带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计)

开封大学

课程设计说明书

设计名称：机械设计基础课程设计 题 目：设计带式输送传动装置

学生姓名： 专 业： 班 级： 学 号：

指导老师： 指导日期：

开封大学

目 录

绪论 .......................................................................................................................................................... 2 一、 初步设计 ..................................................................................................................................... 3 1. 设计任务书 ................................................................................................................................. 3 2. 原始数据 ..................................................................................................................................... 3 3. 传动系统方案的拟定 .................................................................................................................. 3 二、 电动机的选择 ............................................................................................................................. 4 1. 电动机的容量选择 ...................................................................................................................... 4 2. 确定电动机转速 .......................................................................................................................... 5 3. 电动机型号的选定 ...................................................................................................................... 5 三、 计算传动装置的运动和动力参数 .............................................................................................. 6 1. 计算总传动比.............................................................................................................................. 6 2. 合理分配各级传动比 .................................................................................................................. 6 3. 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算 .................................................................................. 7 四、 传动件设计计算 ......................................................................................................................... 8 1. 带传动设计(普通V带) .............................................................................................................. 8 2. 齿轮传动设计............................................................................................................................ 10 五、 轴的设计与校核 ....................................................................................................................... 12 1. 输入轴最小直径的设计和作用力计算 .................................................................................... 12 2. 输入轴的结构设计与校核 ........................................................................................................ 12 3. 输出轴最小直径的设计和作用力计算 .................................................................................... 14 4. 输出轴的结构设计与校核 ........................................................................................................ 15 六、 轴承、键、联轴器的选择与校核 ............................................................................................ 17 1. 轴承的选择与校核 .................................................................................................................... 17 2. 键的选择计算与强度校核 ........................................................................................................ 18 3. 联轴器的选择............................................................................................................................ 19 七、 齿轮的结构设计 ....................................................................................................................... 19 八、 减速器的润滑与密封 ............................................................................................................... 21 1. 润滑的选择与确定 .................................................................................................................... 21 2. 密封的选择与确定 .................................................................................................................... 21 九、 箱体主要结构尺寸计算 ........................................................................................................... 22 十、 减速器附件的选择与设计........................................................................................................ 23 总结 ........................................................................................................................................................ 24

机械设计基础课程设计一级齿轮减速器

绪论

本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面： （1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。

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机械设计基础课程设计一级齿轮减速器

一、 初步设计

1. 设计任务书

设计课题：带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。

设计说明：1) 运输机连续单向运转，工作负荷平稳，空载起动。

2) 运输机滚筒效率为0.96，滚动轴承（一对）效率η=0.98-0.99。 3) 工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时（大修期3年）。 4) 电力驱动，三相交流电，电压380/220V 5) 运输容许速度误差为5%。

2. 原始数据

参数 编号 运输带拉力F（N） 滚筒直径D（mm） 运输带速度V（m/s） D 1800 220 1.5 3. 传动系统方案的拟定

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机械设计基础课程设计一级齿轮减速器

（一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）

二、 电动机的选择

减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。结构形式为卧式电动机。

1. 电动机的容量选择

电动机所需的工作功率为

Pd工作机所需工作功率为

PwakW

Pw因此

FvkW 1000Pd由电动机至运输带的传动总效率为

FvkW

1000a3a12345

式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。 取10.96，20.98(滚子轴承)，30.97(齿轮精度8级，不包括轴承效率)，

40.99(齿轮联轴器)，50.96，则

a0.960.9830.970.990.960.83

所以 Pd

4

Fv18001.53.2kW 10001000机械设计基础课程设计一级齿轮减速器

2. 确定电动机转速

滚筒轴工作转速为

n601000v6010001.5130.28r/min

D220''取V带传动的传动比i12~4，一级圆柱齿轮减速器传动比i23~6，则总传动比合理范'围为ia6~24，故电动机转速的可选范围为

''ndian(6~24)130.28781.8~3127.2r/min

3. 电动机型号的选定

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表一：

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比，可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y112M-4，其主要性能如下表二： 表一：

额定功率 电动机转速r/min 方案 电动机型号 Ped kW 4 4 4 同步 转速 1000 1500 3000 满载 转速 960 1440 2890 总传动比 1 2 3 Y132M1-6 Y112M-4 Y112M2-2 18.85 12.57 9.43

表二： 额定 功率 kW Y112M-4 4 同步转速 r/min 1500 起动转矩 额定转矩 倍 2.2 最大转矩 额定转矩 倍 2.2 5

型号 满载转速 r/min 1440 机械设计基础课程设计一级齿轮减速器

电动机主要外形和安装尺寸列于下表：

(mm)

