单级圆柱齿轮减速器1

机 械 设 计 课 程 设 计 单级圆柱齿轮减速器 设计说明书

学生姓名：王 学 年 专 号： 级： 12 级

业：机械制造与自动化 机电工程学院

院 （系） ： 指导教师： 时 间：

年

月

目录

设计任务书……………………………………………………………………1

第一章 绪论

1.1 设计目的……………………………………………………………3 1.2 传动方案的分析与拟定……………………………………………3

第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算

2.1 电动机类型及结构的选择…………………………………………4 2.2 电动机选择…………………………………………………………4 2.3 确定电动机转速……………………………………………………4 2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比………………………5 2.5 动力运动参数计算…………………………………………………5

第三章 传动零件的设计计算

减速器外部零件的设计计算--普通 V 形带传动………………………7

第四章 齿轮的设计计算

4.1 直齿圆柱齿轮………………………………………………………8 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触疲劳强度计算……………………………………8 4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算……………………………9 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定………………………………………9 4.3 齿轮的结构设计……………………………………………………9

第五章 轴的设计计算

5.1 输入轴的设计………………………………………………………11 5.2 输出轴的设计………………………………………………………13 5.3 轴强度的校核………………………………………………………16

第六章 轴承、键和联轴器的选择

6.1 轴承的选择及校核…………………………………………………17 6.2 键的选择计算及校核………………………………………………18 6.3 联轴器的选择………………………………………………………18

第七章 减速器润滑、密封

7.1 润滑的选择确定……………………………………………………19 7.1.1 润滑方式……………………………………………………19 7.1.2 润滑油牌号及用量…………………………………………19 7.2 密封的选择确定……………………………………………………19

第八章 减速器附件的选择确定……………………………………19 第九章 箱体的主要结构尺寸计算…………………………………20 第十章 减速器的绘制与结构分析

10.1 拆卸减速器…………………………………………………………21 10.2 分析装配方案………………………………………………

………21 10.3 分析各零件作用、结构及类型……………………………………21 10.4 减速器装配草图设计………………………………………………21 10.5 完成减速器装配草图………………………………………………22 10.6 减速器装配图绘制过程……………………………………………22 10.7 完成装配图…………………………………………………………23 10.8 零件图设计…………………………………………………………23

第十一章 设计总结………………………………………………………24 参考文献…………………………

设计任务书

连续单向运转，两班制工作，载荷变化大，空载起动，室内有粉尘，输送带输 允许有±5%的误差。

已知数据 输送带工作拉力 输送带速度 卷筒直径 数据 FW=2.7KW Vw=1.3M/S D=350mm

设计任务要求： 1. 减速器装配图纸 一张 两张

2. 轴、齿轮零件图纸各一张 3. 设计说明书一分 一份

计算及说明

主要结果

一．确定传动方案

单机圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的 特点，带传动安排在高级，齿轮传动放在低速级如图 A-1 所示

二 选择电动机

（1 ) 选择电动机类型结构形式 根据工作要求和条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机， 结构形式为卧式封闭结构 （2 ) 确定电动机的功率 工作机所需要的功率 Ｐw（KW） Ｐw=FwVw / 1000η w 式中， Fw=2700N ，Vw=1.3m/s，带式输送机的效率η w=0.95 带入上式得 Ｐw=2700 x 1.3/1000 x 0.95 =3.7kw 电动机所需功率Ｐo（kw）按下式计算 Ｐo =Ｐw / η η 为电动机到滚筒工作轴的传动装置，根据传动特点，由附录查 表 A-1 查得：V 带传动η =0.96，一对齿轮传动η =0.97，一对滚动轴 承η =0.99，联轴器η =0.99 因此总效率：η =η 带η 齿轮η 2 轴承η 联轴器

Fw=2700N Vw=1.3m/s Ｐ w=3.7kw

= 0.96 x 0.972 x 0.99 x 0.99=0.904

Ｐo=Ｐw/η =3.7 / 0.904=4.09 确定电动机额定功率Ｐm（kw） ，使得Ｐm=4.09~5.31 查表 A-2 取Ｐm=5.5kw （3）确定电动机转速 工作机转筒的转速 nw=60x1000vw/π x360r/min=70.97 r/min 根据附录表 A-2 各类传动比的取值范围，取 V 带传动比 i 带=2~4 一级齿轮减速器 i 齿轮=3~5 传动装置总传动比 i 总= 6~20，故电动机的取值范围： nm=i 总/nw=（6~20）x 70.97 =425.82~1419.4 r/min （4）计算传动装置的总传动比和各级传动比 符合此转速要求的同步转速有 960 r/min,1400 r/min 两种电机对比如下表 1-1

