下面是范文網小編分享的設計兩級圓柱齒輪減速器機械設計課程設計(二級圓柱齒輪減速器設計)，供大家參考。

　　《機械設計》課程 設計說明書 機械設計課程設計題目 題目名稱：設計兩級圓柱齒輪減速器 說 明：

　　此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設備兩班制工作，工作期限十年，戶內使用。

　　傳送簡圖如下：

　　技術參數(shù) 已 知 條 件 數(shù) 據(jù) 組 號 1 2 3 4 5 6 7 8 鼓輪直徑（mm）

　　300 330 350 350 380 300 360 320 傳送帶運行速度（m/s）

　　 傳送帶從動軸所需扭矩（N﹒m）

　　700 670 650 950 1050 900 660 900 帶式輸送機由電動機驅動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經連軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。

　　目 錄 第一章 電動機的選擇………………………………….......................................1 1．1 電動機的選擇………………………………….….………………………..…....1 1．2 裝置運動及動力參數(shù)計算……………………………………………....….2 第二章 傳動零件的設計計算………………….……………………….…....…3 2. 1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算………………………….…..........3 2．2 低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算……….……….….…….….….....7 第三章 軸的結構設計和計算…………………………………….….....……...12 3．1 軸的結構設計…………………………….……….……………….…….….…...12 3. 2 中間軸的校核..……..............................................................................................16 第四章 鍵聯(lián)接的選擇與計算.............................................................................22 第五章 滾動軸承的選擇與計算........................................................................23 第六章 箱體及附件的結構設計和選擇……………….…………….……....26 6．1 減速器箱體的結構設計……….………………….….........................................26 6．2 減速器的附件……………………………………….……………………......…27 設計小結……………………………………………………………………....……..34 參考資料……………………………………………………………………...……...35 一、 電動機的選擇 1. 電動機的選擇 電動機類型的選擇 電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件,選用Y系列三相異步電動機。

　　電動機功率的選擇 由本書式()，根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉速為：D=330mm r/min 一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為11或16。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以二級傳動的傳動方案。即采用兩級圓柱齒輪減速箱的展開式。該方案一般采用斜齒輪，其總傳動比較大，結構簡單，制造成本也較低，應用最廣。由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒寬載荷分布不均勻，要求軸有較大剛度。

　　工作機所需要的有效功率為: Pw=T×nw/9550=670×/9550= kW 為了計算電動機的所需功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率。設為彈性聯(lián)軸器效率為，為齒輪傳動（7級）的效率為，為滾動軸承傳動效率為，為V帶傳動為，w=1。

　　則傳動裝置的總效率為: =1××××2= 電動機所需的功率為：/= kW 確定電動機額定功率為：。

　　電動機的轉速：

　　為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由本書查得V帶傳動常用傳動比范圍iv=2~4,單級圓柱齒輪傳動比范圍i`2=3~6,傳送帶傳動比i`3=1,則電動機轉速可選范圍為：

　　nd1=nwivi21i21i31=~6944 r/min 可見同步轉速為1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的電動機均符合。這里初步選分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：

　　方 案 型 號 額定功率 (kW) 轉速 (r/min) 同步 滿載 1 Y112M1-4 4 1500 1440 2 Y132M1-6 4 1000 960 2. 裝置運動及動力參數(shù)計算 、傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 ﹙一﹚、傳動裝置總傳動比：

　　根據(jù)電動機的滿載轉速和滾筒轉速可算出傳動裝置總傳動比為 i1=nm/nw=960/= i2= nm/nw=1440/= ﹙二﹚、分配各級傳動比：取V帶傳動的傳動比iv= ，則兩級減速箱的傳動比為：

　　iz1=i2/iv=/= iz2=i1/iv=/= 其中 可解得， if1= is1= if2= is2= 因為所得的iF和iS的值符合一般圓柱齒輪傳動比的常用范圍，故可選方案1；