中心高H 132

外形尺寸 底脚安装 尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸 尺寸 装键部位尺寸 L(AC/2AD)AD 515 345 315 AB 216 178 K 12 DE 38 80 FGD 10 41 三、 计算传动装置的运动和动力参数

由电动机的型号Y112M-4，满载转速nm1440r/min Ⅲ F D 5 1. 计算总传动比

总传动比

nm144011.05 n130.282. 合理分配各级传动比

ia由式

V 4 2 2Ⅰ iai0i

式中i0、i分别为带传动和减速器（齿轮）的传动比。

3Ⅱ 1 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：

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iia11.053.9 i02.83. 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算

各轴转速

Ⅰ轴 nⅠnm1440514r/min i02.8n514Ⅰ131.8r/min i减3.9Ⅱ轴 nⅡ滚筒轴 nⅢnⅡ131.8r/min

各轴输入功率

Ⅰ轴 PⅠP电0140.963.84kW

Ⅱ轴 PⅡPⅠ133.840.980.973.65kW 滚筒轴 PⅢPⅡ243.650.980.993.54kW

Ⅰ~Ⅲ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.） （

各轴输入转矩

T电9550P4电955026.53Nm n电1440P3.841955071.34Nm n1514P23.659550264.47Nm n2131.8Ⅰ轴 T19550Ⅱ轴 T29550滚筒轴 T39550

P33.549550256.5Nm n3131.8Ⅰ~Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.） （

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四、 传动件设计计算

1. 带传动设计(普通V带)

P4kW,n1960r/min,i2.8;

工作寿命10年,每年300个工作日，每日工作16小时； 单向运转，工作负荷平稳，空载起动。 确定计算功率Pc

由教材查得工作情况系数KA1.2,则

PcKAP1.244.8kW

选择V带型号

根据Pc4.8kW，n11440r/min，由教材选取A型。 确定带轮基准直径d1、d2

由教材得A型V带带轮最小直径dmin75mm，又根据图中A型带推荐d1的范围及下表三，取d1140mm，从动轮基准直径d2id12.8140392mm，由表三，基准直径系列取d2400mm。传动比in1d24002.86，传动比误差为n2d11402.862.8100%2.1%5%，故允许。

2.8表三：

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普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.1—92）

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验算带的速度

vd1n1601000140144060100010.6m/s

带速在5~25m/s范围内，合适。 确定中心距a和V带基准长度Ld 由 得

0.7(d1d2)a02(d1d2)

3780.7(140400)a02(140400)1080

则初取中心距a0420mm 初算V带的基准长度

(d2d1)2 L02a0(d1d2)24a0(400140)22420(140400)1764.97mm

24460查教材，对A型带选用Ld1800mm 再计算实际中心距

aa0LdL018001764.97420437.52mm，取a460mm 22验算小带轮上包角1

1180确定V带根数

d2d140014057.318057.3147.61120 合适。 a460由d1140mm，n11440r/min，查教材，A型单根V带所能传递的基本额定功率

P01.42kW,；查教材，功率增量P00.36kW；查表，包角修正系数K0.91；查，

带长修正系数KL1.01

zPcPc4.82.9 取z3根 P0P0P0KKL1.420.360.911.01确定初拉力F0 由表，得q0.1kg/m

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F0500Pc2.55004.82.5221qv10.16.64162.29N zvK46.640.91确定作用在轴上的压轴力FQ

FQ2zF0sin1224162.29sin147.61259.6N 2带轮结构和尺寸

由Y112M-4电动机知，其轴伸直径d=38mm，长度L=80mm。故小带轮轴孔直径

d038mm，毂长应小于80mm。

由机械设计手册，查得，小带轮结构为实心轮。

大带轮直径d2400mm350mm，选用轮辐式

2. 齿轮传动设计

选择齿轮材料及确定许用应力

小齿轮选用45号钢(调质），齿面硬度为197~286HBS；

Hlim1580MPa,FE450MPa（表11-1）。

大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为156~217HBS,

Hlim2375MPa，FE320MPa（表11-1）

由教材，取SH1.0，SF1.25

H1Hlim1SH580580MPa 1.0375375MPa 1.0H2Hlim2SHF1FE1SF450360MPa 1.25320256MPa 1.25F2FE2SF按齿面接触疲劳强度设计

