机械设计减速器设计说明书

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              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 齿轮传动的设计..........................................8

    5.1 低速级齿轮传动的设计计算.................................8

    5.2 高速级齿轮传动的设计计算................................15

第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................23

    6.1 输入轴的设计...........................................23

    6.2 中间轴的设计...........................................27

    6.3 输出轴的设计...........................................33

第七部分 键联接的选择及校核计算..................................40

    7.1 输入轴键选择与校核......................................40

    7.2 中间轴键选择与校核......................................40

    7.3 输出轴键选择与校核......................................40

第八部分 轴承的选择及校核计算....................................41

    8.1 输入轴的轴承计算与校核...................................41

    8.2 中间轴的轴承计算与校核...................................42

    8.3 输出轴的轴承计算与校核...................................42

第九部分 联轴器的选择............................................43

    9.1 输入轴处联轴器...........................................43

    9.2 输出轴处联轴器...........................................44

第十部分 减速器的润滑和密封.......................................44

    10.1 减速器的润滑............................................44

    10.2 减速器的密封............................................45

第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸............................46

设计小结.........................................................48

参考文献.........................................................49

第一部分   设计任务书

一、初始数据

    设计同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 2500N，V = 1.1m/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.  齿轮的设计

6.  滚动轴承和传动轴的设计

7.  键联接设计

8.  箱体结构设计

9. 润滑密封设计

10. 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、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：选择电动机-同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。

二. 计算传动装置总效率

ha=h13h22h32h4=0.983×0.972×0.992×0.96=0.833

h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4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

圆周速度v:

v=1.1m/s

工作机的功率pw:

pw= 2.75 KW

电动机所需工作功率为:

pd=3.3 KW

工作机的转速为:

n = 52.5 r/min

    经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (8×40)×52.5 = 420~2100r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。

电动机主要外形尺寸：

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=960/52.5=18.29

（2）分配传动装置传动比:

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12 =4.28

则低速级的传动比为:

i23 = i12 = 4.28

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 = 960 = 960 r/min

中间轴：nII = nI/i12 = 960/4.28 = 224.3 r/min

输出轴：nIII = nII/i23 = 224.3/4.28 = 52.41 r/min

工作机轴：nIV = nIII = 52.41 r/min

（2)各轴输入功率:

输入轴：PI = Pd×h3 = 3.3×0.99 = 3.27 KW

中间轴：PII = PI×h1×h2 = 3.27×0.98×0.97 = 3.11 KW

输出轴：PIII = PII×h1×h2 = 3.11×0.98×0.97 = 2.96 KW

工作机轴：PIV = PIII×h1×h3 = 2.96×0.98×0.99 = 2.87 KW

    则各轴的输出功率：

输入轴：PI' = PI×0.98 = 3.2 KW

中间轴：PII' = PII×0.98 = 3.05 KW

中间轴：PIII' = PIII×0.98 = 2.9 KW

工作机轴：PIV' = PIV×0.98 = 2.81 KW

(3)各轴输入转矩:

输入轴：TI = Td×h3

    电动机轴的输出转矩:

Td =  = 32.83 Nm

    所以：

输入轴：TI = Td×h3 = 32.83×0.99 = 32.5 Nm

中间轴：TII = TI×i12×h1×h2 = 32.5×4.28×0.98×0.97 = 132.23 Nm

输出轴：TIII = TII×i23×h1×h2 = 132.23×4.28×0.98×0.97 = 537.99 Nm

工作机轴：TIV = TIII×h1×h3 = 537.99×0.98×0.99 = 521.96 Nm

    输出转矩为：

输入轴：TI' = TI×0.98 = 31.85 Nm

中间轴：TII' = TII×0.98 = 129.59 Nm

输出轴：TIII' = TIII×0.98 = 527.23 Nm

工作机轴：TIV' = TIV×0.98 = 511.52 Nm

第五部分   齿轮传动的设计

5.1  低速级齿轮传动的设计计算

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z3 = 25，大齿轮齿数z4 = 25×4.28 = 107，取z4= 107。

（4）初选螺旋角b = 14°。

（5）压力角a = 20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由公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计算小齿轮传递的转矩

T2 = 132.23 N/m

③选取齿宽系数φd = 1。

④由图查取区域系数ZH = 2.44。

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：

at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°20.562

aat1 = arccos[z3cosat/(z3+2han*cosb)]

