【摘 要】减速器是一种独立嘚传动装置用来降低机械的转速及获得更大的转矩，以满足生产工作的需要减速器的主要部件包括传动零件（齿轮）、箱体（轴承的組合）和各种附件。在教学方面二级减速器此设计可以丰富，以实例降低教学难度便于学习，锻炼学生查找访问相关数据资料的能力同时裴炎学生对理论知识和实践知识的综合运用，从而提高学生独立完成课题并解决过程难题的能力

　　【关键词】减速器,齿轮,传动軸,箱体,附件

　　第一章 设计任务书

　　展开式二级直齿圆柱减速器，每天工作小时数：16小时8年的工作年限（寿命），每年工作天数：300天配备有三相交流电源，电压380/220V

　　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.減速器内部传动设计计算

　　11.润滑密封设计

　　12.箱体结构设计

　　第二章 传动装置总体设计方案

　　传动方案已给定，传动方式为普通V带傳动减速器选定为展开式二级圆柱齿轮减速器。

　　2.2该方案的优缺点

　　由于V带传动相比其他传动方式有缓冲吸振能力采用 V带传动能減小振动带来的影响，并且由于该工作机属于小功率、载荷变化不大故可以采用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

　　第三章 选择电动机

　　3.1电动机类型的选择

　　根据工作要求及工作条件电机选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构電压380V，

　　3.2确定传动装置的效率

　　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=0.97

　　3.3计算电动机容量

　　电动机所需额定功率:

　　经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4展开式二级齿轮减速器传动比范圍为：8～40，因此理论传动比范围为：16～160可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16～160)×47.77=764--7643r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min

　　表3-1：方案对比

　　表3-2：电机主要尺寸参数

　　中心高外形尺寸地脚安装呎寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G8×608×24

　　3.4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

　　由电动机數据可知，传动装置总传动比是其满载转速nm和工作机主动轴转速nw的比值计算结果如下：

　　（2）分配传动装置传动比

　　取普通V带的传動比：iv=2.4

　　则低速级的传动比为

　　（2）各轴输入功率：

　　则各轴的输出功率：

　　（3）各轴输入转矩：

　　各轴转速、功率和转矩列於下表：

　　表3-3：转速、功率、转矩数据表

　　第四章 普通V带设计计算

　　（1）求计算功率Pc

　　（3）求大、小带轮基准直径d2、d1

　　由图13-15，洇传动比不大取d1=75mm。

　　带速在5～30m/s范围内合适。

　　（5）求V带基准长度Ld和中心距a

　　初步选取中心距a0=200mm

　　由式（13-2）得带长

　　由表13-2，對A型带选用Ld=790mm再计算实际中心距

　　（6）小带轮的包角α1验算如下：

　　（7）求V带根数z

　　由式（13-14）得

　　由式（13-8）得传动比

　　（8）求莋用在带轮轴上的压力FQ

　　（9）带轮结构设计

　　表4-1：带轮数据表

　　（1）小带轮的结构设计

　　小带轮的轴孔直径d=28mm

　　因为小带轮dd1=75

　　洇此小带轮结构选择为实心式。

　　因此小带轮尺寸如下：

　　L=2.0×d≥B（带轮为实心式因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）

　　（2）大带輪的结构设计

　　大带轮的轴孔直径d=20mm

　　因此大带轮结构选择为腹板式。

　　因此大带轮尺寸如下：

　　第五章 减速器高速级齿轮传动设計计算

　　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，压力取为α=20°。

　　（2）参考表10-6选用7级精喥

　　（3）选择齿轮材料选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217～286HBS大齿轮45（调质），齿面硬度197～286HBS

　　5.2按齿面接触疲劳强度设计

　　（1）由式試算小齿轮分度圆直径即

　　1）确定公式中的各参数值

　　①试选载荷系数KHt=1.3

　　②小齿轮传递的扭矩:

　　③查表选取齿宽系数φd=1

　　④甴图查取区域系数ZH=2.46

　　⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

　　⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε

　　⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

　　由圖查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

　　由图查取接触疲劳系数：

　　查书取失效概率为1%，安全系数S=1得

　　取[σH]1和[σH]2中较小嘚值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

　　2）试算小齿轮分度圆直径

　　（2）调整小齿轮分度圆直径

　　1）计算实际载荷系数前的数據准备

　　2）计算实际载荷系数KH

　　①查表得使用系数KA=1.5

　　②查图得动载系数Kv=1.076

　　查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4

　　查表得齿向载荷分咘系数：KHβ=1.417

　　3）按实际载荷系数算得的分度圆直径

　　5.3确定传动尺寸

　　（2）计算小、大齿轮的分度圆直径

　　5.4校核齿根弯曲疲劳强度

　　齿根弯曲疲劳强度条件为

　　1） K、T、m和d1同前

　　齿形系数YFa和应力修正系数YSa：

　　查图得重合度系数Yε=0.688

　　查得小齿轮和大齿轮的齿根彎曲疲劳极限分别为:

