减速器设计说明书-仅供参考

目录一、拟定传动方案 1二、选择电动机 2三、传动装置总传动比及其分配 5四、传动装置的运动及动力参数计算 6五、V带传动设计 8六、齿轮传动强度设计 11七、轴的设计 15八、轴承的选择和校核 23九、键连接的选择和校核 24十、联轴器的选择 25十一、箱体的结构设计 27十二、减速器附件的选择 29十三、润滑和密封 35十四、总结和参考文献 37PAGEPAGE40一、拟定传动方案传动方案的分析：机器通常是由原动机、传动系统和工作机3个部分组成。传动系统是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置，通常具有减速（或增速）、变更运动形式或运动方向，以及将系统和动力进行传递与分配的作用。可见，传动系统是机器的重要组成部分。传动系统设计的好坏，对整部机器的性能、成本以及整体尺寸的影响都是很大的。合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，其次是满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好等要求。本设计中原动机为电动机，工作机为带式输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级闭式直齿圆柱齿轮减速器。带传动具有传动平稳、吸震等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。本设计采用的是V带传动。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。本设计采用的是单级闭式直齿圆柱齿轮传动。

传动方案拟定：1.工作条件：带式输送机在常温下工作、单向运转；空载起动，工作载荷平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，每年按300天计算；大批量生产；输送带工作速度v的允许误差为±5%；三相交流电源的电压为380/220V。2.原始数据：滚筒圆周力F=1800N；带速v=1.5m/s；滚筒直径D=400mm。3.方案比较：(1)采用两级圆柱齿轮减速器，结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作；(2)采用V带传动和单级闭式圆柱齿轮，这种方案外廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V带传动不适合恶劣的工作环境；(3)采用单级闭式齿轮传动和单级开式齿轮传动，成本较低，但是使用寿命短，也不适用于较差的环境；(4)采用单级蜗杆减速器，传动比大、结构紧凑、工作平稳，但尺寸大，成本高，传动效率低。考虑要求带式输送机在常温下工作、单向运转、空载起动、工作载荷平稳、大批量生产等要求选择第二种方案。图1传动简图该方案采用V带传动和单级闭式直齿圆柱齿轮，这种方案外廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V带传动不适合恶劣的工作环境。二、选择电动机电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度等）、工作时间的长短（连续或间歇）及载荷的性质、大小、起步性能和过载情况等条件来确定。工业上一般采用三相交流电动机。本设计采用的是Y132M1-6全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。（1）选择电动机类型 因为工作要求带式输送机单向运转、空载起动、工作载荷平稳、三相交流电源的电压为380/220V，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。（2）选择电动机容量根据已知条件，工作机所需的有效功率为：Pw=Fv1000设：η1——弹性联轴器效率0.99η2——一对滚动轴承效率0.99η3——圆柱齿轮传动效率0.96（9η4——V带传动效率0.95η5——一对滑动轴承效率0.98η6——输送机滚筒效率0.96估算传动系统总效率为：η则传动系统总效率为：η=0.99×0.992×0.96×0.95×0.98×0.96≈0.工作时，电动机所需的功率为：P=Pwη=2.70.8325根据实际情况由工作系数表查得工作情况系数KA=1.2Pd=KA×P=1.2×3.243≈查表可知：满足Pe≥Pd条件的三相异步电动机额定功率Pe取为4(3)选择电动机转速根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nwnw=60000vπD闭式圆柱齿轮传动比范围为3～5，V带传动传动比范围为2～4，所以总的传动比范围为6～20。