   = arccos[25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°)] = 29.683°29.2675

aat2 = arccos[z4cosat/(z4+2han*cosb)]

   = arccos[107×cos20.561°/(107+2×1×cos14°)] = 23.132°23.130

2端面重合度：

ea = [z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)]/2π

  = [25×(tan29.683°-tan20.561°)+107×(tan23.132°-tan20.561°)]/2π = 1.662

轴向重合度：

eb = φdz3tanb/π = 1×25×tan(14°)/π = 1.984

重合度系数：

Ze= 0.653

⑦由式可得螺旋角系数

Zb = 0.985

⑧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：N3 = 60nkth = 60×224.3×1×8×300×2×8 =516700000

大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 0×100/4.28 = 1.21×108

查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[sH]1  540 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

 =

 = 52.774 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 =  =  = 0.62 m/s

②齿宽b

b =  =  = 52.774 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 = 0.62 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。

③齿轮的圆周力

Ft1 = 2T2/d1t = 2×1000×132.23/52.774 = 5011.18 N

KAFt1/b = 1×5011.18/52.774 = 94.96 N/mm < 100 N/mm

查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。

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 = 1.454。

则载荷系数为：

KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.4×1.454 = 2.137

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1 =  = 52.774× = 62.284 mm

及相应的齿轮模数

mn = d1cosb/z3 = 62.284×cos14°/25 = 2.417 mm

模数取为标准值m = 2.5 mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a =  =  = 170.046 mm 170.051

中心距圆整为a = 170 mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

b =  =  = 13.938°

即：b = 13°56′17″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1， =  =  = 64.394 mm

d2` =  =  = 275.607 mm

（4）计算齿轮宽度

b = φd×d1` = 1×64.394 = 64.394 mm

取b2 = 65 mm、b1 = 70 mm。

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计算当量齿数

ZV3 = Z3/cos3b = 25/cos313.938° = 27.342

ZV4 = Z4/cos3b = 107/cos313.938° = 117.026

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye

基圆螺旋角：

bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan13.938°×cos20.561°) = 13.082°

当量齿轮重合度：

eav = ea/cos2bb = 1.662/cos213.082°= 1.752

轴面重合度：

eb = φdz3tanb/π = 1×25×tan13.938°/π = 1.975

重合度系数：

Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.752 = 0.678

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb

Yb = 1-eb = 1-1.975× = 0.771

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1 = 2.56    YFa2 = 2.17

YSa1 = 1.62    YSa2 = 1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4

根据KHb = 1.454，结合b/h = 11.56查图得KFb = 1.424

则载荷系数为

KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.4×1.424 = 2.093

⑥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 = 0.89

取安全系数S=1.4，得

[sF]1 =  =  = 303.57 MPa

[sF]2 =  =  = 241.57 MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

sF1 =

=

= 115.754 MPa ≤ [sF]1

sF2 =

=

= 110.839 MPa ≤ [sF]2

齿根弯曲疲劳 强度满足要求。

5.主要设计结论

    齿数z3 = 25、z4 = 107，模数m = 2.5 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 13.938°= 13°56′17″，中心距a = 170 mm，齿宽b3 = 70 mm、b4 = 65 mm。

6.齿轮参数总结和计算

5.2  高速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40.Cr（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 = 24，大齿轮齿数z2 = 24×4.28 = 102.72，取z2= 103。

（4）初选螺旋角b = 14°。

（5）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 = 1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T1 = 32.5 N*m

③选取齿宽系数φd = 1。

④由图查取区域系数ZH = 2.44。

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：

at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°

aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)]

   = arccos[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)] = 29.982°

aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)]

   = arccos[103×cos20.561°/(103+2×1×cos14°)] = 23.225°

端面重合度：

ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π

  = [24×(tan29.982°-tan20.561°)+103×(tan23.225°-tan20.561°)]/2π = 1.656

轴向重合度：

eb = φdz1tanb/π = 1×24×tan(14°)/π = 1.905

重合度系数：

Ze =  =  = 0.666

⑦由式可得螺旋角系数

Zb =  =  = 0.985

⑧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 = 60×960×1×8×300×2×8 = 2.21×109

大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.21×109/4.28 = 5.17×108

查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[sH]1 =  =  = 522 MPa

[sH]2 =  =  = 495 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 = 495 MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

