西北工业大学课程设计 设计说明书1-D

设计题目

机械设计课程设计

计算说明书

1—D 设计一带式输送机传动装置

复合材料与工程 专业 04031101 班

设 计 者 赵 指导老师 张

2014年9月18日

西北工业大学

目 录

一、设计任务书 二、传动方案的拟定 三、传动装置的数据计算 四、传动零件的设计计算 五、润滑和密封设计 六、箱体结构尺寸 七、设计总结 八、参考文献

计算项目及内容 一、设计任务书 主要结果 传动简图如图所示，设计参数列于表中2-1中。工作条件：连续单 向运转，载荷平稳，空载启动，使用期十年（每年300个工作日），小 批量生产，两班制工作，输送机工作转速允许误差为±5%。带式输送机 的传动效率为0.96。 图2-1 （一）、原始数据： 输送带的牵引力F(KN) 1.6 输送带的速度V(m/s) 1.6 输送带滚筒的直径D（mm） 240 使用年限（年） 10 （二）、设计内容和要求： 1、编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面： （1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择。 （2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算。 （3）传动零件的设计计算（如齿轮传动，带传动等）。 （4）轴的设计计算（初估轴径、结构设计和强度计算）。 （5）键连接的选择和计算。 （6）滚动轴承的选择和计算。 （7）联轴器的选择。 （8）箱体设计（箱体结构及附件等的设计和选择）。

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计算项目及内容 （9）润滑和密封设计。 （10）装配图和零件图的绘制。 （11）设计小结。 （12）参考文献。 2、要求每个学生完成以下工作： （1）减速器装配图1张（A1图纸） （2）零件工作图2张（A3图纸）。 （3）设计计算说明书1份。 主要结果 二、传动方案的拟定 由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式输送机。 减速器为一级斜齿圆柱齿轮传动和一级带传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。 联轴器选用弹性套柱销联轴器。 三、 传动装置的数据计算 （一）、电动机的选择 1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。 2、选择电动机 （1）、工作机输出轴所需的功率 PwFv三相交流电源电动机 w1.61.62.667KW 0.96 （2）、电动机至工作机的总效率

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Pw2.667KW 1234 2

计算项目及内容 式中1、2、3、4分别为联轴器、一对角接触球轴承、斜齿圆柱齿轮传动、V带传动效率。 查课程设计指导书P13表3-1可得： 10.99，20.99，30.98，40.96 2 则 40.990.9920.980.960.9129 123主要结果 0.9129 （3）、所需电动机的功率 P2.672.92kW PdWη0.9129 （4）、选择电动机 根据课程设计指导书第178页，由PmPd选择电动机的型号为 Y112M4。技术数据如下表： 电动机： Y112M4 电动机型号 Y112M-4 额定功率(kW) 4 满载转矩（r/min） 1440 堵转转矩额定转矩（kN） 2.2 最大转矩额定转矩（kN） 2.3 质量 （kg） 43 （二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1nW 、带轮转速为100060Vm1000601.6127.32r/min πdπ240 电动机的满载转速为nm1440r/min 2、总传动比 ii11.3 nm144011.3 nw127.323、分配减速器的各级传动比 - 3 -

计算项目及内容 按带传动与一级齿轮减速器关系进行设计，设带传动的传动比为id，一级齿轮减速器的传动比为i1，应使idi1，以便使整个传动系主要结果 id2.86 i13.95 统的尺寸较小，结构紧凑。又带传动比一般取2～4，故取id2.86， 则i13.95。 4、计算传动装置的运动和动力参数 Ⅰ轴：电动机转轴 PⅠPP4kW,n1440r/min,T9550×26.53Nm ⅠmⅠⅠnⅠ Ⅱ轴：高速轴 P44×0.963.84kW ⅡPⅠ× nIInI1440503.5r/min id2.86PII3.84955072.83Nm TII9550nII503.5 Ⅲ轴：输出轴 PⅢP3×23.84×0.98×0.993.73kW Ⅱ×nII503.5nIII127.39r/min i13.77PIII3.73T95509550279.63Nm IIInIII127.39 Ⅳ轴：滚筒轴 P1×23.65kW IVPIII×nIVnIII127.39r/min PIV3.659550274.63Nm nIV127.39 TIV9550

