減速器設計說明書系別：班級：姓名：學號：指導教師：職稱：III第一部分設計任務書1.1設計題目展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=2600N，速度v=1.5m/s，直徑D=220mm，每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.普通V帶設計計算6.減速器內部傳動設計計算7.傳動軸的設計8.滾動軸承校核9.鍵聯接設計10.聯軸器設計11.潤滑密封設計12.箱體結構設計

第二部分傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。1)該方案的優缺點由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。展開式二級圓柱齒輪減速器傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，適用壽命長。但由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。

第三部分選擇電動機3.1電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率查手冊表1-5得：聯軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98V帶的效率：ηv=0.96工作機的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動機容量工作機所需功率為P電動機所需額定功率:P工作機軸轉速：n查表課程設計手冊，使用推薦的傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，課本表18-1，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～60，所以合理的總傳動比范圍為：16～240。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(16～240)×130.22=2084～31252r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，查表12-1選定電機型號為：Y132S1-2的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=2900r/min，同步轉速為nt=3000r/min。表3-1電機選擇方案對比方案電機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900圖3-1電機尺寸表3-2電動機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=2高速級傳動比手冊208，展開式二級i1=1.3~1.5i2，取1.35i則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i3.5動力學參數計算3.5.1電機軸的參數PnT3.5.2高速軸的參數PP'nTT'3.5.3中間軸的參數PP'nTT'3.5.4低速軸的參數PP'nTT'3.5.5工作機軸的參數PP'nTT'運動和動力參數列表如下：表3-3各軸動力學參數表參數、軸名電機軸高速軸中間軸低速軸工作機軸轉速n(r/min)29001450373.71130.21130.21功率P(kW)5.55.285.134.984.69轉矩T18.1134.78131.09365.25343.98傳動比23.882.871效率0.960.980.980.99

第四部分V帶傳動設計4.1確定計算功率Pca由表8-8查得工作情況系數KA=1.4，故P4.2選擇V帶的帶型根據Pca、n1由圖8-11選用A型。4.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。2）驗算帶速v。按式（8-13）驗算帶的速度v=帶速在5～25m/s，不超過30，范圍內，合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d根據表8-9，取標準值為dd2=180mm。4.4確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據式（8-20），初定中心距a0=390mm。由式（8-22）計算帶所需的基準長度L由表選帶的基準長度Ld=1250mm。按式（8-23）計算實際中心距a。a≈按式（8-24）,中心距的變化范圍為391--448mm。4.5驗算小帶輪的包角αa8-25式α4.6計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=90mm和n1=2900r/min,查表8-4得P0=1.66kW。根據n1=2900r/min，i=2和A型帶，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）計算帶的根數zz=取5根。4.7計算單根V帶的初拉力F0由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以F4.8計算壓軸力FpF1)帶輪結構設計1）小帶輪的結構設計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=90小帶輪結構選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：表4-1小帶輪結構尺寸代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d電機軸D=38mm38mm基準直徑dd90mm帶輪外徑dadd1+2ha90+2×2.7595.5mm帶輪齒根dfdd1-2hf90-2×8.772.6mm輪轂直徑d1(1.8～2)d(1.8～2)×3876mm帶輪寬度B(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mm輪轂寬度LBB78mm圖4-1小帶輪結構示意圖2）大帶輪的結構設計大帶輪的軸孔直徑d=18mm因為大帶輪dd2=180mm因此大帶輪結構選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：表4-2大帶輪結構尺寸代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d高速軸D=18mm18mm基準直徑dd180mm帶輪外徑dadd1+2ha180+2×2.75185.5mm帶輪齒根dfdd1-2hf180-2×8.7162.6mm輪轂直徑d1(1.8～2)d(1.8～2)×1836mm帶輪寬度B(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mm輪轂寬度L(1.5～2)d0(1.5～2)×d036mm腹板內徑drd2-2(hf+δ)180-2×(8.7+6)151mmC0.25×B0.25×7819.5mm圖4-2大帶輪結構示意圖2)主要設計結論選用A型V帶5根，基準長度1250mm。帶輪基準直徑dd1=90mm，dd2=180mm，中心距控制在a=391～448mm。單根帶初拉力F0=108.47N。表4-3帶輪設計結果帶型AV帶中心距410mm小帶輪基準直徑90mm包角167.42°大帶輪基準直徑180mm帶長1250mm帶的根數5初拉力108.47N帶速13.67m/s壓軸力1078.17N

