減速器設計說明書系別：班級：姓名：學號：指導教師：職稱：第一節設計任務書1.1設計題目設計展開式二級直齒圓柱減速器表1-1設計數據拉力F3600N速度v0.5m/s直徑D400mm1.2工作情況每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.3減速器設計步驟1.傳動裝置的總體設計方案2.電動機的選擇3.計算傳動裝置的總傳動比以及分配傳動比4.計算傳動裝置的動力學參數5.齒輪傳動的設計6.滾動軸承和傳動軸的設計與校核7.鍵聯接設計8.聯軸器設計9.減速器潤滑密封設計10.減速器箱體結構設計

第二節傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。1)該方案的優缺點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，適用壽命長的優點。缺點是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。優點（1）減速比大，結構簡單，效率高；（2）傳動扭矩小，摩擦力小，可靠性高；（3）噪音低，可靠性高；（4）體積小，重量輕。缺點（1）成本較大，設計較為復雜；（2）潤滑要求較高，容易磨損；（3）由于傳動裝置和密封裝置的存在，維修較為困難。

第三節選擇電動機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表得：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=0.98工作機的效率：ηw=0.97η3.3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，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×23.87=191～955r/min。因此選定電機型號為：132S-8的三相異步電動機，額定功率Pen=2.2kW，滿載轉速nm=710r/min，同步轉速nt=750r/min。表3-1電機選擇方案對比選擇方案電動機型號額定功率Pen/kW同步轉速nt(r/min)滿載轉速nm(r/min)A132S-82.2750710BY112M-62.21000940CY100L1-42.215001430DY90L-22.230002840表3-2電動機尺寸HL×HDA×BKD×EF×GACAD132475×315216×1401238×8010×332752103.4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高速級傳動比i則低速級的傳動比i減速器總傳動比i3.5動力學參數計算3.5.1各軸轉速輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機軸：n3.5.2各軸輸入功率輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機軸：P3.5.3各軸輸入轉矩電機軸：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機軸：T各軸轉速、功率和轉矩列于下表表3-3各軸動力學參數表軸名輸入功率/kW輸出功率/kW輸入轉矩/N?mm輸出轉矩/N?mm轉速n/(r/min)運行比i效率η電機軸2.032.0327304.9327304.937101輸入軸2.011.9927031.8826761.567106.340.99中間軸1.951.93166274.93164612.18111.994.690.98輸出軸1.891.87756590.5749024.623.8810.98工作機軸1.81.75719288.32719288.3223.880.99

第四節減速器高速級齒輪傳動設計計算4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。2)選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr，硬度為280HBS，大齒輪45，硬度為240HBS4)初選小齒輪齒數z1=26，則大齒輪齒數z2=z1×i=26×6.34=165。4.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-11)即d算小齒輪分度圓直徑。2)確定公式中的各參數值①選KHt=1.3（P214四.4）②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=27031.88N?mm③由表10-8選取齒寬系數φd=1④由式（10-9）算得ZH=2.49ZH=⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8E/MPa。(鍛鋼)⑥由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。（P223）ααεZ⑦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10-23查取接觸疲勞系數K取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-14）得[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d4.2.1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。（P224）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=1.38m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.04③齒輪的圓周力。F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=1.417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m=4.3確定傳動尺寸4.3.1計算小、大齒輪的分度圓直徑

dd4.3.2計算中心距a=4.3.3計算齒寬b=考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪加寬5~10mm取b1=60mmb2=52mm4.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=52Zhβ=B/m齒形系數YFa和應力修正系數YSa：由圖10-17查得齒形系數Y由圖10-18查得應力修正系數Y試選KFt=1.3②由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據v=1.933m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.06查表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.2由結合b/h=55/4.5=12.222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級精度是合適的主要設計結論齒數z1=26，z2=165，模數m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=191mm，齒寬B1=60mm、B2=52mm4.5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dd3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h4.5.1齒輪參數和幾何尺寸總結表4-1齒輪主要結構尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a191191齒數z26165模數m22齒寬B6052螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"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+hf4.54.5分度圓直徑d52330齒頂圓直徑dad+2×ha56334齒根圓直徑dfd-2×hf47325

第五節減速器低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，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。2)選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr，硬度為280HBS，大齒輪45，硬度為240HBS4)選小齒輪齒數z1=26，則大齒輪齒數z2=z1×i=26×4.69=123。5.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-11)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=1.3（P214四4）②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=166274.93N?mm由表10-8選取齒寬系數φd=1由式（10-9）算得區域系數ZH=2.49由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8√MPa。由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。（P223）ααεZ⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-25d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10-23查取接觸疲勞系數K取失效概率為1%，安全系數S=1，得[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=0.4m/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=1×4923.16/67.548=73N╱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=1.423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m=5.3確定傳動尺寸5.3.1計算小、大齒輪的分度圓直徑dd5.3.2計算中心距a=5.3.3計算齒寬b=考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪加寬5~10mm取B1=85mmB2=78mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=80齒形系數YFa和應力修正系數YSa：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KFt=1.3②由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據v=0.457m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.03查表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.2由結合b/h=80/6.75=11.852查圖10-13，得KFβ=1.08。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級精度是合適的主要設計結論齒數z1=26，z2=123，模數m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=224mm，齒寬B1=85mm、B2=80mm5.5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dd3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h5.5.1齒輪參數和幾何尺寸總結表5-1齒輪主要結構尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a224224齒數z26123模數m33齒寬B8578螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"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+hf6.756.75分度圓直徑d78369齒頂圓直徑dad+2×ha84375齒根圓直徑dfd-2×hf70.5361.5

