设计两级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计

《机械设计》课程 设计说明书 机械设计课程设计题目 题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器 说 明：
此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。

传送简图如下：
技术参数 已 知 条 件 数 据 组 号 1 2 3 4 5 6 7 8 鼓轮直径（mm） 300 330 350 350 380 300 360 320 传送带运行速度（m/s） 0.63 0.75 0.85 0.8 0.8 0.7 0.84 0.75 传送带从动轴所需扭矩（N﹒m） 700 670 650 950 1050 900 660 900 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。

目 录 第一章 电动机的选择………………………………….......................................1 1．1 电动机的选择………………………………….….………………………..…....1 1．2 装置运动及动力参数计算……………………………………………....….2 第二章 传动零件的设计计算………………….……………………….…....…3 2. 1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算………………………….…..........3 2．2 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算……….……….….…….….….....7 第三章 轴的结构设计和计算…………………………………….….....……...12 3．1 轴的结构设计…………………………….……….……………….…….….…...12 3. 2 中间轴的校核..……..............................................................................................16 第四章 键联接的选择与计算.............................................................................22 第五章 滚动轴承的选择与计算........................................................................23 第六章 箱体及附件的结构设计和选择……………….…………….……....26 6．1 减速器箱体的结构设计……….………………….….........................................26 6．2 减速器的附件……………………………………….……………………......…27 设计小结……………………………………………………………………....……..34 参考资料……………………………………………………………………...……...35 一、 电动机的选择 1. 电动机的选择 1.1电动机类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。

1.2电动机功率的选择 由本书p.270式(14.2)，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：D=330mm 43.4 r/min 一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。

工作机所需要的有效功率为: Pw=T×nw/9550=670×43.4/9550=3.045 kW 为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为齿轮传动（7级）的效率为0.97，为滚动轴承传动效率为0.99，为V带传动为0.96，w=1。

则传动装置的总效率为: =1×0.96×0.99×0.995×0.97²=0.85 电动机所需的功率为：3.045/0.85= 3.58 kW 确定电动机额定功率为：。

1.3电动机的转速：
为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由本书查得V带传动常用传动比范围iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i`2=3~6,传送带传动比i`3=1,则电动机转速可选范围为：
nd1=nwivi21i21i31=694.4~6944 r/min 可见同步转速为1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：
方 案 型 号 额定功率 (kW) 转速 (r/min) 同步 满载 1 Y112M1-4 4 1500 1440 2 Y132M1-6 4 1000 960 2. 装置运动及动力参数计算 2.1、传动装置总传动比和分配各级传动比 ﹙一﹚、传动装置总传动比：
根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为 i1=nm/nw=960/43.4=22.12 i2= nm/nw=1440/43.4=33.18 ﹙二﹚、分配各级传动比：取V带传动的传动比iv=2.5 ，则两级减速箱的传动比为：
iz1=i2/iv=33.18/2.5=8.848 iz2=i1/iv=22.12/2.5=13.272 其中 可解得， if1=4.15 is1=3.2 if2=3.39 is2=2.61 因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；
又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。

﹙三﹚、各轴的转速 设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为：
n1=n0/iv=1440/2.5=576 r/min n2=n1/if=576/4.15=138.8 r/min n3=n2/is=138.8/3.2=43.2 r/min ﹙四﹚、各轴的输入功率 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 ㈤、各轴的转矩 T0=9550p0/n0=9550 T1=9550p1/n1=9550×3.84/576=63.67 N.m T2=9550p2/n2=9550×3.69/138.8= 253.89 N.m T3=9550p3/n3=9550×3.54/43.2=778.96 N.m 将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：
项目 电动机轴0 高速轴1 中速轴2 低速轴3 转速（r/min） 1440 576 138.8 43.4 功率（kw） 4 3.84 3.69 3.54 转矩（N·m） 26.53 63.67 253.89 778.96 2.2、V带传动的设计计算 ﹙一﹚、确定计算功率Pca ：
Pca=KA×P KA=1.2 由电动机选型可知: P=4 kw ∴ ﹙二﹚、选择V带的带型：根据传动的形式，选用普通V带；
再根据Pca、n1，由机械设计手册查得：确定选用A型V带。

﹙三﹚、确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1：由机械设计手册P60查得，取小带轮的基准直径dd1=100mm。

