⨯=238.86MPa
⑨ 计算大、小齿轮的并[]F Sa
Fa Y Y σ加以比较，取大者
[]111F Sa Fa Y Y σ=43
.321596
.1592.2⨯=0.01287
[]222F Sa Fa Y Y σ=86
.238773
.121.2⨯=0.01640
2）设计计算
n m ≥3
2
2
30164.064
.1241)14(cos 88.0101.20893.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 25.2= 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于齿根弯曲疲劳计算的 法面模数，取n m =2.25，圆整得n m =2.5，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强度
[]1F σ=S K FE FN 11σ⨯ =4.15009.0⨯=321.43MPa
计算得分度圆直径1d =79.09 mm 来计算应有齿数。

于是由
1Z =
n m d βcos 1=5
.214cos 09.79
⨯=30.70，取1Z =31 则2Z =u ⨯1Z =97.96,圆整的2Z =98 4. 几何尺寸的计算 ①计算中心距。

a=
mm m Z Z n 19.166cos 25
.2)9831(cos 2)(21=⨯+=+β
β
圆整后中心距为166
②按圆整后的中心距修正螺旋角
β=244413166
25
.2)9831(arccos 2)(arccos 21
=⨯⨯+=+a m Z Z n ②1d mm m Z n 78.7814cos 5.231cos 1=⨯==
β 2d mm m Z n 22.25214
cos 5
.298cos 2=⨯==
β ③计算齿轮宽度 b =d Φ×1d =79.78
圆整后取 mm B 802=，mm B 851=
3.2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核）
8 7 6 5 4 3 2 1
1、求输出轴上的功率3P 、转速3n 和转矩3T
=3P 3.92KW ，3n =76min /r ,3T =630.80m N ⋅
2、求作用在齿轮上的力，因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
2d =252.22 mm
而N N d T F t 500222
.252108.630223
23=⨯⨯==，N F F n t
r 1874cos tan ==βα，N F F t a 1223tan ==β 3、初步确定轴的最小直径
先按下式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

于是得
3
3
3
min n P A d ==45.3mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21-d 。

为了使所选的轴直径21-d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩为3T K T A ca =，考虑到转矩变化很小，故取A K =1.3，则3T K T A ca ==820.04m N ⋅
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL4型弹性柱销联轴器。

其公称转矩为1250m N ⋅。

半联轴器的孔径1d =48mm ，故取21-d =48mm 半联轴器长度L=112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔的长度1L =84mm （1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)
（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轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径32-d =50mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm 。

半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =84mm ，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比1L 略短一些，现取21-l =82mm 。

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，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据32-d =50mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列 圆锥滚子轴承30311，其尺寸为=⨯⨯T D d 55⨯120⨯31.50，故43-d =87-d =55mm ；而87-l =31.5mm 。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

由手册上查得30311型轴承的定位轴肩高度，因此，取h=5mm ，因此，取76-d =65mm 。

3）取安装齿轮处的轴端4-5的直径54-d =70mm ；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 ，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于mm 轮毂宽度，故取 54-l =76mm 。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d ，故取 h=6mm ，则轴环处的直径65-d =82mm 。

轴环宽度b ≥1.4h ，取
65-l =12mm
4）轴承端盖的总宽度为22.5mm 。

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间距离l =30mm ，故取32-l =60mm 。

5）取齿轮距箱体内壁之距离2∆=10mm ，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3∆=10mm ，已知滚动轴承宽度T=31. 5mm ，则 43-l =58mm ，
76-l =67.5mm 。

(3)轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按查得平键截面=⨯h b 20mm ⨯12mm ，键槽长为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
6
7
n H ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm ⨯9mm ⨯80mm ，半联轴器与轴的配合为
6
7
k H 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。

