毕业设计（论文）-一级圆柱减速器的设计

目 录摘 要IAbstractII1 前言11.1 研究背景与意义11.2 研究实例与情景设计12 传动方案设计及电机选择22.1总体传动方案22.2计算传动装置总效率22.3传动方案特点32.3.1电动机的选择32.3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比53 计算传动装置的运动和动力参数63.1各轴转速63.2各轴输入功率:63.3各轴输出功率:63.4各轴输入转矩73.4各轴输出转矩74 齿轮传动的设计84.1选精度等级、材料及齿数84.2按齿面接触疲劳强度设计84.3几何尺寸计算114.4校核齿根弯曲疲劳强度114.5主要设计结论134.6齿轮参数总结和计算135 带传动和带轮的设计155.1选择V带功率155.2确定V带型号155.4计算带的基本长度和中心距155.5计算带速v165.6计算压轴力Fp165.7主要设计结论166 传动轴和传动轴承及联轴器的设计176.1 输入轴的设计176.2 输出轴的设计217 键联接的选择及校核计算267.1 输入轴键选择与校核267.2 输出轴键选择与校核267.2.1输出轴与大齿轮处键267.2.2输出轴与小链轮处键268 轴承的选择及校核计算278.1 输入轴的轴承计算与校核278.2 输出轴的轴承计算与校核279 联轴器的选择299.1载荷计算299.2型号选择2910 减速器的润滑和密封3010.1 减速器的润滑3010.1.1齿轮的润滑3010.1.2轴承的润滑3010.2 减速器的密封3111 减速器附件及箱体主要结构尺寸3211.1 减速器附件的设计与选取3211.1.1检查孔和视孔盖3211.1.2放油螺塞3311.1.3油标（油尺）3311.1.4.通气器3411.1.5起吊装置3511.1.6起盖螺钉3511.1.7定位销3611.2 减速器箱体主要结构尺寸3712 减速器装配图及零件工作图3913一级圆柱齿轮减速器三维模型的创建4113.1渐开线直齿圆柱齿轮的三维模型的创建4113.2轴的三维模型的的创建4313.3箱体模型的创建4413.4油标的创建4713.5小轴承的创建4813.6其他零件的创建4813.7对一级齿轮减速的三维模型进行虚拟的装配5014一级齿轮圆柱减速器的运动仿真5114.1对齿轮传动运动仿真5114.2减速器的虚拟装配5414.2 总传动部分运动仿真55结论61参考文献62致谢.6366摘 要本文运用所学知识对一级圆柱减速器的设计进行了分析与应用举例，并按照实际给出情景给出了具体设计方案，并对所计算尺寸及其他数据进行验算与力校核，确定计算的准实际分析的过程中，对所学知识进行巩固，并给出个人设计意见。关键词：一级减速器； 圆柱齿轮； 机械设计； Pro/E； 建模与运动仿真全套图纸加扣 3012250582AbstractIn this paper, the design of the first-stage cylinder reducer is analyzed and applied by using the knowledge learned. The specific design scheme is given according to the actual situation. The calculated size and other data are checked and calculated, and the calculation is determined. Accuracy and rationality, in the actual analysis of the process, the knowledge is consolidated, and give personal design advice.Keywords: primary reducer;cylindrical gear; mechanical design; Pro/E1 前言1.1 研究背景与意义减速器的使用在机械方面十分常见，圆柱齿轮减速器广泛被应用在物流运输，矿材，建筑业，冶金新能源行业。有关其设计参数和基本理念多数已标准化，但其设计过程仍是值得探究与实际演练的。对其设计的过程进行实践可以使我们对已有的知识进行巩固，本文对给出的设计情景进行一级圆柱齿轮减速器设计，对相关知识进行运用总结，将单一问题转换为类型问题。1.2 研究实例与情景设计设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 3200N，V =0.95m/s，D = 200mm，工作环境如下表所示。表1-1 工况环境示意表2 传动方案设计及电机选择2.1总体传动方案组成：对于该减速器的传动装置而言，构造较为简单，基本原件除电动机，减速器之外，还包括传动链及最后抵达的实体工作机械部分。特点：齿轮相对于轴承对称分布。确定传动方案：按照情景设计给定的方案，在低速级进行带传动的装配。整体传动流程从电机到减速器，再到带传动最后传递个实体工作机械。整体传动方案如图2-1图2-1传动方案组成结构简图2.2计算传动装置总效率ha=a1xa2xa3xa4xa5=0.990.9930.970.950.96=0.85 （2.1）其中，不同角标的含义如下表所示。