方案 型号 额定功率 （kw） 5.5 5.5 电动机转速 r/min

Ｐo=4.09 Ｐm=5.5kw

满载

1 2 Y132M1-6 Y132S-4 960 1440

同步

1000 1500

（5）计算传活动装置的运动参数和动力参数

1）传动装置的总传动比为； i 总=nm/nw=1440/70.79=20.29 2)分配各级传动比 取 V 带传动比 i=3，单

机圆柱齿轮减速器传动比为； i 齿= i 总/i 带=20.29/3 =6.76 i 总=20.29

i 齿=6.76

1） 各轴转速

Ⅰ轴 n 1=nm/i 带=1440/3=480r/min Ⅱ轴 n 2=n/ i 齿=480/6.76=71r/min 滚筒轴 n 滚筒= n 2=71r/min 2) 各轴功率 Ⅰ轴 P 1=Ｐoη 带=4.09 x 0.96=3.93kw Ⅱ轴 P2= P 1η 齿轮η 轴承=3.93 x 0.97x0.99=3.77kw 滚筒轴 P=P2η 轴承η 联轴器=3.77x.099x0.99=3.69kw 3）各轴转矩

Ⅰ轴 n 1=480r/min Ⅱ轴 n 2=71r/min

电动机轴 T0=9550x

P0 4.09 =9550x1440 =27125N.mm nm

Ⅰ轴 T1= T0i 带η 带=27125x3x0.99=80561 N.mm

Ⅱ轴 T2= T1 i 齿轮η 齿轮η 轴承 =80561 x6.76x0.97x0.99=522972N.mm 滚筒轴 T= T2η 轴承η 联轴器 =522972x0.99x0.99=512564 N.mm

三、 传动零件的设计计算

（1）计算功率 根据以上列出传动参数和动力参数数据

轴号 0 1 2 3 功率 P\KM 4.09 转速 n 1440 转矩 T\N 传动比 i 3 3 6.76 1

3.93 3.93 3.69

480 71 71

27125 80561 522972 512564

（2）选择 V 带类型 根据已知的减速器参数确定带的型号、根数、和长度，确定带的 传动中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径、材料、结 构尺寸。 带传动的计算参数如下；

项目 参数 P0\KW 4.09 nm\r.min 1440 I 3

（3）确定 V 带基准直径 根据条件取 KA=1.2 PC=KA P0=1.2X4.09=4.9KW 根据图表 P0、nm 选用 A 型

1） 初选小带轮的基准直径 d1 取小带轮直径 125mm

π d 1n 1 2） v=60x1000=3.14X125X1440/60X1000=9.42m/s

因为 5m/s

400-125

1） 计算 V 带的根数

由 n1、 d1 查表得到 P0=1.4kW 由 i 查表得到Δ P0=0.11kW 由 K α =0.97 由 Ld 查表 13-3，KL =1.09 由式 Z= Pr KLK确定 V 带的根数 P 1+ △ P 1 取4根

5.5 Z=1.44 =3.81

2）计算对轴的压力

四 圆柱齿轮的设计

连续单向运转载荷变化不大空载启动，室内有粉尘，选择封闭式 1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 2）运输机为一般机器，速度不高，选择精度等级为 7 级精度； 3） 材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材 料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4）选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=101

(1)按照齿面接触强度设计计算

由公式；

将数值带入上述公式

可知： d1≥48.62mm （2）确定齿轮参数及计算主要尺寸

1）确定模数和齿宽 m=d1/Z1=48.62/24=1.94 2)齿根弯曲接触强度校核计算

取标准模数值 m=2

σF 

2 KT1 YFS Y ［σ F］ 校核 ε  bd1m

式中： a) 小轮分度圆直径 d1=m· Z=2×24=50mm b) 齿轮啮合宽度 b=Ψd·d1 =1.0×50=50mm c) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80

将数据带入公式得： σ F1=107.34MPa σ F2=101.19MPa 由于[σ F1+≥σ F1 [σ F2+ ≥σ F2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 3)齿轮几何尺寸的确定 分度圆直径：d1=50mm d2=m· Z2=2×100=200mm 齿顶圆直径:da1= d1+2ha1m=54mm da2=d2+2ha1m=204mm 齿根圆直径: df1= d1-2（ha+c）m=45mm df2= d1-2（ha+c）m=195mm 中心距：a=m · （Z1+Z2）=125mm

‘

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 的关尺寸计算如下： 轴孔直径 轮毂直径 轮毂长度 d=  41 ( m m) 圆整到 50mm

D1 =1.2d=1.2×41=49.2 ( m m)

L  50(m m)

取  0 =8

轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 轮缘内径

D2 = d a 2 -2h-2  0 =179mm

取 D2 = 180(mm)

腹板厚度 c=0.3b=0.3³45=13.5 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径 D0 =0.5( D1 + D2 )=0.5(180+70)=125(mm) 腹板孔直径 d 0 =0.25（ D2 - D1 ）=0.25（180-70） =27.5(mm) 取 d 0 =27.5 (mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如下图所示：

五 轴的结构设计

（1）小齿轮材料用 40Gr 钢，调质，σ b=750MPa； （2）按扭转强度估算轴的直径 选用 45 号钢调质，硬度 217～255HBS 轴的输入功率为 P1  1.72kw 转速为 n1=384 r/min 根据课本查表计算取 a=79mm

3 d≥ C·

b=49mm

c=49mm

P 1.72  117 3  19.29m m nⅠ 384

考虑有一个键槽，将直径增大 5%， 则 d=19.29×(1+5%)mm=20.05mm 圆整为 25mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