5、轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承的指点位置时，应从手册中查取a 值。

因此，a=26mm 。

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。

现将计算出的截面C处的列于下表
6、按弯矩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的强度。

根据下式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环应变力，取α=0.6，轴的计算应力
ca σ=
W
T M 2
32
1)(α+=13.12a MP
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，故得[]1-σ=60a MP ，因此ca σ[]1-<σ，故安全。

五．中间轴的设计
1 2 3 4 5 6
1、求输出轴上的功率3P 、转速3n 和转矩3T
=2P 5.23KW ，2n =240min /r ,2T =208.11m N ⋅
2、求作用在齿轮上的力 而
N
N d T F t .44279
.2401011.208223
2=⨯⨯==，
N F F n
t
r 7.1669cos tan ==β
α，
N F F t a 4882tan ==β
3、初步确定轴的最小直径
先按下式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

于是得
2
2
3
min n P A d ==31.3mm 输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径21-d 。

为了使所选的轴直径21-d 与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。

（1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）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，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据min d =35mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为=⨯⨯T D d 35mm ⨯80mm
⨯22.75mm ，故21-d =65-d =35；由h>0.07d ，可初步给定各轴段的直径，32-d =40mm ，
43-d =46mm ，4054=-d mm
2）由于轴承端面到内壁的距离已知，且两内壁的间距也已知，齿轮的宽度前面也已经求出，故各段轴长也可求出来: 21-l =47.75mm ，32-l =80mm ，43-l =7.5mm ，54-l =50mm ，65-l =47.25mm
六．高速轴的设计
8 7 6 5 4 3 2 1
1、求输出轴上的功率3P 、转速3n 和转矩3T
=1P 5.45KW ，1n =960min /r ,1T =54.22m N ⋅
2、已知低速级大齿轮的分度圆直径为d =252mm
3、初步确定轴的最小直径
先按下式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

于是得
1
1
3
min n P A d ==20mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21-d 。

为了使所选的轴直径21-d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩为1T K T A ca =，考虑到转矩变化很小，故取A K =1.3，则1T K T A ca ==70.49m N ⋅
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL1型弹性柱销联轴器。

半联轴器的孔径1d =20mm ，故取21-d =20mm ，半联轴器长度L=52mm ，
半联轴器与轴配合的毂孔的长度1L =38mm （1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)
（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轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径32-d =22mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28mm 。

半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =38mm ，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比1L 略短一些，现取21-l =36 mm 。

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，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据32-d =52，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列 圆锥滚子轴承30305，其尺寸为=⨯⨯T D d 25⨯62⨯18.25，故
43-d =87-d =25；
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

由手册上查得30305型轴承的定位轴肩高度，因此，取h d 07.0≥，因此，取76-d =32mm 。

3）取安装齿轮处的轴端4-5的直径54-d =38mm ；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57mm ，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 54-l =55mm 。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d ，则轴环处的直径65-d =36mm 。

轴环宽度b ≥1.4h ，取65-l =5mm
4）轴承端盖的总宽度为33.95mm 。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l =20.05mm ，故取32-l =60mm
5）取齿轮距箱体内壁之距离a=10，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=4，已知滚动轴承宽度T=18.25mm ，则
43-l =40.25mm ，76-l =90mm 。

(3)轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

齿轮与轴联接按查得平键截面=⨯h b 10⨯8，键槽长为55，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
6
7
n H ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为6⨯6⨯16，半联轴器与轴的配合为
6
7
k H 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。

3.3滚动轴承选择和寿命计算
ε)(60106P C n L h =（圆锥滚动轴承3
10=ε 其基本额定动载荷为KN C r 145=）
计算公式各数值
C=KN C r 145= n=76min /r P=)(a r p yF xF f +，轻微冲击0.1=p f e=545.020tan 5.1tan 5.1=⨯=︒
α
718.049
.174989.1255==r a F F e ≥ 所以 =+=a r F F P αcot 4.04.02875.74N
计算 ε
)(60106P
C n L h =
=1.34810⨯h 10≥年 合格 3.4键连接选择和校核
轴上键的校核（钢质材料键的许用应力为100-120Mpa ）
假定载荷在键的工作面上均布，普通键联接的强度条件为
kld
T p 3
102⨯=
δ
与齿轮相联接的键：701220⨯⨯=⨯⨯l h b 求得 Mpa p 75=δ[]
p δ≤ 故安全 与联轴器相联接的键
得 M p a p 9.73=δ[]
p δ≤ 故安全
3.5润滑和密封形式的选择
由于低速轮的线速度小于2s m /所以轴承采用脂润滑。

