2024年4月13日发(作者：宦晴美)
机械设计减速器设计说明书
系 别：
班 级：
姓 名：
学 号：
指导教师：
职 称：
目 录
第一章 设计任务书 ......................................................... 1
1.1设计题目 ............................................................ 1
1.2设计步骤 ............................................................ 1
第二章 传动装置总体设计方案 ............................................... 1
2.1传动方案 ............................................................ 1
2.2该方案的优缺点 ...................................................... 1
第三章 选择电动机 ......................................................... 2
3.1电动机类型的选择 .................................................... 2
3.2确定传动装置的效率 .................................................. 2
3.3计算电动机容量 ...................................................... 2
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 .................................. 3
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 ..................................... 4
4.1电动机输出参数 ...................................................... 4
4.2高速轴的参数 ........................................................ 4
4.3低速轴的参数 ........................................................ 4
4.4工作机的参数 ........................................................ 4
第五章 链传动设计计算 ..................................................... 5
第六章 减速器齿轮传动设计计算 ............................................. 7
第七章 轴的设计 ........................................................... 9
7.1高速轴设计计算 ...................................................... 9
7.2低速轴设计计算 ..................................................... 16
第八章 滚动轴承寿命校核 .................................................. 22
8.1高速轴上的轴承校核 ................................................. 22
8.2低速轴上的轴承校核 ................................................. 23
第九章 键联接设计计算 .................................................... 24
9.1高速轴与联轴器键连接校核 ........................................... 24
9.2低速轴与大齿轮键连接校核 ........................................... 24
9.3低速轴与链轮键连接校核 ............................................. 24
第十章 联轴器的选择 ...................................................... 24
10.1高速轴上联轴器 .................................................... 25
第十一章 减速器的密封与润滑 .............................................. 25
11.1减速器的密封 ...................................................... 25
11.2齿轮的润滑 ........................................................ 25
11.3轴承的润滑 ........................................................ 25
第十二章 减速器附件 ...................................................... 26
12.1油面指示器 ........................................................ 26
12.2通气器 ............................................................ 26
12.3六角螺塞 .......................................................... 26
12.4窥视孔盖 .......................................................... 26
12.5定位销 ............................................................ 27
12.6启盖螺钉 .......................................................... 27
第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 .......................................... 27
第十四章 设计小结 ........................................................ 29
参考文献 .................................................................. 29
第一章 设计任务书
一级直齿圆柱减速器，拉力F=2700N，速度v=2.2m/s，直径D=450mm，
每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：365
天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.传动装置总体设计方案
1.1设计题目
1.2设计步骤
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.链传动设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
第二章 传动装置总体设计方案
传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为一级圆柱齿轮减速
器。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷
分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部
分为 Y系列三相交流异步电动机
和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和
动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动
比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力
较小;传递效率较高,一般可达0.95～0.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大
造成脱落现象;安装和维修要求较高。
1
2.1传动方案
2.2该方案的
优缺点
第三章 选择电动机
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，
Y系列。
3.1电动机类
型的选择
查表得：
3.2确定传动
装置的效率
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
链传动的效率：ηc=0.96
工作机的效率：ηw=0.97
工作机所需功率为
Pd=6.77
nw=93.42
3.3计算电动
机容量
电动机所需额定功率:
工作转速：
经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：2～6，一级圆柱
齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～30。可选择的电动
机转速范围为nd=ia×nw=(6～30)×93.42=561--2803r/min。进行综合考虑价
格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，
额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。
2