　　又因為方案2得出的iF和iS的值不符合一般圓柱齒輪傳動比的常用范圍，所以不選。

　　﹙三﹚、各軸的轉速 設電動機的軸為0軸，減速箱的高速軸為1軸，中速軸為2軸，低速軸為3軸，則各軸的轉速為：

　　n1=n0/iv=1440/=576 r/min n2=n1/if=576/= r/min n3=n2/is=/= r/min ﹙四﹚、各軸的輸入功率 按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即 ㈤、各軸的轉矩 T0=9550p0/n0=9550 T1=9550p1/n1=9550×/576= T2=9550p2/n2=9550×/= T3=9550p3/n3=9550×/= 將以上計算結果整理后列于下表，供以后計算使用：

　　項目 電動機軸0 高速軸1 中速軸2 低速軸3 轉速（r/min）

　　1440 576 功率（kw）

　　4 轉矩（N·m）

　　 、V帶傳動的設計計算 ﹙一﹚、確定計算功率Pca ：

　　Pca=KA×P KA= 由電動機選型可知: P=4 kw ∴ ﹙二﹚、選擇V帶的帶型：根據(jù)傳動的形式，選用普通V帶；

　　再根據(jù)Pca、n1，由機械設計手冊查得：確定選用A型V帶。

　　﹙三﹚、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 初選小帶輪的基準直徑dd1：由機械設計手冊P60查得，取小帶輪的基準直徑dd1=100mm。

　?、隍炈銕賤 ：按機械設計手冊，驗算帶的速度 v=πdd1n1/=π×100×1440/=/s dd2=idd1=100×1440/576=250mm 初選帶輪的中心距a0，按下式選取 (dd2+ dd1)mm ＜a0＜2(dd2+ dd1)mm 取a0=500mm 按機械設計表8-8 Ld1≈2a0+π(dd2+ dd1)/2+( dd2- dd1)/(4a0)= 根據(jù)Ld1由表選取相近的基準長度Ld a≈a0+(Ld－ Ld1)/2= 驗算主動輪上的包角α1， α1≈180°－（dd2- dd1）×60°/a=°＞120° 合適。

　　計算V帶的根數(shù)z 由n0=1440r/min dd1=100mm i=,查表（a）和表（b）得P0=，ΔP0=，查表得Kα=，查表得KL=，則由式得：

　　z=Pca/[(P0+ΔP0)KαKL]=/[(+)] ××= 取z=4 ③計算預緊力F0：查表得q=/m，由式得：

　　F0=500Pca(/Kα－1)/(vz)+qv 2 =500××﹙/－1﹚/﹙×4﹚+×2= ④計算作用在軸上的壓軸力FQ：

　　由式得：FQ=2zF0sin（α?/2）=2×4××sin（α?/2）= 二、 傳動零件的設計計算 斜齒圓柱齒輪減速器的設計選用標準斜齒圓柱齒輪傳動。標準結構參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。

　　1. 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 ﹙一﹚、選擇齒輪材料及熱處理方式：

　　由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場合。根據(jù)設計要求現(xiàn)選軟齒面組合：

　　小齒輪選擇45鋼調質,HBS=217～255；

　　大齒輪選擇45鋼?；?HBS=162～217；

　　此時兩齒輪最小硬度差為217-162=55；

　　比希望值略小些，可以初步試算。

　　﹙二﹚、齒數(shù)的選擇：

　　現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選=24 ==4.= 取大齒輪齒數(shù)=100，則齒數(shù)比（即實際傳動比）為=/=100/24=。與原要求僅差()/=%，故可以滿足要求。

　　﹙三﹚、選擇螺旋角β：按經驗 ，8°<<20°,現(xiàn)初選=15° ﹙四﹚、計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù)：

　　z= z/cosβ=24/ cos15°= z= z/cosβ=100/ cos15°= 線性差值求得：

　　YFα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙27-26﹚= YSα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙27-26﹚= YFα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙150-100﹚= YSα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙150-100﹚= ﹙五﹚、選擇齒寬系數(shù)：

