减速齿轮箱设计计算
减速器计算
mm minmm cos15八、键的选择本次设计的减速箱中共有3根十一、箱体及减速器附件说明：箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。
箱壳采用HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。
为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。
轴承采用润滑脂润滑，在轴承与轴肩连接处，采用挡油环结构。
防止箱体内全损耗系统用油将油脂洗去。
箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。
减速器附件：1)视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。
为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。
2)油面指示器油面指示器上有高油面和低油面指示孔，油面一般不能低于最低油面孔，不能高于最高油面孔。
一般油面高度为30~50mm，要浸到1~2齿，一般不超过齿轮半径的1/3。
3)油塞在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。
放油孔平时用油塞和封油圈封死。
油塞用细牙螺纹，材料为Q235钢。
封油圈采用石棉橡胶制成。
4)吊钩、吊耳为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩和吊耳。
起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。
对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。
5)定位销为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个直径为A7的圆锥销，以便定位。
长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。
滚动轴承的外部密封装置：为了防止外界灰尘、水分等进入轴承，为了防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。
在此，我用的是毡圈式密封。
因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过4～5m/s的场合。
十二、小结：心得小结附：弯矩图、扭矩图（轴1）具体参数见表格中“轴的设计”部分。
参考资料1吴克坚等主编.机械设计.北京:高等教育出版社,20032王之栎等主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,20033龚桂义主编.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社,19904龚桂义主编.机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,19895范钦珊，蔡新.工程力学.北京：高等教育出版社，20066 宜沈平，赵傲生.计算机工程制图与机械设计.南京东南大学出版社，2004.。
减速器结构设计及传动尺寸设计计算
减速器结构设计及传动尺寸设计计算一、运动简图图11—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带二、工作条件该装置单向传送,载荷稍有波动，多灰尘，小批量，两班制工作,使用期限10年(每年按300天计算)。
三、原始数据滚筒直径D （mm ）：450 运输带速度V （m/s ）：0.28 滚筒周围力F （N ）：12000 滚筒长度L(mm)：800 四、设计说明书内容 1 电动机选择 2 主要参数计算 3 V 带传动的设计计算4 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算5 轴的设计计算及校核 6.箱体结构的设计 7. 润滑密封设计 8 参考文献1 电动机选择 (1)选择电动机类型按工作要求和条件，选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V.(2)选用电动机容量n w =（60×1000）v/πD=11.89r/min P w =FV/1000=3.36kwV 带传动效率η1=0.96滚动轴承效率η2=0.99 ， 闭式齿轮传动效率η3=0.97 ，联轴器效率η4=0.99 ， 传功滚筒效率η5=0.96,其中总效率为32320.960.990.970.990.960.833v ηηηηηη=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=带轴承齿轮联轴滚筒P d =P w /η=4.034kw 选用电动机额定功率为4kw 通常，V 带传动的传动比范围为2到4，二级圆柱齿轮减速器为8到40，则总传动比的范围为16到160，故电动机转速可选范围为：n 1d =(16~160)×11.89=190~1900r/min.符合这一范围的同步转速有750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/min 现以这三种对比查表可得Y132M-6符合要求,故选用它。
Y132M-6 (同步转速1000r/min)的相关参数表12. 主要参数的计算(1)确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i a=n m/n w=960/11.89=80.74取V带传动单级传动比i01=2.8，减速器的总传动比i为：i=i a/i01=28.836 i12=(1.4i)1/2=6.354 i23=i/i12=4.538初分传动比为i 1=2.8，i2=6.354，i v带=4.538(2)计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速n1=n m/i w=343 r/minn2=n1/i1=54 r/minn3=n2/i2= 11.9 r/min2、各轴功率P1=P dη01=P d×ηv带= 4.0 × 0.96=3.84kwP2=P1η12=P1×η轴承×η齿轮=3.84× 0.99×0.97=3.69 kwP3=P2η23=P2×η轴承×η齿轮= 3.69× 0.99×0.97=3.54kw3、各轴转矩T d=9550P d/n d=40.1N.mT1=T d i带η01=107.79 N.m187.542 4.2430.990.97356.695T T i N m η==⨯⨯⨯=⋅ⅡⅠⅠⅡT 2=T 1i 1η12=657.7 N.m2356.695 3.0310.990.971038.221T T i N mη==⨯⨯⨯=⋅ⅢⅡⅡⅢT 3=T 2i 2η23=2866.15 N.m表2传动比3. V 带传动的设计计算(1)确定计算功率ca P查表可得工作情况系数 1.2A k = 故P ca =k A ×P= 1.2×4.0=4.8 kw(2)选择V 带的带型根据ca P n 、，由图可得选用A 型带。