 33.989 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 =  =  = 1.71 m/s

②齿宽b

b =  =  = 33.989 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 = 1.71 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.1。

③齿轮的圆周力

Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×32.5/33.989 = 1912.383 N

KAFt1/b = 1×1912.383/33.989 = 56.26 N/mm < 100 N/mm

查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。

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 = 1.34。

则载荷系数为：

KH = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.4×1.34 = 2.064

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1 =  = 33.989× = 39.652 mm

及相应的齿轮模数

mn = d1cosb/z1 = 39.652×cos14°/24 = 1.603 mm

模数取为标准值m = 2 mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

    为满足同轴式圆柱齿轮的中心距相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算，即a = 170 mm。由该中心距为高速小齿轮齿数重新取值即：

Z1 =  =  = 31.24，取Z1 = 31

则高速大齿轮齿数：Z2 = i12×Z1 = 4.28×31 = 132.68，取Z2 = 133

（2）按圆整后的中心距和重新取值的齿数修正螺旋角

b =  =  = 15.275°

即：b = 15°16′30″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =  =  = 64.268 mm

d2 =  =  = 275.731 mm

（4）计算齿轮宽度

b = sd×d1 = 1×64.268 = 64.268 mm

取b2 = 65 mm、b1 = 70 mm。

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计算当量齿数

ZV1 = Z1/cos3b = 31/cos315.275° = 34.528

ZV2 = Z2/cos3b = 133/cos315.275° = 148.137

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye

基圆螺旋角：

bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan15.275°×cos20.561°) = 14.344°

当量齿轮重合度：

eav = ea/cos2bb = 1.656/cos214.344°= 1.764

轴面重合度：

eb = φdz1tanb/π = 1×31×tan15.275°/π = 2.695

重合度系数：

Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.764 = 0.675

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb

Yb = 1-eb = 1-2.695× = 0.657

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1 = 2.46    YFa2 = 2.16

YSa1 = 1.65    YSa2 = 1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4

根据KHb = 1.34，结合b/h = 14.44查图得KFb = 1.31

则载荷系数为

KF = KAKvKFaKFb = 1×1.1×1.4×1.31 = 2.017

⑥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 = 0.83、KFN2 = 0.85

取安全系数S=1.4，得

[sF]1 =  =  = 296.43 MPa

[sF]2 =  =  = 230.71 MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

sF1 =

=

= 28.568 MPa ≤ [sF]1

sF2 =

=

= 27.821 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 = 31、z2 = 133，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 15.275°= 15°16′30″，中心距a = 170 mm，齿宽b1 = 70 mm、b2 = 65 mm。

6.齿轮参数总结和计算

第六部分  传动轴和传动轴承及联轴器的设计

6.1 输入轴的设计

1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

P1 = 3.27 KW  n1 = 960 r/min  T1 = 32.5 Nm

2.求作用在齿轮上的力

    已知高速级小齿轮的分度圆直径为:

d1 = 64.268 mm

    则:

Ft =  =  = 1011.4 N

Fr = Ft× = 1011.4× = 381.6 N

Fa = Fttanb = 1011.4×tan15.2750 = 276.1 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× = 16.9 mm

    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 = KAT1，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:

Tca = KAT1 = 1.3×32.5 = 42.2 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LT4型联轴器。半联轴器的孔径为20 mm故取d12 = 20 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38 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

6.轴的受力分析和校核                    

1）作轴的计算简图:

    根据30206轴承查手册得a = 13.8 mm

    轴第一段中点距左支点距离L1 = (36/2+66+13.8)mm = 97.8 mm

    齿宽中点距左支点距离L2 = (70/2-2+43.25-13.8)mm = 62.4 mm

    齿宽中点距右支点距离L3 = (70/2+10+31.25-13.8)mm = 62.4 mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力：