②验算带速v ：按机械设计手册，验算带的速度 v=πdd1n1/60000=π×100×1440/60000=7.536m/s dd2=idd1=100×1440/576=250mm 初选带轮的中心距a0，按下式选取 0.7(dd2+ dd1)mm ＜a0＜2(dd2+ dd1)mm 取a0=500mm 按机械设计表8-8 Ld1≈2a0+π(dd2+ dd1)/2+( dd2- dd1)/(4a0)=1560.75mm 根据Ld1由表5.3选取相近的基准长度Ld a≈a0+(Ld－ Ld1)/2=519.625mm 验算主动轮上的包角α1， α1≈180°－（dd2- dd1）×60°/a=162.68°＞120° 合适。

计算V带的根数z 由n0=1440r/min dd1=100mm i=2.5,查表5.7（a）和表5.7（b）得P0=1.32kw，ΔP0=0.17kw，查表5.8得Kα=0.96，查表5.9得KL=0.99，则由式5.30得：
z=Pca/[(P0+ΔP0)KαKL]=4.8/[(1.32+0.17)] ×0.96×0.99=3.39 取z=4 ③计算预紧力F0：查表5.1得q=0.10kg/m，由式5.32得：
F0=500Pca(2.5/Kα－1)/(vz)+qv ² =500×4.8×﹙2.5/0.96－1﹚/﹙7.536×4﹚+0.1×7.536²=133.5N ④计算作用在轴上的压轴力FQ：
由式5.33得：FQ=2zF0sin（α₁/2）=2×4×133.5×sin（α₁/2）=1055.82N 二、 传动零件的设计计算 斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。

1. 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 ﹙一﹚、选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；

大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；

此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；
比希望值略小些，可以初步试算。

﹙二﹚、齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=24 ==4.149924=99.6 取大齿轮齿数=100，则齿数比（即实际传动比）为=/=100/24=4.1667。与原要求仅差(4.1667-4.1499)/4.1667=0.4032%，故可以满足要求。

﹙三﹚、选择螺旋角β：按经验 ，8°<<20°,现初选=15° ﹙四﹚、计算当量齿数，查齿形系数：
z= z/cosβ=24/ cos15°=26.6305 z= z/cosβ=100/ cos15°=110.9606 线性差值求得：
YFα1=2.60+﹙2.57-2.60﹚×﹙26.6305-26﹚/﹙27-26﹚=2.581 YSα1=1.595+﹙1.6-1.595﹚×﹙26.6305-26﹚/﹙27-26﹚=1.5982 YFα2=2.18+﹙2.14-2.18﹚×﹙110.9606-100﹚/﹙150-100﹚=2.1712 YSα2=1.79+﹙1.83-1.79﹚×﹙110.9606-100﹚/﹙150-100﹚=1.7988 ﹙五﹚、选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表7-7，选择φ为0.7～1.15，现选φ=1.0 ﹙六﹚、选择载荷系数：取Kt=1.5 ﹙七﹚、计算I号齿轮轴上的扭矩TI :63.67KN·m ﹙八﹚、计算几何参数：
tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°=0.3768 t=20.6464°=20°38′47″ sin= sincos== sin15°cos20°=0.2432 b=14.0755°=14°04′31″ =1.6507 =0.318φz1tan=0.318×1×24×tan15°=2.045 ﹙九﹚、按齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数：
ZH =[2COSβb/﹙sinαtcosαt﹚]1/2=2.4249 ②弹性影响系数: Z=189.8 ③应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×﹙1440/3.6﹚×1×﹙2×8×300×10﹚=1.152×109 N2= N1/i2=1.152×109/4.1499=2.776×108 ④接触疲劳寿命系数KHN：由图7.3查得 KHN1=0.89 KHN2=0.94 ⑤弯曲疲劳寿命系数KHN：由图7.4查得 KFN1=0.86 KFN1=0.92 ⑥齿齿轮齿面接触疲劳极限：
由表7.3按齿面硬度差得σHlim1=σHlim2=501.3333 去失效概率为1％，安全系数SH=1，得 [σH1]=KHN1σHlim1/SH=446.1866MPa [σH2]= KHN2σHlim2/SH=471.2533MPa ﹙[σH1]+ [σH2]﹚/2=458.71995MPa≤[σ] ≤1.23[σH1]=548.809518MPa 取[σ]=460MPa ⑦小齿轮分度圆直径：
dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σ]﹚²/﹙φdεαi﹚﹜ ⅓=52.3847mm ⑧计算法面模数m ：m=cosd/z=cos15°52.3847/24=2.108 mm ﹙十﹚、按齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：因＝1.6238>1，按＝1计算得：
Y＝1-β/120°＝1－115°/120°＝0.744375 ②初算中心距：
a=m(z1+ z)/2cos=2.0(24+100)/2cos15°=128.3742mm 取a=128 mm ③计算齿形系数与许用应力之比值：
取安全系数SF=1.4， KFN1=0.86 KFN1=0.92 [σF1]= KFN1σFlim1/SF=118.9667MPa [σF2]= KFN2σFlim2/SF=117.1905 MPa YSα1Y/[]=2.581×1.5982/118.9667=0.0347 YSα2Y/[]=2.1712×1.7988/117.1905=0.0333 由于YSα1Y/[]较大，用小齿轮的参数YSα1Y/[]代入公式， ④计算齿轮所需的法面模数：=1.8666 ﹙十一﹚、 决定模数 由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥1.8666mm为准。根据标准模数表，暂定模数为：
m=2.0mm ﹙十二﹚、初算中心距：
2.0×(24+100)/2cos15°=128.3742mm 取 a=128mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：按标准中心距修正β：
β=arccos [ mn﹙z1+z2﹚/﹙2 a﹚]= arccos [﹙24+100﹚/128 ]=14.3615° ﹙十四﹚、计算端面模数：mt=mn/cosβ=2.0645mm ﹙十五﹚、计算传动的其他尺寸：
d1= mn z1=2.0645×24=49.548mm d2= mn z2=2.0645×100=206.45mm b2= d1φd=1×49.548=50mm b1= b2+7=49.548+6=56mm ﹙十六﹚、计算齿面上的载荷：
Ft=2T1/d1=2×63.67/49.548=2.57KN Fr= Fttanαt=2.57×tan20.6464°=0.9684 KN Fα=Fttanβ=2.57×tan14.3615°=0.658 KN ﹙十七﹚、选择精度等级 齿轮的圆周转速：ν=πd1n1/60000=1.4469m/s 因运输机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为7级是合宜的。