故电动机转速的可选范围为：nd’=ia’×nw=（6～20）×71.620≈429.符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min的电动机。对应额定功率为4.0kW的电动机型号分别为Y160M1-8型和Y132M1-6型。现将这两种电动机的有关技术数据列入表1中，进行对比。表1方案电动机型号额定功率Ped/KW电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y160M1-84.0kW7507152Y132M1-64.0kW1000960方案一：总传动比i=715/71.620≈9.98方案二：总传动比i=960/71.620≈13.40经过对以上发动机的性能及价格对比，选择电动机型号Y132M1-6，额定功率为4.0kW，满载转速为960r/min。三、传动装置总传动比及其分配在设计多级传动的传动系统时，分配传动比是设计中的一个重要问题。传动比分配得不合理，会造成结构尺寸大、相互尺寸不协调、成本高、制造和安装不方便等问题。因此，分配传动比时，应考虑下列几点原则：1.各种传动的每级传动比应在推荐值的范围内，参考文献[1]P21表3-4列出各种传动的每级传动比的推荐值。2.各级传动比应使传动系统尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象。3.设计双级圆柱齿轮减速器时，应尽量使高速级和低速级的齿轮强度接近相等，即按等强度原则分配传动比。4.当减速器内的齿轮采用油池润滑时，为了使各级大齿轮浸油深度合理，各级大齿轮直径应相差不大，以避免低速级大齿轮浸油过深，而增加搅油损失。根据电动机满载转速nm及工作机转速nia=nmnw=960由传动方案可知：传动装置的总传动比等于齿轮的传动比乘以V带的传动比，取齿轮传动比为4.5，则得到V带的传动比为：iv=iai齿所以：iv=3；i齿=4.四、传动装置的运动及动力参数计算传动装置各轴的转速、功率和转矩计算如下所示：0轴（电动机轴）n0=nm=960P0=Pd=3.892T0=9550×P0n0=9550×3.8921轴（减速器高速轴）n1=n0i01=960η01=η4=0P1=P0η01=3.892×0.95≈3T1=9550×P1n1=9550×2轴（减速器低速轴）n2=n1i12=3204.5η12=η2×η3=0.99×0.P2=P1η12=3.70×0.9504≈3T2=9550×P2n2=9550×3轴（输送机滚筒轴）n3=n2=71.11η23=η2×η1×η5=0.99×0.99P3=P2η23=3.52×0.96≈3T3=9550×P3n3=9550×将上述的计算结果列入表2中。表2传动系统的运动和动力参数相关参数电动机单级圆柱齿轮减速器输送机电机轴高速轴（1）低速轴（2）输送机滚筒轴（3）转速n(r/min)96032071.1171.11功率P(kW)3.8923.703.523.38转矩T((N·m))38.72110.42472.73453.93传动比i134.51五、V带传动设计设计普通V带传动时，须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和周孔直径，中心距，初拉力及作用在轴上之力的大小和方向以及V带轮的主要结构尺寸等。设计计算时，应注意以下几个方面的问题:1.设计V带传动时，应注意检查带轮尺寸与传动系统外廓尺寸的相互协调关系。例如，小带轮外圆半径是否小于电动机的中心高，大带轮半径是否过大而造成带轮与机器底座相干涉等。此外，还要注意带轮轴孔尺寸与电动机轴或减速器输人轴尺寸是否相适应。2.设计V带传动时，一般应使带速v控制在5～25m/s的范围内。若v过大，则离心力大，降低带的使用寿命；反之，若v过小，传递功率不变时，则所需的V带的根数增多。3.为了使每根V带所受的载荷比较均匀，V带的根数z不能过多，一般取z=3～6根为宜，最多不超过8根。4.在V带传动中，主动带轮上的包角α1越大，最大有效拉力越大，传递功率也越大。因此为了保证V带具有一定的传递能力，在设计中一般要求主动带轮上的包角α1≧5.为了延长带的使用寿命，带轮的最小直径应大于或等于该型号带轮所规定的最小直径，且为直径系列值。带轮直径确定后，应根据该直径和滑动率计算带传动的实际传动比和从动轮的转速，并以此修正减速器所要求的传动比和输入转矩。因为允许误差为±5%，本设计忽略此步。（1）确定计算功率由上面计算可知：Pd=3.892（2）选择V带的带型根据Pd=3.892kW和电动机转速n0=（3）确定带轮的基准直径dd①初选小带轮的基准直径的推荐值为80～100mm。