表2-1 公式3-1角标含义2.3传动方案特点2.3.1电动机的选择已知圆周速度v:v=1m/s则工作机的功率pw:pw= 3.04 KW （2.2）电动机所需工作功率为:pd= 3.53 KW （2.3）工作机的转速为: n = 90.8 r/min （2.4）经查机械设计1按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比i1=25，则所得传动比数据如下所示。结合上述数据与客观限制因素如经费、场地限制等，选定电动机型号与数据如下所示。电动机主要外形尺寸：图2-2 电动机外形及尺寸表2-1 电动机相关尺寸2.3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 电动机的满载转速与主动轴转速求比值即为该整体结构传动部分的总传动比: ia=nm/n=1440/90.8=15.86 （2.5）（2）分配各部分传动比:ia=i0i （2.6） i0 -链传动比；i-减速器总传动比，若传动比过大，则会导致最后箱体外形较大，尽量避免这种情况的发生，则按照实际数据选择传动比为:i=ia/i0=15.86/3.5=4.53 3 计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速输入轴：nI = nm = 960 r/min（3.1）输出轴：nII = nI/i = 960/4.02 = 238.81 r/min（3.2）小链轮轴：nIII = nII = 238.81 r/min（3.3）3.2各轴输入功率:各轴输入功率计算公式 PI =Pd（3.4）又由前文所处给出的各传动部分的传动效率可得：输入轴：PI = Pd= 3.530.99 = 3.49 KW输出轴：PII = PI= 3.490.990.97 = 3.35 KW小链轮轴：PIII = PII= 3.350.99 = 3.32 KW3.3各轴输出功率:各轴输出功率计算公式 PI =PI（3.5）又由前文所处给出的各传动部分的传动效率可得： 输入轴：PI = PI0.99 = 3.46 KW输出轴：PII = PII0.99 = 3.32 KW小链轮轴：PIII = PII = 3.32 KW3.4各轴输入转矩各轴输入转矩计算公式 TI = Td（3.6）已知电动机轴的转矩:Td =Td = = 23.74Nm则由公式（3.12）及前文中所给出的各轴传动效率可得：输入轴：TI = Td = 23.740.99 = 23.5 Nm输出轴：TII = TIi =23.54.020.990.97 = 102.23 Nm小链轮轴：TIII = TII= 134.230.99 = 101.21 Nm3.4各轴输出转矩 各轴输出转矩计算公式TI =TI （3.7）由前文所处给出的各传动部分的传动效率即输入转矩可得：各轴输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 23.26 Nm 输出轴：TII = TII0.99 = 101.21 Nm 小链轮轴：TIII = TII = 101.21 Nm 4 齿轮传动的设计4.1选精度等级、材料及齿数又计算转矩及传动功率等数据，查阅濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013中表10-1常用齿轮材料及其力学性能，在考虑工作条件的要求，齿轮大小等条件下，对工况环境，所使用材料进行分析，最终确定符合经济效果与实际需求的方案：小齿轮材料选择调制的40Cr，齿面硬度300HBS，大齿轮材料为调制的45钢，齿面硬度为250HBS。在本例中，对齿轮的精度8级即可满足要求，故用8级精度计算即可。选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = ，取。压力角4.2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（4.1）确定公式中的各参数值：取接触疲劳强度用重合度系数Z=0.868由端面压力角公式：a = arccosz1cos/(z1+2ha*) （4.2）则有：a1 = arccosz1cos/(z1+2ha*) = arccos27cos20/(27+21) =29.54 a2 = arccosz2cos/(z2+2ha*) = arccos109cos20/(109+21) = 22.582端面重合度：= z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)/2 （4.3）带入已有数据得：= 27(tan28.977-tan20)+109(tan22.67-tan20)/2 = 1.74故重合度系数Ze = = = 0.868 （4.4）计算接触疲劳许用应力H查阅唐增宝，常建娥（2006）唐增宝，常建娥主编. 机械设计课程设计M，第3版. 