六 输出轴的的设计

（1）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、右面均由轴肩轴向固定，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。 (2)求齿轮上作用力的大小、方向

1 小齿轮分度圆直径：d1=50mm ○ 2 作用在齿轮上的转矩为：T1 =42.78×103 N· ○ mm 3 求圆周力：Ft ○ Ft=2T1/d1=2×42.78×103/50=1711.2N 4 求径向力 Fr ○ Fr=Ft·tanα=1711.2×tan200=622.83N （3）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置， 建立力学模型。 水平面的支反力：RB1= Ftc/(b+c)=855.6N RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N 垂直面的支反力：RB1’= Frc/(b+c)=311.42N RC1’= Frb/(b+c)=311.42N 由于选用深沟球轴承则 Fa=0 （4）画弯矩图 剖面 Ι-Ι 处的弯矩：水平面的弯矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm 垂 直 面 的 弯 矩 ： MC1'= RB1'b =15259.58Nmm 合成弯矩：MΙ1=44615.13Nmm

（5）轴上传递的转矩： T1= 42780Nmm （6）带作用在轴上的力： 预紧力： F0 =500 PC (2.5/ K a -1)/ZV+qv2=741.75N 带对轴作用力:

FQ =2Z F0 Sin 

1

/2=4383.96N

该力产生的弯矩图，如图（e） 在轴承 B 处弯矩 M F =a× FQ =364332.84 Nmm

总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的 弯矩直接相加，可得总合成弯矩：

MI总 = M I + M F ³c/（b+c）=390947.97Nmm

（7）计算 n 个剖面处当量弯矩 轴剪应力为脉动循环变应力，  =0.6， 公式为： M = M C  T 

2 2 2

Ⅰ-Ⅰ剖面： MIC = M I总  T  =391789.69Nmm

2

Ⅱ -Ⅱ 剖面： MIIC =  T=25668Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面： M IIIC = M F  T  =365235.9Nmm

2 2

（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径 [σ -1]b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa

Mc 公式为：d≥ 0.1[ σ  1]b

3

则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥ 3

MIc  27.14mm 0.1[ σ  1]b

Ⅱ -Ⅱ 处：dⅡ≥ 3

MIIc  15.07mm 0.1[ σ  1]b MIIIc  28.76mm 0.1[ σ  1]b

Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥ 3

可以圆整到 30mm

七 轴的强度校核

1) 按扭矩初算轴径 大齿轮材料用 45 钢，正火，σ b=600Mpa，硬度 217～255HBS 大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故 取：C=117

3 d≥ C·

P2 1.68  117 3  30.43m m n2 95.52

考虑有两个键槽，将直径增大 10%， 则 d=30.43×(1+10%)mm=33.47mm 圆整为 35mm 以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径

八 轴承、键和联轴器的选择

1) 轴的结构设计，轴的零件定位、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，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用 轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴 承分别以轴承肩定位，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、右轴承和皮带轮依次从右面装入。 2)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径：d1=200mm ○ 2 作用在齿轮上的转矩为：T2 =167960N· ○ mm 3 求圆周力：Ft ○

Ft=2T2/d2=2×167960/200=1679.6N 4 求径向力：Fr ○ Fr=Ft·tanα=1679.6×tan200=611.32N 3）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置， 建立力学模型。 水平面的支反力：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N RC2= Ftb/(b+c)=839.8 N 垂直面的支反力：RB2’= Frc/(b+c)=305.66N RC2’= Frb/(b+c)=305.66N 由于选用深沟球轴承则 Fa=0 4）画弯矩图 剖面 Ι-Ι 处的弯矩：水平面的弯矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm 垂直面的弯矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm 合成弯矩： MΙ2=43791.09Nmm 5）轴上传递的转矩： T2=167960Nmm 6）计算 n 个剖面处当量弯矩 轴剪应力为脉动循环变应力，  =0.6， 公式： M = M C  T 

2 2

Ⅰ-Ⅰ剖面： MIC = M I  T

 =109879.31Nmm

2 2

Ⅱ-Ⅱ剖面： MIIC =  T=100776Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面： M IIIC =  T=100776Nmm 7）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径 [σ -1]b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa

Mc 公式为：d≥ 0.1[ σ  1]b

3

则 Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥ 3

MIc  49.78mm 0.1[ σ  1]b MIIc  15.07mm 0.1[ σ  1]b MIIIc  22.37mm 0.1[ σ  1]b

Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ ≥3

Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥ 3

按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯 矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。 强度校核公式：σ e= MI总 /W≤*σ-1] 输入轴： (1) 轴是直径为 50 的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm (2) 轴材料为 45 号钢，调质，许用弯曲应力为*σ-1]=65MPa 则 σ e= MI总 /W=31.28≤*σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求 输出轴： (1) 轴是直径为 41 的是实心圆轴，W=0.1d3=6892.1Nmm (2) 轴材料为 45 号钢，正火，许用弯曲应力为*σ-1]=65MPa 则 σ e= MΙ2/W=6.35≤*σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求

