减速器设计说明书
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第1节设计任务书 1
第2节选择电动机 2
2.1电动机类型的选择 2
2.2确定传动装置的效率 2
2.3选择电动机容量 2
2.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 4
2.5动力学参数计算 4
第3节减速器高速级齿轮传动设计计算 6
第4节减速器低速级齿轮传动设计计算 11
第5节轴的设计 17
5.1输入轴设计计算 17
5.2中间轴设计计算 22
5.3输出轴设计计算 27
第6节滚动轴承寿命校核 32
6.1输入轴上的轴承校核 32
6.2中间轴上的轴承校核 33
6.3输出轴上的轴承校核 34
第7节键联接设计计算 35
7.1输入轴与联轴器键的选择与校核 35
7.2中间轴与低速级小齿轮键的选择与校核 35
7.3中间轴与高速级大齿轮键的选择与校核 35
7.4输出轴与低速级大齿轮键的选择与校核 36
7.5输出轴与联轴器键的选择与校核 36
第8节联轴器的选择 36
8.1输入轴上联轴器 36
8.2输出轴上联轴器 37
第9节减速器的密封与润滑 37
9.1减速器的密封 37
9.2齿轮的润滑 38
9.3轴承的润滑 38
第10节减速器附件 39
10.1油面指示器 39
10.2通气器 40
10.3放油塞 40
10.4窥视孔盖 41
10.5定位销 42
10.6起盖螺钉 43
10.7起吊装置 44
第11节减速器箱体主要结构尺寸 46
第12节设计小结 48
第13节参考文献 48
第1节设计任务书
1.设计题目
展开式二级直齿圆柱减速器，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：360天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
转矩T 1200N?m 转速nw 30r╱min 直径D 400mm 2.设计计算步骤
1.确定传动装置的传动方案
2.选择合适的电动机
3.计算减速器的总传动比以及分配传动比
4.计算减速器的动力学参数
5.齿轮传动的设计
6.传动轴的设计与校核
7.滚动轴承的设计与校核
8.键联接设计
9.联轴器设计
10.减速器润滑密封设计
11.减速器箱体结构设计
3.传动方案特点
(1)组成:传动装置由电机、减速器、联轴器、联轴器、工作机组成。
(2)特点:齿轮相对于轴承非对称布置
(3)确定传动方案,根据任务书要求，选择传动方案为电动机-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-工作机。
第2节选择电动机
2.1电动机类型的选择
按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
2.2确定传动装置的效率
查表得：
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
电动机到工作装置的传动装置总效率：
2.3选择电动机容量
工作机所需功率为
电动机所需额定功率:
查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8～40，因此合理的总传动比范围为：8～40。电动机转速的可以选择的范围为nd=ia×nw=(8～40)×30=240--1200r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M2-8的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。
方案 电机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 Y160M2-8 5.5 750 720 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 3 Y132S-4 5.5 1500 1440 4 Y132S1-2 5.5 3000 2900
图2-2电机尺寸
中心高 外形尺寸 地脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 键部位尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 160 605×385 254×210 14.5 42×110 12×37 2.4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
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
（2）分配传动装置传动比
高速级传动比
则低速级的传动比
减速器总传动比
2.5动力学参数计算
（1）各轴转速：
（2）各轴输入功率：
则各轴的输出功率：
（3）各轴输入转矩：
则各轴输出转矩：
各轴转速、功率和转矩列于下表
轴名称 转速n/(r/min) 功率P/kW 转矩T/(N?m) 电机轴 720 4.26 56.5 高速轴 720 4.22 55.97 中间轴 128.8 4.1 304 低速轴 30.02 3.98 1266.12 工作机轴 30.02 3.9 1240.67 第3节减速器高速级齿轮传动设计计算
3.1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
2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
3.材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS
4.选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1×i=27×5.59=151。
3.2按齿面接触疲劳强度设计
1.由设计计算公式（10-9a）进行试算
(1)确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数Kt=1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
③由表10-7选取齿宽系数φd=1
④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
⑥由式10-13计算应力循环次数。
⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
2.计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
(2)计算圆周速度v。
(3)计算齿宽b。
(4)计算齿宽与齿高之比b/h。
模数
齿高
(5)计算载荷系数。
根据v=1.937m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.037
直齿轮，KHα=KFα=1.2；
由表10-2查得使用系数KA=1.5
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.42
由b/h=12，KHβ=1.037查图10-13得KFβ=1.124；故载荷系数
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
(7)计算模数m。
取m=3mm。
3.3确定传动尺寸
1.计算中心距
2.计算小、大齿轮的分度圆直径
3.计算齿宽
取B1=90mmB2=85mm
3.4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
齿宽b=b2=85
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
查图得重合度系数Yε=0.676
查得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
故弯曲强度足够。
3.5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
3.6齿轮参数和几何尺寸总结
代号名称 计算公式 小齿轮 大齿轮 模数m 3 3 螺旋角β 左旋0°0''0" 右旋0°0''0" 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿数z 27 151 齿宽B 90 85 齿顶高ha m×ha 3 3 齿根高hf m×(ha+c) 3.75 3.75 分度圆直径d 81 453 齿顶圆直径da d+2×ha 87 459 齿根圆直径df d-2×hf 73.5 445.5 中心距 a 267 267 第4节减速器低速级齿轮传动设计计算