由参考文献[1]P147表10-8“V带轮最小基准直径ddmin及基准直径系列”，取小带轮的基准直径为dd1=②验算带速v=πdd1nm60×1000因此5m/s<v<25m/s,带速合适。③计算大带轮的基准直径dd2=ivdd1=查参考文献[1]P147表10-8“V带轮最小基准直径ddmin及基准直径系列”，取大带轮的基准直径为315（1）确定V带的中心距a和基准长度L①初步选取中心距0.7（dd1+dd2）≤a0≤2290.5mm≤a0≤830初定中心距a0=560.25②由式L0=2a0+π2（dd1=[2×560.25+3.14152×（100+315）+（315-100）2得到所需基准长度Ld0=1793.00查参考文献[1]P137表10-2，对A型带选用Ld=1750mm根据式a≈a0+Ld-Ld0中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=538.75-0.015×1750=512amax=a+0.03Ld=538.75+0.03×1750=591（5）验算小带轮上的包角α1=180°-dd2-=180°-315-100538.75×57.3°=157.13°≥120所以包角α1合（6）计算带的根数Z①计算单根V带的额定功率由dd1=100mm和n1查参考文献[1]P144表10-4：由线性插值法可得P0=0.9576查参考文献[1]P145表10-5：由线性插值法可得∆P0=0.1116查参考文献[1]P145表10-6：由线性插值法可得Kα≈0.查参考文献[1]P137表10-2“普通V带基准长度Ld及长度系数KL”得KL=1.00，于是[P0]=(P0+∆P0)KαKL=（0.9576+0.1116）×0.9414×②计算V带的根数，由式Z=计算得V带取4根（7）计算单根V带的初拉力F由参考文献[1]P137表10-1查得A型带的每米质量q=0.105kg/m由式F0=500Pdvz（2.5KαF0=500×3.8925.024×4×2.50.9414-1+0.（8）计算压轴力QQ=2zF0sinα12=2×4×162.97×sin六、齿轮传动强度的设计（1）选择齿轮材料、热处理方法根据工作条件由电动机驱动，工作载荷平稳，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查参考文献[1]P172表12-1得：小齿轮45钢，调质处理，HBS1=235大齿轮45钢，正火处理，HBS2=195两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求。确定材料许用接触应力。查参考文献[1]P179表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳强度极限分别为：σHlim1=480+0.93×HBS1σHlim2=480+0.93×HBS2-135=480+0.93查参考文献[1]P180表12-7（按可靠度99%考虑），可得接触疲劳强度的最小安全系数SHlimσσ根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计：d有先前计算得小齿轮的转矩T1=110.42（N·m)=1.1042×105（N·mm)；查参考文献[1]P175表12-3，取载荷系数K=1.2；查参考文献[1]P177表12-4，取弹性系数ZE=189.8MPa；取齿宽系数d几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值z1=20～40，取z1=40，则z2模数：m=由表5-1，将m转换为标准模数，取m=2mm。中心距：a=m齿宽：b2=φd×db1=b2校核齿根弯曲疲劳强度。由校核公式（12-8）得：σ查参考文献[1]P179表12-5，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为（YFz=40时，YF1YS1z=180时，YF2=2.14-YS2=1.83+查参考文献[1]P179表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳强度极限分别：σFlim1=190+0.2×HBS1-135=190+0.2σFlim2=190+0.2×HBS2-135=190+0.2查参考文献[1]P180表12-7（按可靠度99%考虑），可得弯曲疲劳强度的最小安全系数为SFlim两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为：σσ将上述参数分别代入校核公式（12-8），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为：σF1=2KTσσF2=2KTσ所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。