　　由于減速器為展開式雙級齒輪傳動，所以齒輪相對支承只能為非對稱簡支結構，故齒寬系數(shù)不宜選得過大，參考[1]表7-7，選擇φ為～，現(xiàn)選φ= ﹙六﹚、選擇載荷系數(shù)：取Kt= ﹙七﹚、計算I號齒輪軸上的扭矩TI :·m ﹙八﹚、計算幾何參數(shù)：

　　tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°= t=°=20°38′47″ sin= sincos== sin15°cos20°= b=°=14°04′31″ = =φz1tan=×1×24×tan15°= ﹙九﹚、按齒面接觸疲勞強度設計：

　　①區(qū)域系數(shù)：

　　ZH =[2COSβb/﹙sinαtcosαt﹚]1/2= ②彈性影響系數(shù): Z= ③應力循環(huán)次數(shù)：

　　N1=60n1jLh=60×﹙1440/﹚×1×﹙2×8×300×10﹚=×109 N2= N1/i2=×109/=×108 ④接觸疲勞壽命系數(shù)KHN：由圖查得 KHN1= KHN2= ⑤彎曲疲勞壽命系數(shù)KHN：由圖查得 KFN1= KFN1= ⑥齒齒輪齒面接觸疲勞極限：

　　由表按齒面硬度差得σHlim1=σHlim2= 去失效概率為1％，安全系數(shù)SH=1，得 [σH1]=KHN1σHlim1/SH= [σH2]= KHN2σHlim2/SH= ﹙[σH1]+ [σH2]﹚/2=≤[σ] ≤[σH1]= 取[σ]=460MPa ⑦小齒輪分度圓直徑：

　　dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σ]﹚2/﹙φdεαi﹚﹜ ?= ⑧計算法面模數(shù)m ：m=cosd/z=cos15°/24= mm ﹙十﹚、按齒根彎曲疲勞強度設計：

　?、儆嬎懵菪窍禂?shù)Y：因＝>1，按＝1計算得：

　　Y＝1-β/120°＝1－115°/120°＝0. ②初算中心距：

　　a=m(z1+ z)/2cos=(24+100)/2cos15°= 取a=128 mm ③計算齒形系數(shù)與許用應力之比值：

　　取安全系數(shù)SF=， KFN1= KFN1= [σF1]= KFN1σFlim1/SF= [σF2]= KFN2σFlim2/SF= MPa YSα1Y/[]=×/= YSα2Y/[]=×/= 由于YSα1Y/[]較大，用小齒輪的參數(shù)YSα1Y/[]代入公式， ④計算齒輪所需的法面模數(shù)：= ﹙十一﹚、 決定模數(shù) 由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。所以對比兩次求出的結果，按接觸疲勞強度所需的模數(shù)較大，齒輪易于發(fā)生點蝕破壞，即應以mn≥為準。根據(jù)標準模數(shù)表，暫定模數(shù)為：

　　m= ﹙十二﹚、初算中心距：

　　×(24+100)/2cos15°= 取 a=128mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：按標準中心距修正β：

　　β=arccos [ mn﹙z1+z2﹚/﹙2 a﹚]= arccos [﹙24+100﹚/128 ]=° ﹙十四﹚、計算端面模數(shù)：mt=mn/cosβ= ﹙十五﹚、計算傳動的其他尺寸：

　　d1= mn z1=×24= d2= mn z2=×100= b2= d1φd=1×=50mm b1= b2+7=+6=56mm ﹙十六﹚、計算齒面上的載荷：

　　Ft=2T1/d1=2×/= Fr= Fttanαt=×°= KN Fα=Fttanβ=×°= KN ﹙十七﹚、選擇精度等級 齒輪的圓周轉速：ν=πd1n1/=/s 因運輸機為一般通用機械，故選齒輪精度等級為7級是合宜的。

　　﹙十八﹚、齒輪圖：

　　2. 低速級斜齒圓柱齒輪的傳動設計計算 ﹙一﹚、選擇齒輪材料及熱處理方式：

　　由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場合。根據(jù)設計要求現(xiàn)選軟齒面組合：