﹙十八﹚、齿轮图：
2. 低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 ﹙一﹚、选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；

大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；

此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；
比希望值略小些，可以初步试算。

﹙二﹚、齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=22 ==3.198222=70.3604 取大齿轮齿数z=70，则齿数比（即实际传动比）为=z/z1=70/22=3.1818与原要求仅差(4.0645-4.0617)/4.0645=0.5149%，故可以满足要求。

﹙三﹚、选择螺旋角β：
按经验 ，8°<<20°,现初选=15° ﹙四﹚、计算当量齿数，查齿形系数：
z= 1 /cos=22/ cos15°=24.41 z= /cos=70/ cos15°=77.67 由[1]P111表8-8线性差值求得：
YFα1=2.65+﹙2.52-2.65﹚×﹙24.41-24﹚/﹙25-24﹚=2.638 YSα1=1.58+﹙1.59-1.58﹚×﹙24.41-24﹚/﹙25-24﹚=1.584 YFα2=2.24+﹙2.22-2.24﹚×﹙77.67-70﹚/﹙80-70﹚=2.2247 YSα2=1.75+﹙1.77-1.75﹚×﹙77.67-70﹚/﹙80-70﹚=1.7653 ﹙五﹚、选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考P123表7.7，选择φ为0.7～1.15，现选φ=1 ﹙六﹚、选择载荷系数：载荷系数K为1.2～1.6。