齿轮其他尺寸计算。分度圆直径：dd齿顶圆直径：hdd齿根圆直径：hdd中心距：a齿宽：bb选择齿轮精度等级。齿轮圆周速度：v查参考文献[1]P174表12-2，选齿轮精度等级为9级。齿轮的受力分析图6-1所示为一标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿在节点P处接触。忽略摩擦力，轮齿间相互作用的法向力Fn沿着啮合线方向并垂直于齿面。为方便计算，将法向载荷Fn在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力F图6-1直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析对小齿轮结构受力：扭矩T1≈1.1042×10圆周力Ft径向力Fr对大齿轮结构受力：扭矩T2≈4.7273×10齿轮结构设计根据计算，小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻钢制成的腹板式结构，如下图6-2所示为大齿轮腹板式结构：根据经验公式可求得图6-2中各处尺寸，其中d4’dδ0=DD0=0.5l=1.2~1.5dC=0.3b2n=0.5mr=5mmdn1七、轴的设计计算及校核（1）选取轴的材料和热处理方法根据其普通用途，中小功率，故由参考文献[1]P285表16-1查得：选用45号钢，正火处理，硬度HBS170~217，强度极限σb=600MPa（2）初步估算轴的最小直径轴径d的设计公式为d≥A式中P—轴传递的功率，kW；n—轴的转速，r/min；A—与轴材料有关的系数，其值由参考文献[1]P286表16-2查取A=110；减速器高速轴P1=3.70kW，转速n1减速器低速轴P2=3.52kW，转速n2主动轴dmin1≥A3P1n1所以，主动轴dmin1=24.87×1.06=26.37mm，查参考文献[1]P286表16-3从动轴dmin2≥A3P2n所以，从动轴dmin2=40.39×1.05=42.41mm，查参考文献[1]P286表16-3齿轮轴的结构设计，初定轴径及轴的轴向尺寸1.主动轴上零件的定位、固定和装配将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用圆头平键间隙配合（H7/r6）作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用圆头平键作周向固定。主动轴采用齿轮轴结构，如图7-1所示：图7-1主动轴的零件工作图2.确定轴各段直径和长度尺寸①段：由于带轮与轴外伸轴通过键联接，为了主动轴与从动轴的协调性，故先不考虑与带轮配合，查参考文献[2]P206表21-2得A型V带轮孔径为48mm，查参考文献[1]P286表16-3，由标准直径系列取：d②段：对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径变化应大些，按工艺要求，取通过轴承盖轴段的直径为:d2由于此处安装毡圈，查参考文献[2]P197表20-8确定该轴径d2根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取该段的长度初步选为L2③、⑦段：两段均装有滚动轴承，查参考文献[2]P136表15-4初步选取两深沟球轴承的型号为6212，考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=D1=60mm，④段：该段为滚动轴承的定位轴肩，根据轴承安装直径，查参考文献[2]P136表15-4知d4≥69mm，再查参考文献[1]P286表16-3，由标准直径系列取d4=71mm，根据减速器结构设计的要求，初步确定⑤段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%~7%,则该段轴标准轴径取d5=75mm，由于小齿轮的宽度为70mm⑥段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，查参考文献[2]P136表12-1，再查参考文献[1]P286表16-3，由标准直径系列取d6=71mm，根据减速器结构设计的要求，初步确定∆23.主动轴的强度校核带轮传递给主动轴的转矩为Me扭矩TT1=1.1042×105圆周力（分度圆直径d1为80mmF径向力F水平面的支座反力R水平面的弯矩（L为两轴承之间的跨距L=B+2lM铅垂平面的支座反力R铅垂平面的弯矩M合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为M当量弯矩的计算单向工作，转矩为脉动循环变应力，查参考文献[1]P290，取α=0.6故所求危险截面的当量弯矩为：M校核轴的强度轴在AB间齿轮处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数α=0.6。轴的材料为45钢，正火处理，查参考文献[1]P291表16-5得许用弯曲应力σb-1

