二级蜗杆圆柱输入联轴器输出链传动F=3050 v=0.06 D=350

减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：第一部分设计任务书1.1设计题目二级蜗杆-斜齿圆柱减速器，每天工作小时数：6小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。表1-1设计数据拉力F3050N速度v0.06m/s直径D350mm1.2设计计算步骤1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.链传动设计6.齿轮传动的设计7.传动轴的设计与校核8.滚动轴承的设计与校核9.键联接设计10.联轴器设计11.减速器润滑密封设计12.减速器箱体结构设计1.3传动方案特点1)组成:传动装置由电机、减速器、联轴器、工作机组成。2)特点:涡轮和齿轮相对于轴承非对称布置3)确定传动方案,根据任务书要求，选择传动方案为电动机-二级蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。

第二部分选择电动机2.1电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99蜗杆副的效率：η3=0.8链传动的效率：ηc=0.92闭式圆柱齿轮的效率：η4=0.97工作机的效率：ηw=0.96η2.3选择电动机容量工作机所需功率为P电动机所需额定功率:P工作机轴转速：n查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，二级蜗杆圆柱齿轮减速器传动比范围为：20～80，链传动比范围为：2～4，因此合理的总传动比范围为：40～320。电动机转速的可以选择的范围为nd=ia×nw=(40～320)×3.27=131～1046r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、链传动传动比等因素，选定电机型号为：Y80M1-4的三相异步电动机，额定功率Pen=0.55kW，满载转速为nm=1390r/min，同步转速为nt=1500r/min。表2-1电机选择方案对比选择方案电动机型号额定功率Pen/kW同步转速nt(r/min)满载转速nm(r/min)A132S-80.55750710BY90S-60.551000910CY80M1-40.5515001390DY80M1-20.5530002825图2-1电机尺寸表2-2电动机尺寸HL×HDA×BKD×EF×GACAD80290×175125×1001019×406×15.51751502.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=4i蜗杆传动比计算如下i综上即i1=22.23，i2=4.782.5动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n（2）各轴输入功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P则各轴的输出功率：输入轴：P'中间轴：P'输出轴：P'工作机轴：P'（3）各轴输入转矩：电机轴：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T则各轴输出转矩：输入轴：T'中间轴：T'输出轴：T'工作机轴：T'各轴转速、功率和转矩列于下表表2-3各轴动力学参数表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•m)电机轴13900.271.86输入轴13900.271.86中间轴62.530.2132.07输出轴13.080.2146.02工作机轴3.270.17496.48

第三部分减速器蜗杆副传动设计计算3.1选择材料考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.2按齿面接触疲劳强度进行设计（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1=2，故取效率η=0.8T（2）确定载荷系数K根据工作载荷情况，故取载荷分布不均系数载荷系数Kβ=1；由表11-5选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；则K（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是ZCuSn10P1蜗轮和蜗杆相配，故ZE=160√MPa。（4）确定蜗轮齿数z2z（5）确定许用接触应力[σH]根据蜗轮材料为蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[σH]'=268MPa。应力循环系数N故寿命系数为：Kσ（6）计算m^2×d1值m因z1=2，故从表11-2中取模数m=4mm，蜗杆分度圆直径d1=40mm3.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）中心距a取中心距a=108mm（2）蜗杆轴向齿距pa=12.566mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1=48mm；齿根圆直径df1=30.4mm；分度圆导程角γ=11°18'36"；蜗杆轴向齿厚sa=6.28mm齿顶高h齿根高h全齿高h齿顶圆直径d齿根圆直径d蜗杆螺旋部分长度为：b取b蜗杆轴向齿距p蜗杆螺旋线导程p（3）蜗轮分度圆直径为：d齿顶高h齿根高h全齿高h蜗轮齿顶圆直径d蜗轮齿根圆直径d外圆直径d蜗轮宽度bB齿宽角θ咽喉母圆半径r蜗杆圆周速度v3.4校核齿根弯曲疲劳强度σ当量齿数z根据zv2=46.67，从图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.33。螺旋角系数Y许用弯曲应力σ从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力[σF]'=56MPa。寿命系数Kσσ弯曲强度是满足要求的。3.5验算效率ηη已知γ=11°18'36"；φv=arctanfv；fv与相对滑动速度Vs有关。V代入得η=0.811，因此不用重算。3.6热平衡计算取油温t=70℃，周围空气温度t0=25℃，通风良好，取Ks=15W/(m^2•℃)，传动效率为0.811，则散热面积为：A实际散热面积S表3-1主要计算结果蜗杆头数z12蜗轮齿数z244模数m4mm传动比i22.23mm中心距a108mm蜗杆直径系数q10mm蜗杆分度圆直径d140mm蜗轮分度圆直径d2176mm蜗杆齿顶圆直径da148mm蜗轮喉圆直径da2184mm蜗轮咽喉母圆半径rg216mm蜗杆齿根圆直径df130.4mm蜗轮齿根圆直径df2166.4mm蜗杆导程角γ11.31°蜗杆齿宽b155mm蜗轮齿宽b230.53mm

