设计一级直齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计减速器设计说明书

系 别：航空工程学院
专 业：
学生姓名：
学 号：
指导教师：
职 称：

目 录

第一部分 设计任务书..............................................4
第二部分 传动装置总体设计方案.....................................5
第三部分 电动机的选择............................................5
3.1 电动机的选择............................................5
3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第四部分 计算传动装置的运动和动力参数............................7
第五部分 V带的设计..............................................8
5.1 V带的设计与计算.........................................8
5.2 带轮的结构设计..........................................11
第六部分 齿轮传动的设计.........................................12
第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................18
7.1 输入轴的设计...........................................18
7.2 输出轴的设计...........................................23
第八部分 键联接的选择及校核计算..................................29
8.1 输入轴键选择与校核......................................29
8.2 输出轴键选择与校核......................................29
第九部分 轴承的选择及校核计算....................................30
9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................30
9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................30
第十部分 联轴器的选择...........................................31
第十一部分 减速器的润滑和密封....................................33
11.1 减速器的润滑...........................................32
11.2 减速器的密封...........................................33
第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................33
设计小结.......................................................36
参考文献.......................................................36

第一部分 设计任务书

一、初始数据
设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 2800 N，V = 1.5m/s，D = 400mm，设计年限（寿命）：8年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。
二. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
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. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计

第二部分 传动装置总体设计方案

一. 传动方案特点
1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。
2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。
二. 计算传动装置总效率
ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867
h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。

第三部分 电动机的选择

3.1 电动机的选择
已知速度v:
v=1.5m/s
工作机的功率pw:
pw= 4.2 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 4.84 KW
执行机构的转速为:
n = 71.7 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6×24)×71.7 = 430.2~1720.8r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。
电动机主要外形尺寸：

中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
515×315
216×178
12mm
38×80
10×33
3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/71.7=13.39
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.8，则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.39/2.8=4.78

第四部分 计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:
输入轴：nI = nm/i0 = 960/2.8 = 342.86 r/min
输出轴：nII = nI/i = 342.86/4.78 = 71.73 r/min
工作机轴：nIII = nII = 71.73 r/min
（2)各轴输入功率:
输入轴：PI = Pd×h1 = 4.84×0.96 = 4.65 KW
输出轴：PII = PI×h2×h3 = 4.65×0.99×0.97 = 4.47 KW
工作机轴：PIII = PII×h2×h4 = 4.47×0.99×0.99 = 4.38 KW
则各轴的输出功率：
输入轴：PI' = PI×0.99 = 4.6 KW
输出轴：PII' = PII×0.99 = 4.43 KW
工作机轴：PIII' = PIII×0.99 = 4.34 KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴：TI = Td×i0×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = = 48.15 Nm
所以：
输入轴：TI = Td×i0×h1 = 48.15×2.8×0.96 = 129.43 Nm
输出轴：TII = TI×i×h2×h3 = 129.43×4.78×0.99×0.97 = 594.11 Nm
工作机轴：TIII = TII×h2×h4 = 594.11×0.99×0.99 = 582.29 Nm
输出转矩为：
输入轴：TI' = TI×0.99 = 128.14 Nm
输出轴：TII' = TII×0.99 = 588.17 Nm
工作机轴：TIII' = TIII×0.99 = 576.47 Nm

第五部分 V带的设计

5.1 V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA = 1.1，故
Pca = KAPd = 1.1×4.84 kW = 5.32 kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 112 mm。
2）验算带速v。按课本公式验算带的速度
5.63 m/s
因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2 = i0dd1 = 2.8×112 = 313.6 mm
根据课本查表，取标准值为dd2 = 315 mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。
2）由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0 ≈
≈ 1691 mm
由表选带的基准长度Ld = 1600 mm。
3）按课本公式计算实际中心距a0。
a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1600 - 1691)/2 mm ≈ 454 mm
按课本公式，中心距变化范围为430 ~ 502 mm。
5.验算小带轮上的包角a1
a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a
= 180°-（315 - 112)×57.3°/454 ≈ 154.4°> 120°
6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.96 kW。
根据nm = 960 r/min，i0 = 2.8和A型带，查表得DP0 = 0.12 kW。
查表得Ka = 0.93，查表得KL = 0.99，于是
Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.96 + 0.12)×0.93×0.99 kW = 1.92 kW
2）计算V带的根数z
z = Pca/Pr = 5.32/1.92 = 2.77
取3根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以
F0 =
= = 269.2 N
8.计算压轴力FP
FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×3×269.2×sin(154.4/2) = 1574.82 N
9.主要设计结论
带型
A型
根数
3根
小带轮基准直径dd1
112mm
大带轮基准直径dd2
315mm
V带中心距a
454mm
带基准长度Ld
1600mm
小带轮包角α1
154.4°
带速
5.63m/s
单根V带初拉力F0
269.2N
压轴力Fp
1574.82N