　　根據(jù)[1]P102表8-1得：

　　小齒輪選擇45鋼調質,HBS=217～255；

　　大齒輪選擇45鋼常化,HBS=162～217；

　　此時兩齒輪最小硬度差為217-162=55；

　　比希望值略小些，可以初步試算。

　　﹙二﹚、齒數(shù)的選擇：

　　現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選=22 ==3.= 取大齒輪齒數(shù)z=70，則齒數(shù)比（即實際傳動比）為=z/z1=70/22=與原要求僅差()/=%，故可以滿足要求。

　　﹙三﹚、選擇螺旋角β：

　　按經驗 ，8°<<20°,現(xiàn)初選=15° ﹙四﹚、計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù)：

　　z= 1 /cos=22/ cos15°= z= /cos=70/ cos15°= 由[1]P111表8-8線性差值求得：

　　YFα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙25-24﹚= YSα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙25-24﹚= YFα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙80-70﹚= YSα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙80-70﹚= ﹙五﹚、選擇齒寬系數(shù)：

　　由于減速器為展開式雙級齒輪傳動，所以齒輪相對支承只能為非對稱簡支結構，故齒寬系數(shù)不宜選得過大，參考P123表，選擇φ為～，現(xiàn)選φ=1 ﹙六﹚、選擇載荷系數(shù)：載荷系數(shù)K為～。

　　取Kt= ﹙七﹚、計算II號齒輪軸上的扭矩TII: T2=9550×P2/n2= N·m ﹙八﹚、計算幾何參數(shù)：

　　tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°= =° sin= sincos= sin15°cos20° = =° =1. =φz1tan=×122tan15°= ﹙九﹚、按齒面接觸疲勞強度設計：

　　①區(qū)域系數(shù)：

　　Z=[2cosβb/﹙sinαtcosαt﹚] ?= ②彈性影響系數(shù): Z= KHN1＝ KHN2= σHlim1=σHlim2＝515 MPa S= ③許用接觸應力：[σH1]=σHlim1KHN1/SH= MPa [σH2] =σHlim2KHN2/SH= MPa ﹙[σH1] ＋[σH2]﹚／2= MPa≤[σH] ≤[σH1]= MPa 取[σH]=490 MPa ④小齒輪分度圓直徑：dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σH]﹚2/﹙φdεαi﹚﹜ ?= b= dt1φd= b/h=φd z1/﹙β﹚= Kv= Kα= KA=1 KHβ= K=KvKαKβKA= d1= dt1﹙K/Kt﹚?= ⑤圓周速度：ν=πdt1n2/=/s ⑥計算法面模數(shù)m: m=cos d1/z=cos15°/22= ﹙十﹚、按齒根彎曲疲勞強度設計：

　?、儆嬎懵菪窍禂?shù)Y：

　　因＝，計算得：Y＝1-＝1－1.°/120°＝ ②計算齒形系數(shù)與許用應力之比值：

　　SF= 查圖得 KFN1= KFN1= 查表得 σFlim1=σFlim2= [σF1]= KFN1σFlim1/ SF = [σF2]= KFN2σFlim2/ SF = YSα1Y/[ F1]=×/ = YSα2Y/[ F2]=×/= ③計算齒輪所需的法面模數(shù)：Kv= Kα= KA=1 KFβ= K=KvKαKβKA= =﹙2××××cos2β×/1./222﹚?= ﹙十一﹚、按接觸強度決定模數(shù)值，取m = ﹙十二﹚、初算中心距：

　　a=mn(z1+ z)/2cos=(22+70)/ ﹙2cos15°﹚= mm 取 a=119 mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：