第五部分減速器高速級齒輪傳動設計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=14°。2)參考表10-6選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪45（調質），硬度為240HBS4)選小齒輪齒數z1=32，則大齒輪齒數z2=z1×i=32×3.88=125。5.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9550×③由表10-7選取齒寬系數φd=1④計算得ZH=2.434⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa。⑥由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應力循環次數：NN由圖10-19查取接觸疲勞系數K取失效概率為1%，安全系數S=1，得10-14式[σH][σH]取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σH3)試算小齒輪分度圓直徑d5.2.1調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數前的數據準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計算實際載荷系數KH。①由表10-2查得使用系數KA=1②根據v=2.43m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.05③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×2175.18/31.979=68N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數KHα=1.4由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.417由此，得到實際載荷系數K3)由式(10-12)，可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑d4)確定模數m5.3確定傳動尺寸5.3.1計算中心距a=圓整為a=161mmβ=acosβ=12°47'54"5.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑dd5.3.3計算齒寬b=取B1=75mmB2=70mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=70齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數：Z大齒輪當量齒數：Z由圖10-17查得齒形系數Y由圖10-18查得應力修正系數Y①試選載荷系數KFt=1.3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數Yε。αεαα上式得εβεYε③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yβ。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據v=4.983m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.1查表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.4由表10-4查得KHβ=1.425，結合b/h=70/4.5=15.556查圖10-13，得KFβ=1.079。則載荷系數為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數K取彎曲疲勞安全系數S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度主要設計結論齒數z1=32，z2=125，模數m=2mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.7985°=12°47'54"，中心距a=161mm，齒寬B1=75mm、B2=70mm5.4.1計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高hhh=(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：齒頂高系數h5.4.2齒輪參數和幾何尺寸總結表5-1齒輪主要結構尺寸名稱代號公式小齒輪大齒輪模數m22中心距a161161齒數Z32125齒寬B7570分度圓直徑d65.63256.37齒頂圓直徑dad+2×ha69.63260.37齒根圓直徑dfd-2×hf60.63251.37螺旋角β左旋12°47'54"右旋12°47'54"齒頂高系數ha*1.01.0頂隙系數c*0.250.25齒頂高ham×ha*22齒根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齒高hha+hf4.54.55.4.3確定小齒輪側隙和齒厚偏差用表手冊10-8插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.138mm。由機械手冊139頁求得，齒厚上偏差為E計算齒輪的分度圓直徑d=由機械手冊表10-7查得，徑向跳動公差為F由機械手冊表10-9查得，切齒徑向進刀公差br為b由機械手冊表p140查得，齒厚公差Tsn為T故機械手冊由式求得，齒厚下偏差為E實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由機械手冊式（D.4）和式（D.5）得公法線長度上偏差E公法線長度下偏差E由機械手冊表查得，查得K=1.075，Z'=KZ=1.075×32=34.4按Z'的整數部分，由表查得Wk=10（跨側齒數K=4），按Z'的小數部分，由機械手冊查表10-10得△Wn=0.0056mm所以W5.4.4確定大齒輪側隙和齒厚偏差用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.138mm。由機械手冊求得，齒厚上偏差為E計算齒輪的分度圓直徑d=由機械手冊查得，徑向跳動公差為F由機械手冊查得，切齒徑向進刀公差br為b由機械手冊表查得，齒厚公差Tsn為T故機械手冊由式求得，齒厚下偏差為E實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由機械手冊式（D.4）和式（D.5）得公法線長度上偏差E公法線長度下偏差E由機械手冊表查得，查得K=1.075，Z'=KZ=1.075×125=134.375按Z'的整數部分，由表查得Wk=41（跨側齒數K=14），按Z'的小數部分，由機械手冊查得△Wn=0.00525mm所以W

