F2600Nv1.5D220mm16h工作年限(寿命)8年300天

减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：III第一部分设计任务书1.1设计题目展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=2600N，速度v=1.5m/s，直径D=220mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计

第二部分传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。1)该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。展开式二级圆柱齿轮减速器传动效率高，适用的功率和速度范围广，适用寿命长。但由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

第三部分选择电动机3.1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。3.2确定传动装置的效率查手册表1-5得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98V带的效率：ηv=0.96工作机的效率：ηw=0.96η3.3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查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，V带传动比范围为：2～4，课本表18-1，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8～60，所以合理的总传动比范围为：16～240。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16～240)×130.22=2084～31252r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，查表12-1选定电机型号为：Y132S1-2的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。表3-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900图3-1电机尺寸表3-2电动机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4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普通V带的传动比：iv=2高速级传动比手册208，展开式二级i1=1.3~1.5i2，取1.35i则低速级的传动比为i减速器总传动比i3.5动力学参数计算3.5.1电机轴的参数PnT3.5.2高速轴的参数PP'nTT'3.5.3中间轴的参数PP'nTT'3.5.4低速轴的参数PP'nTT'3.5.5工作机轴的参数PP'nTT'运动和动力参数列表如下：表3-3各轴动力学参数表参数、轴名电机轴高速轴中间轴低速轴工作机轴转速n(r/min)29001450373.71130.21130.21功率P(kW)5.55.285.134.984.69转矩T18.1134.78131.09365.25343.98传动比23.882.871效率0.960.980.980.99

第四部分V带传动设计4.1确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.4，故P4.2选择V带的带型根据Pca、n1由图8-11选用A型。4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=90mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=带速在5～25m/s，不超过30，范围内，合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d根据表8-9，取标准值为dd2=180mm。4.4确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式（8-20），初定中心距a0=390mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度L由表选带的基准长度Ld=1250mm。按式（8-23）计算实际中心距a。a≈按式（8-24）,中心距的变化范围为391--448mm。4.5验算小带轮的包角αa8-25式α4.6计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和n1=2900r/min,查表8-4得P0=1.66kW。根据n1=2900r/min，i=2和A型带，查表8-5得△P0=0.35kW。查表8-6得Kα=0.97，表8-2得KL=0.93，于是8-19式，P2）计算带的根数zz=取5根。4.7计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F4.8计算压轴力FpF1)带轮结构设计1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=90小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：表4-1小带轮结构尺寸代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电机轴D=38mm38mm基准直径dd90mm带轮外径dadd1+2ha90+2×2.7595.5mm带轮齿根dfdd1-2hf90-2×8.772.6mm轮毂直径d1(1.8～2)d(1.8～2)×3876mm带轮宽度B(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mm轮毂宽度LBB78mm图4-1小带轮结构示意图2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=18mm因为大带轮dd2=180mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：表4-2大带轮结构尺寸代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d高速轴D=18mm18mm基准直径dd180mm带轮外径dadd1+2ha180+2×2.75185.5mm带轮齿根dfdd1-2hf180-2×8.7162.6mm轮毂直径d1(1.8～2)d(1.8～2)×1836mm带轮宽度B(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mm轮毂宽度L(1.5～2)d0(1.5～2)×d036mm腹板内径drd2-2(hf+δ)180-2×(8.7+6)151mmC0.25×B0.25×7819.5mm图4-2大带轮结构示意图2)主要设计结论选用A型V带5根，基准长度1250mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=180mm，中心距控制在a=391～448mm。单根带初拉力F0=108.47N。表4-3带轮设计结果带型AV带中心距410mm小带轮基准直径90mm包角167.42°大带轮基准直径180mm带长1250mm带的根数5初拉力108.47N带速13.67m/s压轴力1078.17N

