减速器课程设计.doc

减速器课程设计

齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计
设计计算及说明
结果

第一章 绪论

1.1 选题的目的和意义

减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。
减速器的种类很多，这里我们涉及圆锥-斜齿圆柱齿轮组成的减速器，最普遍的是展开式二级圆锥-圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。二级圆锥-圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=10~25，用斜齿、直齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、垂直布置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产生变形时，载荷在齿轮上分布的不均匀，因此，轴应设计的具有较大的刚度，并使齿轮远离输入端或输出端。
我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。
在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。
在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美！

第二章 传动方案的确定

合理的传动方案应首先满足机器的功能要求，如所传递功率的大小，转速和运动形式。此外还要满足工作可靠、传动效率高、结构简单、尺寸紧凑、工艺性好、使用维护方便等要求。
根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆锥-圆柱斜齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器传动方案如图所示

1— 电机，2—联轴器，3—轴承座 ，4—轴承1
5—锥齿轮，6—斜齿轮，7—轴承2，8联轴器2
9—卷筒， 10—带轮， 11—V带
由图知该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。

第三章 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算
3.1 机的类型和结构形式

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y系列，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。

3.2 电动机容量

工作机主动轴功率：=/(1000)=2100×1.9/（1000×0.95）= 4.2kw （3—1）
传动装置的总效率： （3—2）
（式中、、、、分别为联轴器、滚动轴承、原锥齿轮传动、圆柱齿轮传动和卷筒的传动效率。）取=0.99（联轴器），=0.985（滚动轴承），=0.96（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），=0.96（卷筒效率，不包括轴承）则

电动机所需功率：
=/η=4.2Kw/0.825=5.091kw (3—3)

卷筒州的工作转速为：
= （3-4）
由表查得圆锥—圆柱齿轮的传动比一般范围为：=10~25，故电动机转速
（3-5）
根据额定功率≥，且转速满足
1210.2r/min<<3025.5 r/min
选电动机型号为：Y132S—4
电动机型号
额定功率
(kw)
满载转速
(r/min)
起动转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S-4
5.5
1440
2.2
2.3
Y132S-2
5.5
2900
2.0
2.2
Y132M2-6
5.5
960
2.0
2.0
选取B3安装方式

3.3 传动比的分配

总传动比：=/=1440/121.02=11.899 （3-6）
设V带的传动比为,圆锥齿轮的传动比为,圆柱齿轮传动比为，减速器的传动比为,
V带传动比：
取=2.5
圆锥齿轮传动比：
（3-7）
因为圆锥齿轮传动比一般小于3，故取
圆柱齿轮传动比：
。

3.4 传动参数的计算

3.4.1 各轴的转速n(r/min)
输入轴Ⅰ的转速：==1440r/min
中间轴Ⅱ的转速：=/=1440/3=480r/min
输出轴Ⅲ的转速：=/=480/3.97=120.9 r/min
滚筒轴Ⅳ的转速：==120.9 r/min
3.4.2 各轴的输入功率P（kw）
输入轴Ⅰ的输入功率：（3-8）
中间轴Ⅱ的输入功率：
（3-9）
输出轴Ⅲ的输入功率：
（3-10）
滚筒轴Ⅳ的输入功率：
（3-11）
3.4.3 各轴的输入转矩T(N·m)
输入轴Ⅰ的输入转矩： 33.43N·m （3-12）
中间轴Ⅱ的输入转矩： 94.7N·m （3-13）
输出轴Ⅲ的输入转矩： 359.41N·m （3-14）
滚筒轴Ⅳ的输入转矩： 350.72N·m （3-15）

第四章 传动件的设计计算

4.1 V带传动的设计

4.1.1 计算功率
查表得,故
（4—1）
4.1.2 选V带型号
根据=5.5kW, =1440r/min,选用普通A型V带。
4.1.3 求大、小带轮基准直径
取=100 mm, 由此得
（4-2）
由此取
4.1.4 验算带速
（4-3）
带速在5~25m/s范围内，适合。
4.1.5 求V带基准长度和中心距a
初步选取中心距
（4-4）
对A型带选用=1800mm 。再计算实际中心距
取
由此得带长
（4-5）
4.1.6 验算小带轮包角得
由此得：