取Kt=1.5 ﹙七﹚、计算II号齿轮轴上的扭矩TII: T2=9550×P2/n2=253.89 N·m ﹙八﹚、计算几何参数：
tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°=0.3768 =20.6469° sin= sincos= sin15°cos20° =0.2432 =14.0761° =1.614075 =0.318φz1tan=0.318×122tan15°=1.8875 ﹙九﹚、按齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数：
Z=[2cosβb/﹙sinαtcosαt﹚] ½=2.425 ②弹性影响系数: Z=189.8 KHN1＝0.96　 KHN2=0.94　 σHlim1=σHlim2＝515 MPa S=1.0 ③许用接触应力：[σH1]=σHlim1KHN1/SH=494.4 MPa [σH2] =σHlim2KHN2/SH=484.1 MPa ﹙[σH1] ＋[σH2]﹚／2=489.25 MPa≤[σH] ≤1.23[σH1]=608.112 MPa 取[σH]=490 MPa ④小齿轮分度圆直径：dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σH]﹚²/﹙φdεαi﹚﹜ ⅓=23.378mm b= dt1φd=23.378mm b/h=φd z1/﹙2.25cosβ﹚=10.1227 Kv=1.14 Kα=1.2 KA=1 KHβ=1.4134 K=KvKαKβKA=1.929 d1= dt1﹙K/Kt﹚⅓=25.423mm ⑤圆周速度：ν=πdt1n2/60000=0.1698m/s ⑥计算法面模数m: m=cos d1/z=cos15°25.423/22=1.1162mm ﹙十﹚、按齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：
因＝1.875，计算得：Y＝1-＝1－1.87515°/120°＝0.7656 ②计算齿形系数与许用应力之比值：
SF=1.4 查图7.4得 KFN1=0.94 KFN1=0.92 查表7.3得 σFlim1=σFlim2=367.5MPa [σF1]= KFN1σFlim1/ SF =246.75Mpa [σF2]= KFN2σFlim2/ SF =162.15MPa YSα1Y/[ F1]=2.638×1.584/246.75 =0.0169 YSα2Y/[ F2]=2.2247×1.7653/162.15=0.02422 ③计算齿轮所需的法面模数：Kv=1.14 Kα=1.2 KA=1 KFβ=1.34 K=KvKαKβKA=1.833 =﹙2×1.833×253.89×0.7656×cos²β×0.0169/1.614075/22²﹚⅓=2.43mm ﹙十一﹚、按接触强度决定模数值，取m =2.5mm ﹙十二﹚、初算中心距：
a=mn(z1+ z)/2cos=2.5(22+70)/ ﹙2cos15°﹚=119.057 mm 取 a=119 mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：
按标准中心距修正β：cosβ= mn﹙Z1＋Z2﹚/2a=0.96638655 β=14.898° ﹙十四﹚、计算端面模数：mt= mn / cosβ= 2.587mm ﹙十五﹚、计算传动的其他尺寸：
d1= mn z1=2.587×22=56.914mm d2= mn z2=2.587×70=181.09mm b2= d1φd=1×56.914=57mm b1= b2+7=56.913+7=64mm ﹙十六﹚、计算齿面上的载荷：
Ft=2T1/d1=2×253.89/56.914=8.9219 KN Fr= Fttanαt=8.9219×tan20.6469°=3.3619 KN Fα=Fttanβ=8.9219×tan14.898°=2.3738 KN 齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数 24 100 22 70 中心距 128 119 法面模数 2.0 2.5 端面模数 2.06467 2.06957 螺旋角 14°22′41″ 14°53′53″ 法面压力角 端面压力角 20°38′47″ 20°39′49″ 齿宽b 56 50 64 57 齿根高系数标准值 1 1 齿顶高系数 0.9687 0.9664 齿顶系数标准值 0.25 0.25 当量齿数 26.6305 110.9606 24.41 77.67 分度圆直径 49.548 206.45 56.914 181.09 齿顶高 2.0 2.0 齿根高 2.5 2.5 齿全高 4.5 4.5 齿顶圆直径 53.548 210.45 60.914 185.09 齿根圆直径 44.548 201.45 51.914 176.09 基圆直径 46 193 53 169 三、 轴的结构设计和计算 轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。

1、轴的结构设计 中间轴：
1.1、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢调质处理。

按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2，取A=110 dmin≥ A﹙P2/n2﹚⅓=32.83mm 1.2、按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 初步选择圆锥滚子轴承。取安装轴承段直径d =35mm,选取30207型圆锥滚子轴承，其尺寸为，D=72mm ,T=18.25mm,B=17mm,C=15mm，a=15.3mm。

由于轴承的安装尺寸42mm，现取高速齿轮轴段d1=40mm，齿轮距箱体内壁的距离Δ1=10mm,齿轮2与齿轮3轮毂端面间距Δ3=8mm 由于低速级小齿轮d3=56.914mm,则取齿轮轴段d2=40mm，低速级小齿轮齿宽为64mm，。

由于高速级大齿轮的齿宽为50 mm，且由于高速级大齿轮与轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取d3=45mm。