4.1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
2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
3.材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS
4.选小齿轮齿数z1=29，则大齿轮齿数z2=z1×i=29×4.29=124。
4.2按齿面接触疲劳强度设计
1.由设计计算公式（10-9a）进行试算
(1)确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数Kt=1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
③由表10-7选取齿宽系数φd=1
④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
⑥由式10-13计算应力循环次数。
⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
2.计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
(2)计算圆周速度v。
(3)计算齿宽b。
(4)计算齿宽与齿高之比b/h。
模数
齿高
(5)计算载荷系数。
根据v=0.618m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.012
直齿轮，KHα=KFα=1；
由表10-2查得使用系数KA=1.5
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.429
由b/h=12.89，KHβ=1.012查图10-13得KFβ=1.126；故载荷系数
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
(7)计算模数m。
取m=4mm。
4.3确定传动尺寸
1.计算中心距
2.计算小、大齿轮的分度圆直径
3.计算齿宽
取B1=125mmB2=120mm
4.4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
齿宽b=b2=120
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
查图得重合度系数Yε=0.676
查得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
故弯曲强度足够。
4.5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
4.6齿轮参数和几何尺寸总结
代号名称 计算公式 小齿轮 大齿轮 模数m 4 4 螺旋角β 右旋0°0''0" 左旋0°0''0" 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿数z 29 124 齿宽B 125 120 齿顶高ha m×ha 4 4 齿根高hf m×(ha+c) 5 5 分度圆直径d 116 496 齿顶圆直径da d+2×ha 124 504 齿根圆直径df d-2×hf 106 486 中心距 a 306 306 第5节轴的设计
5.1输入轴设计计算
1.已经确定的运动学和动力学参数
转速n=720r/min；功率P=4.22kW；轴所传递的转矩T=55973.61N?mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表15-1选用40Cr（调质），硬度为280HBS，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
由于输入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22mm故取dmin=22
图5-2高速轴示意图
(1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑中等冲击，故取KA=1.3，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GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为22mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，b×h=6×6mm(GBT1096-2003)，键长L=40mm。
(2)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球3系列轴承。参照工作要求并根据d23=27mm，由轴承产品目录中选择深沟球3系列轴承6306，其尺寸为d×D×B=30×72×19mm，故d34=d78=30mm。
取挡油环宽度s1为12,则
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=37mm。
(3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=90mm，d56=87mm
(4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与传动部件右端面有一定距离，取l23=68mm
(5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，低速级小齿轮宽度b3=125mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 22 27 30 37 87 37 30 长度 52 68 31 145.5 90 8 31 4.轴的受力分析
高速级小齿轮所受的圆周力（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
根据6306深沟球3系列查手册得压力中心a=9.5mm
第一段轴中点到轴承压力中心距离:
轴承压力中心到齿轮支点距离:
齿轮中点到轴承压力中心距离:
①求水平面支反力RBH、RDH和弯矩MH，做水平面弯矩图
②求垂直平面支反力RBV、RDV和弯矩MV，做垂直面弯矩图
③计算合成弯矩，作合成弯矩图
④计算转矩，作转矩图
⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图。取α=0.6
图5-3高速轴受力及弯矩图
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有
抗弯截面系数为
当量应力为
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。
5.2中间轴设计计算
1.已经确定的运动学和动力学参数
转速n=128.8r/min；功率P=4.1kW；轴所传递的转矩T=303998.45N?mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，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=112。
由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm
图5-4中间轴示意图
(1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承受径向力的作用，故选用深沟球4系列轴承。参照工作要求并根据dmin=35.5mm，由轴承产品目录中选取深沟球4系列轴承6408，其尺寸为d×D×B=40×110×27mm，故d12=d56=40mm。
(2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=43mm；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=85mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=83mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=43mm查表，得R=2.5，取h=5mm，则轴环处的直径d34=53mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。