减速器设计及齿轮计算[参考文档]
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减速器设计计算及安装1、摘要:如图所示，设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。
已知输入功率P1=10KW，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），带式输送机工作平稳，转向不变。
2、前言1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1按图所示的方案，选用直齿圆柱齿轮传动1.2运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）1.3材料选择。
按理论我们可以选择40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
1.4选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=uz1=3.2×24=76.8，取Z2=77。
3、齿轮选择及计算3.1安齿面接触强度设计由于设计计算公式进行试算，即ｄ2≥2.32（）2ｄ3.2确定公式内的各计算数值3.2.1试选载荷系数Kt=1.33.2.2计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×P1/960N×㎜=9.948× N×㎜3.2.3按表格选取齿宽系数Φｄ=13.2.4按表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPａ1/23.2.5安手册齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δHlim1=600MPａ；大齿轮的接触疲劳强度极限δHlim2=550MPａ；3.2.6按手册计算应力循环次数N1=60n1jL h=60×960×1×（2×8×300×15）=4.147×109N2=4.147×109/3.2=1.296×1093.2.7按手册查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90；K HN2=0.953.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得出：〔δH〕1=δ=0.9×600 MPａ=540 MPａ〔δH〕2=δ=0.95×550 MPａ=522.5MPａ3.3计算3.3.1计算小齿轮分度圆直径ｄ1ｔ，代入〔δH〕中较小的值ｄ1ｔ≥2.32Φδ)2=2.32×。
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算设计和计算减速器斜齿圆柱齿轮传动的步骤如下：1.确定传动比：减速器的传动比是由齿轮的齿数确定的。
假设需要的传动比为n，即输入齿轮的齿数与输出齿轮的齿数之比，可根据应用需求确定。
2.确定输入齿轮和输出齿轮的模数：模数是齿轮齿数与齿轮直径的比值，一般用m表示。
通过传动比和齿轮的齿数可以计算出输入齿轮和输出齿轮的模数。
3.确定输入齿轮和输出齿轮的分度圆直径：分度圆直径是齿轮齿顶和齿底的圆周上的直径。
分度圆直径可通过模数和齿数计算得出。
4.确定输入齿轮和输出齿轮的齿宽：齿宽是齿轮齿廓的宽度，也是齿轮传动中齿轮接触面积的重要参数。
齿宽一般需根据应用负载、传动功率、齿轮材料等因素进行估算和确定。
5.确定输入齿轮和输出齿轮的齿数：通过传动比和齿轮的模数计算出输入齿轮和输出齿轮的齿数。
6.计算输入齿轮和输出齿轮的齿廓曲线：齿轮的齿廓曲线决定了齿轮的传动性能。
常见的齿廓曲线有直线齿廓、渐开线齿廓等，齿轮选择时根据应用需要进行选择。
7.计算输入齿轮和输出齿轮的轴向模数：轴向模数是齿轮齿厚度的参数，可通过齿宽和齿轮的齿数计算得出。
8.校核输入齿轮和输出齿轮的强度：校核齿轮的强度是确保减速器传动可靠性和寿命的重要步骤。
校核齿轮的强度包括弯曲强度校核、接触疲劳强度校核等。
根据应用条件和齿轮材料可进行强度校核。
9.计算输入齿轮和输出齿轮的啮合效率：啮合效率是齿轮传动中能量的转换效率。
齿轮传动的效率取决于齿轮材料、润滑状况、齿轮齿型等因素。
通过计算可确定齿轮传动的啮合效率。
10.校核输入齿轮和输出齿轮的动态性能：校核齿轮的动态性能是确保减速器传动平稳性和减振性的重要步骤。
动态性能校核包括齿轮的动载荷分析、振动分析等。
以上是减速器斜齿圆柱齿轮传动设计计算的基本步骤和内容。
根据具体应用情况，还可进行其他设计计算，例如齿轮材料的选择、润滑方式的选择等。
设计计算的准确性和合理性对减速器的使用寿命和可靠性有重要影响，因此需要在设计过程中严格按照相关规范和标准进行。
减速器设计计算及说明
引言：减速器是一种常用的机械设备，广泛应用于工业生产中的各个领域。
本文将对减速器的设计计算及说明进行详细阐述。
我们将介绍减速器的基本概念和工作原理，然后分析减速器的设计要点和计算方法。
接下来，我们将详细讨论减速器设计中的五个大点，每个大点包括59个小点的详细阐述。
我们将总结减速器设计计算及说明的要点和注意事项。
一、减速器的基本概念和工作原理1.减速器的定义和分类2.减速器的工作原理和作用3.减速器的组成部分和结构特点二、减速器设计的基本要点和计算方法1.载荷分析和选型计算a.转矩计算和载荷分析b.选型计算和参数确定2.齿轮传动设计及计算a.齿轮模数和齿轮比计算b.齿轮齿数和模数的选择c.齿轮齿面接触强度和疲劳寿命计算3.轴承选择和计算a.轴承类型和选用原则b.轴承计算和寿命估算4.轴的设计和计算a.轴的尺寸和材料选择b.轴的强度和刚度计算5.外壳设计和计算a.外壳材料和结构设计b.外壳的强度和稳定性计算三、减速器设计中的大点一：载荷分析与选型计算1.减速器工作条件和载荷分析方法2.载荷选型计算的基本原理和方法3.应力分析和强度校核4.齿轮合理选型的关键因素和注意事项5.配套电动机的选取及功率计算四、减速器设计中的大点二：齿轮传动设计与计算1.齿轮传动的基本原理和特点2.齿轮模数和齿数计算方法3.齿轮齿面接触强度和疲劳寿命的计算4.齿轮传动的噪声和振动分析5.齿轮传动设计的优化方法和技巧五、减速器设计中的大点三：轴承选择与计算1.轴承的结构和分类2.轴承的选型计算和额定寿命估算3.轴承的装配和润滑4.轴承的热平衡和振动分析5.轴承故障分析和维修方法六、减速器设计中的大点四：轴设计与计算1.轴的基本要求和设计准则2.轴的尺寸和材料的选择3.轴的强度和刚度计算方法4.轴的疲劳强度和寿命估算5.轴联接的设计和计算七、减速器设计中的大点五：外壳设计与计算1.外壳的结构和功能要求2.外壳的材料和制造工艺选择3.外壳的强度和稳定性分析4.外壳的密封和散热设计5.外壳的防护和装配要求总结：减速器设计的过程复杂而严谨，需要考虑多个因素的综合影响。
减速箱计算公式等