FNH1 =  =  = 119.7 N

FNH2 = Fr-FNH1 = 381.6-119.7 = 261.9 N

垂直面支反力：

FNV1 =  =  = 505.7 N

FNV2 = Ft-FNV1 = 1011.4-505.7 = 505.7 N

右侧轴承1的总支承反力：

FH1 =  =  = 519.67 N

左侧轴承2的总支承反力：

FH2 =  =  = 569.49 N

3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：

齿轮受力点截面C处右侧的水平弯矩：

MCH右 = FNH1×L3 = 119.7×62.4 Nmm = 7469.28 Nmm

齿轮受力点截面C处左侧的水平弯矩：

MCH左 = FNH2×L2- =  = 7470.36 Nmm

4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：

齿轮受力点C处的垂直弯矩：

MCV = FNV1×L3 = 505.7×62.4 = 31555.68 Nmm

5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：

齿轮受力点C处左侧的合成弯矩：

MC左 =  =  = 32427.88 Nmm

齿轮受力点C处右侧的合成弯矩：

MC右 =  =  = 32427.63 Nmm

6）绘制扭矩图

T = T1 = 32500 Nmm

7）计算当量弯矩并绘制弯矩图

截面B处的当量弯矩：

MVB =  =  = 19500 Nmm

截面C处左侧的当量弯矩：

MVC左 =  =  = 37839.36 Nmm

截面C处右侧的当量弯矩：

MVC右 = MC右 = 32427.63 Nmm

截面D处的当量弯矩：

MVD =  =  = 19500 Nmm

8）按弯扭合成应力校核轴的强度：

    进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则轴的计算应力：

sca =  =  =  MPa

 = 8.8 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：

6.2 中间轴的设计

1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2

P2 = 3.11 KW  n2 = 224.3 r/min  T2 = 132.23 Nm

2.求作用在齿轮上的力

    已知高速级大齿轮的分度圆直径为：

d2 = 275.731 mm

    则:

Ft1 =  =  = 959.1 N

Fr1 = Ft1× = 959.1× = 361.9 N

Fa1 = Ft1tanb = 959.1×tan15.2750 = 261.8 N

    已知低速级小齿轮的分度圆直径为：

d3 = 64.394 mm

    则:

Ft2 =  =  = 4106.9 N

Fr2 = Ft2× = 4106.9× = 1540.1 N

Fa2 = Ft2tanb = 4106.9×tan13.9380 = 1018.7 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 = 107，得:

dmin = A0× = 107× = 25.7 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）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,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 25.7 mm由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T = 30×62×17.25 mm，故d12 = d56 = 30 mm。

    2）取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 35 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B = 65 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 63 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，则轴环处的直径d34 = 43 mm，取l34 = 100.5 mm。

    3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 mm。

    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B = 70 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l23 = 68 mm。

    5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 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，已知滚动轴承宽度T = 17.25 mm，则

l12 = T+Δ+s+2 = 17.25+16+8+2 = 43.25 mm

l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 17.25+8+16+2.5+2 = 45.75 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30206轴承查手册得a = 13.8 mm

    低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (70/2-2+43.25-13.8)mm = 62.4 mm

    中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (65/2+100.5+70/2)mm = 168 mm

    高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (65/2-2+45.75-13.8)mm = 62.4 mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力：