武汉：华中科技大学出版社，2006查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数： = = 大齿轮应力循环次数： = = 则接触疲劳寿命系数可通过相同文献对应表查得:KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1 = = = （4.5） H2 = = = 495MPa （4.6）为保证精度与使用强度，取接触应力中较小的作为应力上限，即最后确定的接触疲劳许用应力，即由公式4.1得小齿轮分度圆直径：= = 42.988 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 3.24 m/s （4.7）齿宽b b = = = 34.39 mm （4.8）2）计算实际载荷系数KH由濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013表10-2中根据载荷状态与工作机器查得使用系数KA = 1.25。由v = 3.24 m/s、齿轮选用精度为8，可由该文献中的图10-8查得动载系数KV = 1.14。齿轮圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100023.5/42.988 = 1093.328 NKAFt1/b = 1.251093.328/34.39 = 39.74 N/mm 100 N/mm由齿间载荷分配系数表查得齿间载荷分配系数KH= 1.2。采用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH= 1.448。由此，得到实际载荷系数：KH = KAKVKHKH= 1.251.141.21.448 = 2.476 （4.9）3）可得分度圆直径d1 = = 42.988 = 49.723 mm （4.10）及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 49.723/25 = 1.989 mm （4.11）选取合理模数标准值m = 2 mm。4.3几何尺寸计算（1）计算分度圆直径由公式 d=zm （4.11）可得：d1 = z1m = 252 = 50 mmd2 = z2m = 1132 = 226 mm（2）计算中心距a = = = 138 mm （4.12）（3）计算齿轮宽度b = dd1 =850 = 40 mm （4.13）取b2 = 40、b1 = 45。4.4校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = F （4.14）确定公式中各参数值：弯曲疲劳强度用重合度系数eY= 0.25+0.75/= 0.25+0.75/1.74 = 0.681 （4.15）由齿数，查濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013图10-17，外齿轮齿形系数YFa表中可由压力角n等数据查得外齿轮应力修正系数：YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17Ysa1 = 1.6 Ysa2 = 1.83实际载荷系数KF由资料对应查得齿间载荷分配系数KF= 1.2根据KH = 1.448，由公式b/h = 8.89查图得KFb =1.418计算得载荷系数为 = 1.251.141.21.418 = 2.425 计算齿根弯曲疲劳许用应力F查疲劳极限图得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 Mpa、Flim2 = 380 Mpa。由对应图表查取弯曲疲劳寿命系数为：取安全系数S=1.4，按照公式可得出F1 = = = 296.43 Mpa （4.16）F2 = = = 230.71 Mpa （4.17）2）齿根弯曲疲劳强度校核sssF1 = （4.18）= = 81.032 MPa sF1sF2 = = 77.056 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.5主要设计结论z1 = 25、z2 = 113，m = 2 mm，= 20，中心距a = 138 mm，齿宽b1 = 45 mm、b2 = 40 mm。4.6齿轮参数总结和计算如表4-1所示：表4-1 齿轮参数总结表5 带传动和带轮的设计5.1选择V带功率一班制工作，即每天工作8h，查阅文献机械设计1得工况系数KA=1.1，故5.2确定V带型号根据Pca = 4.11 Kw，n = 317.88 r/min，查机械设计1初步选用A型带。5.4计算带的基本长度和中心距初定中心距a0的取值范围为初选中心距a0=500 mm由此计算所需带长为 查阅文献机械设计1，选择基准长度Ld=2000 mm。由此计算实际中心距得5.5计算带速v， 因v在525 m/s 范围内，故带速合适。5.6计算压轴力Fp5.7主要设计结论小带轮的结构设计由于dd1=125mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm2H=264mm，轮毂长度L1=45mmE=80mm，故小带轮1的结构设计合理。大带轮的结构设计由于dd2=375mm300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。