减速箱计算公式等减速箱是一种能够减低驱动动力输出速度、提高输出扭矩的装置。
它通过将输入轴的旋转速度和扭矩传递到输出轴，可以降低输出速度和增加输出扭矩，以适应不同的工况需求。
在设计和计算减速箱时，有几个关键的公式需要考虑，包括速比、效率、扭矩传递和传动功率。
下面将详细介绍这些公式以及与减速箱设计相关的其他因素。
1. 速比（Gear Ratio）：速比是用来表示输入轴和输出轴的旋转速度之间的比例关系。
速比可以通过计算输入轴齿轮的齿数与输出轴齿轮的齿数之比来确定。
一般来说，速比越大，输出轴的旋转速度越低，扭矩越大。
速比=输出轴齿轮齿数/输入轴齿轮齿数2. 效率（Efficiency）：减速箱的效率表示了输入功率和输出功率之间的比例关系。
通常情况下，减速箱的效率会有一定的损失，这是由于传动时的摩擦、轴向载荷和机械损耗所引起的。
效率可以通过计算输出功率与输入功率之比来确定。
效率=输出功率/输入功率3. 扭矩传递（Torque Transmission）：减速箱的设计需要考虑输入轴到输出轴的扭矩传递能力。
扭矩传递可以通过计算输出轴的扭矩与输入轴的扭矩之比来确定。
扭矩传递=输出轴扭矩/输入轴扭矩这个比值也可以根据输入和输出轴的齿轮齿数计算得出，假设输入轴的齿轮齿数为N1，输出轴的齿轮齿数为N2，则：扭矩传递=N2/N14. 传动功率（Power Transmission）：减速箱的设计还需要考虑输入轴到输出轴的传动功率。
传动功率可以通过计算输出轴的扭矩乘以输出轴的转速来确定。
传动功率=输出轴扭矩*输出轴转速以上是减速箱设计中的一些重要公式。
除了这些公式之外，还有其他因素需要考虑，如材料强度、轴向载荷、齿轮的加工精度和摩擦因数等。
总结起来，减速箱设计的主要公式包括速比、效率、扭矩传递和传动功率。
这些公式可以帮助工程师确定减速箱的设计参数，以适应不同的工况需求。
在实际应用中，还需要综合考虑其他因素，以确保减速箱的可靠性、寿命和性能。
减速器设计计算及说明
传动装置的总传动比：
一般高速级圆锥齿轮的传动比约取
设计计算及说明
主要结果
则：
输出转速：
转速误差：
=0.6%<5%
故传动比合适。
（三）运动及动力参数运算
1、计算各轴的转速
2、计算各轴Hale Waihona Puke 功率3、计算各轴的输入转矩
设计计算及说明
主要结果
运动和动力参数表
轴号
输入功率P（Kw）
输入扭矩T（Nm）
取a=210mm,按经验式 ，取 ，取标准模数 。
取 ， 。
设计计算及说明
主要结果
4、选择齿轮精度等级
齿轮圆周速度
查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。
5、精确计算计算载荷
查表6-4， 查图6-9， 。
齿轮传动啮合宽度
查表6-6得：
查表6-5， ，减速器轴刚度较大，
6、验算轮齿接触疲劳承载能力
参考表6-1、6-2初选材料。小齿轮：37SiMn2MoV，调质，263~294HBW；大齿轮：45钢，正火，162~217HBW。
根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度210HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力为： ， ；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为： ， 。
按图6-8a查得接触寿命系数 ， ；
6、验算轮齿接触疲劳承载能力
区域系数查图6-13，标准齿轮 ，弹性系数查表6-8得 ，因大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将 代入，于是
轮齿弯曲疲劳承载能力足够。
8、斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算
主要结果
设计计算及说明
主要结果
（二）低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）设计计算
减速机选型计算
环境温度； 安装位置；
海拔高度；
30℃ 室内大空间
＜１０００m
减速机构造选型设计
根据皮带机安装位置和空间大小，决定选择直交轴齿轮箱（B系 列）。
安装方式；
卧式安装
输出轴位置和型状； 位于齿轮箱右侧，部置形式C型，实心轴
输出轴旋转方向；
面对输出轴端看为逆时针（CCW）
A型
C型
减速机选型（类型和规格旳拟定）
计算成果PG值必须要不小于工作机旳轴功率P2值
减速机热容量计算
采用冷却盘管冷却时减速机热容量
带冷却盘管冷却时热容量计算； 计算公式；PG=PGC×f5×f8 式中； PG-----该型号减速机实际热功率 PGC---带冷却盘管装置理论热容量； 174kw f5-------环境温度系数; 0.93（带冷却盘管时旳环境温
同步带冷却盘管和风扇时旳环境温度系数）
f8-------减速机供油系数; 1.0
（以上均可查表得出有关系数值）
计算成果PG值必须要不小于工作机旳轴功率P2值
以上计算按不带冷却装置→带风扇→带冷却盘管→同步带风扇
和冷却盘管顺序计算，计算到哪步满足即可。
h/day
每小时起动次数；
每小时工作周期；ED =XXX%
皮带机；
皮带机轴功率；P2=66KW
转速；
n2=26/min
每天运营时间；
每小时工作周期; ED=100%
减速机选型计算；(已知参数）
环境温度； 安装位置；
海拔高度；
℃ 室内小空间 室内大空间 室外
3.33×P2=3.33×66=219.8KW＞P2N(100KW) 满足要求。
减速机选型（类型和规格旳拟定）
减速器设计计算及说明
减速器设计计算及说明减速器设计计算及说明⒈引言⑴背景减速器是一种机械传动装置，用于减小输出轴的转速并增加输出扭矩。
本文档旨在提供减速器设计的计算和说明，以确保设计的可靠性和性能。
⑵目的本文档的目的是为减速器设计人员提供一个全面的参考，以确保他们能够按照标准和规范进行减速器设计。
减速器设计计算的结果可以用于制造减速器零件、组装和测试。
⒉设计参数⑴输入参数- 驱动轴转速- 驱动轴扭矩- 驱动轴功率⑵输出参数- 输出轴转速- 输出轴扭矩- 输出轴功率⒊选择减速器类型根据应用需求和设计参数，选择合适的减速器类型，包括齿轮减速器、带传动减速器、涡轮减速器等。
⒋齿轮减速器设计计算⑴齿轮类型选择根据设计要求，选择合适的齿轮类型，包括圆柱齿轮、蜗杆齿轮等。
根据输入参数和输出参数，计算齿轮的齿数、模数、齿宽等。
⑵齿轮传动计算根据齿轮几何参数和运动参数，进行齿轮传动计算，包括速比、传动效率、载荷分析等。
⒌轴的设计计算⑴驱动轴设计根据输入参数和齿轮参数，计算驱动轴的强度和刚度。
确定轴的直径、材料等。
⑵输出轴设计根据输出参数和齿轮参数，计算输出轴的强度和刚度。
确定轴的直径、材料等。
⒍安装和布局根据设备的布局和安装要求，确定减速器的位置和安装方式。
⒎校核和验证⑴校核计算对设计的减速器进行校核计算，验证设计的合理性和可行性。
⑵试验验证制造和组装减速器样品，并进行试验验证，验证设计的性能和可靠性。
⒏结论本文档提供了减速器设计的详细计算和说明，以确保设计的可靠性和性能。
附件：- 齿轮减速器的CAD图纸- 齿轮减速器的性能报告法律名词及注释：- 依据《机械设计规范》进行减速器设计。