(3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6408型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取d23=43。
(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=125mm，为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=123mm。
(5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段 1 2 3 4 5 直径 40 43 53 43 40 长度 49 123 15 83 51.5 4.轴的受力分析
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
根据6408深沟球4系列查手册得压力中心a=13.5mm
轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:
低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:
高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:
①求水平面支反力RBH、RDH和弯矩MH，做水平面弯矩图
②求垂直平面支反力RBV、RDV和弯矩MV，做垂直面弯矩图
③计算合成弯矩，作合成弯矩图
④计算转矩，作转矩图
⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图。取α=0.6
图5-5中间轴受力及弯矩图
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有
抗弯截面系数为
当量应力为
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。
5.3输出轴设计计算
1.已经确定的运动学和动力学参数
转速n=30.02r/min；功率P=3.98kW；轴所传递的转矩T=1266122.58N?mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，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
由于输出轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。
由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%
查表可知标准轴孔直径为63mm故取dmin=63
图5-6低速轴示意图
(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。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑中等冲击，故取KA=1.3，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GBT4323-2002或设计手册，选用LX4型联轴器。半联轴器的孔径为63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为142mm。选用普通平键，A型键，b×h=18×11mm(GBT1096-2003)，键长L=125mm。
(2)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球3系列轴承。参照工作要求并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选择深沟球3系列轴承6314，其尺寸为d×D×B=70×150×35mm，故d34=d78=70mm。
取挡油环宽度为22.5,则
轴承挡油环定位，由手册上查得6314型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取d45=82mm
(3)取安装齿轮处的轴段的直径d67=73mm；齿轮的右端与右轴承之间采用档油环定位。已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=120mm，为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l67=118mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=73mm，故取h=11.5mm，则轴环处的直径d56=96mm，轴环宽度b≥1.4h，取l56=10mm。
(4)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取l23=52mm。
(5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 63 68 70 82 96 73 70 长度 142 52 57.5 92.5 10 118 59.5 4.轴的受力分析
低速级大齿轮所受的圆周力（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
根据6314深沟球3系列查手册得压力中心a=17.5mm
①求水平面支反力RBH、RDH和弯矩MH，做水平面弯矩图
②求垂直平面支反力RBV、RDV和弯矩MV，做垂直面弯矩图
③计算合成弯矩，作合成弯矩图
④计算转矩，作转矩图
⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图。取α=0.6
图5-7低速轴受力及弯矩图
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有
抗弯截面系数为
当量应力为
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。
第6节滚动轴承寿命校核
6.1输入轴上的轴承校核
轴承型号 内径d(mm) 外径D(mm) 宽度B(mm) 基本额定动载荷(kN) 6306 30 72 19 27 根据前面的计算，选用6306深沟球轴承，内径d=30mm，外径D=72mm，宽度B=19mm
轴承基本额定动载荷Cr=27kN，额定静载荷C0r=15.2kN。
要求寿命为Lh=46080h。
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：
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
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。
6.2中间轴上的轴承校核
轴承型号 内径d(mm) 外径D(mm) 宽度B(mm) 基本额定动载荷(kN) 6408 40 110 27 65.5 根据前面的计算，选用6408深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=110mm，宽度B=27mm
轴承基本额定动载荷Cr=65.5kN，额定静载荷C0r=37.5kN。
要求寿命为Lh=46080h。
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：
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
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。
6.3输出轴上的轴承校核
轴承型号 内径d(mm) 外径D(mm) 宽度B(mm) 基本额定动载荷(kN) 6314 70 150 35 105 根据前面的计算，选用6314深沟球轴承，内径d=70mm，外径D=150mm，宽度B=35mm
轴承基本额定动载荷Cr=105kN，额定静载荷C0r=68kN。
要求寿命为Lh=46080h。
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：
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=4
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