方案 电机型号 额定功率
(kW)
7.5
7.5
7.5
7.5
同步转速
(r/min)
750
1000
1500
3000
满载转速
(r/min)
720
970
1440
2900
1
2
3
4
Y160L-8
Y160M-6
Y132M-4
Y132S2-2
电机主要尺寸参数
图3-1 电动机
中心高 外形尺寸 地脚安装
尺寸
A×B
254×210
地脚螺栓轴伸尺寸
孔直径
K
14.5
D×E
42×110
键部位尺
寸
F×G
12×37
ia=10.383
ic=3
i1=3.46
H
160
L×HD
605×385
（1）总传动比的计算
3.4确定传动
装置的总传
动比和分配
传动比
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
取链传动比：ic=3
减速器传动比为
3
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输
出参数
4.2高速轴的
参数
4.3低速轴的
参数
4.4工作机的
参数
4
各轴转速、功率和转矩列于下表
轴名称 转速n/(r/min)
970
970
280.35
93.45
功率P/kW
6.77
6.7
6.5
5.93
转矩T/(N•mm)
66653.09
65963.92
221419.65
606008.56
电机轴
高速轴
低速轴
工作机
第五章 链传动设计计算
（1）确定链轮齿数
选择链条型号和节距：
根据Pca=8.723kW，n1=280.35r/min，查图选择链号20A-1，节距
p=31.75mm。
由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数
Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。
实际传动比i=z2/z1=3.08
（2）确定链条型号和节距
查表得工况系数KA=1.1
小链轮齿数系数：
取单排链,则计算功率为:
5
（3）计算链长
初选中心距
则，链长为:
取Lp=133节
采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大
中心距为：
计算链速v，确定润滑方式
按v=3.709m/s，链号20A，查图选用滴油润滑。
（4）作用在轴上的力
有效圆周力
作用在轴上的力
链轮尺寸及结构
分度圆直径
6
第六章 减速器齿轮传动设计计算
（1）选择材料及确定许用应力
（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按7级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=1
（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=3.46则
小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241～286HBS，相应的疲
劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa（表11-1），大齿轮选用
ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510
由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则
齿数取Z1=28，则Z2=i×Z1=3.46×28=97。故实际传动比
模数
齿宽
7
取b1=60mm b2=55mm
按表4-1取m=2mm，实际的
则中心距
（2）验算轮齿弯曲强度
齿形系数
（3）齿轮的圆周速度
可知选用7级精度是合适的。
参数或几何尺寸 符号
Mn
Αn
ha*
c*
β
Z
Ha
Hf
8
小齿轮
2
20
1.0
0.25
左0°0'0"
28
2
2.5
大齿轮
2
20
1.0
0.25
右0°0'0"
97
2
2.5
法面模数
法面压力角
法面齿顶高系数
法面顶隙系数
螺旋角
齿数
齿顶高
齿根高
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
中心距
D
Da
Df
B
A
56
60
51
60
125
194
198
189
55
125
图6-1 大齿轮结构图
第七章 轴的设计
1.已知的转速、功率和转矩
7.1高速轴设
计计算
转速n=970r/min；功率P=6.7kW；轴所传递的转矩T=65963.92N•mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa
3.按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
9
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24mm故取dmin=24
4.确定各轴段的直径和长度。
图7-1 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，考虑载荷变动小，故取KA = 1.5，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GB
T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为24mm，
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 = 8
×7mm(GB T 1096-2003)，键长L=40mm。
(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
用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d23 = 29 mm，由轴承产品目录中选
择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35
mm，则l34 = l78 = B= 17 mm。
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 = 60 mm，d56 = 60 mm
(4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证
轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，
10
C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则
(5)5）取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 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Δ，取Δ = 5 mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段
1
24
52
2
29
67
3
35
17
4
42
15
5
60
60
6
42
15
7
35
17
小齿轮所受的径向力
第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=101.5mm，轴承压力中心到齿轮
支点距离l2=53.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=53.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载
荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，
一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，
支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
a.在水平面内
轴承A处水平支承力：
轴承B处水平支承力：
11
直径
长度
5.轴的受力分析
小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）
b.在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
轴承B处垂直支承力：
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
c.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：
截面B在水平面上弯矩：
截面C在水平面上的弯矩：
截面D在水平面上的弯矩：
d.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：
截面B在垂直面上弯矩：
12
截面C在垂直面上的弯矩：
截面D在垂直面上弯矩：
e.合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：
截面B处合成弯矩：
截面C处合成弯矩：
截面D处合成弯矩：
转矩和扭矩图
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C处当量弯矩：
13
截面D处当量弯矩：
f.画弯矩图 弯矩图如图所示：
图7-2 高速轴受力及弯矩图
14
15
6.校核轴的强度
因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循
环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得40MnB调质处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯
曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
1.已知的转速、功率和转矩
16
7.2低速轴设
计计算
转速n=280.35r/min；功率P=6.5kW；轴所传递的转矩T=221419.65N•
mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45钢调质，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
由于低速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链轮，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35mm故取dmin=35
4.确定各轴段的长度和直径。
图7-3 低速轴示意图
(1)低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=35mm，L1长度略小
于小链轮轮毂长度，取L1=76mm。选用普通平键，A型，b×h = 10×8mm(GB
T 1096-2003)，键长L=63mm。
(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
用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择
深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d67 = 45
mm。
(3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 48 mm；已知大齿轮轮毂的宽度为
b2 = 55 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 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由
轴径d45 = 48 mm，故取h = 3 mm，则轴环处的直径d56 = 54 mm。
(4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证
轴承端盖的外端面与链轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，
17
箱座壁厚δ=8mm，则
(5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 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Δ，取Δ = 5 mm，已知滚
动轴承的宽度B = 19 mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段
1
35
76
2
40
65
3
45
38.5
4
48
53
5
54
17.5
6
45
19
大齿轮所受的径向力
轴承压力中心到齿轮支点距离l1=55.5mm，齿轮中点到轴承压力中心
距离l2=55.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=112.5mm
轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH
低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=3058N
轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV
直径
长度
5.轴的受力分析
大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）
18
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
a.计算弯矩
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：
在水平面上，轴截面B处所受弯矩：
在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：
在水平面上，轴截面D处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：
在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：
19
在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：
截面A处合成弯矩弯矩：
截面B处合成弯矩：
合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为
截面D处合成弯矩：
转矩为：
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C处当量弯矩：
截面D处当量弯矩：
图7-4 低速轴受力及弯矩图
20
21
6.校核轴的强度
因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循
环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲
应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
第八章 滚动轴承寿命校核
根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，
宽度B=17mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正
装。
要求寿命为Lh=29200h。
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：
22
8.1高速轴上
的轴承校核
Cr=25.5kN
Lh=29200h
Fr1=1253.6
8N
Fr2=1253.3
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.2
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
4N
Pr1=1253.6
8N
Pr2=1253.3
4N
寿命足够
由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.2低速轴上
的轴承校核
根据前面的计算，选用6209深沟球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，
宽度B=19mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=31.5kN，额定静载荷C0r=20.5kN，轴承采用正
装。
要求寿命为Lh=29200h。
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=1.2
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
Cr=31.5kN
Lh=29200h
Fr1=5854.2
7N
Fr2=3695.5
5N
Pr1=5854.2
7N
Pr2=3695.5
5N
寿命足够
由此可知该轴承的工作寿命足够。
23
第九章 键联接设计计算
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长
b×h=8mm×
7mm
40mm。
键的工作长度 l=L-b=32mm
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
9.1高速轴与
联轴器键连
接校核
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长
40mm。
键的工作长度 l=L-b=26mm
b×h=14mm
×9mm
9.2低速轴与
大齿轮键连
接校核
大齿轮材料为ZG35SiMn，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
选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长
63mm。
键的工作长度 l=L-b=53mm
b×h=10mm
×8mm
9.3低速轴与
链轮键连接
校核
链轮材料为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
第十章 联轴器的选择
24
（1）计算载荷
10.1高速轴上
联轴器
由表查得载荷系数K=1.5
计算转矩Tc=K×T=98.95N•m
选择联轴器的型号
（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L1=112mm。从动端孔直径d=24mm，轴孔长度L1=52mm。
