减速器设计说明书

减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：第一节设计任务书1.1设计题目设计展开式二级直齿圆柱减速器表1-1设计数据拉力F3600N速度v0.5m/s直径D400mm1.2工作情况每天工作小时数：16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。1.3减速器设计步骤1.传动装置的总体设计方案2.电动机的选择3.计算传动装置的总传动比以及分配传动比4.计算传动装置的动力学参数5.齿轮传动的设计6.滚动轴承和传动轴的设计与校核7.键联接设计8.联轴器设计9.减速器润滑密封设计10.减速器箱体结构设计

第二节传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。1)该方案的优缺点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，适用寿命长的优点。缺点是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。优点（1）减速比大，结构简单，效率高；（2）传动扭矩小，摩擦力小，可靠性高；（3）噪音低，可靠性高；（4）体积小，重量轻。缺点（1）成本较大，设计较为复杂；（2）润滑要求较高，容易磨损；（3）由于传动装置和密封装置的存在，维修较为困难。

第三节选择电动机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表得：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=0.98工作机的效率：ηw=0.97η3.3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，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8～40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8～40)×23.87=191～955r/min。因此选定电机型号为：132S-8的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速nm=710r/min，同步转速nt=750r/min。表3-1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-82.2750710BY112M-62.21000940CY100L1-42.215001430DY90L-22.230002840表3-2电动机尺寸HL×HDA×BKD×EF×GACAD132475×315216×1401238×8010×332752103.4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高速级传动比i则低速级的传动比i减速器总传动比i3.5动力学参数计算3.5.1各轴转速输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n3.5.2各轴输入功率输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P3.5.3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各轴转速、功率和转矩列于下表表3-3各轴动力学参数表轴名输入功率/kW输出功率/kW输入转矩/N•mm输出转矩/N•mm转速n/(r/min)运行比i效率η电机轴2.032.0327304.9327304.937101输入轴2.011.9927031.8826761.567106.340.99中间轴1.951.93166274.93164612.18111.994.690.98输出轴1.891.87756590.5749024.623.8810.98工作机轴1.81.75719288.32719288.3223.880.99

第四节减速器高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)选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。2)选用7级精度。3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr，硬度为280HBS，大齿轮45，硬度为240HBS4)初选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1×i=26×6.34=165。4.2按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-11)即d算小齿轮分度圆直径。2)确定公式中的各参数值①选KHt=1.3（P214四.4）②计算小齿轮传递的扭矩:T=27031.88N•mm③由表10-8选取齿宽系数φd=1④由式（10-9）算得ZH=2.49ZH=⑤由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8E/MPa。(锻钢)⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。（P223）ααεZ⑦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10-23查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）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d4.2.1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。（P224）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=1.38m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04③齿轮的圆周力。F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=1.417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m=4.3确定传动尺寸4.3.1计算小、大齿轮的分度圆直径

dd4.3.2计算中心距a=4.3.3计算齿宽b=考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽5~10mm取b1=60mmb2=52mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1)T、m和d1同前齿宽b=b2=52Zhβ=B/m齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y试选KFt=1.3②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。Y2)圆周速度v=3)宽高比b/hh=b根据v=1.933m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由结合b/h=55/4.5=12.222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级精度是合适的主要设计结论齿数z1=26，z2=165，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=191mm，齿宽B1=60mm、B2=52mm4.5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dd3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h4.5.1齿轮参数和几何尺寸总结表4-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a191191齿数z26165模数m22齿宽B6052螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"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+hf4.54.5分度圆直径d52330齿顶圆直径dad+2×ha56334齿根圆直径dfd-2×hf47325