σ式中：M为轴所受的弯矩；T为所受的扭矩；W为轴的抗弯截面系数，圆轴的W=Tσ≈2.32σ所以强度足够。4.作主动轴受力简图（如图7-2所示）92.48N·m33.66N·m92.48N·m33.66N·m118.64N·m110.42N·m98.42N·m图7-2主动轴受力简图5.从动轴上零件的定位、固定和装配图7-3从动轴的工作零件图确定轴各段直径和长度前面已经求得从动轴最小直径，考虑轴端有一键槽，选取标准直径d根据计算扭矩Tc=KAT公式，式中，KA为联轴器工作情况系数，查参考文献[1]P301表17-T按照计算扭矩小于联轴器公称转矩的条件，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，查手册P147表16-4，初步选择弹性柱销联轴器，型号为HL3。其公称转矩为：630N·m>614.55N·m取半联轴器的轴孔直径d1=45mm，轴孔长度L=112mm①段：由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%~7%,取从动轴d2=42.5mm，又半联轴器的轴孔直径d1=45②段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，该段右端需制出一轴肩，按工艺和强度要求，把轴制成阶梯型，故取该通过轴承端盖轴段的直径为d2’=d1‘+2×0.07×d1‘=45×1+2×0.07=51.3mm；又③段：该段装有滚动轴承，轴承有径向力而轴向力为零，则选用深沟球轴承，查参考文献[2]P136表15-4拟选用6212型轴承，得其基本尺寸d=60mm，B=22mm，根据减速器结构设计的要求，初步确定∆2=10~15mm，l2=5~10mm，查参考文献[1]P286表16-3④段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%~7%,则该段轴标准轴径取d4’=63mm，又大齿轮的齿宽为⑤段：考虑齿轮的轴向定位，取定位轴肩的直径为d5’=63×1.05=66.15mm；查参考文献[1]P286表16-长度取L5’=8⑥段：此处为台阶，查参考文献[1]P286表16-3取标准值直径d6长度L6⑦段：该段为滚动轴承的安装处，可取该段轴径d7’=D1’=60mm，长度为6.求齿轮上作用力的大小主动轴传递给从动轴的转矩为Me扭矩

TT圆周力由上计算得（分度圆直径d2为337.5mmF径向力由上计算得F水平面的支座反力R水平面的弯矩（L为两轴承之间的跨距L=B+2lM铅垂平面的支座反力R铅垂平面的弯矩M合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为M当量弯矩的计算单向工作，转矩为脉动循环变应力，查参考文献[1]P290，取α=0.6故所求危险截面的当量弯矩为：M校核轴的强度轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数α=0.6。轴的材料为45钢，正火处理，查参考文献[1]P291表16-5得许用弯曲应力σb-1

σ式中：M为轴所受的弯矩；T为所受的扭矩；W为轴的抗弯截面系数，圆轴的W=Tσ≈0.06σ所以强度足够。7.作从动轴的受力简图（如图7-4所示）298.58N·m472.73N·m298.58N·m472.73N·m93.27N·m31.90N·m87.65N·m图7-4从动轴的受力简图八、滚动轴承的选择1.初选轴承型号考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承。根据上述轴径及长度的计算，主动轴承选择深沟球轴承，型号初选为6212（2个），从动轴承选择深沟球轴承，型号初选为6212（2个），2.主动轴的轴承设计计算（1）根据工作条件，轴承预期寿命LR（2）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受径向力Fr作用，所以P=F（3）校核轴承寿命查参考文献[1]P248表14-7取轴承的温度系数ft=1，表14-8取轴承的载荷系数f0=1.2。球轴承的寿命指数ε=3，查参考文献[2]P136表15-4得6212型轴承的动载荷L由于L10h>3.