FNH1 =  =  = -1370.04 N

FNH2 = Fr1-FNH1-Fr2 = 361.9--1370.04-1540.1 = 191.84 N

垂直面支反力：

FNV1 =  =  = 3436.06 N

FNV2 = Ft2+Ft1-FNV1 = 4106.9+959.1-3436.06 = 1629.94 N

左侧轴承1的总支承反力：

FH1 =  =  = 3699.12 N

右侧轴承2的总支承反力：

FH2 =  =  = 1641.19 N

3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：

低速小齿轮截面C左侧在水平面内弯矩：

MCH左 = FNH1×L1 = -1370.04×62.4 = -85490.5 Nmm

低速小齿轮截面C右侧在水平面内弯矩：

MCH右 = MCH左+ =  = -52691.42 Nmm

高速大齿轮截面D右侧在水平面内弯矩：

MDH右 =  =  = 11970.82 Nmm

高速大齿轮截面D左侧在水平面内弯矩：

MDH左 = MDH右- =  = -24122.37 Nmm

4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：

低速小齿轮截面C处的垂直弯矩：

MCV = FNV1×L1 = 3436.06×62.4 = 214410.14 Nmm

高速大齿轮截面D处的垂直弯矩：

MDV = FNV2×L3 = 1629.94×62.4 = 101708.26 Nmm

5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：

低速小齿轮截面C左侧合成弯矩：

MC左 =  =  = 230825.33 Nmm

低速小齿轮截面C右侧合成弯矩：

MC右 =  =  = 220789.71 Nmm

高速大齿轮截面D左侧合成弯矩：

MD左 =  =  = 104529.7 Nmm

高速大齿轮截面D右侧合成弯矩：

MD右 =  =  = 102410.31 Nmm

6）绘制扭矩图

T = T2 = 132230 Nmm

7）计算当量弯矩并绘制弯矩图

低速小齿轮截面C左侧当量弯矩：

MVC左 =  =  = 244079.6 Nmm

低速小齿轮截面C右侧当量弯矩：

MVC右 =  =  = 234611.62 Nmm

高速大齿轮截面D左侧当量弯矩：

MDC左 =  =  = 131228.72 Nmm

高速大齿轮截面D右侧当量弯矩：

MDC右 =  =  = 129546.86 Nmm

8）按弯扭合成应力校核轴的强度：

    进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D左侧）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则轴的计算应力：

sca =  =  =  MPa

 = 30.6 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：

6.3 输出轴的设计

1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

P3 = 2.96 KW  n3 = 52.41 r/min  T3 = 537.99 Nm

2.求作用在齿轮上的力

    已知低速级大齿轮的分度圆直径为:

d4 = 275.607 mm

    则:

Ft =  =  = 3904 N

Fr = Ft× = 3904× = 1464 N

Fa = Fttanb = 3904×tan13.9380 = 968.4 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× = 43 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 = KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:

Tca = KAT3 = 1.3×537.99 = 699.4 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LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45 mm故取d12 = 45 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 = 50 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 55 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。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm，故d34 = d67 = 55 mm。

    3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 60 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 65 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 = 63 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 60 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 72 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K=25，取轴承凸台距离箱体外壁距离L = 47 mm轴承端盖厚度e = 9.6 mm箱座壁厚δ = 8 mm轴承距离箱体内壁距离s = 8 mm，则

l23 = 25+9.6+2+47+8-8-22.75 = 61 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，已知滚动轴承的宽度T = 22.75 mm，则

l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 22.75+8+16+2.5+2 = 51.25 mm

l56 = 10 mm

l67 = T+14+2.5 = 22.75+14+2.5 = 39.25 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:

    根据30211轴承查手册得a = 21 mm

    齿宽中点距左支点距离L1 = (65/2+10+39.25-21)mm = 60.8 mm

    齿宽中点距右支点距离L2 = (65/2-2+51.25-21)mm = 60.8 mm

    第一段受力中点距右支点距离L3 = (82/2+61+21)mm = 123 mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力：

FNH1 =  =  = -365.44 N

FNH2 = Fr3-FNH1 = 1464--365.44 = 1829.44 N

垂直面支反力：

FNV1 =  =  = 1952 N

FNV2 =  =  = 1952 N

左侧轴承1的总支承反力：

FH1 =  =  = 1985.91 N

右侧轴承2的总支承反力：

FH2 = 2675.29 N

3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：

齿轮所在轴截面C在水平面上左侧所受弯矩：

MCH左 = FNH1×L1 = -365.44×60.8 = -22218.75 Nmm

齿轮所在轴截面C在水平面上右侧所受弯矩：

MCH右 = -FNH1×L1 = --365.44×60.8 = -111229.95 Nmm

4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：

齿轮所在轴截面C在垂直面上所受弯矩：

MCV = -FNV1×L1 = -1952×60.8 = -118681.6 Nmm

5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：

齿轮所在截面C处左侧的合成弯矩：

MC左 = 120743.51 Nmm

齿轮所在截面C处右侧的合成弯矩：

MC右 = 162657.38 Nmm

6）绘制扭矩图

T = T3 = 537990 Nmm

7）计算当量弯矩并绘制弯矩图

截面A处的当量弯矩：

MVA = 0 Nmm

截面B处的当量弯矩：

MVB =  =  = 322794 Nmm

截面C处左侧的当量弯矩：

MVC左 =  =  = 344637.44 Nmm

截面C处右侧的当量弯矩：

MVC右 =  =  = 361460.08 Nmm

截面D处的当量弯矩：

MVD =  =  = 322794 Nmm

8）按弯扭合成应力校核轴的强度：

    进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则轴的计算应力：

sca =  =  =  MPa

 = 16 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：

第七部分   键联接的选择及校核计算

7.1 输入轴键选择与校核

    1）校核联轴器处的键连接：

    该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接触长度:l' = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