6 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1 输入轴的设计1.输入轴上的基本数据再配合前文已算得小齿轮直径：d1 = 50mm 则:Ft = = = 940 N （6.1）Fr = Fttan = 940tan20 = 341.9 N （6.2）3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。按照茶语文献所得数据，选择应用最为广泛的材料与热处理方式，且能满足本体各疲劳极限需求的材料与热处理方法，最后确定为选取轴的材料为45钢，调质处理，根据濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013中的表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 15.1 mm （6.3）联轴器安装在轴径最小处，此处直径表示为dI-II（最小值），按照相对应的需求，需要选择相对应的联轴器。其计算转矩Tca = KAT1，查对应表并考虑到转矩基本变化不大，取KA = 1.5，则:Tca = KAT1 = 1.523.5 = 35.2 Nm按照转矩应满足的条件，查对应手册，选用联轴器型号为LT4。可查得其相关尺寸，其中孔径为20 mm按照这一尺寸可取得安装联轴器的轴径取dI-II = 20 mm，配合的的毂孔长度为L1=38 mm。4.轴的结构设计图图6-1 输入轴的设计结构图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）联轴器在定位时，若轴长度过短，则可能导致轴向定位不精确。为使联轴器定位准确，对轴肩位置的确定应格外注意。在本设计中，在轴端右侧处放置轴肩较为合理，可以满足精度及定位需求，取II-III段的直径dII-III = 26 mm；轴段左端选择挡圈进行定位，节约空间，提高精度，挡圈的直径应按照轴段的直径对应选取，最后确定为D = 30 mm。联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 38 mm，此时发现，若I-II轴段长度过大，挡圈位置便可能与轴端重合或妨碍，影响工作。为防止该类现象发生，故I-II段的长度应稍小于联轴器毂孔长度L，取lI-II = 36 mm。2）考虑到轴承受力，只受到来自径向作用力的影响，深沟球轴承可以满足工作需求。根据dII-III = 26 mm，由相关手册查阅并选择轴承型号为6206，其尺寸为，故d III- IV = d VII-VIII = 30 mm，而l III- IV = l VII-VIII = 16 mm。轴承通过轴肩的装配实现轴向定位。由机械装配参考资料上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d IV-V = d VI-VII = 36 mm。3）此处齿轮直径不大，故为了使减速器扔具有一定精度与强度，齿轮最好与轴一体化，选用齿轮轴，则L V-VI = B = 45 mm，d V-VI = d1 = 50 mm4）由于轴承盖要方便拆卸，便于检修与对机械运作情况进行检查，故要求端盖外端面不可同联轴器端面过近，影响使用，故选择LII-III = 50 mm。5）齿轮的最外侧与箱体内壁也应留有一定间隙，此处取为= 16 mm，考虑箱体的铸造误差，由于箱体在铸造时，其尺寸留有误差，故对于轴承的位置放置，要留有这一误差余量，这一距离s = 8 mm（参见濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013图15-21）则lIV-V = +s = 16+8 = 24 mmlVI-VII = +s = 24 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据深沟球轴承的型号与已知尺寸查阅相关资料，得T = 16 mm，其余数据如下所示 2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 470 NFNH2 = = = 470 N （6.4）垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 171 NFNV2 = = = 171 N （6.5）3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 47054.5 Nmm = 25615 NmmMH= FNH2L3 = 47054.5 Nmm = 25615 Nmm （6.6）截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 17154.5 Nmm = 9320 Nmm MV2 = FNV2L3 = 17154.5 Nmm = 9320 Nmm （6.7）则可根据以上计算，做图c与图e（分别为水平、垂直面弯矩示意图）截面C处的合成弯矩：M1 = = 27258 NmmM2 = = 27258 Nmm （6.8）可由以上计算最终绘制合成弯矩图（对应图f）4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：在计算时并无必要对所有位置的弯矩统一计算，只为了保证使用时满足强度需求，只计算所受力矩最大处的强度即可，这一位置也称为危险截面。