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7节键联接设计计算
7.1输入轴与联轴器键的选择与校核
选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。
键的工作长度l=L-b=34mm
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
7.2中间轴与低速级小齿轮键的选择与校核
选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长110mm。
键的工作长度l=L-b=98mm
低速级小齿轮材料为40Cr，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
7.3中间轴与高速级大齿轮键的选择与校核
选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。
键的工作长度l=L-b=58mm
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。
键连接工作面的挤压应力
7.4输出轴与低速级大齿轮键的选择与校核
选用A型键，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,键长100mm。
键的工作长度l=L-b=80mm
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。
键连接工作面的挤压应力
7.5输出轴与联轴器键的选择与校核
选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,键长125mm。
键的工作长度l=L-b=107mm
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8节联轴器的选择
8.1输入轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=1.3×55.97=72.77N?m
（2）选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N?m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L=112mm。从动端孔直径d=22mm，轴孔长度L=52mm。
Tc=72.77N?m
n=720r/min<[n]=4700r/min
8.2输出轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=1.3×1266.12=1645.96N?m
（2）选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX4弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=2500N?m，许用转速[n]=3870r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。从动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。
Tc=1645.96N?m
n=30.02r/min<[n]=3870r/min
第9节减速器的密封与润滑
9.1减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。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，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。
9.2齿轮的润滑
通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小决定。由于低速级大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热
齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距离油池地面距离不小于30mm，暂取齿顶距箱体内底面距离为30mm,实际油面根据实际结构变化。由于低速级大齿轮全齿高h=9mm≤10mm，取浸油深度为10mm。则油的深度H为
H=30+10=40mm
根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度推荐值为288～352cSt
9.3轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。
第10节减速器附件
10.1油面指示器
显示箱内油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
图10-2杆式油标
10.2通气器
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
图10-3通气器
10.3放油塞
为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的油污，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
图10-4放油塞
10.4窥视孔盖
在减速器箱盖顶部开有窥视孔，可以看到传动零件齿合区，并有足够的空间能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。
图10-5窥视孔盖
L1=270，L2=240，b1=180，b2=150
h=4mm
d4=6mm
R=10mm
10.5定位销
对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
图10-6销
10.6起盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。
图10-7起盖螺钉
10.7起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：
图10-8起盖螺钉
吊孔尺寸计算：
吊耳尺寸计算：
第11节减速器箱体主要结构尺寸
名称 符号 公式与计算 结果取值 箱座壁厚 δ 取10mm 箱盖壁厚 δ1 取10mm 箱盖凸缘厚度 b1 取15mm 箱座凸缘厚度 b 取15mm 箱座底凸缘厚度 b2 取25mm 地脚螺栓的直径 df 取M22 地脚螺栓的数目 n 取n=6 取6 轴承旁连接螺栓直径 d1 取M=18 盖与座连接螺栓直径 d2 取M=14 轴承端盖螺钉直径 d3 取M=8 视孔盖螺钉直径 d4 取M=6 定位销直径 d 取M=12 df、d1、d2至外箱壁距离 C1 根据螺栓直径查表 取30、24、20 df、d1、d2至凸缘边缘距离 C2 根据螺栓直径查表 取26、22、18 轴承旁凸台半径 R1 =C2 取22 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面距离 l1 取51mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 △1 取14mm 齿轮端面与内箱壁距离 △2 取12.5mm 箱盖、箱座肋厚 m1、m 取10mm 高速轴承端盖外径 D1 D+(5～5.5)d3；D--轴承外径 112mm 中间轴承端盖外径 D2 D+(5～5.5)d3；D--轴承外径 150mm 低速轴承端盖外径 D3 D+(5～5.5)d3；D--轴承外径 190mm 第12节设计小结
做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。
在课程设计这段时间内，我又重新温习了以前学过的知识，发现忘了很多，以前也并没深入的去研究，只记得表面一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。
我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导,感谢老师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。
第13节参考文献
1.需要画图的同学可以参考文档同作者“二级减速器设计图纸”pdf文件
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