目录
绪论 (4)
1.电动机选择 (5)
1.1确定电机功率 (5)
1.2确定电动机转速 (6)
2.传动比分配 (6)
2.1总传动比 (6)
2.2分配传动装置各级传动比 (6)
3.运动和动力参数计算 (6)
3.1各轴转速 (6)
3.2各轴功率 (6)
3.3各轴转矩 (7)
4.传动零件的设计计算 (7)
4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算 (7)
4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算 (11)
5.装配零件设计 (14)
5.1 轴最小直径初步估计 (14)
5.2 联轴器初步选择 (14)
5.3 轴承初步选择 (14)
5.4 键的选择 (15)
5.5 润滑方式选择 (15)
6.减速器箱体主要结构尺寸 (16)
7.轴的受力分析和强度校核 (17)
7.1 高速轴受力分析及强度校核 (17)
7.2 中间轴受力分析及强度校核 (19)
7.3 低速轴受力分析及强度校核 (21)
8.轴承寿命计算 (24)
8.1 高速轴寿命计算 (24)
8.2 中间轴寿命计算 (25)
8.3 低速轴寿命计算 (26)
9.键连接强度计算 (27)
9.1 高速轴上键连接强度计算 (27)
9.2 中间轴键强度计算 (28)
9.3 低速轴链接键强度计算 (29)
10.设计总结 (29)
参考文献 (30)
绪论
机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。
本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。
此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。
本课程设计的设计任务是二级圆柱齿轮减速器的设计。
减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。
本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图（Auto CAD）PROE的机会。
计算内容和设计步骤：
内壁距离
齿轮端面与内箱壁距离△
2
＞δ10
箱盖箱座肋厚m1,m m1≈0.85δ1，m≈0.86δm1=7
m=7 轴承端盖外径D2D+（5～5.5）d3D21=95
D22=102
D23=120
轴承旁联接螺栓距离S 尽量靠近，Md1和Md2
互不干涉为准，一般取s
≈D2
S1=95
S2=102
S3=120
7 轴的受力分析和强度校核
（高速轴）7.1 高速轴受力分析及强度校核
如图小齿轮受力：
451056.30223
111⨯⨯=
=d T F t =1358.2 N
20tan 2.1358tan 11⨯==αt r F F =494.4 N 受力分析：
由轴的结构图得： L 1=134mm L 2=51.5mm 水平面：由
1
121221211)()(L F L L F L F L L F r NH r NH =+=+
得： F NH1=137.3N F NH2=357.1N 弯矩 M H =11L F NH =18390.7 N ·mm 铅垂面：由
1
121221211)()(L F L L F L F L L F t NV t NV =+=+
得： F NV1=377.1N F NV2=981.14 N 弯矩 M V =11L F NV =50526.7 N ·mm
F
1
t =1358.2
N
F 1r =494.4N
F NH1=137.3N F NH2=357.1N M H =8390.7
N ·mm
F NV1=377.1N F NV2=981.14N
M V =50526.
总弯矩 M 1=2
2V H M M +=53770 N ·mm 扭矩 T 1=30560 N ·mm
按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6 w
T M ca 2
12
1)(ασ+=
=21MPa
之前已选轴材料为40Cr ，调质处理，查教材表15-1得=][1-σ70 MPa
ca σ<][1-σ,故安全。
7.2中间轴受力分析及强度校核
（中间轴）
7 N ·mm M 1
=53770
N ·mm
ca σ=21MPa
安全
如图大齿轮受力：
5
.2201037.143223
222⨯⨯=
=d T F t =1300.4N 20tan 4.1300tan 22⨯==αt r F F =473.3N
小齿轮受力：
70
1037.143223
323⨯⨯=
=d T F t =4096.3N 20tan 3.4096tan 33⨯==αt r F F =1490.9N .
受力分析： 由轴的结构图得：
L 1=64.5mm , L 2=70mm , L 3=52mm .
F 2t =1300.4
N
F 2r =473.3N
F 3t =4096.3
N
F 3r =1490.9
N
由教材表13-5得动载荷系数：
X 1=0.44, Y 1=1.40 X 2=1，Y 2=0 由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P 1=fp(X 1F r1+Y 1F a1)=786.8N P 2=fp(X 2F r2+Y 2F a2)=1079.2 N 因为P 1<P 2，所以以轴承2作为寿命计算轴承。
球轴承ε=3
3
216)(6010P C n L h ==48507 h
Y L =
300
82⨯⨯h
L =10.1年>8年
所以寿命满足使用要求。
8.2 中间轴寿命计算 中间轴轴承为7007C 。
由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=19.5 kN 轴承受到的径向载荷：
F 1r =F 1NV =3042.2N F 2r =F 2NV =2354.5N 派生轴向力为：取e =0.4
F d1=e F r1=1216.9 N F d2=e F r2=941.8 N
P 1=786.8N
P 2=1079.2 N
高速轴轴承为7006C
Y L =10.1年
合格
F 1r =3042.2
N
F 2r =2354.5
两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以F ae =0。
因为F ae +F d2<F d1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。
所以轴向力：
F a1= F d1=1216.9N F a2=F d1-F ae =1216.9 N 7007C 轴承判断系数 e=0.4。
=11
r a F F 0.4 2
2r a F F ＞e 由教材表13-5得动载荷系数：
X 1=1，Y 1=0 X 2=0.44，Y 2=1.40 由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P 1=fp(X 1F r1+Y 1F a1)=3346.4 N P 2=fp(X 2F r2+Y 2F a2)=3013.6 N 因为P 1>P 2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。
球轴承ε=3
3
126)(6010P C n L h ==16765 h
Y L =
300
82⨯⨯h
L =3.5年<8年
所以寿命不满足使用要求。
换6007深沟球轴承
8.3 低速轴寿命计算
N
P 1=3346.4 N P 2=3013.6 N
Y L =3.5年
不合格 换6007深沟球轴承
参考文献：
[1] 《机械设计》（第八版）濮良贵高等教育出版社2006.5
[2] 《机械设计》（第九版）濮良贵高等教育出版社2013.5
[3] 《机械设计课程设计手册》吴宗泽，罗圣国高等教育出版社2006.5
[4] 《机械原理》（第七版）孙桓高等教育出版社
[5] 《材料力学》刘鸿文高等教育出版社2004.1
[6] 《工程图学基础》丁一，何玉林高等教育出版社2008.6
[7] 《机械零件手册》周开勤高等教育出版社2001.7
[8] 《机械设计课程设计指导书》龚桂义高等教育出版社1990.4
[9] 《Auto CAD 2004机械绘图》丁川华南理工大学出版社2003.8。