- 依法律法规，减速器设计需符合相关安全标准，确保使用安全。
减速箱计算公式等
1. 按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机2. 工作装置所需功率:Pw=F w ·Vw/(1000yw ）=3400·0.72/1000·0。
94=2.6KW3. P0=Pw/y （y 是电机轴到卷桶的传动装置总效率) Y=0。
96·0。
97·0。
995·0。
995·0。
98=0。
9 P0=2.9KW4. 工作轴转速：nw=6x10000/(3。
14D)=60000/(3.14x430）=44。
4r/min5. 选电动机：选同步转速1440r/min ，额定功率3KW 的Y 系列三相异步电动机电机型号是Y132M-26. 排速比:总速比i 总=1440/44。
4=32。
4 链传动推荐单级传动比2—5 圆柱斜齿轮推荐单级传动比2-3 初定i 链=2I 齿1=I 齿2=4 7。
计算各轴转速：nI=1440r/min nII=360r/min nIII=90r/min n 工作=45r/min8。
计算各轴转矩：TI=9550P/nI=20N ·m TII=9550P/nII=79。
6N ·m TIII=9550P/nIII=318N ·mT 工作=9550P/n 工作=640。
9N ·m 9。
估算轴径;各轴选材料45钢，调质处理仅估算低速轴(其余轴转矩小，只需不比低速轴细即安全) 24318311233==≥n P C d 10．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：有以上计算得，输入功率Pi=3kw,小齿轮转速n1=360r/min 齿数比u=2.选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理;选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS 。
2） 精度等级选用7级精度;3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24＊2。
齿轮减速比计算
齿轮减速比计算
齿轮减速比计算是机械工程中常见的问题，它涉及到齿轮传动系统的设计和计算。
在工程设计中，齿轮减速比的计算是非常重要的，它可以帮助工程师确定齿轮传动系统的传动比，从而实现所需的转速和扭矩输出。
齿轮减速比是指输入轴和输出轴之间的转速比。
在齿轮传动系统中，通过不同大小的齿轮组合，可以实现不同的减速比。
一般来说，减速比越大，输出轴的转速就越低，扭矩就越大。
而减速比的计算需要考虑到齿轮的模数、齿数、齿轮直径等参数。
在实际工程设计中，为了确定齿轮传动系统的减速比，工程师需要首先确定所需的输出转速和扭矩，然后根据齿轮的参数来计算减速比。
通常情况下，可以通过简单的齿数比例来计算减速比，也可以通过齿轮的模数和齿数来计算减速比。
在进行齿轮减速比计算时，还需要考虑齿轮传动系统的效率。
齿轮传动系统的效率通常在90%以上，但也会受到齿轮间的摩擦损失、轴承摩擦损失等因素的影响。
因此，在实际设计中，需要合理考虑效率损失，并对减速比进行修正。
在进行齿轮减速比计算时，还需要考虑齿轮传动系统的运行稳定性和可靠性。
合理的减速比设计不仅可以实现所需的输出要求，还可以确保齿轮传动系统的稳定运行和长期可靠性。
总的来说，齿轮减速比计算是机械工程设计中的重要环节，它关系到齿轮传动系统的性能和可靠性。
通过合理计算减速比，可以实现所需的输出要求，并确保齿轮传动系统的正常运行。
在实际工程设计中，工程师需要充分考虑各种因素，如转速、扭矩、效率等，来进行准确的齿轮减速比计算，从而实现优秀的设计效果。
齿轮减速器设计计算
如图1所示球磨机传动简图，试设计其单级圆柱齿轮减速器。
已知晓齿轮传递的额定功率P=250KW ，小齿轮的转速n1=750r/min,名义传动比i=3.15,单向运动，满载工作时间50000h 。
（1） 选择齿轮材料小齿轮：37SinMoV ，调质，硬度320-340HB大齿轮：35SiMn ，调质，硬度，280-300HB 。
传动简图 由图14-1-83和图14-1-112按MQ 级质量要求取值，得。
、和、22lim F 21lim F 22lim 21lim H /300N/320N/760/800mm N mm mm mm N H ====σσσσ（2）初步确定主要参数1） 按接触强度初步确定中心距按斜齿轮从表14-1-65选取476=αA ,按齿轮对称布置，速度中等，冲击载荷较大，取载荷系数K=2.0。
按表14-1-69，选8.0=d ϕ，则38.0=a ϕ，按表14-1-67圆整取齿宽系数35.0=a ϕ。
齿数比 15.3==i u许用接触应力2lim /6847609.09.0:mm N H H P H P =⨯=≈σσσ 小齿轮传递的转矩1T m N n P T ⋅=⨯==31837502509549954911 中心距a 323215.45668415.335.031832)115.3(476)1(mm u KT u A a HP a a =⨯⨯⨯+=+≥σϕ 取 a=500mm2)初步确定模数、齿数、螺旋角、齿宽、变位系数等几何参数=n m （0.007～0.02）a=(0.007～0.002)×500=3.5～10mm取m n =7mm由公式4.34)15.31(*7500*2)1(2cos 1=+=+=u m a Z n β 取 Z 1=34Z 2=Iz=3.15*34=107.1取 Z 2=107实际传动化比 i 0=147.33410721==z z螺旋角 554195002)10734(7arccos )(arccos21'''=⨯+⨯=+= za z z m n β齿宽 mm b a 17550035.0=⨯==ψ 取 180小齿轮分角圆直径 mm z m d n 135.24155419cos 347cos 11='''⨯== β 大齿轮分角圆直径 865.75855419cos 1077cos 12='''⨯==βz m d n采用高度变位，查得：x 1=0.38 x 2=-0.38齿轮精度等级为7级（3）齿面接触强度核算1)分度圆上名义切向为F 1 N d T F 26400135.241318320002000111=⨯== 2)使用系数K A原机动为电动机，平均平稳，工作机为水泥磨，有中等冲击，查表14-1-71 K A =1.5。
齿轮箱轴设计计算
齿轮箱轴设计计算轴的结构设计及计算一， 轴一的设计1. 轴上的功率P ，转速n 和转矩TP=2.996KWn=576r/min T=49.673N.m2. 求一号齿轮上的力因已知分度圆直径所以：则 Fr1=1505.2424N Ft1=547.863N3. 初步确定最小直径先按公式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢，调制处理。