第五部分减速器高速级齿轮传动设计计算5.1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=14°。2)参考表10-6选用7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=32，则大齿轮齿数z2=z1×i=32×3.88=125。5.2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:T=9550×③由表10-7选取齿宽系数φd=1④计算得ZH=2.434⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。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10-21c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10-19查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，得10-14式[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d5.2.1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νv=②齿宽bb=2)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=2.43m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05③齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×2175.18/31.979=68N╱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7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=1.417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m5.3确定传动尺寸5.3.1计算中心距a=圆整为a=161mmβ=acosβ=12°47'54"5.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径dd5.3.3计算齿宽b=取B1=75mmB2=70mm5.4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=70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v=3)宽高比b/hh=b根据v=4.983m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4由表10-4查得KHβ=1.425，结合b/h=70/4.5=15.556查图10-13，得KFβ=1.079。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7级精度主要设计结论齿数z1=32，z2=125，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=75mm、B2=70mm5.4.1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h5.4.2齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸名称代号公式小齿轮大齿轮模数m22中心距a161161齿数Z32125齿宽B7570分度圆直径d65.63256.37齿顶圆直径dad+2×ha69.63260.37齿根圆直径dfd-2×hf60.63251.37螺旋角β左旋12°47'54"右旋12°47'54"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.55.4.3确定小齿轮侧隙和齿厚偏差用表手册10-8插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.138mm。由机械手册139页求得，齿厚上偏差为E计算齿轮的分度圆直径d=由机械手册表10-7查得，径向跳动公差为F由机械手册表10-9查得，切齿径向进刀公差br为b由机械手册表p140查得，齿厚公差Tsn为T故机械手册由式求得，齿厚下偏差为E实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差E公法线长度下偏差E由机械手册表查得，查得K=1.075，Z'=KZ=1.075×32=34.4按Z'的整数部分，由表查得Wk=10（跨侧齿数K=4），按Z'的小数部分，由机械手册查表10-10得△Wn=0.0056mm所以W5.4.4确定大齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.138mm。由机械手册求得，齿厚上偏差为E计算齿轮的分度圆直径d=由机械手册查得，径向跳动公差为F由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为b由机械手册表查得，齿厚公差Tsn为T故机械手册由式求得，齿厚下偏差为E实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差E公法线长度下偏差E由机械手册表查得，查得K=1.075，Z'=KZ=1.075×125=134.375按Z'的整数部分，由表查得Wk=41（跨侧齿数K=14），按Z'的小数部分，由机械手册查得△Wn=0.00525mm所以W

第六部分减速器低速级齿轮传动设计计算6.1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=14°。2)参考表10-6选用7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=31，则大齿轮齿数z2=z1×i=31×2.87=89。6.2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:T=9550×③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由计算得ZH=2.434⑤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10-21c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10-19查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，得10-14式[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d6.2.1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νv=②齿宽bb=2)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=0.97m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03③齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×5287.49/49.585=107N╱mm>100N╱mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2由表10-4用插值法查得7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=1.419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m6.3确定传动尺寸6.3.1计算中心距a=圆整为a=186mmβ=acosβ=14°35'33"6.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径dd6.3.3计算齿宽b=取B1=105mmB2=100mm6.4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=100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v=3)宽高比b/hh=b根据v=1.88m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4由表10-4查得KHβ=1.432，结合b/h=100/6.75=14.815查图10-13，得KFβ=1.081。则载荷系数为K由图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ由图10-18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7级精度是合适的主要设计结论齿数z1=31，z2=89，模数m=3mm，压力角α=20°，螺旋角β=14.5926°=14°35'33"，中心距a=186mm，齿宽B1=105mm、B2=100mm6.4.1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h6.4.2齿轮参数和几何尺寸总结表6-1齿轮主要结构尺寸名称代号公式小齿轮大齿轮模数m33中心距a186186齿数Z3189齿宽B105100分度圆直径d96.1275.9齿顶圆直径dad+2×ha102.1281.9齿根圆直径dfd-2×hf88.6268.4螺旋角β右旋14°35'33"左旋14°35'33"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*33齿根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齿高hha+hf6.756.756.4.3确定小齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.166mm。由机械手册求得，齿厚上偏差为E计算齿轮的分度圆直径d=由机械手册查得，径向跳动公差为F由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为b由机械手册表查得，齿厚公差Tsn为T故机械手册由式求得，齿厚下偏差为E实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差E公法线长度下偏差E由机械手册表查得，查得K=1.107，Z'=KZ=1.107×31=34.317按Z'的整数部分，由表查得Wk=10（跨侧齿数K=4），按Z'的小数部分，由机械手册查得△Wn=0.00444mm所以W6.4.4确定大齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.166mm。由机械手册求得，齿厚上偏差为E计算齿轮的分度圆直径d=由机械手册查得，径向跳动公差为F由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为b由机械手册表查得，齿厚公差Tsn为T故机械手册由式求得，齿厚下偏差为E实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差E公法线长度下偏差E由机械手册表查得，查得K=1.107，Z'=KZ=1.107×89=98.523按Z'的整数部分，由表查得Wk=29（跨侧齿数K=10），按Z'的小数部分，由机械手册查得△Wn=0.00732mm所以W