第四部分减速器低速级齿轮传动设计计算4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。2)参考表10-6选用8级精度。3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1×i=27×4.78=130。4.2按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即d2)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:T③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Z⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ由式(10-15)计算应力循环次数：NN由图10-23查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，得[σH][σH]取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σH3)试算小齿轮分度圆直径d(1)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv②齿宽bb2)计算实际载荷系数KH。①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=0.1m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=0.99③齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×2036.13/31.501=65N╱mm<100N╱mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.45由此，得到实际载荷系数K3)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d4)确定模数m4.3确定传动尺寸(1)计算中心距a圆整为a=161mmββ=12°47'54"(2)计算小、大齿轮的分度圆直径dd(3)计算齿宽b取B1=60mmB2=55mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1)T、mn和d1同前齿宽b=b2=55齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Z大齿轮当量齿数：Z由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y①试选载荷系数KFt=1.3②由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。αεαα上式得εβεYε③由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。Y2)圆周速度v3)宽高比b/hhb根据v=0.181m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=0.99查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4由结合b/h=55/4.5=12.222查图10-13，得KFβ=1.059。则载荷系数为K由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ由图10-22查取弯曲疲劳系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度v选用8级精度是合适的主要设计结论齿数z1=27，z2=130，模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.7985°=12°47'54"，中心距a=161mm，齿宽B1=60mm、B2=55mm(1)计算齿轮传动其它几何尺寸(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高hhh(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：齿顶高系数h(2)齿轮参数和几何尺寸总结表4-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m22螺旋角β右旋12°47'54"左旋12°47'54"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z27130齿宽B6055齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5分度圆直径d55.38266.62齿顶圆直径dad+2×ha59.38270.62齿根圆直径dfd-2×hf50.38261.62中心距a161161

第五部分链传动设计计算1)选择链轮齿数取小链轮齿数z1=21，链轮齿数为z2=i×z1=84，所以取z2=85。实际传动比i=z2/z1=4.052)确定计算功率由表9-6查得工况系数KA=1，由图9-13查得主动链轮齿数系数Kz=1.114，单排链，则计算功率为P3)选择链条型号和节距根据Pca=0.223kW，n1=13.08r/min，查图9-11，可选08A-1，查表9-1，链条节距p=12.7mm。4)计算链节数和中心距初选中心距a取a0=508mm，相应的链长节数为L取链长节数Lp=136节查表9-8，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24251，则链传动的最大中心距为a5)计算链速v，确定润滑方式v由v=0.058m/s和链号08A，查图9-14可知应采用滴油润滑。6)计算压轴力Fp有效圆周力为F链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为F7)主要设计结论链条型号08A-1；链轮齿数z1=21，z2=85；链节数Lp=136，中心距a=511.26mm（1）小链轮结构尺寸滚子直径dr=7.92分度圆直径d齿顶圆直径dd齿根圆直径d由d=85.21mm，查表得常数K=4.8轮毂厚度h轮毂长度l轮毂直径d（2）大链轮结构尺寸滚子直径dr=7.92分度圆直径d齿顶圆直径dd齿根圆直径d由d=343.69mm，查表得常数K=9.5轮毂厚度h轮毂长度l轮毂直径d