九

轴承的选择及校核

1） 轴承的选择及校核 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，查表定出滚动轴承型号列表如下： 轴 基本尺寸 mm 承 轴号 型 d D B 号 62 1 30 62 16 06 62 2 40 80 18 08 (1）.小轴的轴承使用寿命计算 小齿轮轴承选用 6206， Cr=19.5kN Fr=622.83N 教材表 10-8 查得 f p =1.2 径向当量动载荷： Pr= f p  Fr r=1.2  622.83=747.396 N 所以由式 Cj=

P ft

3

60nL' h 106

3

，查表 10-6 可知 ft=1

106  19.5  1000 Lh    =6231601.8>87600 故满足寿命要求 60  384  373.7 

(2）.大轴的轴承使用寿命计算 大轴承选用 6208， Cr=29.5kN

Fr=611.32N

径向当量动载荷：Pr= f p  Fr r=1.2  611.32=733.58 N 所以由式 Cj=

P ft

3

60nL' h 106

，查表 10-6 可知 ft=1

3

106  29.5  1000 Lh    =11346921>87600h 60  95.52  733.58 

故满足寿命要求

2 ）键的选择计算及校核

(1).小轴上的键： Ft=1711.2N 查手册得，选用 A 型平键，得： A 键 8×40 GB1096-79 L=40mm h=7mm 根据式σ p=2T/(d· k· L)=2Ft/(k· L)=24.45 MPa≤100MPa 故键强度符合要求 (2).大轴上的键： Ft =1679.6N 查手册选：A 键 12×34 GB1096-79 L=34mm h=8 A 键 12×52 GB1096-79 L=52mm h=8 根据式σ pa=2 · TⅠ/（d· h· l）=2Ft/(k· L)=24.7Mpa

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， 又因减速器与工作机常不在同一机座 上， 要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性 可移式联轴器。查表得选用 YL8 型号的轴孔直径为 35 的凸缘 联轴器，

公称转矩 Tn=250 N· m K=1.3

TC =9550

1.3  1.68 KPII =9550³ =218.35N²m 95.52 n II

TC

采用 J 型轴孔，A 型键轴孔直径 d=32～40，选 d=35，轴孔长 度 L=60 YL8 型弹性套住联轴器有关参数 公称 转矩 T/(N· m) 轴孔 直径 1 min ） d/mm n/ （r² 许用 转速 轴孔 长度 L/mm

型 号

外径 D/mm

材料

轴孔 键槽 类型 类型

YL8

250

4300

35

60

130

HT200

J型

A型

十

减速器润滑、密封

1） 润滑的选择确定 1.齿轮 V＜12 m/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 需油量 V0=0.35～0.7m3。 2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润 滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。 2） 润滑油牌号及用量 1.齿轮润滑选用 AN150 全系统损耗油， 最低～最高油面距 10～ 20mm，需油量为 1.2L 左右 2.轴承润滑选用 AN150 全系统损耗油

3）密封的选择与确定

1).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 2).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 3).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。

十一

减速器附件的选择确定

1） 轴承端盖： HT150 参看唐曾宝编著的《机械设计课程设计》 （第二版）的表 14－1 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 2） 油面指示器：用来指示箱内油面的高度。 3） 放油孔及放油螺塞： 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，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 4）窥视孔和视孔盖：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。 5）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。 6）启盖螺钉：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。 7）轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓： 用作安装连接用。

十二 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，箱体主要 尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》 （第二版）表 5－1 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 符号 尺寸（mm） δ 8 机座壁厚 δ1 8 机盖壁厚 b 12 机座凸缘厚度 b1 12 机盖凸缘厚度 b2 20 机座底凸缘厚度 Df 16 地脚螺钉直径 N 4 地脚螺钉数目 d1 12 轴承旁联结螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 d2 8 d3 8 轴承端盖螺钉直径 d4 6 窥视孔盖螺钉直径 D 6 定位销直径 根据低速级轴承座外径确定， h 凸台高度

以便于扳手操作为准 箱体外壁至轴承座端面距离

δ=8mm δ1=8mm b=12mm b1=12mm b2=20mm Df=16mm N=4 个 d1=12mm d2=8mm d3=8mm d4=6mm D=6mm

l1 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 齿轮端面与内机壁距离 △2 m1 ,m2 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径（凸缘式） D2

C1+C2+(5—8)=34 12 12 9， 9 101， 120

l1=34mm △1=12mm △2=12mm

m1= 9mm m2=9mm

设计总结

机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械 设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性 环节。

通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其 他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般 工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展； 而且学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置 或简单机械的设计原理和过程；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，设计涉及多方面的内容，并进行机械 设计基本技能的训练，通过设计计算、认证、画图、熟悉和运用设 计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经 验估算和数据处理等提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步 进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] 唐增宝，何永然，刘安俊 主编. 机械设计课程设计，第二版.武汉:华中科技大学出 版社,1999.3 [2] 汪信远 主编.机械设计基础，第三版.北京:高等教育

出版社,2002.7 [3] 唐克中，朱同均 主编.画法几何及工程制图，第三版. 北京:高等教育出版社,2002.8 [4]《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 [5]《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 [6]《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 [7] 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