第七部分轴的设计和校核7.1高速轴设计计算1)高速轴上的功率P、转速n和转矩TP=5.28kW；n=1450r/min；T=34.78N•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40Cr（调质），硬度为280HBS，根据书表15-3，取A0=110，于是得d高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%d故选取:d12=18mm3)轴的结构设计图图7-1高速轴示意图①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=23mm。大带轮轮毂宽度L=36mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=34mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=23mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7205AC，其尺寸为d×D×B=25×52×15mm，故d34=d78=25mm。由手册上查得7205AC型轴承的定位轴肩高度h=3mm手册表6-6，因此，取d45=d67=31mm。5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=75mm，d56=69.63mm6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δ+l7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，低速级小齿轮宽度b3=105mm，则lll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。8)轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸b×h=6×6mm，长度L=25mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k69)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。表7-1轴的直径和长度轴段1234567直径1823253169.633125长度346627125.575827高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）F高速级小齿轮所受的径向力F高速级小齿轮所受的轴向力F根据7205AC角接触查手册得压力中心a=16.4mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Fq=1078.17N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=34780N•mm作转矩图（图e）图7-2高速轴受力及弯矩图10)校核轴的强度因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=1000MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算1)中间轴上的功率P、转速n和转矩TP=5.13kW；n=373.71r/min；T=131.09N•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=115，得:d3)轴的结构设计图图7-3中间轴示意图4)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=27.54mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7207AC，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)由非定位轴肩,取安装大齿轮处的轴段的直径d45=38mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=70mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=69mm。齿轮的左端采用轴肩定位,由轴径d45=38mm查表，取h=(2～3)R=5mm，则轴环处的直径d34=48mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。7)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=105mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=103.5mm，d23=38mm。8)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，则高速齿轮倒角为1mm,低速齿轮倒角为1.5mmll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键链接,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=90mm。大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=56mm。为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k610)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。表7-2轴的直径和长度轴段12345直径3538483835长度38.5103.5156940.5高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）F高速级大齿轮所受的径向力F高速级大齿轮所受的轴向力F低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F低速级小齿轮所受的径向力F低速级小齿轮所受的轴向力F根据7207AC角接触查手册得压力中心a=21mm大齿轮倒角为1mm小齿轮倒角为1.5mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:l低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:l高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l①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=131090N•mm作转矩图（图e）图7-4中间轴受力及弯矩图11)校核轴的强度因B左侧弯矩大，且作用有转矩，故B左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=π抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算1)低速轴上的功率P、转速n和转矩TP=4.98kW；n=130.21r/min；T=365.25N•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=115，得:d低速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7%d故选取:d12=42mm低速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×T3，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，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，故取d12=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。3)轴的结构设计图图7-5低速轴示意图①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=47mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=110mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=47mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7210AC，其尺寸为d×D×B=50×90×20mm，故d34=d78=50mm。轴承挡油环定位，由手册上查得7210AC型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=57mm5)取安装齿轮处的轴段的直径d67=53mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=100mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=98.5mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=57mm，故取取h=(2～3)R=5mm，则轴环处的直径d56=67mm，取l56=10mm。6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δ+l7)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。取挡油环长度s1=22.5mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，低速齿轮齿宽差一半为2.5mm,则低速齿轮倒角为1.5mmlll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。8)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=16×10mm，长度L=90mm。半联轴器与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=12×8mm，长度L=100mm。齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k69)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。表7-3轴的直径和长度轴段1234567直径42475057675350长度1106142.577.51098.544低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）F低速级大齿轮所受的径向力F低速级大齿轮所受的轴向力F根据7210AC角接触查手册得压力中心a=26.3mm齿轮倒角为1.5mmlll①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处的水平弯矩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C处的合成弯矩MM③作合成弯矩图（图d）T=365250N•mm作转矩图（图e）图7-6低速轴受力及弯矩图10)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=π抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