查教材，取载荷系数K1.1；查教材P175，表11-6，宽度系数d1.0。 小齿轮上的转矩

T19.55106P3.84Ⅰ9.551060.6105Nmm n157610

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查教材，取ZE162.0

小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径

d1m（z2）3（242）78mm d2m（z2）3（1062）324mm

齿数取z124，则z24.41724107.76。故实际传动比i0.2%<5%） 模数

107.764.417（误差为24md157.3692.4mm z124齿宽

bdd11.07575mm，取b275mm，b180mm

查教材 取m3mm 实际

d1z1m24372mm，d2z2m1063318mm

中心距

ad1d272318195mm 22验算轮齿弯曲强度 齿形系数

YFa12.75(图11-8)，YSa11.58(图11-9)

YFa22.25，YSa21.82

F12KT1YFa1YSa121.51.281052.752.25254MPaF1256MPabm2z157.372.5226YFa2YSa22.251.82254239MPaF2360MPa，安全。

YFa1YSa12.751.58F2F1齿轮的圆周速度

vd1n16010003.1465342.861.17m/s

60000对照教材可知选用9级精度是合宜的。 齿顶高 齿根高

*haham1.033mm

*hfhac*m1.00.2533.75mm

小齿轮齿顶圆直径 齿根圆直径

da1d12ha722378mm df1d12hf7223.7564.5mm

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大齿轮齿顶圆直径 齿根圆直径

da2d22ha31823324mm df2d22hf31823.75310.5mm

五、 轴的设计与校核

1. 输入轴最小直径的设计和作用力计算

小齿轮选用45号钢(调质），齿面硬度为197~286HBS； 按扭转强度初步设计轴的最小直径 选择45号钢，调质处理，HBS217~255

B650MPa,S360MPa,1300MPa（教材P241，表14-1）

查教材，取c110 Ⅰ轴

dⅠc3

P3.84Ⅰ11032.5mm n514Ⅰ考虑键槽

dⅠ25.601.0526.88mm

选取标准直径

dⅠ30mm (即d130mm)

以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。 轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配

一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：

d165mm TⅠ120.34Nm

作用在齿轮上的转矩为：

圆周力：

Ft2000T2000120.34Ⅰ3702.8N d165径向力：

FrFttan3702.8tan201347.7N

2. 输入轴的结构设计与校核

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为了满足大带轮的轴向定位要求，如上图，A-B轴段右端制出一轴肩，故取B-C段直径dBC35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D40mm.

初步选择滚动轴承

因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟轴承。据《机械设计课程设计》定出滚动轴承型号6208。其尺寸为dDB40mm80mm18mm。故取

dCDdGH40mm，

而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环，取油环宽度为15mm,又轴应比轴承与甩油环长度之和稍短（轴不露头），故LCDLGH30mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由

h(0.07~0.1)d取h3.5mm，故取dFG47mm。

左边甩油环采用轴肩定位，故取轴段DE直径dDEdFG47mm，

LDE7mm，轴EF段为齿轮轴上齿轮的位置，齿宽b165mm，齿顶圆直径da170mm。

据《机械设计课程设计》设计轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取LBC70mm。

轴上零件的周向定位

齿轮，小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由教材，按dAB30mm，查得A型平键为：

bhL8mm7mm36mm

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。 计算轴上的载荷

确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距L652715109mm。根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 截面C处的支反力F：

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水平面H上：

FHAFHBFt3702.81851.4N 22垂直面V上： 弯矩M： 水平面H上： 垂直面V上：

FVAFr1347.7F1347.7673.85N，FVBr673.85N 2222MHFHAL0.1091851.4101.0N/m 22L0.109MV1FVA673.8536.72N/m

22L0.109MV2FVB673.8536.72N/m

22总弯矩：

2222M1MHMV1101.036.72107.46N/m 2M2MHMr22101.0236.72107.46N/m

2轴传递的转矩

TFt按弯矩合成应力校核轴的强度

d10.0653702.8120.3Nm 22进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。

MMT4根据式caWW2W向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6 轴的计算应力：

2222T1及以上数据和轴单

caM1T22W122107.460.6120.322.2MPa160MPa 30.1d1故安全。

3. 输出轴最小直径的设计和作用力计算

大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为156~217HBS 按扭转强度初步设计轴的最小直径

Hlim2375MPa，FE320MPa（表11-1）

Ⅱ轴

dⅡc3P4.11Ⅱ110337.76mm nⅡ76.3614

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考虑键槽

dⅡ37.761.0740.40mm dⅡ45mm

选取标准直径

轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式为脂润滑，有甩油环，齿轮一面用轴肩定位，另一面用甩油环定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以甩油环定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。 求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：

d1292.5mm TⅡ513.63Nm

作用在齿轮上的转矩为：

圆周力：

Ft2000T2000513.63Ⅰ3512N d1292.5径向力：

FrFttan3512.8tan201278.3N

4. 输出轴的结构设计与校核

查标准GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半

联轴器的孔径d145mm，故取dAB45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L184mm。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，如上图，AB轴段左端需制出一轴肩，故取BC段直径dBC50mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径D50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。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AB端的长度应比L1略短一些，现取LAB82mm。