高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ1=10 mm. 两轴承支点间距离：L=2﹙T-a﹚+2Δ1+B3+Δ3+ι=147.9mm ι=50mm 齿轮3的对称线与左端轴承支点距离：L1=﹙T-a﹚+Δ1+ B3/2=45.95mm 齿轮2与齿轮3对称线间距：L2=B2/2+Δ3+ι/2=58mm 齿轮2与右端轴承支点距离：L3=ι/2+Δ1+﹙T-a﹚=35.95mm 2、中间轴的校核：
﹙一﹚、 中间轴的各参数如下：
=253.89N·m =138.8r/min =3.69 KW ﹙二﹚、中间轴上的各力：
低速级小齿轮：Ft1=8.908KN Fr1=3.355KN Fa1=2.3699KN d1=56.914mm 高速级大齿：Ft2=2.465 KN Fr1=0.926 KN Fa1=0.631 KN d2=206.45mm ﹙三﹚、绘制轴的计算简图：
水平面（H平面）：
铅垂面（V平面）：
﹙四﹚、弯矩图：
﹙五﹚、校核轴的强度 ①计算支反力：
水平面：∑MB=0 RAH×L-Ft3×﹙L2+L3﹚-Ft3×L3=0 RAH=6.832KN ∑F=0 RBH=Ft2+Ft3-RAH=4.541KN 垂直面：∑MB=0 RAV×L-Fr3×﹙L2+L3﹚+Fα3×d3/2+Fr2×L3+Fα2×d2/2=0 RAV=1.532KN ∑F=0 RBV=Fr3-Fr2-RAV=0.897KN ②计算弯矩：
水平面：MCH=- RAH×L1=-283.25N·M MDH=- RBH×L3=-187.78N·M 垂直面：MCV1= RAV×L1=45.229N·M MCV2= RAV×L1+ Fα3×d3/2=112.893 N·M MDV1= RBV×L3=52.414 N·M MDV2= RBV×L3- Fα2×d2/2=-10.486 N·M ③合成弯矩：
MC1=﹙MCH 2+ MCV12﹚½=287.61NM MC2=﹙MCH 2+ MCV22﹚½=305.168NM MD1=﹙MDH 2+ MDV12﹚½=194.072NM MD2=﹙MDH 2+ MDV22﹚½=188.032NM ④计算扭矩：
=149.795NM 减速器单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力，取系数α=0.59 ⑤计算弯矩：
McaC1=MC1=287.61NM McaC2=﹙MC22+T2﹚½=362.89NM McaD1= MD1=194.072NM McaD2=﹙MD22+T2﹚½=270.9NM ⑥判断危险截面：
由计算弯矩图可见，C剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力 σcaC = McaC2/W=10 McaC2/d13=56.54MPa＜[σ-1]=60MPa 查表轴的材料为45号钢调质，可知：[σ-1]=60MPa，安全。

四、 键联接的选择及计算 键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用平键联接。

1、键的选择 取中间轴段的普通平键进行说明，具体结构：
据中间轴尺寸d=40mm，由[3]P388附录E中查得键尺寸：键宽b=12mm,键高h=8mm,由轴毂宽B2=48mm、B3=64mm并参考键的长度系列，取键长L2=40mm，L3=56mm，选圆头普通平键（A型）。

2、键的校核 键与轮毂键槽的接触高度t1=3.3mm,许用挤压应力[σp]=120～150MPa，取中间值[σp]=130，可知：σp=2 T/﹙hld﹚=253.89×2/﹙8×28×40﹚=56.67＜[σp] 该平键联接的强度是足够的。按照同样的方法选择其它键，具体主要参数如下：
轴 键 键槽 公称直径d 公称尺寸b×h 键长 L 键的标记 宽度b 深度 公称尺寸b 极限偏差 轴 t 榖 t1 一般键联接 轴N9 榖JS9 >22～30 8×7 45 键 C8×45 GB1096-2003 8 0 -0.036 0.018 -0.018 4 3.3 >38～44 12×8 40 键 12×40 GB1096-2003 12 0 -0.043 0.0215 -0.0215 5 3.3 >44～50 14×9 45 键 14×45 GB1096-2003 14 0 -0.043 0.0215 -0.0215 6 4.3 >38～44 12×8 5 键 C12×70 GB1096-2003 12 0 -0.043 0.0215 -0.0215 5 3.3 五、 滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。