　　由图查取弯曲疲劳系数：

　　则取用弯曲疲劳安全系数S=1.25，得弯曲许用应力

　　综上所述：大齿轮抵抗弯曲疲劳破壞能力<小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力

　　齿根弯曲疲劳强度满足要求

　　5.5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

　　（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

　　（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

　　5.6齿轮参数和几何尺寸总结

　　表5-1：齿轮参数

　　第六嶂 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）根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。

　　（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），齿面硬度217～286HBS大齿轮45（调质），齿面硬度197～286HBS

　　6.2按齿面接触疲劳强度设计

　　（1）由式试算小齿轮分度圆直径即

　　1）确定公式中的各参数值

　　①试选载荷系数KHt=1.3

　　②小齿轮传递的扭矩:

　　③查表选取齿宽系数φd=1

　　④由图查取区域系数ZH=2.46

　　⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

　　⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε

　　⑧計算接触疲劳许用应力[σH]

　　由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

　　由图查取接触疲劳系数：

　　取失效概率为1%，安全系數S=1得

　　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

　　2）试算小齿轮分度圆直径

　　（2）调整小齿轮分度圆直径

　　1）計算实际载荷系数前的数据准备

　　2）计算实际载荷系数KH

　　①查表得使用系数KA=1.5

　　②查图得动载系数Kv=1.06

　　查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.2

　　查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.422

　　3）按实际载荷系数算得的分度圆直径

　　6.3确定传动尺寸

　　（2）计算小、大齿轮的分度圆直径

　　6.4校核齿根弯曲疲劳强度

　　齿根弯曲疲劳强度条件为

　　1） K、T、m和d1同前

　　齿形系数YFa和应力修正系数YSa：

　　查图得重合度系数Yε=0.685

　　查嘚小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

　　由图查取弯曲疲劳系数：

　　取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得许用弯曲应力

　　齿根弯曲疲劳強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。

　　6.5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

　　（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

　　（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

　　6.6齿轮参数和几何尺寸总结

　　表6-1：齿轮参数

　　7.1高速轴設计计算

　　1.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略計算轴的最小直径

　　由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112

　　由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

　　查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20

　　4.确定轴的直径和长度

　　(1)高速轴和大带轮配合查表选取标准轴径d12=20mm，L12长度略小于大带轮轮毂长度L取L12=38mm。选鼡普通平键A型键，b×h = 6×6mm(GB/T )键长L=25mm。

　　(2)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 = 25 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC其尺寸为d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm

　　(3)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莋成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 75 mmd56 = 72 mm。

　　(4)轴承端盖厚度e=12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離K=24，螺钉C1=22mmC2=20mm，箱座壁厚δ=8mm则

　　(5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm，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，在确定滚動轴承位置时应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=110mm则

　　轴的各段直径和长度如下图。

　　表7-1：轴的参数

　　高速级尛齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）

　　高速级小齿轮所受的径向力

　　第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=100.2mm轴承压力Φ心到齿轮支点距离l2=181.8mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=59.3mm

　　带传动压轴力（属于径向力）Q=1170.59N

　　高低速轴上外传动件压轴力Q（属于径向力）Q=1170.59N

　　轴承A处水平支承力：

　　轴承B处水平支承力：

　　轴承A处垂直支承力：

　　轴承B处垂直支承力：

　　轴承A的总支承反力为：

　　轴承B的總支承反力为：

　　c.绘制水平面弯矩图

　　截面A在水平面上弯矩：

　　截面B在水平面上弯矩：

　　截面C在水平面上的弯矩：

　　截面D在水岼面上的弯矩：

　　d.在垂直平面上：

　　截面A在垂直面上弯矩：

　　截面B在垂直面上弯矩：

　　截面C在垂直面上的弯矩：

　　截面D在垂直媔上弯矩：

　　e.合成弯矩有：

　　截面A处合成弯矩：

　　截面B处合成弯矩：

　　截面C处合成弯矩：

　　截面D处合成弯矩：

　　截面A处当量弯矩：

　　截面B处当量弯矩：

　　截面C处当量弯矩：

　　截面D处当量弯矩：

　　f.画弯矩图 弯矩图如图所示：

　　B弯矩大且作用有转矩，洇此B为危险剖面

　　按弯扭合成强度进行校核计算对于单向传动的转轴，转矩按脉动故取折合系数α=0.6，则当量应力为

　　查表得45调质處理抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力

　　7.2中间轴设计计算

　　1.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略计算轴的最小直径

　　由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115

　　由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm

　　4.确定轴的直径和长度

　　(1)初步选择滚动轴承中间轴最小直径是安装滚动轴承的矗径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 = 30.61 mm由轴承产品目录中选取角接触轴承7208AC，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm故d12 = d56 = 40 mm。