Tc=98.95N•m n=970r/min<[n]=4700r/min 第十一章 减速器的密封与润滑 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。 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v ≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对 于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得 大于分度圆半径的1/3到1/6。为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30-50mm。根据 以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而 选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。 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，所以均选择油润滑。 11.1减速器的 密封 11.2齿轮的润 滑 11.3轴承的润 滑 25 第十二章 减速器附件 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12-1 油标示意图 12.1油面指示 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。 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12-2 六角螺塞示意图 12.2通气器 12.3六角螺塞 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。 26 12.4窥视孔盖 图12-3 窥视孔盖示意图 A1=90，A2=75，B1=70，B2=55 h=4mm d4=7mm R=5mm B=40mm 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。 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，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 12.5定位销 12.6启盖螺钉 第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 27 箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动 零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼 作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板 固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具 体结构尺寸如下表： 箱座壁厚 δ δ1 b1 B b2 Df N d1 d2 d3 d4 D C1 C2 R1 H 0.025a+1≥8 0.02a+1≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.04a+8 0.75df (0.5∽0.6)df (0.4∽0.5)df (0.3∽0.4)df (0.7∽0.8)d2 查表 查表 C2 根据低速级轴承 座外径确定，以 便于扳手操作为 准 C1+C2+(5∽10) >1.2δ 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M18 4 M14 M10 M8 M6 8mm 24mm、20mm、 16mm 22mm、18mm、 14mm 18mm 42mm 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓的直径 地脚螺栓的数目 轴承旁连接螺栓 直径 盖与座连接螺栓 直径 轴承端盖螺钉直 径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外 箱壁距离 df、d1、d2至凸 缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座 端面距离 大齿轮顶圆与内 箱壁距离 齿轮端面与内箱 l1 △1 43mm 12mm △2 >δ 12.5mm 28 壁距离 箱盖、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、8mm、8mm m≈0.85×δ D+(5∽5.5)d3；D-- 轴承外径 112mm、、125mm 轴承端盖外径 D2 第十四章 设计小结 这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合 素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识， 为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论 知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大， 重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践， 能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑， 传动更稳定精确的设备。 参考文献 [1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育出版社 [2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号 ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。 [3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0 高等教育出版社 2010年12月第32次印刷。 [4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安 电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7 高等教育出版社 2007.7（2009重印）。 29 30
2024年4月13日发(作者：宦晴美)
机械设计减速器设计说明书
系 别：
班 级：
姓 名：
学 号：
指导教师：
职 称：
目 录
第一章 设计任务书 ......................................................... 1
1.1设计题目 ............................................................ 1
1.2设计步骤 ............................................................ 1
第二章 传动装置总体设计方案 ............................................... 1
2.1传动方案 ............................................................ 1
2.2该方案的优缺点 ...................................................... 1
第三章 选择电动机 ......................................................... 2
3.1电动机类型的选择 .................................................... 2
3.2确定传动装置的效率 .................................................. 2
3.3计算电动机容量 ...................................................... 2
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 .................................. 3
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 ..................................... 4
4.1电动机输出参数 ...................................................... 4
4.2高速轴的参数 ........................................................ 4
4.3低速轴的参数 ........................................................ 4
4.4工作机的参数 ........................................................ 4
第五章 链传动设计计算 ..................................................... 5
第六章 减速器齿轮传动设计计算 ............................................. 7
第七章 轴的设计 ........................................................... 9
7.1高速轴设计计算 ...................................................... 9
7.2低速轴设计计算 ..................................................... 16
第八章 滚动轴承寿命校核 .................................................. 22
8.1高速轴上的轴承校核 ................................................. 22
8.2低速轴上的轴承校核 ................................................. 23
第九章 键联接设计计算 .................................................... 24
9.1高速轴与联轴器键连接校核 ........................................... 24
9.2低速轴与大齿轮键连接校核 ........................................... 24
9.3低速轴与链轮键连接校核 ............................................. 24
第十章 联轴器的选择 ...................................................... 24
10.1高速轴上联轴器 .................................................... 25
第十一章 减速器的密封与润滑 .............................................. 25
11.1减速器的密封 ...................................................... 25