　　按標準中心距修正β：cosβ= mn﹙Z1＋Z2﹚/2a=0. β=° ﹙十四﹚、計算端面模數(shù)：mt= mn / cosβ= ﹙十五﹚、計算傳動的其他尺寸：

　　d1= mn z1=×22= d2= mn z2=×70= b2= d1φd=1×=57mm b1= b2+7=+7=64mm ﹙十六﹚、計算齒面上的載荷：

　　Ft=2T1/d1=2×/= KN Fr= Fttanαt=×°= KN Fα=Fttanβ=×°= KN 齒輪的主要參數(shù) 高速級 低速級 齒數(shù) 24 100 22 70 中心距 128 119 法面模數(shù) 端面模數(shù) 螺旋角 14°22′41″ 14°53′53″ 法面壓力角 端面壓力角 20°38′47″ 20°39′49″ 齒寬b 56 50 64 57 齒根高系數(shù)標準值 1 1 齒頂高系數(shù) 齒頂系數(shù)標準值 當量齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 46 193 53 169 三、 軸的結構設計和計算 軸是組成機械的主要零件，它支撐其他回轉件并傳遞轉矩，同時它又通過軸承和機架連接。所有軸上零件都圍繞軸心做回轉運動，形成一個以軸為基準的組合體——軸系部件。

　　1、軸的結構設計 中間軸：

　　、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼調質處理。

　　按扭轉強度法估算軸的直徑,由[1]P207表12—2，取A=110 dmin≥ A﹙P2/n2﹚?= 、按軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇圓錐滾子軸承。取安裝軸承段直徑d =35mm,選取型圓錐滾子軸承，其尺寸為，D=72mm ,T=,B=17mm,C=15mm，a=。

　　由于軸承的安裝尺寸42mm，現(xiàn)取高速齒輪軸段d1=40mm，齒輪距箱體內壁的距離Δ1=10mm,齒輪2與齒輪3輪轂端面間距Δ3=8mm 由于低速級小齒輪d3=,則取齒輪軸段d2=40mm，低速級小齒輪齒寬為64mm，。

　　由于高速級大齒輪的齒寬為50 mm，且由于高速級大齒輪與軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，故取d3=45mm。

　　高速級大齒輪距箱體內壁的距離Δ1=10 mm. 兩軸承支點間距離：L=2﹙T-a﹚+2Δ1+B3+Δ3+ι= ι=50mm 齒輪3的對稱線與左端軸承支點距離：L1=﹙T-a﹚+Δ1+ B3/2= 齒輪2與齒輪3對稱線間距：L2=B2/2+Δ3+ι/2=58mm 齒輪2與右端軸承支點距離：L3=ι/2+Δ1+﹙T-a﹚= 2、中間軸的校核：

　　﹙一﹚、 中間軸的各參數(shù)如下：

　　=·m =/min = KW ﹙二﹚、中間軸上的各力：

　　低速級小齒輪：Ft1= Fr1= Fa1= d1= 高速級大齒：Ft2= KN Fr1= KN Fa1= KN d2= ﹙三﹚、繪制軸的計算簡圖：

　　水平面（H平面）：

　　鉛垂面（V平面）：

　　﹙四﹚、彎矩圖：

　　﹙五﹚、校核軸的強度 ①計算支反力：

　　水平面：∑MB=0 RAH×L-Ft3×﹙L2+L3﹚-Ft3×L3=0 RAH= ∑F=0 RBH=Ft2+Ft3-RAH= 垂直面：∑MB=0 RAV×L-Fr3×﹙L2+L3﹚+Fα3×d3/2+Fr2×L3+Fα2×d2/2=0 RAV= ∑F=0 RBV=Fr3-Fr2-RAV= ②計算彎矩：

　　水平面：MCH=- RAH×L1=-·M MDH=- RBH×L3=-·M 垂直面：MCV1= RAV×L1=·M MCV2= RAV×L1+ Fα3×d3/2= N·M MDV1= RBV×L3= N·M MDV2= RBV×L3- Fα2×d2/2=- N·M ③合成彎矩：

　　MC1=﹙MCH 2+ MCV12﹚?= MC2=﹙MCH 2+ MCV22﹚?= MD1=﹙MDH 2+ MDV12﹚?= MD2=﹙MDH 2+ MDV22﹚?= ④計算扭矩：

　　= 減速器單向運轉，扭轉剪應力按脈動循環(huán)變應力，取系數(shù)α= ⑤計算彎矩：

　　McaC1=MC1= McaC2=﹙MC22+T2﹚?= McaD1= MD1= McaD2=﹙MD22+T2﹚?= ⑥判斷危險截面：

　　由計算彎矩圖可見，C剖面處得計算彎矩最大，該處得計算應力 σcaC = McaC2/W=10 McaC2/d13=＜[σ-1]=60MPa 查表軸的材料為45號鋼調質，可知：[σ-1]=60MPa，安全。