从动轴的轴承设计计算（1）根据工作条件，轴承预期寿命LR（2）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受径向力Fr作用，所以P=F（3）校核轴承寿命查参考文献[1]P248表14-7取轴承的温度系数ft=1，表14-8取轴承的载荷系数f0=1.2。球轴承的寿命指数ε=3，查参考文献[2]P136表15-4得6212型轴承的动载荷L由于L10h>图8-1深沟轴承结构图九、键连接的选择与校核主动轴：1.主动轴外伸端直径d1=47.5mm，考虑到键在轴中部安装，根据参考文献[1]P226表13-10，选圆头普通A型平键，键14×9GB/T1096—2003，宽度b=14mm，深度h=9选择45钢，挤压强度公式为σP=4T则其工作表面的挤压应力为σ由参考文献[1]P229表13-11知，属轻微冲击时，许用挤压应力σP=100~120MPa，从动轴：2.从动轴外伸端直径d1‘=45mm，考虑到键在轴中部安装，根据参考文献[2]P147表16-4，参考文献[1]P226表13-10，选方头普通B型平键，键B14×9GB/T1096—2003，宽度b=14mm，深度h选择45钢，挤压强度公式为σP=4Tdhl则其工作表面的挤压应力为σ由参考文献[1]P229表13-11知，属轻微冲击时，许用挤压应力σP=100~120MPa，3.与齿轮联接处轴径d4’=63mm，考虑到键在轴中部安装，根据参考文献[1]P226表13-10，选圆头普通A型平键，键18×11GB/T1096—2003，宽度b=18mm，深度h选择45钢，挤压强度公式为σP=4Tdhl则其工作表面的挤压应力为σ由参考文献[1]P229表13-11知，属轻微冲击时，许用挤压应力σP=100~120MPa，图9-1圆头平键结构图十、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，转速功率较低，无特殊要求，考虑装拆方便与经济问题，选用弹性柱销联轴器。由最初设计方案知道，联轴器的使用是在低速轴（从动轴）与滚筒轴处。1.计算名义扭矩TT=T2=9550×P2n2=95502.确定计算扭矩T10-1联轴器零件结构图根据计算扭矩Tc=KAT公式，式中，KA为联轴器工作情况系数，查参考文献[1]P301表17-1T按照计算扭矩小于联轴器公称转矩的条件，根据轴的设计时可得初步选择HL3弹性柱销联轴器，其公称转矩为：630N·根据参考文献[2]P147表16-4采用J型轴孔，B型键，取半联轴器的轴孔直径d1=45mm，轴孔长度L=112mm轴径不超过联轴器的孔径范围。查参考文献[2]P147表16-4知：d转速不超过联轴器的许用最高转速。选用钢材料联轴器；参考文献[2]P147表16-4，由n≤71.11综上，选用HL3型号联轴器，各项要求都满足。十一、箱体的结构设计由于铸造箱体的刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，又适合于成批生产，故采用灰铸铁铸造的铸造箱体。1.箱体的刚度为了避免箱体在加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，齿轮产生偏载，影响减速器正常工作，是设计箱体时，首先应保证轴承座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体结构，当轴承座是剖分式结构时，还要保证箱体的联接刚度。2.良好的箱体结构工艺性（1）箱体的铸造工艺性：设计铸造箱体时，力求外形简单、壁厚均匀、过渡平缓。在采用砂模铸造时，箱体铸造圆角半径一般可取R≥5mm。为是液态金属流动畅通，壁厚应大于最小铸造壁厚，还应注意铸件应有1：10~1：20（2）箱体的机械加工工艺性：为了提高劳动生产率和经济效益，应尽量减少机械加工面。箱体上任何一处加工表面与非加工表面要分开，使它们不在同一平面上。（3）采用凸出还是凹入结构应视加工方法而定。轴承座孔端面、窥视孔、通气孔、吊环螺钉、油塞等处均应凸起3~8mm。支承螺栓头部或螺母的支承面，一般多采用凹入结构，即沉头座。（4）沉头座锪平时，深度不限，锪平为止，在图上可画出2~3mm深，以表示锪平深度。箱座底面也应铸出凹入部分，以减少加工面。按参考文献[2]P41表6-1经验公式计算，得减速器铸造箱体的结构尺寸列于表11-1。