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计算项目及内容 根据以上计算数据列出下表，供以后设计计算使用： 功率P/kW 转矩T/(Nm) 转速n(r/min) 传动比i 效率 电机轴Ⅰ 4 26.53 1440 2.86 0.96 轴Ⅱ 3.84 72.83 503.5 3.95 0.9702 轴Ⅲ 3.73 279.63 127.39 滚筒轴 3.65 274.63 127.39 1 0.9801 主要结果 四、传动零件的设计计算 （一）、V带的设计 由《机械设计》带传动的设计可得设计步骤如下： 1、确定计算功率 由带的工作条件从表6.7查得工况KA1.1 PcaKAPm1.1×44.4kW 2、选定带的型号 根据Pca4.4kW和n根据图6.10A型V带 Ⅰ1440r/min，确定为A型普通V带。 3、传动比id2.86 4、确定带轮的基准直径 由表6.8，表6.9，和图6.10，取小带轮基准直径dd195mm。 大带轮基准直径dd2idd1139510.01268.98mm，由表6.9取 dd2280mm。 5、轴Ⅱ的实际转速 nⅡid2.86 dd195mm 1nⅠdddd2110.01144095483.69r/min280 - 5 -

计算项目及内容 3.149514406、验算带速v7.16m/s＜30m/s 6010006010001主要结果 ddnⅠ带速合适。 7、初定中心距 按公式0.7dd1dd2a02dd1dd2，可取：  a0500mm 8、确定所需带的基准长度 Ld02a0d2d1dd2dd2dd14a021606.16mm a517mm 由表6.2选取带的基准长度Ld10mm 9、确定实际中心距 aa0LdLd0101606.16500517mm 22安装时所需最小轴间距离amina0.015Ld492.4mm 张紧或补偿所需最大轴向距离amaxa0.03Ld566.2mm 10、验算小带轮包角1180包角合适。 dd2dd1a57.3159.5120  11、单根V带的基本额定功率 由dd195mm和nⅠ1440r/min， 由表6.4查得A型V带基本额定功率为P01.195kW。 12、单根V带的额定功率 考虑传动比的影响，额定功率的增量查 表6.5得P00.17kW；按包角1159.5，查表6.6得：K0.95； 按带长,查表6.2得：KL0.99，单根V带的额定功率： PrP0P0KLK1.1950.170.990.951.2838kW 13、计算V带的根数 - 6 -

计算项目及内容 P4.4zca3.43 Pr1.2838 主要结果 4根 取4根A型V带。 14、计算单根V带的初拉力 由表6.3查得A型V带的单位长度质 量 q0.105kg/m，所以 F0500 2.5KPcaqv25002.50.954.40.1057.162130.71N Kzv0.9547.1615、计算压轴力 Fp2zsin1224sin159.51028.99N 方向指向圆心 2 16、轮槽的基准宽度bd11.0mmA型带 （二）、齿轮传动的设计 由《机械设计》斜齿圆柱齿轮的设计可得设计步骤如下： 1、选择齿轮材料及精度等级 由于要求结构尺寸紧凑，采用软齿面齿轮传动，小齿轮用40Cr调质，齿面平均硬度为250HBS, 大齿轮为45钢调质，硬度为210HBS，二者材料硬度差为40HBS。参考表8.7和表8.8运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 2、参数选择及计算 （1）、选择齿数 由于采用硬齿面闭式传动，故z120z120,z279。实际齿数比：u3.953.950%，可用。 3.95z2i2z179， 取z120 793.95；齿数比误差：20z279 （2）、选择齿宽系数 由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为 软面，查表得到d1.0。

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d1.0

计算项目及内容 （3）、初选螺旋角15，法向压力角n20。 （4）、计算几何参数 tanntan20 tant0.3768，t20.692038'49\" coscos15主要结果 sinbsincosnsin15cos200.2432,b14.0761144'34\" 12costz12cos2z1cost2z22cos2z2cost2 z1z2sint1.610 0.318dz1tan0.3181.020tan151.704 3、按齿面接触疲劳强度设计 （1）、确定计算参数 a）载荷比较平稳，齿轮为软面，齿轮在两轴承间对称布置 故取载荷系数K1.2。 b）计算转矩 T172.83Nm7.28310Nmm。 c）区域系数 ZH2cosb2.4247。 sintcost4 d）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数ZE1.8MPa。 e）计算Hlim 大齿轮为碳钢调质，由表8.6所列公式， Hlim2HBS2350210350560MPa。 f）计算寿命系数 503.5N260n2jlh6010300163.82108 3.8 N030HBS2.4302102.41.12107 N2＞N0,取KHN21。 g）计算H 由表8.5，选安全系数SH1, - 8 -