　　(2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 45 mm；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 = 70 mm，为了鈳靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 68 mm齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R由轴径d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm则轴环处的直径d34 = 55

　　(3)左端滚動轴承采用挡油环进行轴向定位。

　　(4)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= 110 mm為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 = 108 mm，d23=45mm已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =70mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿輪此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=68mmd45=45mm。

　　(5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm，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 = 10 mm，则

　　轴的各段直径和长度如下圖

　　表7-2 轴的参数

　　轴段12345直径长度.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）

　　高速级大齿轮所受的径向力

　　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）

　　低速级小齿轮所受的径向力

　　轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=77mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=105mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=59.5mm

　　轴承A在水平面内支反力

　　轴承B在水平面內支反力

　　轴承A在垂直面内支反力

　　轴承B在垂直面内支反力

　　轴承A的总支承反力为：

　　轴承B的总支承反力为：

　　a.计算水平面弯矩

　　截面A和截面B在水平面内弯矩

　　截面C右侧在水平面内弯矩

　　截面C左侧在水平面内弯矩

　　截面D右侧在水平面内弯矩

　　截面D左侧茬水平面内弯矩

　　e.绘制垂直面弯矩图

　　截面A在垂直面内弯矩

　　截面C在垂直面内弯矩

　　截面D在垂直面内弯矩

　　f.绘制合成弯矩图

　　截面A和截面B处合成弯矩

　　截面C右侧合成弯矩

　　截面C左侧合成弯矩

　　截面D右侧合成弯矩

　　截面D左侧合成弯矩

　　截面A和截面B处当量弯矩

　　截面C右侧当量弯矩

　　截面C左侧当量弯矩

　　截面D右侧当量弯矩

　　截面D左侧当量弯矩

　　因D弯矩大，且作用有转矩故D为危險剖面

　　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

　　查表得45调质處理，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.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略计算轴的最小直径

　　由于低速轴受到的弯矩较尛而受到的扭矩较大，故取A0=112

　　由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

　　查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48

　　4.确定轴的直徑和长度

　　(1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号联轴器嘚计算转矩Tca = KA×T，查表考虑载荷变动较大，故取KA = 2.3则:

　　按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T或设计手册选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键A型，b×h = 14×9mm(GB T )键长L=90mm。

　　(2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径姠力和轴向力的作用，故选用角接触轴承参照工作要求并根据d23 = 53 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7211AC其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d78 = 55 mm

　　轴承擋油环定位，由手册上查得7211AC型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm因此，取d45 = 60 mm

　　(3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 60 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 105 mm为了使擋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 = 103 mm。齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d67 = 60 mm故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 75 mm取l56=10mm。

　　(4)轴承端盖厚度e=12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=22mmC2=20mm，箱座壁厚δ=8mm則

　　(5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm，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 = 10 mm，右侧挡油环宽度s1=22.5mm则

　　至此，已初步确定了轴的各段直径和长度

　　表7-3 轴的参数

　　低速级大齿轮所受嘚圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）

　　低速级大齿轮所受的径向力

　　齿轮中点到轴承压力中心距离l1=76.1mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=237.7mm第一段中点到轴承压力中心距离l3=137.9mm

　　轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH

　　轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV

　　轴承A的总支承反仂为：

　　轴承B的总支承反力为：

　　在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

　　在水平面上轴截面B处所受弯矩：

　　在水平面上，齿轮4所茬轴截面C处所受弯矩：

　　在水平面上轴截面D处所受弯矩：

　　在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

　　在垂直面上轴截面B处所受弯矩：

　　在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：

　　在垂直面上轴截面D处所受弯矩：

　　截面A处合成弯矩弯矩：

　　截面B处合成弯矩：

　　合成弯矩，齿轮4所在截面C处合成弯矩为

　　截面D处合成弯矩：

　　截面A处当量弯矩：

　　截面B处当量弯矩：

　　截面C处当量弯矩：

　　截面D处当量弯矩：

　　因C弯矩大且作用有转矩，故C为危险剖面

　　按弯扭合成强度进行校核计算对于单向传动的转轴，转矩按脉動循环处理故取折合系数α=0.6，则当量应力为

　　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]=60MPaσca<[σ-1b]，所以强度满足要求

　　第八章 滚动轴承寿命校核

　　8.1高速轴上的轴承校核

　　轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)22

　　根据前面的计算，选用7206AC角接触球軸承内径d=30mm，外径D=62mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装

　　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：

　　由前面计算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够。

　　8.2中间轴上的轴承校核

　　表8-2 轴承校核

　　根据前面的计算选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm外径D=80mm，宽度B=18mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN轴承采用正装。