    2）校核高速小齿轮处的键连接：

    该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×63mm，接触长度:l' = 63-10 = 53 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×53×35×120/1000 = 445.2 Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

7.2 中间轴键选择与校核

1）中间轴与高速大齿轮处键

    该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接触长度:l' = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×40×35×120/1000 = 336 Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

2）中间轴与低速小齿轮处键

    该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×63mm，接触长度:l' = 63-10 = 53 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×53×35×120/1000 = 445.2 Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

7.3 输出轴键选择与校核

1）输出轴与低速大齿轮处的键

    该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×50mm，接触长度:l' = 50-18 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×32×60×120/1000 = 633.6 Nm

T≥T3，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] = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm

T≥T3，故键满足强度要求。

第八部分   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

8.1 输入轴的轴承计算与校核

    根据轴设计部分选定的轴承型号，查指导书手册可知30206轴承的基本额定动载荷Cr = 43.2 KN，基本额定静载荷C0r = 50.5 KN。轴承采用正装。把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承1

1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

    将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。根据轴的校核部分计算可知FNV1 = 505.7 N，FNV2 = 505.7 N，FNH1 = 119.7 N，FNH2 = 261.9 N。则：

Fr1 =  =  = 519.67 N

Fr2 =  =  = 569.49 N

2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于30206型轴承，轴承派生轴向力Fd = eFr，其中e为判断系数，查轴承手册得判断系数e的值为0.37，Y的值为1.6

Fd1 = Fr1/2Y = 519.67/2×1.6 = 162.4 N

Fd2 = Fr2/2Y = 569.49/2×1.6 = 177.97 N

因为 Fd2 - Fa = (177.97 - 276.1) = -98.13 < Fd1 = 162.4

所以 Fa1 = Fd1 = 162.4 N

因为 Fd1 + Fa = (162.4 + 276.1) = 438.5 > Fd2 = 177.97

所以 Fa2 = Fd1 + Fa = 438.5 N

3）求轴承当量动载荷P1和P2

因为 =  = 0.313≤e ；  =  = 0.77＞e

分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

对轴承1：X1 = 1 , Y1 = 0

对轴承2：X2 = 0.4 , Y2 = 1.6

根据任务书中载荷情况，按课本表fd = 1.0~1.2，取fd = 1.1。则

P1 = fd(X1Fr1+Y1Fa1) = 1.1×(1×519.67+0×162.4) = 571.64 N

P2 = fd(X2Fr2+Y2Fa2) = 1.1×(0.4×569.49+1.6×438.5) = 1022.34 N

4）验算轴承寿命

因为P1＜P2，所以按轴承2的受力大小验算：

Lh = 4505944.8 h＞38400 h

故所选轴承满足寿命要求。

8.2 中间轴的轴承计算与校核

    根据轴设计部分选定的轴承型号，查指导书手册可知30206轴承的基本额定动载荷Cr = 43.2 KN，基本额定静载荷C0r = 50.5 KN。轴承采用正装。把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承1

1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

    将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。根据轴的校核部分计算可知FNV1 = 3436.06 N，FNV2 = 1629.94 N，FNH1 = -1370.04 N，FNH2 = 191.84 N。则：.

Fr1 =  =  = 3699.12 N

Fr2 =  =  = 1641.19 N

2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于30206型轴承，轴承派生轴向力Fd = eFr，其中e为判断系数，查轴承手册得判断系数e的值为0.37，Y的值为1.6