此外，对于转矩与轴径大小严重不匹配的位置，也应进行校核。在以下公式中，取= 0.6，则有：ssca = = = MPa= 2.5MPas-1 = 60 MPa （6.9）可以看出轴设计的强度满足使用条件并有富裕度。对应受力图如下图所示图6-2 输入轴的弯矩受力图6.2 输出轴的设计1. 求输出轴上基本数据P2 = 3.35 KW n2 =317.88 r/min T2 = 102.23 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 226 mm则: Ft = = = 904.7 N （6.10）Fr = Fttan = 904tan20 = 329.1 N （6.11）3.初步确定轴的最小直径首先进行直径范围的大致估算。按照对应图表与前人经验，选择相应的常用材料与加工处理方法，且能满足本体各疲劳极限需求的材料与热处理方法，最后确定为选取轴的材料为45钢，调质处理，再根据濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013中的表15-3，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112= 24.7 mm （6.12）输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:dI-II = 26 mm4.轴的结构设计图图6-3输出轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）考虑到设计大链轮时，使用联轴器定位容易出现轴的长度不匹配，不够长而导致的轴向定位不精确。为使联轴器定位准确，对轴肩位置的确定应格外注意。在本设计中，在轴端右侧处放置轴肩较为合理，可以满足精度及定位需求，故取II-III段的直径dII-III = 32 mm；轴段左端选择挡圈进行定位，节约空间，提高精度，通过轴段直径，查取挡圈直径D = 36 mm，现取LI-II = 40 mm。2）考虑到轴承受力，只受到来自径向作用力的影响，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III = 32 mm，由轴承参数手册选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDT = 35mm72mm17mm，故dIII-IV = dVI-VII = 35 mm；而LVI-VII =17 mm轴承通过轴肩的装配实现轴向定位。由对应制造手册查得6207型轴承的基本尺寸为h = 3.5 mm，h指的是用于定位的轴肩最终实际安装高度。按照这些要求，选取直径为dIV-V = 42 mm。3）在安装有齿轮的轴段上，选取其轴段直径为dIV-V = 40 mm；在左侧齿轮与轴承之间，选择使用套筒定位的方式。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 40 mm，由于套筒端面需要与齿轮紧紧贴合，则需要对套筒施加压紧力，故轮毂宽度应高于轴段长度。取LIV-V = 38 mm。4）由于轴承盖要方便拆卸，便于检修与对机械运作情况进行检查，故要求端盖外端面不可同联轴器端面过近，影响使用，故选择取LII-III = 50 mm。5）齿轮的最外侧与箱体内壁也应留有一定间隙，此处取为= 16 mm，考虑箱体的铸造误差，由于箱体在铸造时，其尺寸留有误差，故对于轴承的位置放置，要留有这一误差余量，这一距离s = 8 mm，查得滚动轴承宽度T = 17 mm，则LIII-IV= T+s+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mmLIV-V= s+2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:2）计算轴的支反力：水平面支反力的计算：FNH1 = = = 452.4 NFNH2 = = = 452.4 N （6.13）垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -5196.8 NFNV2 = = = 2025.9 N （6.14）3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 452.455 Nmm = 24882 Nmm （6.15）截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 350058.5 Nmm = 204750 Nmm （6.16）截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -5196.855 Nmm = -285824 NmmMV2 = FNV2L3 = 2025.955 Nmm = 111424 Nmm则可根据以上计算，做图c与图e（分别为水平、垂直面弯矩示意图）截面C处的合成弯矩：M1 = = 286905NmmM2 = = 114168Nmm （6.17）作合成弯矩图（图f）4）作转矩图（图g）5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：在计算时没有必要对所有位置轴段的强度与精度进行校核，只为了保证使用时满足强度需求，只计算所受力矩最大处的强度即可，这一位置也称为危险截面。