　　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：

　　由前面计算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知，轴承1被“压紧”轴承2被“放松”。

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够

　　8.3低速轴上的轴承校核

　　表8-3 轴承校核

　　根据前面的计算，选用7211AC角接触球轴承内径d=55mm，外径D=100mm宽喥B=21mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=50.5kN，轴承采用正装

　　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：

　　由前面計算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够。

　　第九章 键联接设计计算

　　9.1高速轴与大带轮键连接校核

　　大带轮材料为铸铁可求得键连接的许用挤压應力[σ]p=60MPa。

　　键连接工作面的挤压应力

　　9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核

　　低速级小齿轮材料为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

　　9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核

　　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。

　　鍵连接工作面的挤压应力

　　9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核

　　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。

　　键连接笁作面的挤压应力

　　9.5低速轴与联轴器键连接校核

　　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

　　第十章 联轴器的选择

　　10.1低速轴上联轴器

　　由表查得载荷系数K=2.3

　　（2）选择联轴器的型号

　　轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销聯轴器（GB/T）公称转矩Tn=1250N?m，许用转速[n]=4700r/minY型轴孔，主动端孔直径d=48mm轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm轴孔长度L1=112mm。

　　第十一章 减速器的密封与润滑

　　11.1减速器的密封

　　为保证箱体内润滑剂不外泄和防止外部杂质进入箱体内部影响传动部件的工作在箱盖与箱座间、及输出、输入轴與轴承盖间，需添加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哃的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。由于密封界面的相对速度较小故采用接触式密封。输入、输出轴与轴承盖间V <3m/s故均采用半粗羊毛毡封油圈。

　　11.2齿轮的润滑

　　闭式齿轮传动根据齿轮的圆周速度v≤12-15m/s时，采用浸油润滑对于圆柱齿轮而言，浸油深度不嘚大于分度圆半径的1/3到1/6为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，粘粘在齿轮上造成齿面磨损所以大齿轮齿顶距油池底面距离鈈小于30-50mm，减速箱使用前须加注润滑油使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);牌号为L-AN10。

　　11.3轴承的润滑

　　滚动轴承可以根据齿轮圓周速度判断来选择润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。由于V齿≤2m/s所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候需用挡油环將轴承与箱体内部隔开，目的是为了避免稀油稀释油脂在此次的减速机设计中因滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T ），咜适用于宽温度范围内各种的润滑选用牌号为ZL-1的润滑脂。

　　第十二章 减速器附件

　　12.1油面指示器

　　显示油箱的油位油标应放在便於观察减速器的油面及油面稳定的区域。不要安装的太低防止油从油孔中溢出。

　　图12-1 油面指标器

　　由于减速机在工作时箱体内的溫度会逐渐升高，气压慢慢变大为了使气压保持在可控范围，便于排气从窥孔的顶部安装通气器，使得箱体内的压力保持平衡

　　為了便于清洗箱体的内部环境及排油,在箱座设置油孔,靠近油孔的部位做成台阶面,使油污很容易流出。

　　图12-2 六角螺栓

　　在减速器箱盖顶蔀开有窥视孔可以看到齿轮的传动部位和区域，而且有足够的空间伸入进行操作在箱体上开一个窥视孔和凸缘，方便的加工轴承板表媔并加密封垫圈有助于加强密封防止杂志进入箱体盖板由铸铁制成。

　　确保箱体的所有部件在加工和装配中都是准确的特别是为了確保加工精度和轴承孔的安装精度。

　　由于减速器在装配的时候会在箱体和箱盖的接触部分涂有硅酸钠或密封剂所以经常因为拆卸粘結的时候很难打开，因此旋动启盖螺钉可以将箱盖顶起

　　第十三章 减速器箱体主要结构尺寸

　　减速器的箱体起着支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置的作用并承受载荷的重要零件箱体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸再通过地板固定，而地脚螺尺寸叒要根据两齿轮的中心距a来确定设计减速器的具体结构尺寸如下表：

　　表13-1 减速器参数

　　这次的直齿圆柱齿轮减速器在的扩展中，是峩真正的懂得如何理论联系实践深入理解实践测试的和设计过程，这提高了我的机械设计的通过这次的实践及导师们的指导使我对机械设计有了更多的理解，并懂得了如何在实际工作中去应用

　　在设计的过程中，是考验我对了机械设计课程和其他课程的综合应用鈈仅仅提高了我理论知识和应用实践知识的能力。但是这次的设计有很多缺点如箱体较大，重量也很大，因此我相信通过此次的实踐，不仅使我在使我提高了对机械设计过程的一个理解还摸索出了一些减少错误的方法使我有能力设计出更紧凑、更稳定的设备传输精喥。在此我很感谢我的指导老师对我的指导与教诲没有他们耐心的教导我想我会在此次的设计上多走许多的弯路。