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度. 油的深度为H+1h H=50 1h =34 所以H+1h =50+34=84
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲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，其表面粗度应为 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，为180。

并匀均布置，保证部分面处的密封性。

4 箱体及附件的结构设计和选择
4.1箱体设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构保证齿轮啮合质量。

机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑密封散热。

因其传动件速度小于12s
m/，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50为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足
3.6机体结构有良好的工艺性。

铸件壁厚够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为∀
为8，圆角半径为R=3。

机体外型简单，拔模方便.
4.2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，以便达到箱体内为压力平衡.
E 起盖螺钉：
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 定位销：
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.
减速器箱体结构尺寸如下：
总结
这次课程设计终于完成，收获很多，感触也很多。

由于上学期的机械原理的课程设计时纯粹的理论性的东西，致使我在这次课程设计之初就抱有一种侥幸心理，总以为很简单就可以完成，但当我真正开始设计时，我迷茫了，不知该怎样办了，平时学的东西不知道怎么运用到课程设计中。

于是，我开始仔细看课程设计课本，又从图书馆借了化学工业出版社出版的骆素君主编的《机械设计课程设计实例与禁忌》来仔细研读，学到了很多原来不懂的知识；再加上老师的指点，逐渐有了一些思路。

在最初的几天里，当到轴的计算时我又遇到了困难，不知如何确定长度。

后来问了指导老师和一组的同学，最终才确定下来。

在设计过程中，我发现减速器的设计不仅仅运用机械设计的知识，还有互换性原理及机械原理的知识，再查找课本的时候我才发现以前学过的东西大部分已经忘记了，这次的课程设计使我重新温习了这些专业知识，其实这就是为毕业设计做准备。

通过查找资料，知道了所学的知识应如何运用，对专业知识再次掌握。

做到了学以致用。

通过同学们的共同研究，最终顺利的完成这次课程设计，让我再次领会到团队的重要性。

也培养了我独立设计的能力，与同学，老师的交流使我受益匪浅。

在此，非常感谢王鑫慧老师，高凡老师，张福霞老师，孙晋美老师，孙秀花老师。

参考资料目录
【1】王昆等主编.机械设计机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1996. 【2】骆素君主编.机械设计课程设计实例与禁忌.北京：化学工业出版社，2009 【3】孙桓等主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2006.
【4】濮良贵等主编. 机械设计.北京：高等教育出版社，2006.
【5】何铭新、钱可强主编机械制图.第五版：北京：高等教育出版社，2004. 【6】邓文英主编金属工业学.北京：高等教育出版社，2004.
【7】戴枝荣、张远明主编.工程材料.第二版高等教育出版社，2006.
【8】陈于萍等主编.互换性与测量技术基础.第二版机械工业出版社2010.
重要启示
每一个大标题要另起一张。

要练习页眉页脚，目录。

做的时候要用12分的心，以后才能省心，作图小到每个标注都要用心考虑。

作图要同一个零件表一个就行，而且要考虑让左视图，俯视图画起来简单。

要认真问清楚表皮后的下一页时第一页还是第二页。

总之要用心再用心，标注，粗糙度的方向等全部考虑。

认真再认真啊,装配图要标记五大类尺寸，零件图要考虑公差等
剖面线要均匀，不同的零用不同方向的，不同比例的表示。

连在一起的不同零件也要方向不一样（轴承端盖）。