第六部分減速器低速級齒輪傳動設計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=14°。2)參考表10-6選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪45（調質），硬度為240HBS4)選小齒輪齒數z1=31，則大齒輪齒數z2=z1×i=31×2.87=89。6.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9550×③由表10-7選取齒寬系數φd=1④由計算得ZH=2.434⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應力循環次數：NN由圖10-19查取接觸疲勞系數K取失效概率為1%，安全系數S=1，得10-14式[σH][σH]取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σH3)試算小齒輪分度圓直徑d6.2.1調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數前的數據準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計算實際載荷系數KH。①由表10-2查得使用系數KA=1②根據v=0.97m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.03③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×5287.49/49.585=107N╱mm>100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.419由此，得到實際載荷系數K3)由式(10-12)，可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑d4)確定模數m6.3確定傳動尺寸6.3.1計算中心距a=圓整為a=186mmβ=acosβ=14°35'33"6.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑dd6.3.3計算齒寬b=取B1=105mmB2=100mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=100齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數：Z大齒輪當量齒數：Z由圖10-17查得齒形系數Y由圖10-18查得應力修正系數Y①試選載荷系數KFt=1.3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數Yε。αεαα上式得εβεYε③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yβ。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據v=1.88m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.04查表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.4由表10-4查得KHβ=1.432，結合b/h=100/6.75=14.815查圖10-13，得KFβ=1.081。則載荷系數為K由圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-18查取彎曲疲勞系數K取彎曲疲勞安全系數S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的主要設計結論齒數z1=31，z2=89，模數m=3mm，壓力角α=20°，螺旋角β=14.5926°=14°35'33"，中心距a=186mm，齒寬B1=105mm、B2=100mm6.4.1計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高hhh=(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：齒頂高系數h6.4.2齒輪參數和幾何尺寸總結表6-1齒輪主要結構尺寸名稱代號公式小齒輪大齒輪模數m33中心距a186186齒數Z3189齒寬B105100分度圓直徑d96.1275.9齒頂圓直徑dad+2×ha102.1281.9齒根圓直徑dfd-2×hf88.6268.4螺旋角β右旋14°35'33"左旋14°35'33"齒頂高系數ha*1.01.0頂隙系數c*0.250.25齒頂高ham×ha*33齒根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齒高hha+hf6.756.756.4.3確定小齒輪側隙和齒厚偏差用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.166mm。由機械手冊求得，齒厚上偏差為E計算齒輪的分度圓直徑d=由機械手冊查得，徑向跳動公差為F由機械手冊查得，切齒徑向進刀公差br為b由機械手冊表查得，齒厚公差Tsn為T故機械手冊由式求得，齒厚下偏差為E實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由機械手冊式（D.4）和式（D.5）得公法線長度上偏差E公法線長度下偏差E由機械手冊表查得，查得K=1.107，Z'=KZ=1.107×31=34.317按Z'的整數部分，由表查得Wk=10（跨側齒數K=4），按Z'的小數部分，由機械手冊查得△Wn=0.00444mm所以W6.4.4確定大齒輪側隙和齒厚偏差用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.166mm。由機械手冊求得，齒厚上偏差為E計算齒輪的分度圓直徑d=由機械手冊查得，徑向跳動公差為F由機械手冊查得，切齒徑向進刀公差br為b由機械手冊表查得，齒厚公差Tsn為T故機械手冊由式求得，齒厚下偏差為E實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由機械手冊式（D.4）和式（D.5）得公法線長度上偏差E公法線長度下偏差E由機械手冊表查得，查得K=1.107，Z'=KZ=1.107×89=98.523按Z'的整數部分，由表查得Wk=29（跨側齒數K=10），按Z'的小數部分，由機械手冊查得△Wn=0.00732mm所以W