机 械 设 计 课 程 设 计 单级圆柱齿轮减速器 设计说明书

学生姓名：王 学 年 专 号： 级： 12 级

业：机械制造与自动化 机电工程学院

院 （系） ： 指导教师： 时 间：

年

月

目录

设计任务书……………………………………………………………………1

第一章 绪论

1.1 设计目的……………………………………………………………3 1.2 传动方案的分析与拟定……………………………………………3

第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算

2.1 电动机类型及结构的选择…………………………………………4 2.2 电动机选择…………………………………………………………4 2.3 确定电动机转速……………………………………………………4 2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比………………………5 2.5 动力运动参数计算…………………………………………………5

第三章 传动零件的设计计算

减速器外部零件的设计计算--普通 V 形带传动………………………7

第四章 齿轮的设计计算

4.1 直齿圆柱齿轮………………………………………………………8 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触疲劳强度计算……………………………………8 4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算……………………………9 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定………………………………………9 4.3 齿轮的结构设计……………………………………………………9

第五章 轴的设计计算

5.1 输入轴的设计………………………………………………………11 5.2 输出轴的设计………………………………………………………13 5.3 轴强度的校核………………………………………………………16

第六章 轴承、键和联轴器的选择

6.1 轴承的选择及校核…………………………………………………17 6.2 键的选择计算及校核………………………………………………18 6.3 联轴器的选择………………………………………………………18

第七章 减速器润滑、密封

7.1 润滑的选择确定……………………………………………………19 7.1.1 润滑方式……………………………………………………19 7.1.2 润滑油牌号及用量…………………………………………19 7.2 密封的选择确定……………………………………………………19

第八章 减速器附件的选择确定……………………………………19 第九章 箱体的主要结构尺寸计算…………………………………20 第十章 减速器的绘制与结构分析

10.1 拆卸减速器…………………………………………………………21 10.2 分析装配方案………………………………………………

………21 10.3 分析各零件作用、结构及类型……………………………………21 10.4 减速器装配草图设计………………………………………………21 10.5 完成减速器装配草图………………………………………………22 10.6 减速器装配图绘制过程……………………………………………22 10.7 完成装配图…………………………………………………………23 10.8 零件图设计…………………………………………………………23

第十一章 设计总结………………………………………………………24 参考文献…………………………

设计任务书

连续单向运转，两班制工作，载荷变化大，空载起动，室内有粉尘，输送带输 允许有±5%的误差。

已知数据 输送带工作拉力 输送带速度 卷筒直径 数据 FW=2.7KW Vw=1.3M/S D=350mm

设计任务要求： 1. 减速器装配图纸 一张 两张

2. 轴、齿轮零件图纸各一张 3. 设计说明书一分 一份

计算及说明

主要结果

一．确定传动方案

单机圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的 特点，带传动安排在高级，齿轮传动放在低速级如图 A-1 所示

二 选择电动机

（1 ) 选择电动机类型结构形式 根据工作要求和条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机， 结构形式为卧式封闭结构 （2 ) 确定电动机的功率 工作机所需要的功率 Ｐw（KW） Ｐw=FwVw / 1000η w 式中， Fw=2700N ，Vw=1.3m/s，带式输送机的效率η w=0.95 带入上式得 Ｐw=2700 x 1.3/1000 x 0.95 =3.7kw 电动机所需功率Ｐo（kw）按下式计算 Ｐo =Ｐw / η η 为电动机到滚筒工作轴的传动装置，根据传动特点，由附录查 表 A-1 查得：V 带传动η =0.96，一对齿轮传动η =0.97，一对滚动轴 承η =0.99，联轴器η =0.99 因此总效率：η =η 带η 齿轮η 2 轴承η 联轴器

Fw=2700N Vw=1.3m/s Ｐ w=3.7kw

= 0.96 x 0.972 x 0.99 x 0.99=0.904

Ｐo=Ｐw/η =3.7 / 0.904=4.09 确定电动机额定功率Ｐm（kw） ，使得Ｐm=4.09~5.31 查表 A-2 取Ｐm=5.5kw （3）确定电动机转速 工作机转筒的转速 nw=60x1000vw/π x360r/min=70.97 r/min 根据附录表 A-2 各类传动比的取值范围，取 V 带传动比 i 带=2~4 一级齿轮减速器 i 齿轮=3~5 传动装置总传动比 i 总= 6~20，故电动机的取值范围： nm=i 总/nw=（6~20）x 70.97 =425.82~1419.4 r/min （4）计算传动装置的总传动比和各级传动比 符合此转速要求的同步转速有 960 r/min,1400 r/min 两种电机对比如下表 1-1