根据表15-3取A0=110，根据实际工作条件A0增大5%于是得：4. mm n P C d mm n P C d mm n P C d A C 85.4640.41763.25.11538.32515.130877.25.11520576996.25.11505.1045315333333322233111=⨯=≥=⨯=≥=⨯=≥⨯=-钢取得：查课本表轴的结构设计 （1） 拟定轴的零件的装配方案：见装配图其其简图如下（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径1）由于齿轮直径较小故制成齿轮轴齿轮段CD 长度有齿轮宽度决定为66mm，AB,EF段安装轴承考虑到齿轮距箱体内壁的距离以及与其余轴的关系AB=29，EF=29，GH段由于安装带轮，根据所选带轮确定GH=65，直径为最小。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承承受大部分为径向力，受轴向力较小，故选择价格低廉的深沟球轴承，根据AB直径，由轴承产品目录中初步选取0游隙组，，标准精度级的单列球轴承6208，其尺寸可查指导手册，右端距齿轮的距离较大故制出轴肩，轴承采用润滑脂润滑，（3）轴的轴向定位见上图，（4）轴上圆角和倒角尺寸的确定参考表15-25求轴上的载荷首先根据上图作出轴的受力简图载荷水平垂直支反力Fn Fnt1=680.258NFnt2=202.459NFnr1=428.158NFnr2=93.5N带轮径向力Fp Fp=1430.58N弯矩133759.25MPa 0总弯矩133759.25 MPa扭矩T 49.673 MPa5.按照弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核最大弯矩的截面中的数据，由于轴为单向旋转，为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力：总弯矩M=√Mr 2+Mv2=129409.07N·m<133759.25 N·m由公式σ=√0.6T2+M20.1d=4.8MPa<[σ]=60 MPa前面已经选定轴的材料，查表15-1查得最大极限应力为60MPa。
减速器设计计算及说明
减速器设计计算及说明减速器设计计算及说明1.引言在机械传动中，减速器起着将高速旋转的动力传递给工作机构，并实现减速和增加扭矩的重要作用。
本文将详细介绍减速器的设计计算及说明，包括计算减速比、选择减速器类型、齿轮尺寸设计等内容。
2.减速比计算减速比是指输入轴与输出轴的转速比。
减速比的计算需要考虑工作机构的要求以及传动系统的效率。
计算公式如下：减速比 = 输出轴转速 / 输入轴转速3.减速器类型选择根据传动要求和工作条件的不同，减速器可以分为多种类型，如齿轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星齿轮减速器等。
在选择减速器类型时，需要考虑传动精度、承载能力、噪音等因素。
4.齿轮尺寸设计(a) 齿轮模数的计算：根据减速比、齿轮的模数和齿数间的关系，计算合适的齿轮模数。
通常，模数的选择会考虑到传动效率和噪音因素。
(b) 齿轮的齿数计算：根据减速比和齿轮模数，计算并选择合适的齿数，确保传动系统的可靠性和承载能力。
(c) 齿轮的齿宽计算：根据输出扭矩和材料强度，计算齿轮的齿宽以保证齿轮的强度和耐久性。
(d) 齿轮的加工与装配：根据设计要求和加工工艺，进行齿轮的加工与装配过程。
5.传动系统效率计算传动系统的效率反映了传递动力时的能量损失情况。
常见的传动系统效率包括齿轮传动效率、轴承效率等。
通过计算这些效率指标，可以评估传动系统的性能。
6.额定负载与安全系数计算根据实际工作条件和传动系统的设计要求，计算传动系统的额定负载和安全系数。
确保传动系统在长期运行中的稳定性和可靠性。
7.附件本文档的附件包括设计计算所涉及的图纸、数据表格等。
法律名词及注释：1.减速器：用于降低输入轴旋转速度以及提高扭矩的装置。
2.齿轮减速器：采用齿轮传动原理实现减速的一种减速器。
3.蜗轮蜗杆减速器：由蜗轮和蜗杆组成的一种减速器，具有较高的传动效率和承载能力。
4.行星齿轮减速器：采用行星轮和太阳轮的齿轮传动组合实现减速的一种减速器。
齿轮减速的倍数计算公式
齿轮减速的倍数计算公式齿轮减速是一种常见的机械传动方式，通过齿轮的啮合来实现转速和扭矩的传递。
在工程设计和制造中，齿轮减速倍数的计算是非常重要的，它决定了传动系统的性能和工作效率。
本文将介绍齿轮减速的倍数计算公式，并探讨其在工程实践中的应用。
齿轮减速的基本原理。
齿轮是一种常见的机械传动元件，它由一组啮合的齿轮组成，通过齿轮的啮合来实现转速和扭矩的传递。
在齿轮传动系统中，一般会有两个齿轮，分别称为从动齿轮和主动齿轮。
主动齿轮的转动会驱动从动齿轮转动，从而实现传动效果。
齿轮减速的倍数计算公式。
齿轮减速的倍数是指主动齿轮的转速与从动齿轮的转速之比，通常用N表示。
齿轮减速的倍数计算公式如下：N = (Z1 / Z2)。
其中，N为齿轮减速的倍数，Z1为主动齿轮的齿数，Z2为从动齿轮的齿数。
通过这个公式，我们可以很容易地计算出齿轮减速的倍数，从而确定传动系统的工作性能。
齿轮减速倍数的计算实例。
为了更好地理解齿轮减速的倍数计算公式，我们可以通过一个实际的计算实例来进行说明。
假设主动齿轮的齿数为20，从动齿轮的齿数为40，则齿轮减速的倍数为：N = (20 / 40) = 0.5。
这意味着主动齿轮的转速是从动齿轮的转速的一半，即齿轮减速的倍数为0.5。
通过这个计算实例，我们可以看到齿轮减速的倍数计算公式的简单和实用性。
齿轮减速倍数的应用。
齿轮减速的倍数计算公式在工程实践中有着广泛的应用，特别是在机械设计和制造领域。
通过计算齿轮减速的倍数，我们可以确定传动系统的工作性能，包括转速、扭矩和效率等指标。
这对于设计和制造高性能的机械设备至关重要。
另外，齿轮减速的倍数计算公式还可以帮助工程师进行传动系统的优化设计。
通过合理地选择主动齿轮和从动齿轮的齿数，可以实现不同的减速倍数，从而满足不同的工作需求。
这对于提高机械设备的工作效率和节能减排具有重要意义。
总结。
齿轮减速的倍数计算公式是一种非常重要的工程计算方法，它可以帮助工程师确定传动系统的工作性能，并进行优化设计。
二级圆柱齿轮减速箱课程设计说明书
设计说明书目录设计说明书 (1)设计题目 (2)一、设计要求 (2)二、原始技术数据 (2)三、设计任务 (3)第一部分传动装置总体设计 (3)一、方案提出 (3)二、系统方案总体评价及确定 (3)三、方案的确定 (3)四、方案论证 (3)第二部分电动机的选择及传动比分配 (4)一、电动机的选择 (4)二、计算总传动比及分配各级的传动比 (4)第三部分 V带设计 (5)一、确定皮带轮 (5)二、确定v带的中心距a和基准长度 (5)第四部分齿轮的设计 (6)一、高速级斜齿轮副的设计计算 (6)二、低速级直齿轮的设计计算 (7)第五部分轴的设计 (9)一、以输出轴为例说明轴的设计过程 (10)二、其他轴的设计 (10)第六部分轴承和联轴器的选择 (10)一、联轴器的选择 (10)二、轴承的选择 (11)第七部分轴、键及轴承寿命的校核 (11)一、轴的强度校核 (11)二、键的强度校核 (11)三、轴承的校核 (11)第八部分润滑油及其润滑方式的选择 (11)一、齿轮的润滑 (11)二、滚动轴承的润滑 (12)第九部分箱体及其他附件 (12)总结 (13)参考文献 (13)设计题目一、设计要求1、设计用于爬杆式加料机的传动装置2、小车的原始数据：装料量为,速度为，轨距为，轮距为。