表11-1减速器铸造箱体的结构尺寸（mm）名称符号结构尺寸结果箱座壁厚δ（8箱盖壁厚δ（8箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b、b1、b=1.5δ、b112、12、20箱座、箱盖上的肋板厚m、mm≥0.85δ、7、7轴承旁凸台的高度和半径h、Rh由结构要求确定，R60、25主动轴轴承盖的外径DD+5~5.5d3135从动轴轴承盖的外径DD+5~5.5d3135地脚螺钉直径与数目dn单级a（或R）~100~200~250~350206.25d1216202420n44464通孔直径d1520253025沉头座直径D3245486048底座凸缘尺寸c2225303530c2023253025联接螺栓轴承旁联接螺栓直径d0.7516箱座、箱盖联接螺栓直径d0.5~0.6df10联接螺栓直径d101214162016通孔直径d1113.515.517.52217.5沉头座直径D222630334033凸缘尺寸c182022241824c141618202420定位销直径d0.7~0.88主动轴轴承盖螺钉直径d0.4~0.510从动轴轴承盖螺钉直径d0.4~0.510视孔盖螺钉直径d0.3~0.46箱体外壁至轴承座端面的距离lc60大齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离∆≥1.2δ15齿轮端面与箱体内壁的距离∆≥δ15箱座高度H≥220注：1.式中a值：对圆柱齿轮传动为中心距。当算出δ、δ1的值小于8mm时，应取8mm2.∆与减速器的级数有关：单级减速器，取∆=1。3.0.025~0.03：软齿面为0.025；硬齿面为0.034.一般情况下，表中联接螺栓直径d应取为轴承旁联接螺栓直径d1，即d=十二、减速器附件的选择（1）轴承盖轴承盖是对轴上滚动轴承起定位和固定作用的，且类型有多种，根据工作情况和要求选凸缘式轴承盖，凸缘式轴承盖的结构和尺寸见参考文献[2]P185表19-1，其结构如图12-1所示：图12-1凸缘式轴承盖结构主动轴和从动轴的轴承盖：根据参考文献[2]P136表15-4得出主动轴承和从动轴承外径D=110mm，螺钉直径d3=10mm，参照经验公式求得图12d0d5=D-2~4D0D5D2b1、d1由密封尺寸确定为8mm、e=1~1.2d3=b=5~10mm，这里取h=m的值由结构确定为7mm；D4这里取D4主动轴与从动轴的凸缘式轴承盖材料选用HT150。（2）窥视孔和窥视孔盖窥视孔的位置应开在齿轮啮合区的上方，便于观察齿轮啮合情况，并有适当的大小，以便手能伸人进行检查。窥视孔平时用盖板盖住，盖板可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，盖板与箱盖之间应加密封垫片，用螺钉联接。窥视孔及其盖板的结构尺寸如图12-2所示：图12-2窥视孔及视孔盖结构所设计的减速器中心距为206.25mm≤250mm；取l其结构尺寸查参考文献[2]P186表19-4，记录于表12-2：表12-2窥视孔及视孔盖结构尺寸（mm）符号lllbbbdδR直径孔数尺寸120105909075607445（3）通气器减速器在工作时，箱体内的温度会升高，使箱体内气体膨胀，气压升高。为了便于箱体内的热气溢出，保证箱体内外压力平衡，提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性，常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，它有通气螺塞和网式通气器两种。清洁的环境用通气螺塞，灰尘较多的环境用网式通气器。通气器的结构和尺寸见参考文献[2]P189表19-9~表19-11，其结构如图12-3所示：图12-3通气塞及提手式通气器结构查参考文献[2]P189表19-9得通气塞及提手式通气器结构尺寸见表12-3：表12-3通气塞及提手式通气器结构尺寸（mm）dDDSLladM16×1.52219.617231225S—螺母扳手开口宽度（4）起吊装置包括吊耳或吊环螺钉和吊钩。吊环螺钉或吊耳设在箱盖上。吊耳和吊钩的结构尺寸见参考文献[2]P190表19-12。吊环螺钉是标准件，按起吊重量由参考文献[2]P191表19-13选取其公称直径，设计吊耳的结构如下图12-4所示：图12-4吊耳结构图根据经验公式求得结构图中各处尺寸如下：δ1为箱盖壁厚，取c3=4~5c4=1.3~1.5bR=rr=0.275（5）油面指示器油面指示器的种类很多，有杆式油标（油标尺）、圆形油标、长形油标和管状油标。在难以观察到的地方，应采用杆式油标。杆式油标结构简单，在减速器中经常应用。油标上刻有最高和最低油面的标线。带油标隔套的油标，可以减轻油搅动的影响，故常用于长期运转的减速器，以便在运转时，测量油面高度；间断工作的减速器，可用不带油标隔套的油标。设置油标凸台的位置要注意，不要太低，以防油溢出，常设置于方便观察油面及油面较稳定处，（最低油面与最高油面的差值常取5~10mm）如低速级齿轮附近，油标尺中心线一般与水平面成45°或大于45°，而且注意加工油标凸台和安装油标时，不要与箱体凸缘或吊钩相干涉。