所以选取合适。
4.1.7 求V带个根数z
（4-6）
故得
,查表得

由此得传动比
（4-7）
查表得
由，由此可得
（4-8）
取z=4根。
4.1.8 求作用在带轮轴上的压力
查表得q=0.1kg/m,故得单根V带的初拉力
作用在轴上的压力
（4-9）

4.2 圆锥齿轮传动的设计计算

4.2.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.用闭式直齿圆锥齿轮传动，齿形制齿形角
，顶隙系数，齿顶高系数，螺旋角，轴夹角，不变位，齿高用顶隙收缩齿。
2.<<机械设计>>，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
3.<<机械设计>>，选择7级精度。
4.传动比u=/=3
节锥角，
不产生根切的最小齿数：

选=23，=u=3×23=69 取=69
4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
公式： ≥
1.试选载荷系数=2
2.计算小齿轮传递的扭矩=95.5×10/=0.3×4.2.2.3 选取齿宽系数=0.3
3.由表查得材料弹性影响系数,=2.5。
4.按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限。
5.计算应力循环次数

6.由图查得接触疲劳寿命系数

7.计算接触疲劳许用应力
（4-10）
（4-11）
8.试算小齿轮的分度圆直径
代入中的较小值得
≥ （4-12）
9. 计算圆周速度v
mm （4-13）

=（3.14159×106.22×1440）/（60×1000）=8.005m/s
10.算载荷系数
齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表得=1.0
故查得动载系数=1.05
由表查得齿间载荷分配系数==1.2
依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表得承轴系=1.25
由公式==1.5=1.5×1.25=1.875
接触强度载荷系数==1×1.05×1.2×1.875=2.363 （4-14）
11.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
=106.22×=107.16 mm （4-15）
m=/=107.16/23=4.66 mm （4-16）
取标准值m = 6mm
12.计算齿轮的相关参数
=m=6×23=138 mm
=m=6×69=414 mm

=90-= mm （4-17）
13.确定并圆整齿宽
b=R=0.3×218.19=72.732 mm （4-18）
圆整取
4.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度
1.确定弯曲强度载荷系数
K=
2.计算算当量齿数
=/cos=23/cos=24 （4-19）
=/cos=69/cos71.565=218 （4-20）
3.查表得=2.62,=1.59,=2.29,=1.71
4.计算弯曲疲劳许用应力
故查得弯曲疲劳寿命系数
=0.86，=0.9
取安全系数=1.4
由图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
=500Mpa =380Mpa
按脉动循环变应力确定许用弯曲应力
（4-21）
（4-22）
5.校核弯曲强度
根据弯曲强度条件公式