第五节减速器低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，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。2)选用7级精度。3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr，硬度为280HBS，大齿轮45，硬度为240HBS4)选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1×i=26×4.69=123。5.2按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-11)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=1.3（P214四4）②计算小齿轮传递的扭矩:T=166274.93N•mm由表10-8选取齿宽系数φd=1由式（10-9）算得区域系数ZH=2.49由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。（P223）ααεZ⑦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=0.4m/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=1×4923.16/67.548=73N╱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=1.423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m=5.3确定传动尺寸5.3.1计算小、大齿轮的分度圆直径dd5.3.2计算中心距a=5.3.3计算齿宽b=考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽5~10mm取B1=85mmB2=78mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1)T、m和d1同前齿宽b=b2=80齿形系数YFa和应力修正系数YSa：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KFt=1.3②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。Y2)圆周速度v=3)宽高比b/hh=b根据v=0.457m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KFβ=1.08。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级精度是合适的主要设计结论齿数z1=26，z2=123，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=224mm，齿宽B1=85mm、B2=80mm5.5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dd3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h5.5.1齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a224224齿数z26123模数m33齿宽B8578螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"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+hf6.756.75分度圆直径d78369齿顶圆直径dad+2×ha84375齿根圆直径dfd-2×hf70.5361.5

第六节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)输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1由前面计算可知，P1=2.01kW；n1=710r/min；T1=27031.88N•mm2)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，硬度为280HBS，根据表，取A0=112，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（表14-1），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38mm，查标准或手册，选用LX3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82mm。3)轴的结构设计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=31mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=82mm,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=80mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=31mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm(手册表15-1)，故d34=d78=35mm。取挡油环宽度s1为12,则l轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=42mm。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=60mm，d56=56mm6)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与传动部件右端面有一定距离，取l23=70mm7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，低速级小齿轮宽度b3=85mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度轴段1234567直径25313542564235长度807029105.560829已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d1=52mm，则：圆周力F径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm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M③作合成弯矩图T=27031.88N•mm作转矩图8)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=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（表15-1）处理，抗拉强度极限σB=735MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。6.2中间轴设计计算1)中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2由前面计算可知，P2=1.95kW；n2=111.99r/min；T2=166274.93N•mm2)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，硬度为240HBS，根据表，取A0=116，得:d3)轴的结构设计图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，因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin=30.07mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)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=55mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=54mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=38mm查表(15-2)，得R=1.6取h=3mm，则轴环处的直径d34=44mm。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。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm,因此，取d23=38。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=85mm，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=83.5mm。8)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ=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c=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s，取s=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。表6-2轴的直径和长度轴段12345直径3538443835长度38.583.5155440.5已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=330mm，则：圆周力F径向力F已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=78mm，则：圆周力F径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm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M截面B处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩M作合成弯矩图（图d）T=166274.93N•mm作转矩图（图e）9)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。6.3输出轴设计计算1)输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3由前面计算可知，P3=1.89kW；n3=23.88r/min；T3=756590.5N•mm2)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，硬度为240HBS，根据表，取A0=116，得:d输出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=55mm输出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LX4型联轴器。半联轴器的孔径为55mm，故取d12=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。3)轴的结构设计图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=60mm。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。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=60mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6213，其尺寸为d×D×B=65×120×23mm，故d34=d78=65mm。取挡油环宽度为22.5,则l轴承挡油环定位，由手册上查得6213型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=74mm5)取安装齿轮处的轴段的直径d67=68mm；齿轮的右端与右轴承之间采用档油环定位。已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=80mm，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=78.5mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d67=68mm，故取h=8mm，则轴环处的直径d56=84mm，轴环宽度b≥1.4h，取l56=10mm。6)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=24mm，C2=22mm，箱座壁厚δ=10mm，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c=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s，取s=10mm，低速齿轮齿宽差一半为2.5mm,则低速齿轮倒角为1.5mmll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-3轴的直径和长度轴段1234567直径55606574846865长度1106445.562.51078.547已知低速级大齿轮的分度圆直径为：d4=369mm，则：圆周力F径向力F根据6213深沟球查手册得压力中心a=11.5mm齿轮倒角为1.5mm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M分别作水平面的弯矩图和垂直面弯矩图截面C处的合成弯矩M③作合成弯矩图T=756590.5N•mm作转矩图8)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。9)精确校核轴的疲劳强度①判断危险截面截面C承受弯矩最大，故需要对该截面进行精确校核。②截面左侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W截面左侧的弯矩M截面左侧的扭矩T=756590.5N•mm截面上的弯曲应力σ截面上的扭转切应力τ轴的材料为45（调质），齿面硬度217～255HBS。由表查得：σ过盈配合处的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk轴按磨削加工，得表面质量系数为：βKK所以轴在截面左侧的安全系数为：SSS故该轴在截面左侧的强度也是足够的。③截面右侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W截面右侧的弯矩M截面右侧的扭矩T=756590.5N•mm截面上的弯曲应力σ截面上的扭转切应力τ轴的材料为45，齿面硬度217～255HBS。由表（10-1）查得：σ截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表查取，由于：rD经过插值后可以查得：α查图可得轴的材料的敏性系数为：q故有效应力集中系数为：kk查图得尺寸系数εσ=0.78，扭转尺寸系数ετ=0.94。轴按磨削加工，得表面质量系数为：β轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：KK碳钢的特性系数为：φφ于是，计算安全系数Sca值，则得：SSS故可知其安全。