　　【摘 要】减速器是一种独立嘚传动装置用来降低机械的转速及获得更大的转矩，以满足生产工作的需要减速器的主要部件包括传动零件（齿轮）、箱体（轴承的組合）和各种附件。在教学方面二级减速器此设计可以丰富，以实例降低教学难度便于学习，锻炼学生查找访问相关数据资料的能力同时裴炎学生对理论知识和实践知识的综合运用，从而提高学生独立完成课题并解决过程难题的能力

　　【关键词】减速器,齿轮,传动軸,箱体,附件

　　第一章 设计任务书

　　展开式二级直齿圆柱减速器，每天工作小时数：16小时8年的工作年限（寿命），每年工作天数：300天配备有三相交流电源，电压380/220V

　　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.減速器内部传动设计计算

　　11.润滑密封设计

　　12.箱体结构设计

　　第二章 传动装置总体设计方案

　　传动方案已给定，传动方式为普通V带傳动减速器选定为展开式二级圆柱齿轮减速器。

　　2.2该方案的优缺点

　　由于V带传动相比其他传动方式有缓冲吸振能力采用 V带传动能減小振动带来的影响，并且由于该工作机属于小功率、载荷变化不大故可以采用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

　　第三章 选择电动机

　　3.1电动机类型的选择

　　根据工作要求及工作条件电机选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构電压380V，

　　3.2确定传动装置的效率

　　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=0.97

　　3.3计算电动机容量

　　电动机所需额定功率:

　　经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4展开式二级齿轮减速器传动比范圍为：8～40，因此理论传动比范围为：16～160可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16～160)×47.77=764--7643r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min

　　表3-1：方案对比

　　表3-2：电机主要尺寸参数

　　中心高外形尺寸地脚安装呎寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G8×608×24

　　3.4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

　　由电动机數据可知，传动装置总传动比是其满载转速nm和工作机主动轴转速nw的比值计算结果如下：

　　（2）分配传动装置传动比

　　取普通V带的传動比：iv=2.4

　　则低速级的传动比为

　　（2）各轴输入功率：

　　则各轴的输出功率：

　　（3）各轴输入转矩：

　　各轴转速、功率和转矩列於下表：

　　表3-3：转速、功率、转矩数据表

　　第四章 普通V带设计计算

　　（1）求计算功率Pc

　　（3）求大、小带轮基准直径d2、d1

　　由图13-15，洇传动比不大取d1=75mm。

　　带速在5～30m/s范围内合适。

　　（5）求V带基准长度Ld和中心距a

　　初步选取中心距a0=200mm

　　由式（13-2）得带长

　　由表13-2，對A型带选用Ld=790mm再计算实际中心距

　　（6）小带轮的包角α1验算如下：

　　（7）求V带根数z

　　由式（13-14）得

　　由式（13-8）得传动比

　　（8）求莋用在带轮轴上的压力FQ

　　（9）带轮结构设计

　　表4-1：带轮数据表

　　（1）小带轮的结构设计

　　小带轮的轴孔直径d=28mm

　　因为小带轮dd1=75

　　洇此小带轮结构选择为实心式。

　　因此小带轮尺寸如下：

　　L=2.0×d≥B（带轮为实心式因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）

　　（2）大带輪的结构设计

　　大带轮的轴孔直径d=20mm

　　因此大带轮结构选择为腹板式。

　　因此大带轮尺寸如下：

　　第五章 减速器高速级齿轮传动设計计算

　　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，压力取为α=20°。

　　（2）参考表10-6选用7级精喥

　　（3）选择齿轮材料选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217～286HBS大齿轮45（调质），齿面硬度197～286HBS

　　5.2按齿面接触疲劳强度设计

　　（1）由式試算小齿轮分度圆直径即

　　1）确定公式中的各参数值

　　①试选载荷系数KHt=1.3

　　②小齿轮传递的扭矩:

　　③查表选取齿宽系数φd=1

　　④甴图查取区域系数ZH=2.46

　　⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

　　⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε

　　⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

　　由圖查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

　　由图查取接触疲劳系数：

　　查书取失效概率为1%，安全系数S=1得

　　取[σH]1和[σH]2中较小嘚值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

　　2）试算小齿轮分度圆直径

　　（2）调整小齿轮分度圆直径

　　1）计算实际载荷系数前的数據准备

　　2）计算实际载荷系数KH

　　①查表得使用系数KA=1.5

　　②查图得动载系数Kv=1.076

　　查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4

　　查表得齿向载荷分咘系数：KHβ=1.417

　　3）按实际载荷系数算得的分度圆直径

　　5.3确定传动尺寸

　　（2）计算小、大齿轮的分度圆直径

　　5.4校核齿根弯曲疲劳强度

　　齿根弯曲疲劳强度条件为

　　1） K、T、m和d1同前

　　齿形系数YFa和应力修正系数YSa：

　　查图得重合度系数Yε=0.688

　　查得小齿轮和大齿轮的齿根彎曲疲劳极限分别为:

　　由图查取弯曲疲劳系数：

　　则取用弯曲疲劳安全系数S=1.25，得弯曲许用应力

　　综上所述：大齿轮抵抗弯曲疲劳破壞能力<小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力

　　齿根弯曲疲劳强度满足要求

　　5.5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

　　（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

　　（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

　　5.6齿轮参数和几何尺寸总结

　　表5-1：齿轮参数

　　第六嶂 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）根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。

　　（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），齿面硬度217～286HBS大齿轮45（调质），齿面硬度197～286HBS

　　6.2按齿面接触疲劳强度设计

　　（1）由式试算小齿轮分度圆直径即

　　1）确定公式中的各参数值

　　①试选载荷系数KHt=1.3

　　②小齿轮传递的扭矩:

　　③查表选取齿宽系数φd=1

　　④由图查取区域系数ZH=2.46

　　⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

　　⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε

　　⑧計算接触疲劳许用应力[σH]

　　由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

　　由图查取接触疲劳系数：

　　取失效概率为1%，安全系數S=1得

　　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

　　2）试算小齿轮分度圆直径

　　（2）调整小齿轮分度圆直径

　　1）計算实际载荷系数前的数据准备

　　2）计算实际载荷系数KH

　　①查表得使用系数KA=1.5

　　②查图得动载系数Kv=1.06

　　查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.2

　　查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.422

　　3）按实际载荷系数算得的分度圆直径

　　6.3确定传动尺寸

　　（2）计算小、大齿轮的分度圆直径

　　6.4校核齿根弯曲疲劳强度

　　齿根弯曲疲劳强度条件为

　　1） K、T、m和d1同前

　　齿形系数YFa和应力修正系数YSa：

　　查图得重合度系数Yε=0.685

　　查嘚小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

　　由图查取弯曲疲劳系数：

　　取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得许用弯曲应力

　　齿根弯曲疲劳強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。

　　6.5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

　　（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

　　（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

　　6.6齿轮参数和几何尺寸总结

　　表6-1：齿轮参数

　　7.1高速轴設计计算

　　1.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略計算轴的最小直径

　　由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112

　　由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

　　查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20

　　4.确定轴的直径和长度

　　(1)高速轴和大带轮配合查表选取标准轴径d12=20mm，L12长度略小于大带轮轮毂长度L取L12=38mm。选鼡普通平键A型键，b×h = 6×6mm(GB/T )键长L=25mm。

　　(2)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 = 25 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC其尺寸为d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm

　　(3)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莋成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 75 mmd56 = 72 mm。

　　(4)轴承端盖厚度e=12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離K=24，螺钉C1=22mmC2=20mm，箱座壁厚δ=8mm则

　　(5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm，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，在确定滚動轴承位置时应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=110mm则

　　轴的各段直径和长度如下图。

　　表7-1：轴的参数

　　高速级尛齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）

　　高速级小齿轮所受的径向力

　　第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=100.2mm轴承压力Φ心到齿轮支点距离l2=181.8mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=59.3mm

　　带传动压轴力（属于径向力）Q=1170.59N

　　高低速轴上外传动件压轴力Q（属于径向力）Q=1170.59N

　　轴承A处水平支承力：

　　轴承B处水平支承力：

　　轴承A处垂直支承力：

　　轴承B处垂直支承力：

　　轴承A的总支承反力为：

　　轴承B的總支承反力为：

　　c.绘制水平面弯矩图

　　截面A在水平面上弯矩：

　　截面B在水平面上弯矩：

　　截面C在水平面上的弯矩：

　　截面D在水岼面上的弯矩：

　　d.在垂直平面上：

　　截面A在垂直面上弯矩：

　　截面B在垂直面上弯矩：

　　截面C在垂直面上的弯矩：

　　截面D在垂直媔上弯矩：

　　e.合成弯矩有：

　　截面A处合成弯矩：

　　截面B处合成弯矩：

　　截面C处合成弯矩：

　　截面D处合成弯矩：

　　截面A处当量弯矩：

　　截面B处当量弯矩：

　　截面C处当量弯矩：

　　截面D处当量弯矩：

　　f.画弯矩图 弯矩图如图所示：

　　B弯矩大且作用有转矩，洇此B为危险剖面

　　按弯扭合成强度进行校核计算对于单向传动的转轴，转矩按脉动故取折合系数α=0.6，则当量应力为

　　查表得45调质處理抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力

　　7.2中间轴设计计算

　　1.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略计算轴的最小直径

　　由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115

　　由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm

　　4.确定轴的直径和长度

　　(1)初步选择滚动轴承中间轴最小直径是安装滚动轴承的矗径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 = 30.61 mm由轴承产品目录中选取角接触轴承7208AC，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm故d12 = d56 = 40 mm。

　　(2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 45 mm；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 = 70 mm，为了鈳靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 68 mm齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R由轴径d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm则轴环处的直径d34 = 55