=94.33 MPa （4-23）
Mpa （4-24）
满足弯曲强度要求，所选参数合适。

4.3 斜圆柱齿轮传动的设计计算

4.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.闭式斜齿圆柱齿轮传动,选取螺旋角。
2.据课本，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS 。
3.据课本，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
4.选小齿轮齿数=23,则=u==4.18×23=96
4.3.2 按齿面接触疲劳强度设计
公式：
1.选载荷系数=1.5
2.小齿轮传递的转矩 =95.5×10 /=94.7×N·mm
3.由表选取齿宽系数=1,
由图选取区域系数
4.表查得材料的弹性影响系数=189.8
5.图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa。
6.应力循环次数
=60×480×1×（1×8×300×10）=6.9×10
=/u=6.9×10/4.18=1.65×10
7.查图取接触疲劳寿命系数，
8.计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1.4
=0.97×600/1.4=582 MPa （4-25）
=0.99×550/1.4=544.5 MPa （4-26）
9.计算试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得
= mm=51.2mm （4-27）
10.计算圆周速度
=m/s=1.29m/s （4-28）
11.计算齿宽b
=1×51.2mm=51.2mm （4-29）
12.计算宽与齿高之比
模数=51.2/23=2.226mm
齿高=2.25×2.226=5.009mm
=51.2/5.009=10.22
13.计算载荷系数
根据v=1.29m/s，由图查得动载荷系数=1.11；
斜齿轮，= =1.2
由表查得使用系数=1
由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.453
由=10.22，=1.453查图得=1.4;故载荷系数
==1×1.11×1.2×1.453=1.933 （4-30）
14.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ==60.63mm （4-31）
15.计算模数=60.63/23=2.63mm （4-32）
4.3.3 按齿根弯曲强度设计
公式为
1.由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度
2.由图取弯曲疲劳寿命系数=0.9, =0.93
3.计算弯曲疲劳许用应力 ，弯曲劳安全系数S=1.4，则
=0.9×500/1.4=321.4 Mpa （4-33）
=0.93×380/1.4=252.4 Mpa （4-34）
4.计算载荷系数K
==1×1.11×1.2×1.4=1.865 （4-35）
5.查取齿形系数
由表查得=2.69，=2.19
6.查取应力校正系数
当量齿数 （4-36）
（4-37）
由表查得=1.575，=1.785
7.计算大、小齿轮的并加以比较
=2.62×1.58/307.14=0.0136 （4-38）
=2.115×1.86/244.29=0.01619 （4-39）
大齿轮的数值大。
8.设计计算

=mm=2.18mm （4-40）
综合考虑圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径=60，算出小齿轮齿数:
== 60/2.5=24
大齿轮齿数:=4.18×24=100.32，即取=100
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。
4.3.4 几何尺寸计算
1.计算分度圆直径
=m=24×2.5mm =60mm （4-41）
=m=100×2.5mm =250mm （4-42）
2.计算中心距
a=(+)/2=(60+250)/2=155mm （4-43）
3.计算齿轮宽度
b==1×60mm=60mm
取=60mm,=65mm

第五章 轴的设计计算

5.1 输入轴设计

1.求输入轴上的功率、转速和转矩
=5.04kW =1440r/min =33.43 N·m
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为
mm （5-1）
（5-2）
613.74 N
245.47N
3.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钢（调质），根据课本表15-3，取，得
（5-3）
因轴上有一个键槽，故直径增大3%—5%，取>(17.51～17.85) mm 左右。
取=20mm, 由带轮轮毂决定L=(1.5～2)，取L=50mm。
4.拟定轴上零件的装配方案：

5.为了满足带轮的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=24 mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D= 28 mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取。
6.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=24 mm ，初步选取02系列， 1205 GB/T 281，其尺寸为，故，而为了利于固定。故查得。
7.取安装齿轮处的轴段7-8的直径；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。；取。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，应使挡圈可靠地压紧齿轮，。由轴承端面与箱体内壁距离以及箱体内壁与齿轮端面距离组成故,为了便于安装轴承取。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取。
8.轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取
9.；取
至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。
10.轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
轴与半联轴器之间的平键，按=18mm, 查得平键截面,长50mm
轴与锥齿轮之间的平键按，由表查得平键截面，长为30mm，键槽均用键槽铣刀加工。
为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
11.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表得，取轴端倒角为，其他均为R=1.6

5.2 中间轴设计

1.求输入轴上的功率、转速和转矩
=4.76kW =480r/min =94.7N·m
2.求作用在齿轮上的力
已知小斜直齿轮的分度圆直径=70 mm
= （5-4）
=1372.46/=517.14N（5-5）
已知大圆锥齿轮的平均分度圆直径
mm （5-6）
（5-7）
181.79 N （5-8）
72.75 N
3.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钢（调质），根据课本表得，取，得
（5-9）
中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。
因轴上有两个键槽，故直径增大3%—5%，故
4.拟定轴上零件的装配方案如图