此外，对于转矩与轴径大小严重不匹配的位置，也应进行校核。在以下公式中，取= 0.6，则有sca = = = MPa= 45.8MPa-1 = 60 MPa （6.18）可以看出轴设计的强度满足使用条件并有富裕度。可作轴的弯扭受力图如下：图6-4输出轴的弯矩受力图7 键联接的选择及校核计算7.1 输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：按手册查得其安装尺寸为：接触长度:，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 Nm （7.1）TT1，可见选用该键合理，可以满足使用需求。7.2 输出轴键选择与校核7.2.1输出轴与大齿轮处键按手册查得其安装尺寸为：接触长度:，通过键联接传递的转矩为T = 0.25hldsF = 0.2582032120/1000 = 192 Nm （7.2）TT2，可见选用该键合理，可以满足使用需求。7.2.2输出轴与小链轮处键按手册查得其安装尺寸为：接触长度:，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2572826120/1000 = 152.9 Nm （7.3）TT2，可见选用该键合理，可以满足使用需求。8 轴承的选择及校核计算首先，根据条件，轴承预计寿命：8.1 输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:对于该轴承而言，受力来自于水平与垂直两个方向，即同时受到轴向力与径向力影响，由濮良贵，陈国定（2013）中表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1468.5+0= 341.9N （8.1）2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: C = P = 4360 N （8.2）3）选择轴承型号: 查濮良贵，陈国定（2013）表13-1选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，则有：Lh = = = 2.15106Lh （8.3）所以轴承预期寿命足够。8.2 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P:对于该轴承而言，受力来自于水平与垂直两个方向，即同时受到轴向力与径向力影响，由濮良贵，陈国定（2013）中表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1329.1+0= 329.1N （8.4）2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: C = P = 2536 N （8.5）3）选择轴承型号:查濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013表13-1选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，则有：Lh = = = 2.44107Lh （8.6）所以轴承预期寿命足够。9 联轴器的选择9.1载荷计算公称转矩：T = = 23.5 Nm （9.1）由濮良贵，陈国定（2013）濮良贵，陈国定主编. 机械设计 M，第3版. 北京：高等教育出版社，2013表14-1查得KA = 1.5，故得计算转矩为：Tca = KAT1 = 1.523.5 = 35.2 Nm （9.2）9.2型号选择联轴器型号由同上文献查阅选择LT4型，在国际标准中查得其许用转矩与许用转速分别为T = 63 Nm，、n = 5700 r/min，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm。Tca = 35.2 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min联轴器满足要求，故合用。10 减速器的润滑和密封10.1 减速器的润滑10.1.1齿轮的润滑对于现有的闭合齿轮传动，通过齿轮圆周的不同速度运作，和工况环境，选择不同的润滑方法。在上文计算中可以得出，V齿轮 12 m/s，故选择对其使用油浸润滑。配合油池对轮齿进行不间断的润滑效果，在运转过程中，油滴会因为惯性及摩擦力上升到啮合处附近，在此时也可以将因传动及摩擦产生的局部温度上升通过油滴的飞溅进行热量传导，实现散热作用，同时整体润滑效果良好。