第六節傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計6.1輸入軸設計計算1)輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1由前面計算可知，P1=2.01kW；n1=710r/min；T1=27031.88N?mm2)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，硬度為280HBS，根據表，取A0=112，于是得d輸入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5%d輸入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×T1，查表（表14-1），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，同時兼顧電機軸直徑38mm，查標準或手冊，選用LX3型聯軸器。半聯軸器的孔徑為25mm，故取d12=25mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。3)軸的結構設計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，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=31mm。半聯軸器與軸配合的輪轂長度L=82mm,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=80mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23=31mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm(手冊表15-1)，故d34=d78=35mm。取擋油環寬度s1為12,則l軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=42mm。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=60mm，d56=56mm6)根據軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與傳動部件右端面有一定距離，取l23=70mm7)取小齒輪距箱體內壁之距離Δ=10mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離c=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s，取s=10mm，低速級小齒輪寬度b3=85mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑25313542564235長度807029105.560829已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：d1=52mm，則：圓周力F徑向力F根據6207深溝球查手冊得壓力中心a=8.5mm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M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M③作合成彎矩圖T=27031.88N?mm作轉矩圖8)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=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（表15-1）處理，抗拉強度極限σB=735MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。6.2中間軸設計計算1)中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2由前面計算可知，P2=1.95kW；n2=111.99r/min；T2=166274.93N?mm2)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，硬度為240HBS，根據表，取A0=116，得:d3)軸的結構設計圖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，因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dmin=30.07mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)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=55mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=54mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=38mm查表(15-2)，得R=1.6取h=3mm，則軸環處的直徑d34=44mm。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。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm,因此，取d23=38。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=85mm，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=83.5mm。8)取低速級小齒輪距箱體內壁之距離Δ=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c=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s，取s=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。表6-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3538443835長度38.583.5155440.5已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2=330mm，則：圓周力F徑向力F已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3=78mm，則：圓周力F徑向力F根據6207深溝球查手冊得壓力中心a=8.5mm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M截面B處的垂直彎矩M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M作合成彎矩圖（圖d）T=166274.93N?mm作轉矩圖（圖e）9)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。6.3輸出軸設計計算1)輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3由前面計算可知，P3=1.89kW；n3=23.88r/min；T3=756590.5N?mm2)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，硬度為240HBS，根據表，取A0=116，得:d輸出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=55mm輸出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LX4型聯軸器。半聯軸器的孔徑為55mm，故取d12=55mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。3)軸的結構設計圖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，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=60mm。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。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23=60mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6213，其尺寸為d×D×B=65×120×23mm，故d34=d78=65mm。取擋油環寬度為22.5,則l軸承擋油環定位，由手冊上查得6213型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=74mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=68mm；齒輪的右端與右軸承之間采用檔油環定位。已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=80mm，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=78.5mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d67=68mm，故取h=8mm，則軸環處的直徑d56=84mm，軸環寬度b≥1.4h，取l56=10mm。6)取軸承端蓋厚度e=10，端蓋墊片厚度Δt=2，為了便于軸承端蓋裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外接傳動部件有一定距離，取K=24，螺釘C1=24mm，C2=22mm，箱座壁厚δ=10mm，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c=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s，取s=10mm，低速齒輪齒寬差一半為2.5mm,則低速齒輪倒角為1.5mmll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑55606574846865長度1106445.562.51078.547已知低速級大齒輪的分度圓直徑為：d4=369mm，則：圓周力F徑向力F根據6213深溝球查手冊得壓力中心a=11.5mm齒輪倒角為1.5mm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M分別作水平面的彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩M③作合成彎矩圖T=756590.5N?mm作轉矩圖8)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。9)精確校核軸的疲勞強度①判斷危險截面截面C承受彎矩最大，故需要對該截面進行精確校核。②截面左側抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W截面左側的彎矩M截面左側的扭矩T=756590.5N?mm截面上的彎曲應力σ截面上的扭轉切應力τ軸的材料為45（調質），齒面硬度217～255HBS。由表查得：σ過盈配合處的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk軸按磨削加工，得表面質量系數為：βKK所以軸在截面左側的安全系數為：SSS故該軸在截面左側的強度也是足夠的。③截面右側抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W截面右側的彎矩M截面右側的扭矩T=756590.5N?mm截面上的彎曲應力σ截面上的扭轉切應力τ軸的材料為45，齒面硬度217～255HBS。由表（10-1）查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數ασ及ατ按附表查取，由于：rD經過插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數為：q故有效應力集中系數為：kk查圖得尺寸系數εσ=0.78，扭轉尺寸系數ετ=0.94。軸按磨削加工，得表面質量系數為：β軸未經表面強化處理，即βq=1，得綜合系數為：KK碳鋼的特性系數為：φφ于是，計算安全系數Sca值，則得：SSS故可知其安全。