3、工作条件：①单班制，间歇工作,轻微振动；②使用寿命5年；③工作环境灰尘较大。
二、原始技术数据三、设计任务1、根据设计任务提出两种以上传动方案,并进行比较。
2、完成主要传动装置的结构设计；其中，减速器的级别至少是二级.3、完成减速器装配图1张（A1)，零件工作图2张（A3或A4,建议选择非标准件-—轴、齿轮）；4、编写设计计算说明书1份.第一部分传动装置总体设计一、方案提出根据设计要求提出以下三种系总体设计方案参考：方案1：二级圆柱齿轮方案2：二级圆柱圆锥方案3: 涡轮蜗杆减速器二、系统方案总体评价及确定比较上述四种方案发现,在方案1中,结构简单，传动稳定，但是无过载保护；方案2中布局较小，但圆锥齿轮加工困难，特别是大直径，大模数的锥轮所以一般不用；方案3中整体布局较小,传动不稳定，虽然可以实现较大的传动比,但是传动效率低。
减速器设计计算及说明书
减速器设计计算及说明书
目录
一、总体方案设计 (1)
二、运动参数设计 (2)
三、主要零件的计算 (6)
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算 (23)
一、总体方案设计
二、运动参数设计
=65r/min
所选电动机的额定功率，取，选择电动机三相异步电动机，其额定转速
三、主要零件的计算
按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：，。
，；
，
，则
查图6-16，得两轮复合齿形系数为，,
代入计算，于是
；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：
，；
，
，则
；弹性系数查表
取a=210mm,按经验式，取。
，。
，
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算
时，轴承可选用油润滑润滑，通过在箱体上开油沟以达到润）飞溅润滑：当齿轮圆周速度
）刮板润滑：当齿轮圆周速度很低（。
减速器齿轮箱设计
机械工程及自动化专业毕业设计指导书（专科）中国矿业大学成人教育学院2010年2月目录目录 (1)1 引言 (3)2 传动装置总体设计 (4)2.0设计任务书 (4)2.1确定传动方案 (5)2.2电动机的选择 (7)2.2.1 电动机的容量选择 (7)2.2.2 电动机转速的选择 (8)2.2.3 电动机型号的确定 (9)2.2.4 传动比的分配 (9)2.2.5 传动系统的运动和动力参数计算 (10)3 传动零件的设计计算 (11)3.1高速级齿轮的参数计算 (11)3.1.1 材料选择及热处理 (11)3.1.2 齿根弯曲疲劳强度设计 (11)3.2低速级齿轮的计算 (15)4 轴及轴承装置的设计计算 (19)4.1轴的设计 (19)4.1.1 中间轴的设计 (20)4.1.2 输入轴的设计 (21)4.1.3 输出轴的设计 (22)4.2轴的校核 (24)4.2.1 输入轴的校核 (24)4.2.2 中间轴的校核 (28)4.2.3 输出轴的校核 (31)4.3轴承的寿命计算 (33)4.3.1 7006C型轴承的校核 (33)4.3.2 7013C型轴承的校核 (33)4.3.3 7008C型轴承的校核 (34)结论 (36)致谢 (37)参考文献 (38)1 引言齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
它的主要优点是：①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高，η=0.92-0.98；④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。
由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。
国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。
减速齿轮箱设计计算
目录一、传动装配的总体设计1.1电机的选择 (1)1.2求传动比 (2)1.3计算各轴的转速、功率、转矩 (2)二、齿轮的设计2.1原始数据 (3)2.2齿轮的主要参数 (3)2.3确定中心距 (4)2.4齿轮弯曲强度的校核 (5)2.5齿轮的结构设计 (7)三、轴的设计计算3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 (8)3.2轴的结构设计 (8)3.3轴的强度校核 (10)四、滚动轴承的选择与计算4.1滚动轴承的选择 (14)4.2滚动轴承的校核 (14)五、键连接的选择与计算5.1键连接的选择 (15)5.2键的校核 (15)六、联轴器的选择6.1联轴器的选择 (16)6.2联轴器的校核 (16)七、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择7.1润滑方式的选择 (16)7.2密封方式的选择 (17)八、箱体及附件的结构设计和选择8.1箱体的结构尺寸 (17)8.2附件的选择 (18)九、设计小结 (19)十、参考资料 (20)机械设计课程设计计算说明书已知条件：项目运输带拉力F（N）运输带速v（m/s）卷筒直径D(mm)参数4800 2.5 210结构简图1传动装配的总体设计1.1电机的选择1.1.1类型：Y系列三项异步电动机1.1.2电动机功率的选择假设：wp—工作机所需功率, kw;ep—电动机的额定功率, kw；dp—电动机所需功率, kw；电动机到工作机的总效率为η，1234ηηηη、、、分别为弹性连轴器、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。
则：4800 2.51210001000w FV p Kw ⨯===/d e w p p p η==32ηηηηη=卷筒轴承齿轮联轴器查表可得：0.990.970.980.96ηηηη====卷筒轴承齿轮联轴器、、、所以：3220.99*0.97*0.99*0.960.89ηηηηη===轴承齿轮联轴器卷筒/12/0.8913.48e w d p p p Kw η====1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定1601000601000 2.5227.48/min3.142109704.26227.48w m w v n r D n i n π⨯⨯⨯⨯===⨯=== 因为本设计为单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计，总传动比应在3-5左右，所以应按方案二选择电动机。
减速箱设计计算