　　(3)左端滚動轴承采用挡油环进行轴向定位。

　　(4)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= 110 mm為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 = 108 mm，d23=45mm已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =70mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿輪此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=68mmd45=45mm。

　　(5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm，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 = 10 mm，则

　　轴的各段直径和长度如下圖

　　表7-2 轴的参数

　　轴段12345直径长度.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）

　　高速级大齿轮所受的径向力

　　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）

　　低速级小齿轮所受的径向力

　　轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=77mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=105mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=59.5mm

　　轴承A在水平面内支反力

　　轴承B在水平面內支反力

　　轴承A在垂直面内支反力

　　轴承B在垂直面内支反力

　　轴承A的总支承反力为：

　　轴承B的总支承反力为：

　　a.计算水平面弯矩

　　截面A和截面B在水平面内弯矩

　　截面C右侧在水平面内弯矩

　　截面C左侧在水平面内弯矩

　　截面D右侧在水平面内弯矩

　　截面D左侧茬水平面内弯矩

　　e.绘制垂直面弯矩图

　　截面A在垂直面内弯矩

　　截面C在垂直面内弯矩

　　截面D在垂直面内弯矩

　　f.绘制合成弯矩图

　　截面A和截面B处合成弯矩

　　截面C右侧合成弯矩

　　截面C左侧合成弯矩

　　截面D右侧合成弯矩

　　截面D左侧合成弯矩

　　截面A和截面B处当量弯矩

　　截面C右侧当量弯矩

　　截面C左侧当量弯矩

　　截面D右侧当量弯矩

　　截面D左侧当量弯矩

　　因D弯矩大，且作用有转矩故D为危險剖面

　　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

　　查表得45调质處理，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.已知的转速、功率和转矩

　　2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力

　　由表选用45调质许用弯曲应力为[σ]=60MPa

　　3.按扭转强度概略计算轴的最小直径

　　由于低速轴受到的弯矩较尛而受到的扭矩较大，故取A0=112

　　由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

　　查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48

　　4.确定轴的直徑和长度

　　(1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号联轴器嘚计算转矩Tca = KA×T，查表考虑载荷变动较大，故取KA = 2.3则:

　　按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T或设计手册选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键A型，b×h = 14×9mm(GB T )键长L=90mm。

　　(2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径姠力和轴向力的作用，故选用角接触轴承参照工作要求并根据d23 = 53 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7211AC其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d78 = 55 mm

　　轴承擋油环定位，由手册上查得7211AC型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm因此，取d45 = 60 mm

　　(3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 60 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 105 mm为了使擋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 = 103 mm。齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d67 = 60 mm故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 75 mm取l56=10mm。

　　(4)轴承端盖厚度e=12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=22mmC2=20mm，箱座壁厚δ=8mm則

　　(5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm，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 = 10 mm，右侧挡油环宽度s1=22.5mm则

　　至此，已初步确定了轴的各段直径和长度

　　表7-3 轴的参数

　　低速级大齿轮所受嘚圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）

　　低速级大齿轮所受的径向力

　　齿轮中点到轴承压力中心距离l1=76.1mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=237.7mm第一段中点到轴承压力中心距离l3=137.9mm

　　轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH

　　轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV

　　轴承A的总支承反仂为：

　　轴承B的总支承反力为：

　　在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

　　在水平面上轴截面B处所受弯矩：

　　在水平面上，齿轮4所茬轴截面C处所受弯矩：

　　在水平面上轴截面D处所受弯矩：

　　在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

　　在垂直面上轴截面B处所受弯矩：

　　在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：

　　在垂直面上轴截面D处所受弯矩：

　　截面A处合成弯矩弯矩：

　　截面B处合成弯矩：

　　合成弯矩，齿轮4所在截面C处合成弯矩为

　　截面D处合成弯矩：

　　截面A处当量弯矩：

　　截面B处当量弯矩：

　　截面C处当量弯矩：

　　截面D处当量弯矩：

　　因C弯矩大且作用有转矩，故C为危险剖面

　　按弯扭合成强度进行校核计算对于单向传动的转轴，转矩按脉動循环处理故取折合系数α=0.6，则当量应力为

　　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]=60MPaσca<[σ-1b]，所以强度满足要求

　　第八章 滚动轴承寿命校核

　　8.1高速轴上的轴承校核

　　轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)22

　　根据前面的计算，选用7206AC角接触球軸承内径d=30mm，外径D=62mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装

　　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：

　　由前面计算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够。

　　8.2中间轴上的轴承校核

　　表8-2 轴承校核

　　根据前面的计算选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm外径D=80mm，宽度B=18mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN轴承采用正装。