　　四、 鍵聯(lián)接的選擇及計算 鍵是標準件，通常用于聯(lián)接軸和軸上的零件，起到周向固定的作用并傳遞轉矩。有些類型的鍵還可以實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動。根據(jù)所設計的要求。此次設計采用平鍵聯(lián)接。

　　1、鍵的選擇 取中間軸段的普通平鍵進行說明，具體結構：

　　據(jù)中間軸尺寸d=40mm，由[3]P388附錄E中查得鍵尺寸：鍵寬b=12mm,鍵高h=8mm,由軸轂寬B2=48mm、B3=64mm并參考鍵的長度系列，取鍵長L2=40mm，L3=56mm，選圓頭普通平鍵（A型）。

　　2、鍵的校核 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度t1=,許用擠壓應力[σp]=120～150MPa，取中間值[σp]=130，可知：σp=2 T/﹙hld﹚=×2/﹙8×28×40﹚=＜[σp] 該平鍵聯(lián)接的強度是足夠的。按照同樣的方法選擇其它鍵，具體主要參數(shù)如下：

　　軸 鍵 鍵槽 公稱直徑d 公稱尺寸b×h 鍵長 L 鍵的標記 寬度b 深度 公稱尺寸b 極限偏差 軸 t 榖 t1 一般鍵聯(lián)接 軸N9 榖JS9 >22～30 8×7 45 鍵 C8×45 GB1096-2003 8 0 - - 4 >38～44 12×8 40 鍵 12×40 GB1096-2003 12 0 - - 5 >44～50 14×9 45 鍵 14×45 GB1096-2003 14 0 - - 6 >38～44 12×8 5 鍵 C12×70 GB1096-2003 12 0 - - 5 五、 滾動軸承的選擇及計算 軸承是支承軸的零件，其功用有兩個：支承軸及軸上零件，并保持軸的旋轉精度，減輕轉軸與支承之間的摩擦和磨損。

　　與滑動軸承相比，滾動軸承具有啟動靈活、摩擦阻力小、效率高、潤滑簡便及易于互換等優(yōu)點，所以應用廣泛。它的缺點是抗沖擊能力差，高速時有噪聲，工作壽命也不及液體摩擦滑動軸承。

　　1、軸承的選擇與結構設計 由于轉速適中，受軸向力和承受徑向載荷，故選用圓錐滾子軸承。下面以中間軸為例初選軸承型號為型。：

　　根據(jù)初算軸徑，考慮軸上零件的定位和固定，估計出裝軸承處的軸徑，再假設選用輕系列軸承，這樣可初步定出滾動軸承的型號。軸承具體結構如下 2、軸承的校核 軸承的固定方式為全固式，故軸向外載荷F全部由軸承1承受具體如下圖：

　　1 2 R1 R2 FA 軸承的校核 以中間軸為例，由P411附錄H查得Cr = N ，=N，P201表查得，對于球軸承3 計算當量動載荷P：

　　裝軸承處的軸徑 D=40mm （中間軸上有兩個齒輪）

　　低速級小齒輪：

　　Ft1= Fa1= Fr1=, 高速級大齒輪：

　　Ft2= Fa2= Fr2= 則Fa =｜Fa1- Fa2｜= Fr =｜Fr1+ Fr2｜= Fa/= e= Y= Fa/ Fr =＞e 計算當量動載荷P=﹙ Fr +﹚= Lh=106﹙ft Cr /P﹚3 /60n=.8747h＞2×8×300×10=h 即所選軸承滿足工作要求。

　　具體參數(shù)如下表。

　　軸承型號系列 基本尺寸 安裝尺寸 d D B da 25 52 15 31 35 72 17 42 50 90 20 57 3、減速器箱體的結構設計 箱體是加速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。由[3]P361表15-1設計減速器的具體結構尺寸如下表：