第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴设计计算1)求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=0.27kW；n1=1390r/min；T1=1.86N•m2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=110，于是得d输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大5%d输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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Tca=KA×T1，查表，考虑平稳，故取KA=1.3，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径19mm，查标准或手册，选用LX1型联轴器。半联轴器的孔径为25mm，故取d12=25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。3)轴的结构设计图图6-1高速轴示意图(1)设计轴的结构1)轴的结构分析为方便安装和调整蜗轮轴。采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。2)确定各轴段的直径和长度。第1段：d1=25mm，L1=62mm第2段：d2=30mm(轴肩)，L2=46mm第3段：d3=35mm(与圆螺母连接螺纹)，L3=20mm第4段：d4=30mm(退刀槽)，L4=3mm第5段：d5=40mm(与轴承内圈配合)，L5=53mm第6段：d6=42mm(轴肩)，L6=10mm第7段：d7=48mm(轴肩)，L7=10mm第8段：d8=32mm，L8=33.5mm第9段：d9=48mm(蜗杆段)，L9=55mm第10段：d10=32mm，L10=33.5mm第11段：d11=48mm(轴肩)，L11=10mm第12段：d12=42mm(轴肩)，L12=10mm第13段：d13=40mm(与轴承内圈配合)，L13=33mm第14段：d14=35mm(退刀槽)，L14=3mm第15段：d15=38mm(与圆螺母连接螺纹)，L15=22mm(2)蜗杆的受力分析1)画蜗杆的受力图如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图2)计算作用在蜗杆的力蜗杆所受的圆周力（d1为蜗杆的分度圆直径）F蜗杆所受的轴向力（d2为蜗轮的分度圆直径）F蜗杆所受的径向力F第一段轴中点到轴承中点距离l1=118mm，轴承中点到蜗杆中点距离l2=116mm，蜗杆中点到轴承中点距离l3=108mm①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C水平弯矩M截面C处的垂直弯矩M截面C处右侧的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩MM③作合成弯矩图（图d）T作转矩图（图e）图6-2高速轴受力及弯矩图3)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。6.2中间轴设计计算1)求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=0.21kW；n2=62.53r/min；T2=32.07N•m2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=110，得:d3)轴的结构设计图图6-3中间轴示意图(1)设计轴的结构1)轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型键。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2)确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=20mm(与轴承内径配合)，L1=35mm(由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定)第2段：d2=25mm(与低速级小齿轮内孔配合)，L2=59mm(比低速级小齿轮宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠)第3段：d3=35mm(轴肩)，L3=15mm第4段：d4=25mm(与蜗轮内孔配合)，L4=33mm(比蜗轮宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠)第5段：d5=20mm(与轴承内径配合)，L5=38mm(由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定)表6-1轴的直径和长度轴段12345直径2025352520长度3559153338(2)轴的受力分析1)画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图2)计算作用在轴上的力蜗轮所受的圆周力（d2为蜗轮的分度圆直径）F蜗轮所受的轴向力（d1为蜗杆的分度圆直径）F蜗轮所受的径向力F已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=55.38mm，则：圆周力F径向力F轴向力F3)计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离l1=57.5mm，低速级小齿轮中点到蜗轮中点距离l2=62mm，蜗轮中点到轴承中点距离l3=47.5mm①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面B处的水平弯矩MM截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM截面B处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩MM截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T作转矩图（图e）图6-4中间轴受力及弯矩图4)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。6.3输出轴设计计算1)求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=0.2kW；n3=13.08r/min；T3=146.02N•m2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=110，得:d输出轴的最小直径是安装链轮的轴径，由于安装键将轴径增大7%d故选取:d12=30mm3)轴的结构设计图图6-5低速轴示意图(1)设计轴的结构1)轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2)确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=30mm(由标准内径或联轴器孔径确定)，L1=40mm第2段：d2=35mm(轴肩)，L2=47mm(轴肩突出轴承端盖20mm左右)第3段：d3=40mm(与轴承内径配合)，L3=41.5mm(由轴承和挡油环(定距环)宽度确定)第4段：d4=45mm(轴肩)，L4=54mm第5段：d5=60mm(轴肩)，L5=10mm第6段：d6=45mm(与大齿轮内孔配合)，L6=52.5mm(比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠)第7段：d7=40mm(与轴承内径配合)，L7=30mm(由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定)表6-2轴的直径和长度轴段1234567直径30354045604540长度404741.5541052.530(2)轴的受力分析1)画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图2)计算作用在轴上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为：d4=266.62mm，则：圆周力F径向力F轴向力F3)计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离l1=76mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=59mm，齿轮中点到轴承中点距离l3=111mm①计算轴的支反力低速轴上外传动件压轴力Fq=3965.2N水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面B处的垂直弯矩M截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩MM③作合成弯矩图（图d）T作转矩图（图e）图6-6低速轴受力及弯矩图4)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。

第七部分轴承的选择及校核计算7.1输入轴的轴承计算与校核表7-1轴承参数表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)7208AC40801835.224.5图7-1高速轴轴承示意图根据载荷及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7208AC，其基本参数查表得额定动载荷Cr=35.2kN，额定静载荷C0r=24.5kN，安装方式为正装。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力Fae=364.43N由Fae+Fd2=364.43+40.95=405.38>Fd1=72.35N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0PP根据工况，查得载荷系数fp=1温度系数（轴承温度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为18000小时L轴承具有足够寿命。7.2中间轴的轴承计算与校核表7-2轴承参数表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)7204AC204714147.82图7-2中间轴轴承示意图根据载荷及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7204AC，其基本参数查表得额定动载荷Cr=14kN，额定静载荷C0r=7.82kN，安装方式为正装。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力Fae=93N由Fae+Fd2=93+623.98=716.98>Fd1=630.37N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0PP根据工况，查得载荷系数fp=1温度系数（轴承温度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为18000小时L轴承具有足够寿命。7.3输出轴的轴承计算与校核表7-3轴承参数表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)7208AC40801835.224.5图7-3低速轴轴承示意图根据载荷及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7208AC，其基本参数查表得额定动载荷Cr=35.2kN，额定静载荷C0r=24.5kN，安装方式为正装。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当F/F_r>0.68，Pr=1Fr+0Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力Fae=248.82N由Fae+Fd1=248.82+3620.37=3869.19>Fd2=1197.46N由计算可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87PP根据工况，查得载荷系数fp=1温度系数（轴承温度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为18000小时L轴承具有足够寿命。