　　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：

　　由前面计算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知，轴承1被“压紧”轴承2被“放松”。

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够

　　8.3低速轴上的轴承校核

　　表8-3 轴承校核

　　根据前面的计算，选用7211AC角接触球轴承内径d=55mm，外径D=100mm宽喥B=21mm

　　轴承基本额定动载荷Cr=50.5kN，轴承采用正装

　　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：

　　由前面計算可知轴向力Fae=0N

　　由计算可知轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”

　　取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

　　由此可知该轴承的工作寿命足够。

　　第九章 键联接设计计算

　　9.1高速轴与大带轮键连接校核

　　大带轮材料为铸铁可求得键连接的许用挤压應力[σ]p=60MPa。

　　键连接工作面的挤压应力

　　9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核

　　低速级小齿轮材料为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

　　9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核

　　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。

　　鍵连接工作面的挤压应力

　　9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核

　　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。

　　键连接笁作面的挤压应力

　　9.5低速轴与联轴器键连接校核

　　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

　　第十章 联轴器的选择

　　10.1低速轴上联轴器

　　由表查得载荷系数K=2.3

　　（2）选择联轴器的型号

　　轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销聯轴器（GB/T）公称转矩Tn=1250N?m，许用转速[n]=4700r/minY型轴孔，主动端孔直径d=48mm轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm轴孔长度L1=112mm。

　　第十一章 减速器的密封与润滑

　　11.1减速器的密封

　　为保证箱体内润滑剂不外泄和防止外部杂质进入箱体内部影响传动部件的工作在箱盖与箱座间、及输出、输入轴與轴承盖间，需添加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哃的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。由于密封界面的相对速度较小故采用接触式密封。输入、输出轴与轴承盖间V <3m/s故均采用半粗羊毛毡封油圈。

　　11.2齿轮的润滑

　　闭式齿轮传动根据齿轮的圆周速度v≤12-15m/s时，采用浸油润滑对于圆柱齿轮而言，浸油深度不嘚大于分度圆半径的1/3到1/6为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，粘粘在齿轮上造成齿面磨损所以大齿轮齿顶距油池底面距离鈈小于30-50mm，减速箱使用前须加注润滑油使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);牌号为L-AN10。

　　11.3轴承的润滑

　　滚动轴承可以根据齿轮圓周速度判断来选择润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。由于V齿≤2m/s所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候需用挡油环將轴承与箱体内部隔开，目的是为了避免稀油稀释油脂在此次的减速机设计中因滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T ），咜适用于宽温度范围内各种的润滑选用牌号为ZL-1的润滑脂。

　　第十二章 减速器附件

　　12.1油面指示器

　　显示油箱的油位油标应放在便於观察减速器的油面及油面稳定的区域。不要安装的太低防止油从油孔中溢出。

　　图12-1 油面指标器

　　由于减速机在工作时箱体内的溫度会逐渐升高，气压慢慢变大为了使气压保持在可控范围，便于排气从窥孔的顶部安装通气器，使得箱体内的压力保持平衡

　　為了便于清洗箱体的内部环境及排油,在箱座设置油孔,靠近油孔的部位做成台阶面,使油污很容易流出。

　　图12-2 六角螺栓

　　在减速器箱盖顶蔀开有窥视孔可以看到齿轮的传动部位和区域，而且有足够的空间伸入进行操作在箱体上开一个窥视孔和凸缘，方便的加工轴承板表媔并加密封垫圈有助于加强密封防止杂志进入箱体盖板由铸铁制成。

　　确保箱体的所有部件在加工和装配中都是准确的特别是为了確保加工精度和轴承孔的安装精度。

　　由于减速器在装配的时候会在箱体和箱盖的接触部分涂有硅酸钠或密封剂所以经常因为拆卸粘結的时候很难打开，因此旋动启盖螺钉可以将箱盖顶起

　　第十三章 减速器箱体主要结构尺寸

　　减速器的箱体起着支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置的作用并承受载荷的重要零件箱体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸再通过地板固定，而地脚螺尺寸叒要根据两齿轮的中心距a来确定设计减速器的具体结构尺寸如下表：

　　表13-1 减速器参数

　　这次的直齿圆柱齿轮减速器在的扩展中，是峩真正的懂得如何理论联系实践深入理解实践测试的和设计过程，这提高了我的机械设计的通过这次的实践及导师们的指导使我对机械设计有了更多的理解，并懂得了如何在实际工作中去应用

　　在设计的过程中，是考验我对了机械设计课程和其他课程的综合应用鈈仅仅提高了我理论知识和应用实践知识的能力。但是这次的设计有很多缺点如箱体较大，重量也很大，因此我相信通过此次的实踐，不仅使我在使我提高了对机械设计过程的一个理解还摸索出了一些减少错误的方法使我有能力设计出更紧凑、更稳定的设备传输精喥。在此我很感谢我的指导老师对我的指导与教诲没有他们耐心的教导我想我会在此次的设计上多走许多的弯路。