由于采用油液浸润的方式润滑，对齿轮没于油液的深度应进行规定，一般这一深度不超过齿轮齿高，但也不可过浅，影响润滑油浸润效果。故介于10mm与一个齿轮齿高之间。长期浸泡很容易导致脏污累积在齿轮与工件表面，故大齿轮应相对油池较大，最高处距离油池底端应大于30mm。在本设计中选择取用这一距离为30mm，由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm 10 mm，故可根据以上原则取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm根据齿轮转速查阅同上文献，选用齿轮油为中等负荷类型，型号为（GB 5904-2012），牌号为润滑油160，粘度荐用值为112 cSt。10.1.2轴承的润滑对于轴承而言，除了选择同齿轮一样的使用润滑油外，也可以使用脂润滑或是固态润滑剂。主要选择依据来自大齿轮的转速。由于大齿轮圆周速度v = 3.24 m/s 2 m/s，所以采用油润滑。油润滑不容易对零件材料造成服饰磨损，且有隔绝空气的作用。同时还可以通过凹槽、齿轮离心力甩动等方式传递润滑，所以这也是闭式齿轮传动常见的润滑选择。10.2 减速器的密封减速器箱体对于外界应是没有物质交换的一个独立部分，这就要求它具有良好的密封性。既不能造成润滑液，燃料或是产品外泄，也不能造成外界杂物，灰尘进入影响工作。在容易发生微小体积物质交换的位置，选择密封形式的依据主要来自实际工况。若结合面运动情况较少，则可使用体积较小，密封性较为一般纯接触式密封产品。如密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于有旋转外立面接触的零件如轴的密封，就需要考虑工作精度与运动速度等要求，设计密封结构，必要时选用特定密封材料。本设计密封结合面之间的相对速度较小，就可选择提到的第一种接触式密封方法。这一相对速度输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，则半粗羊毛毡密封圈可以满足两者的需求，选用同一类型即可。11 减速器附件及箱体主要结构尺寸11.1 减速器附件的设计与选取11.1.1检查孔和视孔盖检查孔顾名思义，是通过不打开箱体的方式，对机器运作，齿轮啮合等情况进行查看的孔洞。它的位置要求应方便观察者观察传动件或易损耗区的情况。大小不应过大，以免落入灰尘；也不能过小，造成观察的困难。视孔盖的材料主要为金属，防止腐蚀与磨损。常使用合金，铸铁、复合材料不锈钢板等，它和箱体之间应加密封垫，或过滤装置，防止异物进入，同时对注入的润滑油进行过滤，减缓脏污累积的速度及可能性。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：图11-1 视孔盖尺寸示意图查机械设计手册（2004）机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004得具体尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 411.1.2放油螺塞为使放油孔达到其工作目的，安装位置应固定在箱体底端或靠近底端处，在油孔偏下的位置可制造唇形或其它形状的辅助引流结构。放油螺塞常选择六角头细牙类，使用密封圈密封螺帽与放置空的相对结合面。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：图11-2放油螺塞尺寸示意图11.1.3油标（油尺）油标顾名思义，可指示器械中的油面高度。不可装配于强烈抖动的位置或工作区。在笔者减速器的设计过程中，选择杆式油标，这也是机械箱体中常用的油标种类。杆上的刻度表示油面，极限处代表警戒位置。安装位置与角度应依据实际情况并查阅手册。笔者选用具体尺寸如下：图11-3油标尺寸示意图11.1.4.通气器通气器主要起到气压平衡的作用，防止因减速箱内运转及摩擦产生热量，导致内部气压增高，润滑油因此出现泄漏，结构精度降低等情况。若工作环境良好，空气杂物少，常使用简易通气孔；若工作环境有粉尘，则多使带有过滤材料，如清洁木炭等的通气器械。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：图11-4通气器尺寸示意图11.1.5起吊装置起吊装置主要用于初次使用或环境改变、检查时所需要的搬动，挪移等。主要结构较为简单且独立，包括位于箱体上方用于起吊的吊孔与固定搬运机构的位于箱体侧下方的吊耳。一般将吊孔与箱体端盖固定装置组合起来，便是依靠具有起吊功能的螺钉，但这种只适用于较轻装置。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11-5起吊装置示意图吊孔尺寸计算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸计算：K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm11.1.6起盖螺钉减速箱体的开启与闭合依靠独立的箱体盖。盖与体的连接依托相对应的螺钉。在工作时，凭借拧动螺钉，分离箱体并开启。起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