与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。

1、轴承的选择与结构设计 由于转速适中，受轴向力和承受径向载荷，故选用圆锥滚子轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为30207型。：
根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下 2、轴承的校核 2.1轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：
1 2 R1 R2 FA 2.2轴承的校核 以中间轴为例，由P411附录H查得Cr = 51500N ，=37200N，P201表10.9查得1.25，对于球轴承3 计算当量动载荷P：
装轴承处的轴径 D=40mm （中间轴上有两个齿轮） 低速级小齿轮：
Ft1=8.9084KN Fa1=2.37KN Fr1=3.3568KN, 高速级大齿轮：
Ft2=2.6529KN Fa2=0.6792KN Fr2=0.9996KN 则Fa =｜Fa1- Fa2｜=1.6908KN Fr =｜Fr1+ Fr2｜=2.3572KN Fa/=0.0455 e=0.37 Y=1.6 Fa/ Fr =0.7173＞e 计算当量动载荷P=1.25﹙0.4 Fr +1.6Fa﹚=4.5602KN Lh=106﹙ft Cr /P﹚³ /60n=326438.8747h＞2×8×300×10=48000h 即所选轴承满足工作要求。

具体参数如下表。

轴承型号系列 基本尺寸 安装尺寸 d D B da 30205 25 52 15 31 30207 35 72 17 42 30210 50 90 20 57 3、减速器箱体的结构设计 箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。由[3]P361表15-1设计减速器的具体结构尺寸如下表：
减速器铸造箱体的结构尺寸 名称 符号 结构尺寸 机座壁厚 δ 10 机盖壁厚 δ1 10 机座凸缘、机盖凸缘和机座底凸缘厚度 b,b1,b2 12,12,20 机盖和箱座上的肋厚 m，m1 8 轴承旁凸台的高度和半径 h,R 50，16 轴承盖的外径 D2 D+（5-5.5）d3 地脚螺钉 直径与数目 df 双级减速器 a1+a2 小于350 df 16 n 6 通孔直径 df′ 17.5 沉头座直径 D0 33 螺栓距机壁距离 C1min 25 螺栓距凸缘外缘距离 C2min 23 联接螺栓 轴承旁联接螺栓 箱座、箱盖联接螺栓 直径 d d1=12 d2=10 通孔直径 d¹ 13.5 11 沉头座直径 D 26 22 凸缘尺寸 c1min 20 18 c2min 16 14 轴承盖螺钉直径 d3 8 视孔盖螺钉直径 d4 6 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 Δ1 10 齿轮端面与箱体内壁的距离 Δ2 10 4、减速度器的附件 为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。

4.1.窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。

4.2通气器 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。结构图如下。

设计小结 通过3周的时间，我们自己动手设计了一个机械装置（减速器），这是大学以来我们花时间最多的一个自己真正动手演练的实践。通过这样的一个过程，我们了解并实践了机械设计的基本过程。同时我认识到了机械设计是一门实践性和经验性要求很高的学科，虽然是自己设计，但是要遵循很多标准。机械设计的过程实际上就是一个不断用标准来完善的过程，而且在设计时要首先作一些假设，通过后面的设计进行比对，重复修改，不断完善。要想设计出一件好的产品需要我们手头有完善的标准和经验。经过这次训练，我们积累了一些经验，同时更加熟悉了CAD软件的运用，尤其是我们使用三维软件的，通过这次训练，我们接触到了UG软件的更多模块，对其使用更加熟练。

针对我个人的设计我谈一下优缺点：优点——虽是一个两级的减速器，但整体尺寸较小，且其总传动比较大，经校核其强度和要求都比较符合；
使用UG进行设计零件和装配，能很好的反映出设计结果，便于虚拟实验，同时也可导成二维图。缺点——设计过程中为了保证箱体强度其厚度取得较大，这样加大了整体重量，可以进一步计算和实验来减轻重量；
轴的结构设计有些不太合理，可以进一步考虑进行完善；
齿轮的造型是通过其他软件直接生成后导入UG的，从而在图上看着不是很完美，有待进一步学习UG软件，从而做出在UG里显示较好的齿轮，另外装配中，齿轮的啮合没有很好的表示出来，只保证了中心距；
部分箱体结构的型号选择是凭感觉得出的，没有太多的依据。

在课程设计中，老师给了我们耐心的指导和结构设计上的创新，在此由衷感谢老师对我们的帮助！ 当然，三周时间设计出来的产品，其可靠性是值得有些怀疑的，有待于进一步探讨和验证，再说又是我们第一次作这种专业性很强的设计，问题难免很多。