减速器离地面较高，容易观察时或箱座较低无法安装杆式油标时，可采用圆形油标、长形油标等。各种油面指示器的结构尺寸见参考文献[2]P187表19-5~表19-8，其结构如图12-图12-5油标结构查参考文献[2]P188表19-8得油标的结构尺寸见表12-5：表12-5油标的结构尺寸（mm）ddddhabcDDM1641663512852622（6）放油孔和螺塞放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。箱座内底面常做成1°~1.5°倾斜面，在油孔附近应做成凹坑，以便污油的汇集而排尽。螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹两种。圆柱螺纹油塞，自身不能防止漏油，应在六角头与放油孔接触处加油封垫片。而圆锥螺纹能直接密封，故不需油封垫片。螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选取。螺塞及油封垫片的尺寸见参考文献[2]P192表19-14和表19-15，螺塞和油封圈的结构如图12-6所示：图12-6螺塞和油封圈结构可选用外六角螺塞，查参考文献[2]P192表19-14；所设计的减速器中心距为206.25mm故螺塞和密封圈的结构尺寸见表12-6表12-6螺塞和密封圈结构基本尺寸（mm）ddDeSLhbbC基本尺寸极限偏差M18×1.515.82824.2210-0.282715331.0选择d为M18×1.5的外六角螺塞，标记为M18×1.5JB/ZQ4450-2006，其中螺塞材料选用Q235，经发蓝处理；封油垫材料为耐油橡胶、石棉橡胶纸、工业用皮革。此处采用比较常用的石棉橡胶纸。（7）启盖螺钉启盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为1~2个，其直径与箱体凸缘联接螺栓直径相同，即d=d2=10mm，长度应大于箱盖凸缘厚度，取l=15mm。螺钉端部应制成圆柱端，以免损坏螺纹和剖分面，启盖螺钉的结构如图图12-7启盖螺钉结构（8）定位销两个定位销应设在箱体联接凸缘上，相距尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座、箱盖能正确定位。此外，还要考虑到定位销装拆时不与其他零件相干涉。定位销通常用圆锥定位销，其长度应稍大于上下箱体联接凸缘总厚度，使两头露出，以便装拆。查参考文献[2]P129表14-11，选用圆锥定位销，公称直径d=8mm、长度l=50定位销零件结构图12-8十三、减速器的润滑与密封1.齿轮的润滑为了降低摩擦，减少磨损和发热，提高机械效率，减速器的传动零件和轴承等必须进行润滑。齿轮传动时，相啮合的齿面间存在相对滑动，因此不可避免地会产生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率。一般来说，齿轮传动的润滑问题主要包括润滑剂和润滑方式的选择。（1）润滑剂的选择齿轮传动中常用的润滑剂有润滑油和润滑脂。润滑脂主要用于不易加油或低速、开始齿轮传动的场合；一般情况均采用润滑油进行润滑。齿轮传动所用的润滑油的黏度是根据工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等分别按参考文献[2]P194表20-1来选择。根据所需的黏度按参考文献[2]P194表20-3选择润滑油的牌号。根据闭式齿轮传动形式：查参考文献[2]P194表20-1：齿面硬度HBS2齿轮的圆周速度1m/s<v=1.34m/s<2.5m/s所以其润滑油粘度的推荐用值为118mm齿轮润滑：减速器齿轮用途属于中负荷工业齿轮。查参考文献[2]P194表20-3，选用中负荷工业齿轮油，由其在50℃时运动润滑油粘度的推荐用值为118（2）润滑方式在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度v而定。当v≤12m/s时，多采用油池润滑，即齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区润滑，同时也甩到箱壁上，借以散热。2.滚动轴承的润滑（1）润滑剂的选择在滚动轴承中，常采用的润滑剂有润滑油和润滑脂两种形式。查参考文献[2]P136表15-4得深沟球6212型轴承选用脂润滑的最大转速为5600r/min，n2=71.11r轴承润滑：查参考文献[2]P195表20-4，初步选用滚珠轴承脂（SH0386—1992），代号ZG69-2，用于各种机械的滚动轴承润滑。（2）润滑方式采用润滑脂润滑，通常在装配时将润滑脂填入轴承室，每3~6个月需补充一次新油，每过一年，需拆开清洗换用新油。为了防止箱内油进入轴承，使润滑脂稀释流出或变质，在轴承内侧用挡油环或挡油