第七部分軸的設計和校核7.1高速軸設計計算1)高速軸上的功率P、轉速n和轉矩TP=5.28kW；n=1450r/min；T=34.78N?m2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，根據書表15-3，取A0=110，于是得d高速軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%d故選取:d12=18mm3)軸的結構設計圖圖7-1高速軸示意圖①為了滿足大帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=23mm。大帶輪輪轂寬度L=36mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比大帶輪輪轂寬度L略短一些，現取l12=34mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據d23=23mm，由軸承產品目錄中選擇角接觸軸承7205AC，其尺寸為d×D×B=25×52×15mm，故d34=d78=25mm。由手冊上查得7205AC型軸承的定位軸肩高度h=3mm手冊表6-6，因此，取d45=d67=31mm。5)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=75mm，d56=69.63mm6)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取小齒輪距箱體內壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=10mm，低速級小齒輪寬度b3=105mm，則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。8)軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大帶輪與軸的配合為H7/k6,按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=6×6mm，長度L=25mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表7-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑1823253169.633125長度346627125.575827高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）F高速級小齒輪所受的徑向力F高速級小齒輪所受的軸向力F根據7205AC角接觸查手冊得壓力中心a=16.4mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點距離:l齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力高速軸上外傳動件壓軸力Fq=1078.17N水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面B處的垂直彎矩M截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩MM③作合成彎矩圖（圖d）T=34780N?mm作轉矩圖（圖e）圖7-2高速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度因B彎矩大，且作用有轉矩，故B為危險剖面抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得40Cr(調質)處理，抗拉強度極限σB=1000MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算1)中間軸上的功率P、轉速n和轉矩TP=5.13kW；n=373.71r/min；T=131.09N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據表，取A0=115，得:d3)軸的結構設計圖圖7-3中間軸示意圖4)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據dmin=27.54mm，由軸承產品目錄中選取角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)由非定位軸肩,取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=38mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=70mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=69mm。齒輪的左端采用軸肩定位,由軸徑d45=38mm查表，取h=(2～3)R=5mm，則軸環處的直徑d34=48mm。軸環寬度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。7)考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=105mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23=103.5mm，d23=38mm。8)取低速級小齒輪距箱體內壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則高速齒輪倒角為1mm,低速齒輪倒角為1.5mmll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。9)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,小齒輪與軸的聯接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=10×8mm，長度L=90mm。大齒輪與軸的聯接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=10×8mm，長度L=56mm。為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k610)確定軸上圓角和倒角尺寸根據表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表7-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3538483835長度38.5103.5156940.5高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）F高速級大齒輪所受的徑向力F高速級大齒輪所受的軸向力F低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）F低速級小齒輪所受的徑向力F低速級小齒輪所受的軸向力F根據7207AC角接觸查手冊得壓力中心a=21mm大齒輪倒角為1mm小齒輪倒角為1.5mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM截面B處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩MM截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=131090N?mm作轉矩圖（圖e）圖7-4中間軸受力及彎矩圖11)校核軸的強度因B左側彎矩大，且作用有轉矩，故B左側為危險剖面抗彎截面系數為W=π抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得45(調質)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。7.3低速軸設計計算1)低速軸上的功率P、轉速n和轉矩TP=4.98kW；n=130.21r/min；T=365.25N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據表，取A0=115，得:d低速軸的最小直徑是安裝聯軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=42mm低速軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KA×T3，查表，考慮平穩，故取KA=1.3，則:T按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準或手冊，選用LX3型聯軸器。半聯軸器的孔徑為42mm，故取d12=42mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。3)軸的結構設計圖圖7-5低速軸示意圖①為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=47mm。半聯軸器與軸配合的輪轂長度L=112mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L略短一些，現取l12=110mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據d23=47mm，由軸承產品目錄中選擇角接觸軸承7210AC，其尺寸為d×D×B=50×90×20mm，故d34=d78=50mm。軸承擋油環定位，由手冊上查得7210AC型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=57mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=53mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=100mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67=98.5mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=57mm，故取取h=(2～3)R=5mm，則軸環處的直徑d56=67mm，取l56=10mm。6)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取低速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。取擋油環長度s1=22.5mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=10mm，低速齒輪齒寬差一半為2.5mm,則低速齒輪倒角為1.5mmlll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。8)軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大齒輪與軸的聯接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=16×10mm，長度L=90mm。半聯軸器與軸的聯接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=100mm。齒輪、半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯軸器與軸的配合為H7/k6,同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表7-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑42475057675350長度1106142.577.51098.544低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）F低速級大齒輪所受的徑向力F低速級大齒輪所受的軸向力F根據7210AC角接觸查手冊得壓力中心a=26.3mm齒輪倒角為1.5mmlll①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MM③作合成彎矩圖（圖d）T=365250N?mm作轉矩圖（圖e）圖7-6低速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度因C左側彎矩大，且作用有轉矩，故C左側為危險剖面抗彎截面系數為W=π抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得45(調質)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。