11.2齿轮的润滑 ........................................................ 25
11.3轴承的润滑 ........................................................ 25
第十二章 减速器附件 ...................................................... 26
12.1油面指示器 ........................................................ 26
12.2通气器 ............................................................ 26
12.3六角螺塞 .......................................................... 26
12.4窥视孔盖 .......................................................... 26
12.5定位销 ............................................................ 27
12.6启盖螺钉 .......................................................... 27
第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 .......................................... 27
第十四章 设计小结 ........................................................ 29
参考文献 .................................................................. 29
第一章 设计任务书
一级直齿圆柱减速器，拉力F=2700N，速度v=2.2m/s，直径D=450mm，
每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：365
天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.传动装置总体设计方案
1.1设计题目
1.2设计步骤
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.链传动设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
第二章 传动装置总体设计方案
传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为一级圆柱齿轮减速
器。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷
分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部
分为 Y系列三相交流异步电动机
和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和
动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动
比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力
较小;传递效率较高,一般可达0.95～0.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大
造成脱落现象;安装和维修要求较高。
1
2.1传动方案
2.2该方案的
优缺点
第三章 选择电动机
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，
Y系列。
3.1电动机类
型的选择
查表得：
3.2确定传动
装置的效率
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
链传动的效率：ηc=0.96
工作机的效率：ηw=0.97
工作机所需功率为
Pd=6.77
nw=93.42
3.3计算电动
机容量
电动机所需额定功率:
工作转速：
经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：2～6，一级圆柱
齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～30。可选择的电动
机转速范围为nd=ia×nw=(6～30)×93.42=561--2803r/min。进行综合考虑价
格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，
额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。
2
方案 电机型号 额定功率
(kW)
7.5
7.5
7.5
7.5
同步转速
(r/min)
750
1000
1500
3000
满载转速
(r/min)
720
970
1440
2900
1
2
3
4
Y160L-8
Y160M-6
Y132M-4
Y132S2-2
电机主要尺寸参数
图3-1 电动机
中心高 外形尺寸 地脚安装
尺寸
A×B
254×210
地脚螺栓轴伸尺寸
孔直径
K
14.5
D×E
42×110
键部位尺
寸
F×G
12×37
ia=10.383
ic=3
i1=3.46
H
160
L×HD
605×385
（1）总传动比的计算
3.4确定传动
装置的总传
动比和分配
传动比
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
取链传动比：ic=3
减速器传动比为
3
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输
出参数
4.2高速轴的
参数
4.3低速轴的
参数
4.4工作机的
参数
4
各轴转速、功率和转矩列于下表
轴名称 转速n/(r/min)
970
970
280.35
93.45
功率P/kW
6.77
6.7
6.5
5.93
转矩T/(N•mm)
66653.09
65963.92
221419.65
606008.56
电机轴
高速轴
低速轴
工作机
第五章 链传动设计计算
（1）确定链轮齿数
选择链条型号和节距：
根据Pca=8.723kW，n1=280.35r/min，查图选择链号20A-1，节距
p=31.75mm。
由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数
Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。
实际传动比i=z2/z1=3.08
（2）确定链条型号和节距
查表得工况系数KA=1.1
小链轮齿数系数：
取单排链,则计算功率为:
5
（3）计算链长
初选中心距
则，链长为:
取Lp=133节
采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大
中心距为：
计算链速v，确定润滑方式
按v=3.709m/s，链号20A，查图选用滴油润滑。
（4）作用在轴上的力
有效圆周力
作用在轴上的力
链轮尺寸及结构
分度圆直径
6
第六章 减速器齿轮传动设计计算
（1）选择材料及确定许用应力
（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按7级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=1
（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=3.46则
小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241～286HBS，相应的疲
劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa（表11-1），大齿轮选用
ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510
由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则
齿数取Z1=28，则Z2=i×Z1=3.46×28=97。故实际传动比
模数
齿宽
7
取b1=60mm b2=55mm
按表4-1取m=2mm，实际的
则中心距
（2）验算轮齿弯曲强度
齿形系数
（3）齿轮的圆周速度
可知选用7级精度是合适的。
参数或几何尺寸 符号
Mn
Αn
ha*
c*
β
Z
Ha
Hf
8
小齿轮
2
20
1.0
0.25
左0°0'0"
28
2
2.5
大齿轮
2
20
1.0
0.25
右0°0'0"
97
2
2.5
法面模数
法面压力角
法面齿顶高系数
法面顶隙系数
螺旋角
齿数
齿顶高
齿根高
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
中心距
D
Da
Df
B
A
56
60
51
60
125
194
198
189
55
125
图6-1 大齿轮结构图
第七章 轴的设计
1.已知的转速、功率和转矩
7.1高速轴设
计计算
转速n=970r/min；功率P=6.7kW；轴所传递的转矩T=65963.92N•mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa
3.按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
9
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24mm故取dmin=24
4.确定各轴段的直径和长度。
图7-1 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，考虑载荷变动小，故取KA = 1.5，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GB