方案 型号 额定功率 （kw） 5.5 5.5 电动机转速 r/min

Ｐo=4.09 Ｐm=5.5kw

满载

1 2 Y132M1-6 Y132S-4 960 1440

同步

1000 1500

（5）计算传活动装置的运动参数和动力参数

1）传动装置的总传动比为； i 总=nm/nw=1440/70.79=20.29 2)分配各级传动比 取 V 带传动比 i=3，单

机圆柱齿轮减速器传动比为； i 齿= i 总/i 带=20.29/3 =6.76 i 总=20.29

i 齿=6.76

1） 各轴转速

Ⅰ轴 n 1=nm/i 带=1440/3=480r/min Ⅱ轴 n 2=n/ i 齿=480/6.76=71r/min 滚筒轴 n 滚筒= n 2=71r/min 2) 各轴功率 Ⅰ轴 P 1=Ｐoη 带=4.09 x 0.96=3.93kw Ⅱ轴 P2= P 1η 齿轮η 轴承=3.93 x 0.97x0.99=3.77kw 滚筒轴 P=P2η 轴承η 联轴器=3.77x.099x0.99=3.69kw 3）各轴转矩

Ⅰ轴 n 1=480r/min Ⅱ轴 n 2=71r/min

电动机轴 T0=9550x

P0 4.09 =9550x1440 =27125N.mm nm

Ⅰ轴 T1= T0i 带η 带=27125x3x0.99=80561 N.mm

Ⅱ轴 T2= T1 i 齿轮η 齿轮η 轴承 =80561 x6.76x0.97x0.99=522972N.mm 滚筒轴 T= T2η 轴承η 联轴器 =522972x0.99x0.99=512564 N.mm

三、 传动零件的设计计算

（1）计算功率 根据以上列出传动参数和动力参数数据

轴号 0 1 2 3 功率 P\KM 4.09 转速 n 1440 转矩 T\N 传动比 i 3 3 6.76 1

3.93 3.93 3.69

480 71 71

27125 80561 522972 512564

（2）选择 V 带类型 根据已知的减速器参数确定带的型号、根数、和长度，确定带的 传动中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径、材料、结 构尺寸。 带传动的计算参数如下；

项目 参数 P0\KW 4.09 nm\r.min 1440 I 3

（3）确定 V 带基准直径 根据条件取 KA=1.2 PC=KA P0=1.2X4.09=4.9KW 根据图表 P0、nm 选用 A 型

1） 初选小带轮的基准直径 d1 取小带轮直径 125mm

π d 1n 1 2） v=60x1000=3.14X125X1440/60X1000=9.42m/s

因为 5m/s

400-125

1） 计算 V 带的根数

由 n1、 d1 查表得到 P0=1.4kW 由 i 查表得到Δ P0=0.11kW 由 K α =0.97 由 Ld 查表 13-3，KL =1.09 由式 Z= Pr KLK确定 V 带的根数 P 1+ △ P 1 取4根

5.5 Z=1.44 =3.81

2）计算对轴的压力

四 圆柱齿轮的设计

连续单向运转载荷变化不大空载启动，室内有粉尘，选择封闭式 1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 2）运输机为一般机器，速度不高，选择精度等级为 7 级精度； 3） 材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材 料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4）选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=101

(1)按照齿面接触强度设计计算

由公式；

将数值带入上述公式

可知： d1≥48.62mm （2）确定齿轮参数及计算主要尺寸

1）确定模数和齿宽 m=d1/Z1=48.62/24=1.94 2)齿根弯曲接触强度校核计算

取标准模数值 m=2

σF 

2 KT1 YFS Y ［σ F］ 校核 ε  bd1m

式中： a) 小轮分度圆直径 d1=m· Z=2×24=50mm b) 齿轮啮合宽度 b=Ψd·d1 =1.0×50=50mm c) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80

将数据带入公式得： σ F1=107.34MPa σ F2=101.19MPa 由于[σ F1+≥σ F1 [σ F2+ ≥σ F2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 3)齿轮几何尺寸的确定 分度圆直径：d1=50mm d2=m· Z2=2×100=200mm 齿顶圆直径:da1= d1+2ha1m=54mm da2=d2+2ha1m=204mm 齿根圆直径: df1= d1-2（ha+c）m=45mm df2= d1-2（ha+c）m=195mm 中心距：a=m · （Z1+Z2）=125mm

‘

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 的关尺寸计算如下： 轴孔直径 轮毂直径 轮毂长度 d=  41 ( m m) 圆整到 50mm

D1 =1.2d=1.2×41=49.2 ( m m)

L  50(m m)

取  0 =8

轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 轮缘内径

D2 = d a 2 -2h-2  0 =179mm

取 D2 = 180(mm)

腹板厚度 c=0.3b=0.3³45=13.5 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径 D0 =0.5( D1 + D2 )=0.5(180+70)=125(mm) 腹板孔直径 d 0 =0.25（ D2 - D1 ）=0.25（180-70） =27.5(mm) 取 d 0 =27.5 (mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如下图所示：

五 轴的结构设计

（1）小齿轮材料用 40Gr 钢，调质，σ b=750MPa； （2）按扭转强度估算轴的直径 选用 45 号钢调质，硬度 217～255HBS 轴的输入功率为 P1  1.72kw 转速为 n1=384 r/min 根据课本查表计算取 a=79mm

3 d≥ C·

b=49mm

c=49mm

P 1.72  117 3  19.29m m nⅠ 384

考虑有一个键槽，将直径增大 5%， 则 d=19.29×(1+5%)mm=20.05mm 圆整为 25mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