第七節軸承的選擇及校核計算7.1輸入軸的軸承計算與校核表7-1軸承參數表型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620735721725.515.2根據載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號為：6207，其基本參數查表得額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。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：FF查表（13-5）得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據工況，查得載荷系數fp=1溫度系數（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr<Pr2，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命為48000小時L軸承具有足夠壽命。7.2中間軸的軸承計算與校核表7-2軸承參數表型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620735721725.515.2根據載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號為：6207，其基本參數查表得額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據工況，查得載荷系數fp=1溫度系數（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命為48000小時L軸承具有足夠壽命。7.3輸出軸的軸承計算與校核表7-3軸承參數表型號內徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)6213651202357.240根據載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號為：6213，其基本參數查表得額定動載荷Cr=57.2kN，額定靜載荷C0r=40kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據工況，查得載荷系數fp=1溫度系數（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr<Pr2，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命為48000小時L軸承具有足夠壽命。

第八節鍵聯接的選擇及校核計算8.1輸入軸鍵選擇與校核8.1.1輸入軸與聯軸器鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×70，型號為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=62mm聯軸器材料為45，查表得其許用擠壓應力[σ]p=120MPa。故擠壓應力為σ故鍵滿足強度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核8.2.1中間軸與低速級小齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=10×8×70，型號為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=60mm低速級小齒輪材料為40Cr，查表得其許用擠壓應力[σ]p=120MPa。故擠壓應力為σ故鍵滿足強度要求。8.2.2中間軸與高速級大齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=10×8×45，型號為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=35mm高速級大齒輪材料為45，查表得其許用擠壓應力[σ]p=120MPa。故擠壓應力為σ故鍵滿足強度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核8.3.1輸出軸與低速級大齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=20×12×70，型號為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=50mm低速級大齒輪材料為45，查表得其許用擠壓應力[σ]p=120MPa。故擠壓應力為σ故鍵滿足強度要求。8.3.2輸出軸與聯軸器鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=16×10×100，型號為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=84mm聯軸器材料為45，查表得其許用擠壓應力[σ]p=120MPa。故擠壓應力為σ故鍵滿足強度要求。

第九節聯軸器的選擇9.1輸入軸上聯軸器軸的伸出端直徑D=38mm，根據機械設計手冊軸及其聯接表選取聯軸器主動端軸孔：直徑d=38、長度L=82從動端軸孔：直徑d=25、長度L=82選取的聯軸器型號為LX3彈性柱銷聯軸器（GB/T5014-2017）聯軸器所傳遞的轉矩T=27.03N?m，查得工況系數KA=1.3，故聯軸器所承受的轉矩為T查表得該聯軸器的公稱轉矩為1250N?m>35.14N?m，許用轉速為4700r/min>710r/min因此該聯軸器符合要求。9.2輸出軸上聯軸器軸的伸出端直徑D=55mm，根據機械設計手冊軸及其聯接表選取聯軸器主動端軸孔：直徑d=55、長度L=112從動端軸孔：直徑d=55、長度L=112選取的聯軸器型號為LX4彈性柱銷聯軸器（GB/T5014-2017）聯軸器所傳遞的轉矩T=756.59N?m，查得工況系數KA=1.3，故聯軸器所承受的轉矩為T查表得該聯軸器的公稱轉矩為2500N?m>983.57N?m，許用轉速為3870r/min>23.88r/min因此該聯軸器符合要求。

第十節減速器的潤滑和密封10.1減速器的潤滑10.1.1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288～352cSt10.1.2軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據大齒輪的圓周速度判斷。根據齒輪速度，采用脂潤滑。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。10.2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，在構成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，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v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第十一節減速器附件及箱體主要結構尺寸11.1減速器附件的設計與選取11.1.1窺視孔及窺視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態、接觸斑點及齒側間隙，還可用于注入潤滑油，故窺視孔應開在便于觀察齒輪嚙合區的位置，其尺寸大小應便于檢查。窺視孔蓋可以用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應加密封墊。窺視孔蓋示意圖和尺寸選擇如下：L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm11.1.2放油螺塞放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。放油塞通常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示：11.1.3油標(油尺)油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩定之處。本設計采用桿式油標，桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結構和尺寸如下：11.1.4通氣器通氣器用于通氣，使箱體內外氣壓一致，以免由于運轉時箱體內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設計采用通氣器型號及尺寸如下：11.1.5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：吊孔尺寸計算：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起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘頭部應為圓柱形，以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下：11.1.7定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體鏈接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于拆裝，定位銷長度應大于鏈接凸緣總厚度。本設計定位銷尺寸如下：11.1.8軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為6207型深溝球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=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數目4顆。中間軸上的軸承為6207型深溝球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6213型深溝球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=120，螺釘直徑為8mm，螺釘數目6顆。11.1.9軸承端蓋的結構計算高速軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋根據箱體結構取軸承蓋螺栓直徑d3=8螺釘孔直徑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-