第八部分滚动轴承计算校核8.1高速轴轴承计算校核表8-1轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)7205AC25521515.8图8-1高速轴轴承示意图根据前面的计算，选用7205AC角接触球轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm轴承基本额定动载荷Cr=15.8kN，额定静载荷C0r=9.88kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+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=240.77NFae+由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴轴承计算校核表8-2轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)7207AC35721729图8-2中间轴轴承示意图根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+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=477.96NFae+由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴轴承计算校核表8-3轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)7210AC50902040.8图8-3低速轴轴承示意图根据前面的计算，选用7210AC角接触球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm轴承基本额定动载荷Cr=40.8kN，额定静载荷C0r=30.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+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=689.31NFae+由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。

第九部分键连接的选择及校核计算9.1高速轴与大带轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,键长25mm。键的工作长度l=L-b=19mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。键连接工作面的挤压应力σ高速轴与小齿轮，d=31mm选用A键，查表4-1，b*h=10*8,L=50mm键的工作长度l=L-b=40mm高速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=80mm低速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长56mm。键的工作长度l=L-b=46mm高速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=74mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σh'b低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长100mm。键的工作长度l=L-b=88mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ

第十部分联轴器设计10.1低速轴上联轴器参考例14-1（1）计算载荷由书表14-1查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×365.25=474.82N•m选择联轴器的型号查手册表8-7查的轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L=112mm。Tc=474.82N•m<1250N•mn=130.21r/min<4700r/min

第十一部分减速器的密封与润滑11.1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，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，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，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用毡圈油封封油圈。11.2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48mm，,由于大齿轮全齿高h=6.75mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=48+10=58mm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288～352cSt11.3轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。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。

第十二部分减速器附件12.1油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。图12-1杆式油标12.2通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。图12-2通气器12.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。图12-3放油塞12.4窥视孔和视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。图12-4窥视孔盖示意图L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm12.5定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。图12-5圆锥销示意图12.6起盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。图12-6起盖螺钉12.7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：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12-7吊耳吊孔尺寸计算：b≈d=b=16mmR=吊耳尺寸计算：K=H=0.8K=0.8×34=27mmh=0.5H=0.5×27=13.5mmr=0.25K=0.25×34=8.5mmb≈12.7.1轴承端盖的选用输入轴上的轴承为7205AC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=52，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。中间轴上的轴承为7207AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，两端都为闷盖。轴承外径D=72，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。输出轴上的轴承为7210AC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=90，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。12.7.2轴承端盖的结构计算表12-1高速轴承端盖轴承端盖参数计算取值螺钉孔径d0d3+1=8+1=9mm9mmD0D+2.5×d3=52+2.5×8=72mm72mmD2D0+2.5×d3=72+2.5×8=92mm92mme1.2×d3=1.2×8=9.6mm10