Fd1 = Fr1/2Y = 3699.12/2×1.6 = 1155.97 N

Fd2 = Fr2/2Y = 1641.19/2×1.6 = 512.87 N

因为 Fd2 - Fa = (512.87 - 261.8) = 251.07 < Fd1 = 1155.97

所以 Fa1 = Fd1 = 1155.97 N

因为 Fd1 + Fa = (1155.97 + 261.8) = 1417.77 > Fd2 = 512.87

所以 Fa2 = Fd1 + Fa = 1417.77 N

3）求轴承当量动载荷P1和P2

因为 =  = 0.312≤e ；  =  = 0.864＞e

分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

对轴承1：X1 = 1 , Y1 = 0

对轴承2：X2 = 0.4 , Y2 = 1.6

根据任务书中载荷情况，按课本表fd = 1.0~1.2，取fd = 1.1。则

P1 = fd(X1Fr1+Y1Fa1) = 1.1×(1×3699.12+0×1155.97) = 4069.03 N

P2 = fd(X2Fr2+Y2Fa2) = 1.1×(0.4×1641.19+1.6×1417.77) = 3217.4 N

4）验算轴承寿命

因为P1＞P2，所以按轴承1的受力大小验算：

Lh =

 =  = 193899.05 h＞38400 h

故所选轴承满足寿命要求。

8.3 输出轴的轴承计算与校核

    根据轴设计部分选定的轴承型号，查指导书手册可知30211轴承的基本额定动载荷Cr = 90.8 KN，基本额定静载荷C0r = 115 KN。轴承采用正装。把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承1

1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

    将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。根据轴的校核部分计算可知FNV1 = 1952 N，FNV2 = 1952 N，FNH1 = -365.44 N，FNH2 = 1829.44 N。则：

Fr1 =  =  = 1985.91 N

Fr2 =  =  = 2675.29 N

2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于30211型轴承，轴承派生轴向力Fd = eFr，其中e为判断系数，查轴承手册得判断系数e的值为0.4，Y的值为1.5

Fd1 = Fr1/2Y = 1985.91/2×1.5 = 661.97 N

Fd2 = Fr2/2Y = 2675.29/2×1.5 = 891.76 N

因为 Fd2 - Fa = (891.76 - 968.4) = -76.64 < Fd1 = 661.97

所以 Fa1 = Fd1 = 661.97 N

因为 Fd1 + Fa = (661.97 + 968.4) = 1630.37 > Fd2 = 891.76

所以 Fa2 = Fd1 + Fa = 1630.37 N

3）求轴承当量动载荷P1和P2

因为 =  = 0.333≤e ；  =  = 0.609＞e

分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

对轴承1：X1 = 1 , Y1 = 0

对轴承2：X2 = 0.4 , Y2 = 1.5

根据任务书中载荷情况，按课本表fd = 1.0~1.2，取fd = 1.1。则

P1 = fd(X1Fr1+Y1Fa1) = 1.1×(1×1985.91+0×661.97) = 2184.5 N

P2 = fd(X2Fr2+Y2Fa2) = 1.1×(0.4×2675.29+1.5×1630.37) = 3867.24 N

4）验算轴承寿命

因为P1＜P2，所以按轴承2的受力大小验算：

Lh =

 =  = 11663119.32 h＞38400 h

故所选轴承满足寿命要求。

第九部分  联轴器的选择

9.1 输入轴处联轴器

1.载荷计算

公称转矩：

T = T1 = 32.5 Nm

由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：

Tca = KAT1 = 1.3×32.5 = 42.2 Nm

2.型号选择

    选用LT4型联轴器，联轴器许用转矩为T = 63 Nm，许用最大转速为n = 5700 r/min，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm。

Tca = 42.2 Nm ≤ T = 63 Nm

n1 = 960 r/min ≤ n = 5700 r/min

联轴器满足要求，故合用。

9.2 输出轴处联轴器

1.载荷计算

公称转矩：

T = T3 = 537.99 Nm

由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：

Tca = KAT3 = 1.3×537.99 = 699.4 Nm

2.型号选择

    选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。

Tca = 699.4 Nm ≤ T = 710 Nm

n3 = 52.41 r/min ≤ n = 3000 r/min

联轴器满足要求，故合用。

第十部分  减速器的润滑和密封

10.1 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。由于低速大齿轮的圆周速度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。由于低速大齿轮全齿高h = 5.625 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220润滑油，粘度荐用值为177 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。

由于低速大齿轮圆周速度v = 0.62 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。

10.2 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。

第十一部分  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

1.检查孔和视孔盖

    检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。

    视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：

查辅导书手册得具体尺寸如下：

L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4

2.放油螺塞

    放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：

3.油标（油尺）

    油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：

4.通气器

    通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：

5.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：

吊耳尺寸计算：

K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm

H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm

h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm

r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm

b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm

6.起盖螺钉

    为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。

    起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：

7.定位销

    为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。

    为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：

11.2 减速器箱体主要结构尺寸

设计小结

参考文献

[1] 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05

[2] 陈立德.机械设计课程设计指导书

[3] 龚桂义.机械设计课程设计图册