第八部分滾動軸承計算校核8.1高速軸軸承計算校核表8-1軸承參數表軸承型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7205AC25521515.8圖8-1高速軸軸承示意圖根據前面的計算，選用7205AC角接觸球軸承，內徑d=25mm，外徑D=52mm，寬度B=15mm軸承基本額定動載荷Cr=15.8kN，額定靜載荷C0r=9.88kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr當Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=240.77NFae+由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸軸承計算校核表8-2軸承參數表軸承型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7207AC35721729圖8-2中間軸軸承示意圖根據前面的計算，選用7207AC角接觸球軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm軸承基本額定動載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr當Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=477.96NFae+由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸軸承計算校核表8-3軸承參數表軸承型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7210AC50902040.8圖8-3低速軸軸承示意圖根據前面的計算，選用7210AC角接觸球軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，額定靜載荷C0r=30.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr當Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=689.31NFae+由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。

第九部分鍵連接的選擇及校核計算9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,鍵長25mm。鍵的工作長度l=L-b=19mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ高速軸與小齒輪，d=31mm選用A鍵，查表4-1，b*h=10*8,L=50mm鍵的工作長度l=L-b=40mm高速級小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ9.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=80mm低速級小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ9.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=46mm高速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=74mm低速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σh'b低速軸與聯軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長100mm。鍵的工作長度l=L-b=88mm聯軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ

第十部分聯軸器設計10.1低速軸上聯軸器參考例14-1（1）計算載荷由書表14-1查得載荷系數K=1.3計算轉矩Tc=K×T=1.3×365.25=474.82N?m選擇聯軸器的型號查手冊表8-7查的軸伸出端安裝的聯軸器初選為LX3彈性柱銷聯軸器（GB/T5014-2017），公稱轉矩Tn=1250N?m，許用轉速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L=112mm。Tc=474.82N?m<1250N?mn=130.21r/min<4700r/min

第十一部分減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用氈圈油封封油圈。11.2齒輪的潤滑齒輪圓周速度v=通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<=12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，現取大齒輪齒頂距油池底面距離為48mm，,由于大齒輪全齒高h=6.75mm<10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=48+10=58mm根據齒輪圓周速度查表選用工業閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號為L-CKC320潤滑油，黏度推薦值為288～352cSt11.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內壁距離10mm，故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。

第十二部分減速器附件12.1油面指示器用來指示箱內油面的高度，油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。圖12-1桿式油標12.2通氣器由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。圖12-2通氣器12.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。圖12-3放油塞12.4窺視孔和視孔蓋在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。圖12-4窺視孔蓋示意圖L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm12.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對由箱蓋和箱座通過聯接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。圖12-5圓錐銷示意圖12.6起蓋螺釘由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動起蓋螺釘可將箱蓋頂起。圖12-6起蓋螺釘12.7起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：圖12-7吊耳吊孔尺寸計算：b≈d=b=16mmR=吊耳尺寸計算：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軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為7205AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=52，螺釘直徑為8mm，螺釘數目4顆。中間軸上的軸承為7207AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，兩端都為悶蓋。軸承外徑D=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數目4顆。輸出軸上的軸承為7210AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=90，螺釘直徑為8mm，螺釘數目4顆。12.7.2軸承端蓋的結構計算表12-1高速軸承端蓋軸承端蓋參數計算取值螺釘孔徑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