初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。据《机械设计课程设计》，表定出滚动轴承型号为6211。其尺寸为dDB5510021mm。故

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取dCDdGH55mm，左，右端滚动轴承皆采用甩油环进行轴向定位，取甩油环宽度15mm,故LFG34mm，LCD46mm。

取安装齿轮处的轴端DE的直径dDE60mm，齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位，轴肩搞h0.07d，取dEF65mm，LEF10mm。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取LDE67.5mm

轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，据《机械设计手册》，按dDE60mm 查得A型平键为bhL18mm11mm56mm

同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7 k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6

轴上的载荷

确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距L57.5102317107.5mm。根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 截面C处的支反力F： 水平面H上：

FHAFHBFt35121756N 22垂直面V上： 弯矩M： 水平面H上： 垂直面V上：

FVAFr1278.3F1278.3639.15N，FVBr639.15N 2222MHFHAL0.1075175994.55N/m 22L0.1075MV1FVA639.1534.35N/m

22L0.1075MV2FVB639.1534.35N/m

2222M1MHMV94.55234.352100.66N/m 12M2MHMr2294.55234.35100.66N/m

2总弯矩：

轴传递的转矩

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TFt

按弯矩合成应力校核轴的强度

d1292.53512513.63Nm 22进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。

2MTMT1及以上数据和轴单4根据式caWW2W222向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6 轴的计算应力：

caM1T22W10.1d32100.6620.6513.6316.78MPa160MPa2

故安全。

六、 轴承、键、联轴器的选择与校核

1. 轴承的选择与校核

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初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查《机械设计手册》定出滚动轴承型号列表如下： 基本尺寸mm 轴号 1 2 轴承型号 6208 6211 d 40 55 D 80 100 B 18 21 基本额定载荷 Cr/kN 29.5 43.2 根据条件，轴承预计寿命

10年300天16小时=48000小时 Ⅰ轴的轴承使用寿命计算

小齿轮轴承型号选用6208，查得Cr29.5kN，Fr611.32N

nⅠ342.86r/min，fp1.0，ft1,径向当量动载荷：PFr611.32N Ⅰ轴承的寿命：

10 36fC1010129.51000tLh60nfpP60342.86 1.0342.86610330963319h48000h

故满足寿命要求。

Ⅱ轴的轴承使用寿命计算

大齿轮轴承型号选用6211，查得Cr29.5kN，Fr1512.5N

nⅠ76.36r/min，fp1.0，ft1,径向当量动载荷：PFr1512.5N Ⅱ轴承的寿命：

10 36fC10610129.51000tLh60nfP6076.36 1.01512.5p1031619432h48000h

故满足寿命要求。

2. 键的选择计算与强度校核

Ⅰ轴上的键：

查手册，选用A型平键。 Ft3702.8N,p100MPa A键 键宽b8mm，键高h7mm，键长L36mm，k0.5h

18

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根据式

p2Ft23702.867.9MPa100MPa kL0.5736故键强度符合要求 Ⅱ轴上的键：

Ft3512N

A1键 键宽b118mm，键高h111mm，键长L156mm

A2键 键宽b214mm，键高h29mm，键长L270mm

根据式

p12Ft2351222.8MPa100MPa k1L10.511562Ft2351222.3MPa100MPa

k2L20.5970p2故键强度符合要求

3. 联轴器的选择

在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，选用弹性柱销联轴器。 查手册，得

TcaKATⅠ1.3513.63667.7Nm

查手册，选用 LX3 型号的轴孔直径为45 mm的凸缘联轴器，公称转矩Tn1250Nm 选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩Tn1250Nm，TcTn，合适。 采用J型轴孔，半联轴器长度L1112mm，轴孔长度L84mm

以下为LX3型弹性柱销联轴器有关参数： 公称转矩 许用 转速 轴孔 直径 轴孔 长度 外径 键槽 类型 A型 型号 T/Nm 1250 n/rmin1 d/.mm 4700 45 L/mm 84 D/mm 160 材料 LX3 HT200

七、 齿轮的结构设计

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据教材知： 当齿顶圆直径da160mm，可做成实心结构；