六 输出轴的的设计

（1）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、右面均由轴肩轴向固定，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。 (2)求齿轮上作用力的大小、方向

1 小齿轮分度圆直径：d1=50mm ○ 2 作用在齿轮上的转矩为：T1 =42.78×103 N· ○ mm 3 求圆周力：Ft ○ Ft=2T1/d1=2×42.78×103/50=1711.2N 4 求径向力 Fr ○ Fr=Ft·tanα=1711.2×tan200=622.83N （3）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置， 建立力学模型。 水平面的支反力：RB1= Ftc/(b+c)=855.6N RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N 垂直面的支反力：RB1’= Frc/(b+c)=311.42N RC1’= Frb/(b+c)=311.42N 由于选用深沟球轴承则 Fa=0 （4）画弯矩图 剖面 Ι-Ι 处的弯矩：水平面的弯矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm 垂 直 面 的 弯 矩 ： MC1'= RB1'b =15259.58Nmm 合成弯矩：MΙ1=44615.13Nmm

（5）轴上传递的转矩： T1= 42780Nmm （6）带作用在轴上的力： 预紧力： F0 =500 PC (2.5/ K a -1)/ZV+qv2=741.75N 带对轴作用力:

FQ =2Z F0 Sin 

1

/2=4383.96N

该力产生的弯矩图，如图（e） 在轴承 B 处弯矩 M F =a× FQ =364332.84 Nmm

总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的 弯矩直接相加，可得总合成弯矩：

MI总 = M I + M F ³c/（b+c）=390947.97Nmm

（7）计算 n 个剖面处当量弯矩 轴剪应力为脉动循环变应力，  =0.6， 公式为： M = M C  T 

2 2 2

Ⅰ-Ⅰ剖面： MIC = M I总  T  =391789.69Nmm

2

Ⅱ -Ⅱ 剖面： MIIC =  T=25668Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面： M IIIC = M F  T  =365235.9Nmm

2 2

（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径 [σ -1]b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa

Mc 公式为：d≥ 0.1[ σ  1]b

3

则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥ 3

MIc  27.14mm 0.1[ σ  1]b

Ⅱ -Ⅱ 处：dⅡ≥ 3

MIIc  15.07mm 0.1[ σ  1]b MIIIc  28.76mm 0.1[ σ  1]b

Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥ 3

可以圆整到 30mm

七 轴的强度校核

1) 按扭矩初算轴径 大齿轮材料用 45 钢，正火，σ b=600Mpa，硬度 217～255HBS 大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故 取：C=117

3 d≥ C·

P2 1.68  117 3  30.43m m n2 95.52

考虑有两个键槽，将直径增大 10%， 则 d=30.43×(1+10%)mm=33.47mm 圆整为 35mm 以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径

八 轴承、键和联轴器的选择

1) 轴的结构设计，轴的零件定位、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，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用 轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴 承分别以轴承肩定位，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、右轴承和皮带轮依次从右面装入。 2)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径：d1=200mm ○ 2 作用在齿轮上的转矩为：T2 =167960N· ○ mm 3 求圆周力：Ft ○

Ft=2T2/d2=2×167960/200=1679.6N 4 求径向力：Fr ○ Fr=Ft·tanα=1679.6×tan200=611.32N 3）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置， 建立力学模型。 水平面的支反力：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N RC2= Ftb/(b+c)=839.8 N 垂直面的支反力：RB2’= Frc/(b+c)=305.66N RC2’= Frb/(b+c)=305.66N 由于选用深沟球轴承则 Fa=0 4）画弯矩图 剖面 Ι-Ι 处的弯矩：水平面的弯矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm 垂直面的弯矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm 合成弯矩： MΙ2=43791.09Nmm 5）轴上传递的转矩： T2=167960Nmm 6）计算 n 个剖面处当量弯矩 轴剪应力为脉动循环变应力，  =0.6， 公式： M = M C  T 

2 2

Ⅰ-Ⅰ剖面： MIC = M I  T

 =109879.31Nmm

2 2

Ⅱ-Ⅱ剖面： MIIC =  T=100776Nmm Ⅲ-Ⅲ剖面： M IIIC =  T=100776Nmm 7）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径 [σ -1]b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa

Mc 公式为：d≥ 0.1[ σ  1]b

3

则 Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥ 3

MIc  49.78mm 0.1[ σ  1]b MIIc  15.07mm 0.1[ σ  1]b MIIIc  22.37mm 0.1[ σ  1]b

Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ ≥3

Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥ 3

按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯 矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。 强度校核公式：σ e= MI总 /W≤*σ-1] 输入轴： (1) 轴是直径为 50 的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm (2) 轴材料为 45 号钢，调质，许用弯曲应力为*σ-1]=65MPa 则 σ e= MI总 /W=31.28≤*σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求 输出轴： (1) 轴是直径为 41 的是实心圆轴，W=0.1d3=6892.1Nmm (2) 轴材料为 45 号钢，正火，许用弯曲应力为*σ-1]=65MPa 则 σ e= MΙ2/W=6.35≤*σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求