T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为24mm，
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 = 8
×7mm(GB T 1096-2003)，键长L=40mm。
(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
用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d23 = 29 mm，由轴承产品目录中选
择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35
mm，则l34 = l78 = B= 17 mm。
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 = 60 mm，d56 = 60 mm
(4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证
轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，
10
C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则
(5)5）取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 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Δ，取Δ = 5 mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段
1
24
52
2
29
67
3
35
17
4
42
15
5
60
60
6
42
15
7
35
17
小齿轮所受的径向力
第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=101.5mm，轴承压力中心到齿轮
支点距离l2=53.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=53.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载
荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，
一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，
支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
a.在水平面内
轴承A处水平支承力：
轴承B处水平支承力：
11
直径
长度
5.轴的受力分析
小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）
b.在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
轴承B处垂直支承力：
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
c.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：
截面B在水平面上弯矩：
截面C在水平面上的弯矩：
截面D在水平面上的弯矩：
d.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：
截面B在垂直面上弯矩：
12
截面C在垂直面上的弯矩：
截面D在垂直面上弯矩：
e.合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：
截面B处合成弯矩：
截面C处合成弯矩：
截面D处合成弯矩：
转矩和扭矩图
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C处当量弯矩：
13
截面D处当量弯矩：
f.画弯矩图 弯矩图如图所示：
图7-2 高速轴受力及弯矩图
14
15
6.校核轴的强度
因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循
环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得40MnB调质处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯
曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
1.已知的转速、功率和转矩
16
7.2低速轴设
计计算
转速n=280.35r/min；功率P=6.5kW；轴所传递的转矩T=221419.65N•
mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45钢调质，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
由于低速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链轮，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35mm故取dmin=35
4.确定各轴段的长度和直径。
图7-3 低速轴示意图
(1)低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=35mm，L1长度略小
于小链轮轮毂长度，取L1=76mm。选用普通平键，A型，b×h = 10×8mm(GB
T 1096-2003)，键长L=63mm。
(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
用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择
深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d67 = 45
mm。
(3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 48 mm；已知大齿轮轮毂的宽度为
b2 = 55 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 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由
轴径d45 = 48 mm，故取h = 3 mm，则轴环处的直径d56 = 54 mm。
(4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证
轴承端盖的外端面与链轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，
17
箱座壁厚δ=8mm，则
(5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 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Δ，取Δ = 5 mm，已知滚
动轴承的宽度B = 19 mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段
1
35
76
2
40
65
3
45
38.5
4
48
53
5
54
17.5
6
45
19
大齿轮所受的径向力
轴承压力中心到齿轮支点距离l1=55.5mm，齿轮中点到轴承压力中心
距离l2=55.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=112.5mm
轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH
低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=3058N
轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV
直径
长度
5.轴的受力分析
大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）
18
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
a.计算弯矩
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：
在水平面上，轴截面B处所受弯矩：
在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：
在水平面上，轴截面D处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：
在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：
19
在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：
截面A处合成弯矩弯矩：
截面B处合成弯矩：
合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为
截面D处合成弯矩：
转矩为：
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C处当量弯矩：
截面D处当量弯矩：
图7-4 低速轴受力及弯矩图
20
21
6.校核轴的强度
因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循
环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲
应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