5.2 带轮结构设计
1.小带轮的结构设计
1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
电动机轴直径D
D = 38mm
38mm
分度圆直径dd1

112mm
da
dd1+2ha
112+2×2.75
117.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×38
76mm
B
(z-1)×e+2×f
(3-1)×15+2×9
48mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×38
76mm
2.大带轮的结构设计
1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
输入轴最小直径
D = 28mm
28mm
分度圆直径dd1

315mm
da
dd1+2ha
315+2×2.75
320.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×28
56mm
B
(z-1)×e+2×f
(3-1)×15+2×9
48mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×28
56mm

第六部分 齿轮传动的设计

1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 23，大齿轮齿数z2 = 23×4.78 = 109.94，取z2= 111。
（4）压力角a = 20°。
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 = 1.6。
②计算小齿轮传递的转矩
T1 = 129.43 N/m
③选取齿宽系数φd = 1。
④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。
端面压力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[23×cos20°/(23+2×1)] = 30.181°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[111×cos20°/(111+2×1)] = 22.625°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [23×(tan30.181°-tan20°)+111×(tan22.625°-tan20°)]/2π = 1.729
重合度系数：
Ze = = = 0.87
⑦计算接触疲劳许用应力[sH]
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：N1 = 60nkth = 60×342.86×1×8×300×2×8 = 7.9×108
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 7.9×108/4.78 = 1.65×108
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = = 534 MPa
[sH]2 = = = 506 MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 506 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=
= 69.337 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
①圆周速度v
v = = = 1.24 m/s
②齿宽b
b = = = 69.337 mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v = 1.24 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.08。
③齿轮的圆周力
Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×129.43/69.337 = 3733.36 N
KAFt1/b = 1×3733.36/69.337 = 53.84 N/mm < 100 N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.46。
由此，得到实际载荷系数
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.2×1.46 = 1.892
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = = 69.337× = 73.322 mm
及相应的齿轮模数
mn = d1/z1 = 73.322/23 = 3.188 mm
模数取为标准值m = 3 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1 = z1m = 23×3 = 69 mm
d2 = z2m = 111×3 = 333 mm
（2）计算中心距
a = (d1+d2)/2 = (69+333)/2 = 201 mm
（3）计算齿轮宽度
b = φdd1 = 1×69 = 69 mm
取b2 = 69、b1 = 74。

4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [sF]
1）确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.17
YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2
根据KHb = 1.46，结合b/h = 10.22查图得KFb = 1.43
则载荷系数为
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.08×1.2×1.43 = 1.853
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88
取安全系数S=1.4，得
[sF]1 = = = 303.57 MPa
[sF]2 = = = 238.86 MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 =
= = 97.153 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 91.22 MPa ≤ [sF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1 = 23、z2 = 111，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，中心距a = 201 mm，齿宽b1 = 74 mm、b2 = 69 mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m

3mm
3mm
齿数z

23
111
齿宽b

74mm
69mm
分度圆直径d

69mm
333mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×(ha+c)
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
75mm
339mm
齿根圆直径df
d-2×hf
61.5mm
325.5mm