九

轴承的选择及校核

1） 轴承的选择及校核 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，查表定出滚动轴承型号列表如下： 轴 基本尺寸 mm 承 轴号 型 d D B 号 62 1 30 62 16 06 62 2 40 80 18 08 (1）.小轴的轴承使用寿命计算 小齿轮轴承选用 6206， Cr=19.5kN Fr=622.83N 教材表 10-8 查得 f p =1.2 径向当量动载荷： Pr= f p  Fr r=1.2  622.83=747.396 N 所以由式 Cj=

P ft

3

60nL' h 106

3

，查表 10-6 可知 ft=1

106  19.5  1000 Lh    =6231601.8>87600 故满足寿命要求 60  384  373.7 

(2）.大轴的轴承使用寿命计算 大轴承选用 6208， Cr=29.5kN

Fr=611.32N

径向当量动载荷：Pr= f p  Fr r=1.2  611.32=733.58 N 所以由式 Cj=

P ft

3

60nL' h 106

，查表 10-6 可知 ft=1

3

106  29.5  1000 Lh    =11346921>87600h 60  95.52  733.58 

故满足寿命要求

2 ）键的选择计算及校核

(1).小轴上的键： Ft=1711.2N 查手册得，选用 A 型平键，得： A 键 8×40 GB1096-79 L=40mm h=7mm 根据式σ p=2T/(d· k· L)=2Ft/(k· L)=24.45 MPa≤100MPa 故键强度符合要求 (2).大轴上的键： Ft =1679.6N 查手册选：A 键 12×34 GB1096-79 L=34mm h=8 A 键 12×52 GB1096-79 L=52mm h=8 根据式σ pa=2 · TⅠ/（d· h· l）=2Ft/(k· L)=24.7Mpa

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， 又因减速器与工作机常不在同一机座 上， 要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性 可移式联轴器。查表得选用 YL8 型号的轴孔直径为 35 的凸缘 联轴器，

公称转矩 Tn=250 N· m K=1.3

TC =9550

1.3  1.68 KPII =9550³ =218.35N²m 95.52 n II

TC

采用 J 型轴孔，A 型键轴孔直径 d=32～40，选 d=35，轴孔长 度 L=60 YL8 型弹性套住联轴器有关参数 公称 转矩 T/(N· m) 轴孔 直径 1 min ） d/mm n/ （r² 许用 转速 轴孔 长度 L/mm

型 号

外径 D/mm

材料

轴孔 键槽 类型 类型

YL8

250

4300

35

60

130

HT200

J型

A型

十

减速器润滑、密封

1） 润滑的选择确定 1.齿轮 V＜12 m/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 需油量 V0=0.35～0.7m3。 2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润 滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。 2） 润滑油牌号及用量 1.齿轮润滑选用 AN150 全系统损耗油， 最低～最高油面距 10～ 20mm，需油量为 1.2L 左右 2.轴承润滑选用 AN150 全系统损耗油

3）密封的选择与确定

1).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 2).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 3).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。

十一

减速器附件的选择确定

1） 轴承端盖： HT150 参看唐曾宝编著的《机械设计课程设计》 （第二版）的表 14－1 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 2） 油面指示器：用来指示箱内油面的高度。 3） 放油孔及放油螺塞： 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，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 4）窥视孔和视孔盖：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。 5）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。 6）启盖螺钉：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。 7）轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓： 用作安装连接用。

十二 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，箱体主要 尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》 （第二版）表 5－1 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 符号 尺寸（mm） δ 8 机座壁厚 δ1 8 机盖壁厚 b 12 机座凸缘厚度 b1 12 机盖凸缘厚度 b2 20 机座底凸缘厚度 Df 16 地脚螺钉直径 N 4 地脚螺钉数目 d1 12 轴承旁联结螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 d2 8 d3 8 轴承端盖螺钉直径 d4 6 窥视孔盖螺钉直径 D 6 定位销直径 根据低速级轴承座外径确定， h 凸台高度

以便于扳手操作为准 箱体外壁至轴承座端面距离

δ=8mm δ1=8mm b=12mm b1=12mm b2=20mm Df=16mm N=4 个 d1=12mm d2=8mm d3=8mm d4=6mm D=6mm

l1 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 齿轮端面与内机壁距离 △2 m1 ,m2 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径（凸缘式） D2

C1+C2+(5—8)=34 12 12 9， 9 101， 120

l1=34mm △1=12mm △2=12mm

m1= 9mm m2=9mm

设计总结

机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械 设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性 环节。

通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其 他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般 工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展； 而且学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置 或简单机械的设计原理和过程；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，设计涉及多方面的内容，并进行机械 设计基本技能的训练，通过设计计算、认证、画图、熟悉和运用设 计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经 验估算和数据处理等提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步 进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] 唐增宝，何永然，刘安俊 主编. 机械设计课程设计，第二版.武汉:华中科技大学出 版社,1999.3 [2] 汪信远 主编.机械设计基础，第三版.北京:高等教育

出版社,2002.7 [3] 唐克中，朱同均 主编.画法几何及工程制图，第三版. 北京:高等教育出版社,2002.8 [4]《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 [5]《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 [6]《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 [7] 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