　　減速器鑄造箱體的結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ1 10 機座凸緣、機蓋凸緣和機座底凸緣厚度 b,b1,b2 12,12,20 機蓋和箱座上的肋厚 m，m1 8 軸承旁凸臺的高度和半徑 h,R 50，16 軸承蓋的外徑 D2 D+（）d3 地腳螺釘 直徑與數(shù)目 df 雙級減速器 a1+a2 小于350 df 16 n 6 通孔直徑 df′ 沉頭座直徑 D0 33 螺栓距機壁距離 C1min 25 螺栓距凸緣外緣距離 C2min 23 聯(lián)接螺栓 軸承旁聯(lián)接螺栓 箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓 直徑 d d1=12 d2=10 通孔直徑 d1 11 沉頭座直徑 D 26 22 凸緣尺寸 c1min 20 18 c2min 16 14 軸承蓋螺釘直徑 d3 8 視孔蓋螺釘直徑 d4 6 大齒輪頂圓與箱體內壁的距離 Δ1 10 齒輪端面與箱體內壁的距離 Δ2 10 4、減速度器的附件 為了保證減速器正常工作和具備完善的性能，如檢查傳動件的嚙合情況、注油、排油、通氣和便于安裝、吊運等。減速器箱體上常設置某些必要的裝置和零件，這些裝置和零件及箱體上相應的局部結構統(tǒng)稱為附件。

　　窺視孔和視孔蓋 窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況和潤滑情況等，并可由該孔向箱內注入潤滑油，平時由視孔蓋用螺釘封住。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，蓋板底部墊有紙質封油墊片。

　　通氣器 減速器工作時，箱體內的溫度和氣壓都很高，通氣器能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內、外氣壓平衡，以免潤滑油沿箱體接合面、軸伸處及其它縫隙滲漏出來。結構圖如下。

　　設計小結 通過3周的時間，我們自己動手設計了一個機械裝置（減速器），這是大學以來我們花時間最多的一個自己真正動手演練的實踐。通過這樣的一個過程，我們了解并實踐了機械設計的基本過程。同時我認識到了機械設計是一門實踐性和經驗性要求很高的學科，雖然是自己設計，但是要遵循很多標準。機械設計的過程實際上就是一個不斷用標準來完善的過程，而且在設計時要首先作一些假設，通過后面的設計進行比對，重復修改，不斷完善。要想設計出一件好的產品需要我們手頭有完善的標準和經驗。經過這次訓練，我們積累了一些經驗，同時更加熟悉了CAD軟件的運用，尤其是我們使用三維軟件的，通過這次訓練，我們接觸到了UG軟件的更多模塊，對其使用更加熟練。

　　針對我個人的設計我談一下優(yōu)缺點：優(yōu)點——雖是一個兩級的減速器，但整體尺寸較小，且其總傳動比較大，經校核其強度和要求都比較符合；

　　使用UG進行設計零件和裝配，能很好的反映出設計結果，便于虛擬實驗，同時也可導成二維圖。缺點——設計過程中為了保證箱體強度其厚度取得較大，這樣加大了整體重量，可以進一步計算和實驗來減輕重量；

　　軸的結構設計有些不太合理，可以進一步考慮進行完善；

　　齒輪的造型是通過其他軟件直接生成后導入UG的，從而在圖上看著不是很完美，有待進一步學習UG軟件，從而做出在UG里顯示較好的齒輪，另外裝配中，齒輪的嚙合沒有很好的表示出來，只保證了中心距；

　　部分箱體結構的型號選擇是憑感覺得出的，沒有太多的依據(jù)。

　　在課程設計中，老師給了我們耐心的指導和結構設計上的創(chuàng)新，在此由衷感謝老師對我們的幫助！ 當然，三周時間設計出來的產品，其可靠性是值得有些懷疑的，有待于進一步探討和驗證，再說又是我們第一次作這種專業(yè)性很強的設計，問題難免很多。

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