当齿顶圆直径da500mm，可做成腹板式结构齿轮。

故小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。

大齿轮相关尺寸计算如下：

mn2.5,b260mm，da2292.5mm

轴孔直径 轮毂直径

ds60mm

dh1.6ds1.66096mm

轮毂长度 lh1.2~1.5dsb2，lh72~90mm，取lh85mm 轮缘厚度 2.5~4mn6.25~10mm， 取10mm

**齿全高 h2hacmn210.252.55.625mm

轮缘内径 Dda22h2297.525.625210266.25mm 腹板厚度 c0.3b20.36018mm

腹板中心孔直径 d00.5Ddh0.5266.2596181.125mm 取182mm 腹板孔直径 d0.25Ddh0.25266.259642.56mm 取43mm 齿轮倒角 n0.5mn0.52.51.25

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八、 减速器的润滑与密封

1. 润滑的选择与确定

润滑方式

齿轮 V12m/s，选用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度约为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kW需油

3量V00.35~0.7m。

对于滚动轴承来说，由于齿轮圆周速度V2m/s,传动件的速度不高，溅油效果不大，选用润滑脂。这样结构简单，易于密封，维护方便，使润滑可靠。为防止轴承室中的润滑脂流入箱内而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油盘。

润滑油牌号与用量

齿轮润滑选用LAN68全系统损耗油，最低～最高油面距10~20mm，需油量为

1.2L左右

轴承润滑选用润滑脂，填充量为轴承室的

11~，每隔半年左右补充或更换一次。 23

2. 密封的选择与确定

箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

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九、 箱体主要结构尺寸计算

箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 轴承旁连接螺栓直径 箱盖与箱座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 符号 尺寸（mm） 8 8 20 4 12 12 20 16 10  1 df n b b1 b2 d1 d2 I d3 150~200 8 8 8 26，22，16 24,14 16,14 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 d4 d c2 R1 df，d1,d2至外机壁距离 c1 df，d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 h I1 1 2 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶园与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖肋厚 箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 56 10 10 7 7 120,130 尽量靠近，以m1 m D2 s Md1和Md2互补干涉为准，一般sD2

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十、 减速器附件的选择与设计

1. 轴承端盖

材料为：HT150 根据下列的公式对轴承端盖进行计算：

d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3；e=1.2d3； e1≥e；

m 由结构确定；

D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；

d1、b1 由密封尺寸确定；

b=5～10，h=(0.8～1)b

小轴轴承端盖： 由

d3=8mm，D=80mm

D0=100mm，D4=66mm，D2=120mm，e=9.6mm,D5=76；

可知：

大轴轴承端盖： 由

d3=8mm，D=100mm

d0=9mm，D0=120mm，D2=140mm，e=9.6mm， e1>9.6mm，D4=76mm,D5=96mm,D6=98mm。

可知：

2. 视孔和视孔盖

窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。

查手册，据 A=120mm，d4=8mm 则 A1=A+（5～6）·d4,

取 A1=160mm，A2=（A+A1）/2=140mm；B1=箱体宽-（15～20）=80mm， 则 B=B1-（5～6）·d4=40mm，B2=（B+B1）/2=60mm； 取 R=8mm，h=4mm， ∆ =4mm。

3. 油标

用来指示箱内油面的高度，应设置在便于检查和油面较稳定处。查《机械设计课程设计》油尺在减速器上安装，采用螺纹连接。油尺上两条刻线的位置，分别对应最高和最低油面。 据手册，选择 d=M12，d1=4mm，d2=12mm，

d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20mm,D1=16mm。

4. 放油孔和螺塞

为排了将减速器箱体内污油排放干净，应在油池的最低位置处设置放油孔，放油孔应安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。平时放油孔用螺塞堵住，并配有封油垫圈。查《机械设计课程设计》，选择 d=M16×1.5 系列。

5. 启盖螺钉

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为防止漏油，在箱座与箱盖接合面处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

6. 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。定位销直径 d=（0.7～0.8） d2，·故取 d=8mm。

7. 轴承盖螺钉

轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作 定位销：安装连接用，据手册，表 14-10 等可查得。d=8mm

总结

通过课程设计，使自己对所学机械的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

参考文献：

[1]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.齿轮传动[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.3 [2]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.带传动和链传动[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.2 [3]《机械设计手册》编委会．机械设计手册.滚动轴承[M]．第4版. 北京：机械工业出版社，2007.3 [4] 杨可桢，程光蕴，李仲生．机械设计基础[M]．第五版. 北京：高等教育出版社，2006.5 [5] 龚溎义．机械设计课程设计指导书[M]．第二版. 北京：高等教育出版社，1990.4 [6] 龚溎义．机械设计课程设计图册[M]．第三版. 北京：高等教育出版社，1989.5 [7] 卜炎．机械传动装置设计手册[M]．第一版. 北京：机械工业出版社，1998.12

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