5.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=，由指导书表15-1中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承1305，其尺寸为，所以==25mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径49mm，内直径46mm。
6.取安装圆锥齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度2.94，故取，则轴环处的直径为。
7.已知圆柱斜齿轮齿宽=110mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=108mm。
8 .箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边42mm处，设此距离为
则：取轴肩
有如下长度关系：++16mm=+-7mm
由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm,取
由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的3mm
综合 以上关系式，求出,;。
9.轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
10.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表得，取轴端倒角为。

5.3 输出轴的设计

1.求输入轴上的功率、转速和转矩
=4.55kW =120.9r/min =359.41N·m

2.求作用在齿轮上的力
已知大圆柱斜齿轮的分度圆直径 =285mm
= （5-10）
=3472.56/=1308.49N
3.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钢（调质），根据课本表得，取，得
（5-11）
中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。
因轴上有两个键槽，故直径增大3%—5%，故
4.拟定轴上零件的装配方案如图。

5.由图可得为整个轴直径最小处选=40 mm 。
为了满足齿轮的轴向定位，取。根据联轴器宽度及带轮距箱体的距离综合考虑取，。
6.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=，故初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，所以==40mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表查得30312型轴承的定位轴肩高度，因此取。去安装支持圆柱斜齿轮处直径。
7 .已知圆柱斜齿轮齿宽=105mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=103mm。
8.由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30312宽为33.5mm，可以得出：
，，，=49。
至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。
9.轴上的周向定位
圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；链轮的周向定位采用平键连接，按由课本表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
10.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表得，取轴端倒角为。
11.求轴上的载荷
根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。

计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的、及的值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩
；
扭矩T
=359410N·m

12.弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表查得许用弯曲应力，因此，故安全。
13.判断危险截面：截面7右侧受应力最大
14.截面7右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面7右侧弯矩 （5-12）
截面7上的扭矩 =359.41N·m （5-13）
截面上的弯曲应力 （5-14）
截面上的扭转切应力（5-15）
轴的材料为45，调质处理。由表查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本查取。因，，经插值后查得
=2.0 =1.32
又由课本可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数为= （5-16）
= （5-17）
由课本查得尺寸系数，查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
/+1/=1.81/0.69+1/0.92=2.71 （5-18）
/+1/=1.27/0.82+1/0.92=1.64 （5-19）
计算安全系数值
（5-20）
（5-21）
>>S=1.5 （5-22）
故可知安全。
15.截面7左侧
抗弯截面系数 （5-23）
抗扭截面系数 （5-24）
截面7左侧弯矩 （5-25）
截面7上的扭矩 =359.41N·m （5-26）
截面上的弯曲应力 （5-27）
截面上的扭转切应力 （5-28）
由课本表用插值法求得
/=3.75，则/=0.83.75=3
轴按磨削加工，查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=3.75+1/0.92=3.84 （5-29）
/+1/=3+1/0.92=3.09 （5-30）
又取碳钢的特性系数
所以轴的截面5右侧的安全系数为
（5-31）
（5-32）
>>S=1.5 （5-33）
故可知其安全。

第六章 键连接的选择和计算

6.1 输入轴与带轮的链接

轴径，选取的平键界面为，长L=50mm。由表得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。
（6-1）
故只需要用单键即可满足强度要求。

6.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接

轴径，选取的平键界面为，长L=40mm。由表得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查表得，键的许用应力。
（6-2）
故只需要用单键即可满足强度要求。

6.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接

轴径，选取的平键界面为，长L=45mm。由表得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查表得，键的许用应力。
（6-3）
故只需要用单键即可满足强度要求。

6.4 中间轴与小圆柱斜齿轮的链接

轴径，选取的平键界面为，长L=100mm。由表得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查表得，键的许用应力。
（6-4）
故只需要用单键即可满足强度要求。