目录一．课程设计题目及分析 (1)二．电动机的选择 (2)三．确定并分配传动比 (3)四．传动零件的设计计算 (4)带设计 (4)2.计算高速级齿轮 (6)3.计算低速级齿轮 (9)五．减速器结构设计 (12)六．轴的效核及计算 (13)七．其它组件的选择及校核 (18)1．轴承的选择和计算轴承 (18)2．键连接的选择和计算 (19)3.联轴器的选择 (19)4. 减数器的润滑方式和密封类型的选择 (20)八．设计总结 (20)九．致谢 (20)十．参考资料 (21)带式运输机（题目1）1、运动简图：2、原始数据：运输带工作拉力F（KN）4运输带工作速度v（m/s）滚筒直径D （mm）400每日工作时数T（h）16使用折旧期（y）83、已知条件：1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；=（包括滚筒与轴承的效率损失）；2、滚筒效率：ηj3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。
4、设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图1～3张；3、设计说明书1份。
二、电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。
2、选择电动机容量 ： 电动机所需的功率为：kw awd p p η=（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。
）传动效率分别为： 齿轮联轴器的效率0.991=η滚动轴承效率20.980.980.980.941η=⨯⨯= 闭式齿轮传动效率30.970.970.941η=⨯= 卷筒效率0.9604=ηV 带传动的效率0.965=η传动装置的总效率ηa应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：12345 0.9600.9410.9410.9600.990.808a ηηηηηη=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯= 负载功率:kw 6.71000/9.11041000/3=⨯⨯==FV P w折算到电动机的功率为:kw 41.9808.06.7=÷==awd p p η3、确定电动机转速： 卷筒轴工作转速为：min /76.9040014.39.1100060100060r D v n =⨯⨯⨯=⨯=π查表得：V 带传动比i=2~4；二级圆柱齿轮减速器传动比40~8'=i ,所以电机的可选范围为：m in /14520~145276.90)160~61(n '**'r i i n a d =⨯==。
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目录一、传动装配的总体设计1.1电机的选择 (1)1.2求传动比 (2)1.3计算各轴的转速、功率、转矩 (2)二、齿轮的设计2.1原始数据 (3)2.2齿轮的主要参数 (3)2.3确定中心距 (4)2.4齿轮弯曲强度的校核 (5)2.5齿轮的结构设计 (7)三、轴的设计计算3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 (8)3.2轴的结构设计 (8)3.3轴的强度校核 (10)四、滚动轴承的选择与计算4.1滚动轴承的选择 (14)4.2滚动轴承的校核 (14)五、键连接的选择与计算5.1键连接的选择 (15)5.2键的校核 (15)六、联轴器的选择6.1联轴器的选择 (16)6.2联轴器的校核 (16)七、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择7.1润滑方式的选择 (16)7.2密封方式的选择 (17)八、箱体及附件的结构设计和选择8.1箱体的结构尺寸 (17)8.2附件的选择 (18)九、设计小结 (19)十、参考资料 (20)机械设计课程设计计算说明书已知条件：项目运输带拉力F（N）运输带速v（m/s）卷筒直径D(mm)参数4800 2.5 210结构简图1传动装配的总体设计1.1电机的选择1.1.1类型：Y系列三项异步电动机1.1.2电动机功率的选择假设：wp—工作机所需功率, kw;ep—电动机的额定功率, kw；dp—电动机所需功率, kw；电动机到工作机的总效率为η，1234ηηηη、、、分别为弹性连轴器、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。
则：4800 2.51210001000w FV p Kw ⨯===/d e w p p p η==32ηηηηη=卷筒轴承齿轮联轴器查表可得：0.990.970.980.96ηηηη====卷筒轴承齿轮联轴器、、、所以：3220.99*0.97*0.99*0.960.89ηηηηη===轴承齿轮联轴器卷筒9704.26227.48m w n i i n ====齿1.3 计算各轴的转速n 、功率p 、转矩T1.3.1 各轴的转速12970/min 227.48/minm w n n r n n r ====1.3.2 各轴的输入功率11212313.480.9913.3513.350.980.9912.95d p p Kwp p Kwηηη==⨯===⨯⨯=1.3.3 各轴的输入转矩11113.3595509550131.44970p T N m n ==⨯=• 212.95p 2N Z — 1.02NZ =接触疲劳强度计算的寿命系数，取；W Z —1W Z =工作硬化系数，取。
由教材图5—29查得：小齿轮lim1580H Mpa σ=；大齿轮lim2560H Mpa σ=。
所以：lim11lim lim22lim 3801.021258.41.5575 1.021391.01.5H N W HP H H N W HP H Z Z MpaS Z Z MpaS σσσσ==⨯⨯===⨯⨯=1d ≥式中：z ε—重合度系数，对于斜齿轮传动z ε=0.75~0.88，取2.3 确定中心距()()121212a=222cos v n m Z Z m Z Z d d β+++== 式中：1Z —小齿轮的齿数；2Z —大齿轮的齿数；β—齿轮的螺旋角；n m —斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取1Z =36，则21525125Z iZ ==⨯=；螺旋角β，一般情况下在8~15︒︒，当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，可取10~20β︒︒=，或者更大值。
本设计为一般要求，所以初选16β︒=式中：ST Y —试验齿轮的应力修正系数，取STY =2；limF σ—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，lim1lim2220200F F Mpa Mpa σσ==、；min F S —弯曲强度的最小安全系数，取min F S =1.3；N Y —弯曲疲劳强度寿命系数，取N Y =1；XY —弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取X Y =1.所以：lim11minlim22min2202115801.3200211307.691.3F STFP N X F F STFP N X F Y Y Y Mpa S Y Y Y MpaS σσσσ⨯==⨯⨯=⨯==⨯⨯=又因为11221120002000F FS FS Fp n n KT KT Y Y Y Y Y bm Z bm Z εβεβσσ==≤12(5~10)84b b =+= 由教材图5—40可得，螺旋角系数0.58Y εβ=。