第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1 输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 4.65 KW n1 = 342.86 r/min T1 = 129.43 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 69 mm
则:
Ft = = = 3751.6 N
Fr = Ft×tana = 3751.6×tan20° = 1364.7 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，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 26.7 mm
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 28 mm
4.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）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 33 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 38 mm。大带轮宽度B = 48 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 46 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 74 mm，d56 = d1 = 69 mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，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 = 8 mm，则
l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm
l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 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6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm
带轮中点距左支点距离L1 = 48/2+50+17/2 = 82.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 74/2+32+9-17/2 = 69.5 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 74/2+9+32-17/2 = 69.5 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 1875.8 N
FNH2 = = = 1875.8 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -1827.2 N
FNV2 = = = 1617 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 1875.8×69.5 Nmm = 130368 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FpL1 = 1574.82×82.5 Nmm = 129923 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -1827.2×69.5 Nmm = -126990 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1617×69.5 Nmm = 112382 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 181995 Nmm
M2 = = 172121 Nmm
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：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 6 MPa≤[s-1] = 60 MPa
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）。轴的弯扭受力图如下：

7.2 输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 4.47 KW n2 = 71.73 r/min T2 = 594.11 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2 = 333 mm
则:
Ft = = = 3568.2 N
Fr = Ft×tana = 3568.2×tan20° = 1298 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，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得
dmin = A0× = 112× = 44.4 mm
输出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与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:
Tca = KAT2 = 1.3×594.11 = 772.3 Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT9型联轴器。半联轴器的孔径为50 mm故取d12 = 50 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。
4.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）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 55 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 60 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 55 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6212，其尺寸为d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d67 = 60 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 22+15 = 37 mm
右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 65 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 69 mm，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l45 = 67 mm。
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，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 = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 22 mm，则
l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 mm
l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 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）:
根据6212深沟球轴承查手册得T= 22 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 69/2-2+50.5+67-22/2 = 139 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 69/2+11.5+37-22/2 = 72 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 1217.6 N
FNH2 = = = 2350.6 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 442.9 N
FNV2 = = = 855.1 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 1217.6×139 Nmm = 169246 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV = FNV1L2 = 442.9×139 Nmm = 61563 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M = = 180095 Nmm
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：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 14.5 MPa≤[s-1] = 60 MPa
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）。轴的弯扭受力图如下：

第八部分 键联接的选择及校核计算

8.1 输入轴键选择与校核
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×40mm，接触长度:l' = 40-8 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×32×28×120/1000 = 188.2 Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
8.2 输出轴键选择与校核
1）输出轴与大齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×63mm，接触长度:l' = 63-18 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×45×55×120/1000 = 965.2 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
2）输出轴与联轴器处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。

第九部分 轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：
Lh = 8×2×8×300 = 38400 h
9.1 输入轴的轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5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 = 1×1364.7+0× = 1364.7 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 1364.7× = 12615 N
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 3.17×105≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
9.2 输出轴的轴承计算与校核
1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5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 = 1×1298+0× = 1298 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 1298× = 7123 N
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6212轴承，Cr = 47.8 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 1.16×107≥Lh
所以轴承预期寿命足够。

第十部分 联轴器的选择

1.载荷计算
公称转矩：
T = T2 = 594.11 Nm
由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：
Tca = KAT2 = 1.3×594.11 = 772.3 Nm
2.型号选择
选用LT9型联轴器，联轴器许用转矩为T = 1000 Nm，许用最大转速为n = 2850 r/min，轴孔直径为50 mm，轴孔长度为84 mm。
Tca = 772.3 Nm ≤ T = 1000 Nm
n2 = 71.73 r/min ≤ n = 2850 r/min
联轴器满足要求，故合用。

第十一部分 减速器的润滑和密封

11.1 减速器的润滑
1）齿轮的润滑
通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。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，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为
H = 30+10 = 40 mm
根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。
2）轴承的润滑
轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。
由于大齿轮圆周速度v = 1.24 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度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。
11.2 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、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 ＜ 3 m/s，输出轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。

第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸

名称
符号
公式与计算
结果取值
箱座壁厚
δ
0.025a+3=0.025×201+3=6
取8mm
箱盖壁厚
δ1
0.02a+3=0.02×201+3=5
取8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1=1.5×8=12
取12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ=1.5×8=12
取12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ=2.5×8=20
取20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=0.036×201+12=19.2
取M20
地脚螺钉数目
n
a≤250时，取n