第八章 滚动轴承寿命校核
根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，
宽度B=17mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正
装。
要求寿命为Lh=29200h。
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：
22
8.1高速轴上
的轴承校核
Cr=25.5kN
Lh=29200h
Fr1=1253.6
8N
Fr2=1253.3
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.2
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
4N
Pr1=1253.6
8N
Pr2=1253.3
4N
寿命足够
由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.2低速轴上
的轴承校核
根据前面的计算，选用6209深沟球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，
宽度B=19mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=31.5kN，额定静载荷C0r=20.5kN，轴承采用正
装。
要求寿命为Lh=29200h。
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=1.2
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
Cr=31.5kN
Lh=29200h
Fr1=5854.2
7N
Fr2=3695.5
5N
Pr1=5854.2
7N
Pr2=3695.5
5N
寿命足够
由此可知该轴承的工作寿命足够。
23
第九章 键联接设计计算
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长
b×h=8mm×
7mm
40mm。
键的工作长度 l=L-b=32mm
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
9.1高速轴与
联轴器键连
接校核
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长
40mm。
键的工作长度 l=L-b=26mm
b×h=14mm
×9mm
9.2低速轴与
大齿轮键连
接校核
大齿轮材料为ZG35SiMn，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
选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长
63mm。
键的工作长度 l=L-b=53mm
b×h=10mm
×8mm
9.3低速轴与
链轮键连接
校核
链轮材料为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
第十章 联轴器的选择
24
（1）计算载荷
10.1高速轴上
联轴器
由表查得载荷系数K=1.5
计算转矩Tc=K×T=98.95N•m
选择联轴器的型号
（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L1=112mm。从动端孔直径d=24mm，轴孔长度L1=52mm。
Tc=98.95N•m n=970r/min<[n]=4700r/min 第十一章 减速器的密封与润滑 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。 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v ≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对 于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得 大于分度圆半径的1/3到1/6。为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30-50mm。根据 以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而 选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。 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，所以均选择油润滑。 11.1减速器的 密封 11.2齿轮的润 滑 11.3轴承的润 滑 25 第十二章 减速器附件 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12-1 油标示意图 12.1油面指示 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。 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12-2 六角螺塞示意图 12.2通气器 12.3六角螺塞 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。 26 12.4窥视孔盖 图12-3 窥视孔盖示意图 A1=90，A2=75，B1=70，B2=55 h=4mm d4=7mm R=5mm B=40mm 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。 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，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 12.5定位销 12.6启盖螺钉 第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 27 箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动 零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼 作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板 固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具 体结构尺寸如下表： 箱座壁厚 δ δ1 b1 B b2 Df N d1 d2 d3 d4 D C1 C2 R1 H 0.025a+1≥8 0.02a+1≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.04a+8 0.75df (0.5∽0.6)df (0.4∽0.5)df (0.3∽0.4)df (0.7∽0.8)d2 查表 查表 C2 根据低速级轴承 座外径确定，以 便于扳手操作为 准 C1+C2+(5∽10) >1.2δ 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M18 4 M14 M10 M8 M6 8mm 24mm、20mm、 16mm 22mm、18mm、 14mm 18mm 42mm 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓的直径 地脚螺栓的数目 轴承旁连接螺栓 直径 盖与座连接螺栓 直径 轴承端盖螺钉直 径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外 箱壁距离 df、d1、d2至凸 缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座 端面距离 大齿轮顶圆与内 箱壁距离 齿轮端面与内箱 l1 △1 43mm 12mm △2 >δ 12.5mm 28 壁距离 箱盖、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、8mm、8mm m≈0.85×δ D+(5∽5.5)d3；D-- 轴承外径 112mm、、125mm 轴承端盖外径 D2 第十四章 设计小结 这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合 素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识， 为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论 知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大， 重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践， 能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑， 传动更稳定精确的设备。 参考文献 [1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育出版社 [2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号 ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。 [3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0 高等教育出版社 2010年12月第32次印刷。 [4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安 电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7 高等教育出版社 2007.7（2009重印）。 29 30