所以： 111212000F FS n KT Y Y bm Z εβσ=122000 1.5131.444.030.5876.2084236FP Mpa σ⨯⨯=⨯⨯=<⨯⨯2222222000F FS n KT Y Y bm Z εβσ=222000 1.5543.663.940.5879.61762154FP Mpa σ⨯⨯=⨯⨯=<⨯⨯ 综上所述，两齿轮符合强度条件。
2.5 齿轮结构设计2.5.1 计算齿轮分度圆直径为2.5.4 齿轮的相关参数如下表3 轴的设计计算3.1 轴的材料选择和最小直径估算d 。
器3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定1 1.05110 1.0526.36d C mm === 结合电动机的外伸直径d=48mm ，初选LT6联轴器48845843864884J GB J ⨯-⨯所以取148d mm =；253d mm =；355d mm =由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6207/2761994GB T -,其具体尺寸如下表：4664d d ==；5d =小齿轮；7355mm d d ==。
3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定182mm l =；（联轴器的轴孔长度为82mm ） 257mm l =;348mm l =;412mm l =；570mm l =；（小齿轮的宽度为50mm ）68mm l =； 721mm l =。
3.2.2 低速轴的结构设计3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定1 1.05110 1.0526.36d C mm ===结合电动机的外伸直径d=48mm ，初选LT8联轴器48845843864884J GB J ⨯-⨯所以取148d mm =；21553d d mm =+=；32255d d mm=+=；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6211/2761994GB T-,其具体尺寸如下表：464mmd=；570mmd=；664mmd=；7355mmd d==。
3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定182mml=；（联轴器的轴孔长度为82mm）257mml=;348mml=;471mml=；（大齿轮的宽度为46m）57mml=；68mml=；721mml=。
3.3轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴）3.3.1求齿轮上的作用力的大小和方向3.3.1.1齿轮上作用力的大小222229550543.66n 184.6/()543660/()3353.7522tan tan 203353.751285.05cos 0.9499tan 3353.750.32871102.33n P T Nm d T N NNαββ︒=⨯=====⨯=⨯==⨯=⨯=t2r2t2a2t2转矩：圆周力：F 径向力：F F 轴向力：F F3.3.1.2齿轮上作用力的方向,方向如下图所示：3.3.2 求轴承的支反力3.3.3 画弯矩图3.3.3.1水平面上的弯矩336210621676.8810103.97C RA M F Nm --=⨯⨯=⨯⨯= 3.3.3.2垂直面上的弯矩''331621062(798.62)1049.51C RA M F Nm --=⨯⨯=⨯-⨯=-''322(5210)2C RA d M F -=⨯⨯+⨯a2F知，'2'11356.26115.16C C C M Nm MM Nm======3.3.6 判断危险剖面并验算强度3.3.6.1剖面C 当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C 为危险面。
已知'21356.26[]54e C b M M Nm Mpa σ-===、则e 13356.2613.59[]540.1d 0.1e e b M M Mpa Mpa W σσ-=====⨯3（64）3.3.6.2剖面D 虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。
2e 130.58543.66315.3276.13528.51[]540.1d 0.1D D D b M T NmM M Mpa Mpa W ασσ-===⨯======⨯3（64）所以轴的强度足够。
4 滚动轴承的选择与计算22090.28R F N ===轴向力：1102.33A F N ==a2F 转速：n 227.48/min r =4.2.1 求当量动载荷由上图可知轴2未受轴向载荷，轴2受轴向载荷1A A F F =，则22()p A B p f XF YF =+合，由教材表14-12可得， 1.2p f =，查有关轴承手册可得3063072510r C N =⨯轴承。
轴2：310/1102.33/25100.0441A r F C =⨯=，查表可得0.24e =，可计算出11/0.303A R F F e =，可得0.56, 1.8X Y ==2() 1.2(0.562674.51 1.81102.33)4178.30p A B P f XF YF N =+=⨯⨯+⨯=合轴承寿命ε已知球轴承=355.2 键连接的校核有教材表6-2可得键连接时的挤压应力p 100Mpa σ⎡⎤=⎣⎦，由于低速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键1864⨯T1096-2003 齿轮轴段的直径64d mm =；键的长度641846l L b mm =-=-=；键的接触高度0.50.511 5.5k h mm ==⨯=； 键转动的转矩2543.66T Nm =则：332p p 2102543.661074.91005.54664T Mpa Mpa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤====≤⎣⎦⨯⨯ 所以键连接符合强度要求6 联轴器的选择6.1 联轴器的选择706.758250a T =7润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择1275.89703.8526010006010003.14324.21227.48 3.852601000601000dn π⨯===>⨯⨯⨯⨯===>⨯⨯12v m/sv m/s所以小齿轮大齿轮均采用油润滑。