6.5 输出轴与大圆柱斜齿轮的链接

轴径，选取的平键界面为，长L=90mm。由表得，键在轴的深度t=5.5mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表得，键的许用应力。
（6-5）
故只需要用单键即可满足强度要求。

第七章 滚动轴承的设计和计算

7.1 输入轴上的轴承计算

7.1.1 已知:=1440r/min，，, e=0.37，Y=1.6
7.1.2 求相对轴向载荷对应的e值和Y值
相对轴向载荷
比e小
7.1.3 求两轴承的轴向力 （7-1） （7-2）
（7-3）
（7-4）
7.1.4 求轴承当量动载荷和
< e < e
由表查的=583.52N ， =613.74N
7.1.5 验算轴的寿命
>48000h（7-5）
故可以选用。

7.2 中间轴上的轴承计算

7.2.1 已知：=480r/min，，
，，
，，e=0.35，Y=1.7
7.2.2 求两轴承的轴向力
（7-6）
（7-7）
（7-8）
（7-9）
7.2.3 求轴承当量动载荷和
< e < e
由表查的=517.14N ， =181.79N
7.2.4 验算轴的寿命
>48000h （7-10）
故可以选用。

7.3 输出轴上的轴承计算

7.3.1 已知：=129.9r/min，=，=874.2N，
，，e=0.35，Y=1.7
7.3.2求两轴承的轴向力
（7-11）
7.3.3 求轴承当量动载荷
< e （7-12）
由表查的=3472 N
7.3.4 验算轴的寿命
>48000h （7-13）
故可以选用。

第八章 联轴器的选择

在轴的计算中已选定联轴器型号，选HL4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为2800/4000r/min。轴孔直径L=55在轴的计算中已选定联轴器型号。

第九章 箱体的设计

9.1 箱体的基本结构设计

箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。

9.2 箱体的材料及制造方法

本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能
，铸造箱体多用于批量生产。

9.3 箱体各部分的尺寸

表1：箱体参数
名 称
符 号
圆锥圆柱齿轮减速器
计算结果
机座壁厚

0.025a+3mm≥8mm
8
机盖壁厚

（0.8~0.85）≥8mm
8
机座凸缘厚度
b
1.5δ
12
机盖凸缘厚度

1.5δ
12
机座底凸缘厚度
p
2.5δ
20
地脚螺钉直径
df
0.036a+12mm
20
地脚螺钉数目
n
a ≤ 250mm
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
16
机座与机盖连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
12
连接螺栓d2的间距
l
150~200mm

轴承端螺钉直径
d3
(0.4~0.5) df
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4) df
8
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
9
df、d1 、d2至外机壁距离

见表2

d1 、d2至缘边距离

见表2

轴承旁凸台半径

凸台高度
h
根据低速轴承座外径确定
50
外机壁到轴承端面距离

c1+ c2+(5~8)mm
50
内机壁到轴承端面距离

δ+ c1+ c2+(5~8)mm
58
大齿轮齿顶圆与内机壁距离

≥1.2δ
10
齿轮端面与内机壁的距离

≥δ
10
机盖、机座肋厚
、m
m1≈0.85δ1，m≈0.85δ
7
轴承端盖外径

轴承座孔直径+(5~5.5) d3
110 / 130
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2) d3
10
轴承旁连接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准

表2：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径

螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30

13
16
18
22
26
34
40

11
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
18
22
26
33
40
48
61

9.4 主要附件作用及形式

1. 通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小 箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。
由表选用通气器尺寸M27×1.5
2 . 窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
由表 取A=140mm
3 . 油标尺
由表选用油标尺尺寸M16
4. 油塞
为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫密封。
由表选用油塞尺寸 M18×1.5
5定位销
保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造
精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。
由表取 GB117-86 A10×50
6. 启盖螺钉
在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×35
7. 起吊装置
减速器箱盖沉重，为方便箱盖开启，在箱盖侧铸有吊耳。
为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。

第十章 润滑和密封设计

10.1 齿轮的润滑

齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-