第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核(1)输入轴与联轴器键选择与校核该处选用普通平键尺寸为b×h×L=8×7×50，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=42mm联轴器材料为45，查表得其许用挤压应力[σ]p=120MPa。故挤压应力为σ故键满足强度要求。8.2中间轴键选择与校核(1)中间轴与低速级小齿轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为b×h×L=8×7×50，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=42mm低速级小齿轮材料为40Cr，查表得其许用挤压应力[σ]p=120MPa。故挤压应力为σ故键满足强度要求。(2)中间轴与蜗轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为b×h×L=8×7×22，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=14mm蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造，查表得其许用挤压应力[σ]p=120MPa。故挤压应力为σ故键满足强度要求。8.3输出轴键选择与校核(1)输出轴与低速级大齿轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为b×h×L=14×9×45，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=31mm低速级大齿轮材料为45，查表得其许用挤压应力[σ]p=120MPa。故挤压应力为σ故键满足强度要求。(2)输出轴与小链轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为b×h×L=8×7×28，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=20mm小链轮材料为45，查表得其许用挤压应力[σ]p=120MPa。故挤压应力为σ故键满足强度要求。

第九部分联轴器的选择9.1输入轴上联轴器轴的伸出端直径D=19mm，根据机械设计手册轴及其联接表选取联轴器主动端轴孔：直径d=19、长度L=42从动端轴孔：直径d=25、长度L=42选取的联轴器型号为LX1弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）联轴器所传递的转矩T=1.86N•m，查得工况系数KA=1.3，故联轴器所承受的转矩为T查表得该联轴器的公称转矩为250N•m>2.42N•m，许用转速为8500r/min>1390r/min因此该联轴器符合要求。

第十部分减速器的润滑和密封10.1减速器的润滑(1)齿轮的润滑齿轮圆周速度v通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v<=12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，现取大齿轮齿顶距油池底面距离为47mm，,由于大齿轮全齿高h=4.5mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度推荐值为288～352cSt(2)轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据大齿轮的圆周速度判断。根据齿轮速度，采用脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T7324-1987)，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。10.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v<3m/s，输出轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用毡圈油封密封圈

第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸11.1减速器附件的设计与选取(1)窥视孔及窥视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用于注入润滑油，故窥视孔应开在便于观察齿轮啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查。窥视孔盖可以用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫。窥视孔盖示意图和尺寸选择如下：图11-1窥视孔盖示意图A1=140，A2=125，B1=87.5，B2=72.5δ=4mmd4=7mmR=5mmB=57.5mm(2)放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油塞通常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：图11-2放油塞(3)油标(油尺)油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：图11-3杆式油标(4)通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：图11-4通气器(5)起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：图11-5吊耳吊孔尺寸计算：bdRKHhr(6)起盖螺钉为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。起盖螺钉头部应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：图11-6起盖螺钉(7)定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体链接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。为便于拆装，定位销长度应大于链接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：图11-7圆锥销示意图(8)轴承端盖的选用输入轴上的轴承为7208AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，其中上端为透盖，下端为闷盖。轴承外径D=80，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。中间轴上的轴承为7204AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，两端都为闷盖。轴承外径D=47，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。输出轴上的轴承为7208AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，其中上端为透盖，下端为闷盖。轴承外径D=80，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。(9)轴承端盖的结构计算表11-1高速轴承端盖轴承端盖参数计算取值螺钉孔径d0d3+1=8+1=9mm9mm套杯厚度为e410mm10mmD0D+2.5×d3+2×e4=80+2.5×8+2×10=120mm120mmD2D0+2.5×d3=120+2.5×8=140mm140mme1.2×d3=1.2×8=9.6mm10mmD4D-(12～16)=80-(12～16)=80-12=68mm68mmD5D0-3×d3=120-3×8=96mm96mmb5～10=6mm6mmh(0.8～1)×b