第七节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)620735721725.515.2根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6207，其基本参数查表得额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN。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：FF查表（13-5）得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=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Pr<Pr2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命为48000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)620735721725.515.2根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6207，其基本参数查表得额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=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48000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)6213651202357.240根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6213，其基本参数查表得额定动载荷Cr=57.2kN，额定静载荷C0r=40kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=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Pr<Pr2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命为48000小时L轴承具有足够寿命。

第八节键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核8.1.1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=8×7×70，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=62mm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8.2.1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=10×8×70，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=60mm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。8.2.2中间轴与高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=10×8×45，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=35mm高速级大齿轮材料为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。8.3输出轴键选择与校核8.3.1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=20×12×70，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=50mm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。8.3.2输出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=16×10×100，型号为A型键（GB/T1096-2003）接触长度为l=L-b=84mm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。

第九节联轴器的选择9.1输入轴上联轴器轴的伸出端直径D=38mm，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=38、长度L=82从动端轴孔：直径d=25、长度L=82选取的联轴器型号为LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）联轴器所传递的转矩T=27.03N•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1250N•m>35.14N•m，许用转速为4700r/min>710r/min因此该联轴器符合要求。9.2输出轴上联轴器轴的伸出端直径D=55mm，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=55、长度L=112从动端轴孔：直径d=55、长度L=112选取的联轴器型号为LX4弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）联轴器所传递的转矩T=756.59N•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2500N•m>983.57N•m，许用转速为3870r/min>23.88r/min因此该联轴器符合要求。

第十节减速器的润滑和密封10.1减速器的润滑10.1.1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288～352cSt10.1.2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

第十一节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11.1.1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：L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm11.1.2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：11.1.3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：11.1.4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：11.1.5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：吊孔尺寸计算：b≈d=b=20mmR=K=H=0.8K=0.8×38=30mmh=0.5H=0.5×30=15mmr=0.25K=0.25×38=9.5mm11.1.6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：11.1.7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：11.1.8轴承端盖的选用输入轴上的轴承为6207型深沟球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=72，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。中间轴上的轴承为6207型深沟球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6213型深沟球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=120，螺钉直径为8mm，螺钉数目6颗。11.1.9轴承端盖的结构计算高速轴承端盖采用凸缘式轴承端盖根据箱体结构取轴承盖螺栓直径d3=8螺钉孔直径d0d0=d3+1=8+1=9mmD0=D+2.5×d3=72+2.5×8=92mmD2=D0+2.5×d3=92+2.5×8=112mme=1.2×d3=1.2×8=9.6mm,取e=10mmD4=D-(12～16)=72-(12～16)=72-12=60mmD5=D0-3×d3=92-3×8=68mmD6=D-(2～4)=72-(2～4)=72-