计算项目及内容 主要结果 H2 （2）、计算齿轮参数 a）计算d1 d13KHN2Hlim2560MPa SH2KT1u1ZHZEduH 42.46mm2 b）计算法面模数mn mnd146.00coscos152.05mm z120 4、按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）、确定计算参数 a）确定复合齿形系数YFS 计算当量齿数： z279z120z81.79zv122.19，v2cos3cos153 cos3cos153由表8.3查取相关数据，可得YFS14.135,YFS23.928。 b）计算螺旋角系数 ＞1 ，取1。 Y112011150.875 120 c）计算Flim Flim10.44HBS11860.44250186296MPa Flim20.23HBS21600.23210166214.3MPa d）计算寿命系数 N23.82108,N1iN23.953.821081.5109 N＞N0410,取KFN1KFN21。 6 e）计算F 选取安全系数SF1.3。

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计算项目及内容 主要结果 F1KFN1Flim11296227.69MPa SF1.3F2K1214.3FN2Flim21.85MPa SF1.3 （2）、计算齿根弯曲疲劳强度 a）判断大小轮的弯曲疲劳强度 比较YFS2YFS1F1YFS1Y3.9284.1350.02383,由于0.01816与FS21.85F2227.69F2F1＞,故按大齿轮计算弯曲疲劳强度。 b）计算齿轮的法面模数 mn322KTYYFS21cos1.65mm dz12F2 5、确定模数 按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算 由查表得到mn2.5 6、齿轮传动的中心距 m=2.5 a取a129mm。 mnz1z22.52076128.115mm 。2cos2cos15a129mm 7、实际螺旋角为 arccos2.5207616.4024。 2125 8、计算齿轮的几何尺寸 mnmt2.606mm cosd1z1mt52.083mm52mm d152mm - 10 -

计算项目及内容 d2z2mt205.824mm206mm 主要结果 d2206mm da1d12mn57.083mm57mm da2d22mn210.824mm211mm b2dd11.052.1252.12mm 选用b252mmb155mm b252mm b157mm 9、计算节圆速度 d1n152503.5v1.37m/s 60100060000（三）、传动比验证 2807611. 传动机构的实际传动比为i0idi19520i011. 与所要求传动比的偏差： ii011.311.100%100%3%5% i11.3满足要求，故所选V带及齿轮适合。 五、轴的设计计算 （一）、输入轴及其装置的设计 1、按照扭转强度初定直径 选用45号钢为轴的材料,调质处理，查课本表12.5可得A0120。由于d13 dmin25mm 9.5510PPA03， 将A0的值代入上式可确定0.2[]nn6d1的范围，可选取dmin23.4mm。 考虑有键槽，将直径增大7%，则dmin23.41.0725mm。 2、输入轴的结构设计 （1）、轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮轴的齿轮部分安排在箱体，由于轴径太小而采用齿轮轴式固定齿轮。并且小齿轮转速快，为了避免润滑油

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计算项目及内容 烧坏轴承，所以要在齿轮两边安装甩油环，因此要在齿轮一边制出轴肩来定位甩油环，另一边用套筒来定位甩油环。轴承都用甩油环来定 主要结果 位，而轴承靠轴承端盖来固定，输入轴的伸出段与大带轮通过键连接， 并用轴端挡圈来实现轴向定位。 d125mm L160mm （2）、确定轴各段直径和长度 a）计算出最小轴径dmin23.4mm，增加7%，dmin25mm 第1轴段结构参数d125mm,L160mm。 b）第2轴段结构参数初定 定位轴肩h20.1d15mm 轴径d225530mm。 密封圈选型：(摘自JB/ZQ 4606-1986) 摘自书P1页表16-9 型号: 毡圈 30 内径d129mm 外径D45mm 宽度b7mm d230mm L278.35mm 所以，第2轴段结构参数d230mmL278.35mm，这段用来和轴承端 盖连接。 d335mm c）第3轴段结构参数d3 非定位轴肩自由确定， d3d2即可。 L331.25mm

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计算项目及内容 轴承选型：(摘自GB/T292-1994)P152表15-3 型号:30207 基本尺寸/mm|d: 35 基本尺寸/mm|Ｄ: 72 基本尺寸/mm|B: 17 安装尺寸/mm|da (min): 42 安装尺寸/mm|Da (max): 65 第3轴段结构参数d335mmL331.25mm。 d）第4轴段结构参数d4,L4 非定位轴肩自由确定， d4d3即可。d4为配合尺寸，取标准尺寸41mm。L46mm 主要结果 d441mm L46mm d541mm L56mm d635mm L631.25mm 轴全长： 267.85mm e）第5轴段结构参数 定位轴肩轴径d543mmL57mm。 f）第6轴段结构参数 d635mmL631.25mm （3）、轴上零件的周向定位 大带轮与轴的周向定位采用平键连接，轴与大带轮之间的平键， 按d125mm, 查得平键截面bh87,L50mm。键槽用键槽铣刀加 工。 为保证大带轮与轴配合有良好的对中性，故选择大带轮与轴的周 向定位是由过渡配合来为 H7，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合r6 来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 3、轴的强度校核 （1）、求轴上的载荷 Ftann2T1106N，FaFttan856N， Ft12934N，Frtd1cosT1TⅡ76.4N 列出力的平衡方程组，解出:

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计算项目及内容 RH11467N，RH21467N 主要结果 RV1788.3N,RV2317.7N， Ma22.3Nm RV1'856N 分别做出轴的弯矩图、扭矩图和计算弯矩图： - 14 -

计算项目及内容 主要结果 - 15 -

计算项目及内容 主要结果 ca< （2）、校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理。由表12.1查得B650MPa，则 为0.09~0.1B，即58.5~65MPa，取=60MPa。 轴的计算应力为caMca4508028.85MPa<60MPa 3W0.125因此该轴满足强度要求。 （二）、输出轴及其装置的设计 1、按照扭转强度初定直径 选用45号钢为轴的材料,调质处理，查课本表12.5可得dmin40mm 9.55106PPA0120。由于d13A03， 将A0的值代入上式可确定0.2[]nnd1的范围，可选取dmin37.02mm。 考虑有键槽，将直径增大7%，则：

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计算项目及内容 dmin37.021.0739.60mm,取dmin40mm 2、输出轴的结构设计 （1）、轴上零件的定位，固定和装配 联轴器通过设计阶梯轴定位，并与轴通过键连接，大齿轮通过套筒和轴肩定位配合，为防止油流入轴承而加甩油环，轴承分别以套筒与齿轮轴轮毂和轴肩定位，用轴承端盖固定，靠轴端挡圈来实现轴向定位。 主要结果 d140mm L165mm d245mmL274.85mm （2）、确定轴各段直径和长度 a）计算出最小轴径dmin37.02mm，增加7%则dmin39.60mm 连接联轴器选型：LT型弹性套柱销联轴器(摘自GB/T 4323-2002) 型号: LT7 公称转矩Tn/(N·m): 500 许用转速[n]|钢(r/min): 3600 轴孔直径d1、d2、dz|钢(mm): 40、42、45、48 轴孔长度|L(mm)推荐: 65 第1轴段结构参数d140m,L165mm。 d350mm L344.25mm d455mm b）第2轴结构参数初定 定位轴肩h5mm，轴径d245mm。 L450mm密封圈选型：(摘自JB/ZQ 4606-1986)

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计算项目及内容 型号: 毡圈 45 内径d45mm 外径D62mm 宽度b8mm 第2轴段结构参数d245mmL274.85mm。 主要结果 d563mm L57.5mm d650mm L634.75mm c）第3轴段结构参数d3,L3 非定位轴肩自由确定， d3d2即轴全长： 可，d3根据轴承选型来确定：(摘自GB/T292-1994)P152表15-3 型号:30210 基本尺寸/mm|d: 50 基本尺寸/mm|Ｄ: 90 基本尺寸/mm|B: 20 安装尺寸/mm|da (min): 57 安装尺寸/mm|Da (max): 83 所以，第3轴段结构参数d350mmL344.25mm d）第4轴段结构参数d4,L4 非定位轴肩自由确定， d4d3即可，取标准尺寸55mm(GB/T2822-2005)P105表12-10,d4为配合尺寸，L450mm。 276.35mm e）第5轴段结构参数d5,L5 定位轴肩h4mm 轴径d555863mmL57.5mm。 f）第6轴段结构参数d6,L6 轴径d650mmL634.75mm。 （3）、轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。轴与联轴器之间 的平键，按轴径d140mm，选与联轴器连接的键为 bh128,L56mm, 轴与齿轮之间的平键按轴径d455mm，选与

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计算项目及内容 大齿轮连接的键为bh1610,L45mm，键槽均用键槽铣刀加工。 为保证齿轮、联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴配合为 主要结果 H7H，齿轮轮毂与轴的配合为7；滚动轴承与轴的周向定位 r6r6 是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 3、轴的强度校核 （1）、求轴上的载荷 FtFtann2T11106N，FaFttan856N 2934N，Frtd1cosT1TⅡ76.4N，TⅢ279.82N 列出力的平衡方程组，解出： RH11467N，RH21467N RV11462.3N,RV2356.3N， Ma84.74Nm RV1'856N 分别做出轴的弯矩图、扭矩图和计算弯矩图： - 19 -

计算项目及内容 主要结果 - 20 -

计算项目及内容 主要结果 ca< （2）、校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理。由表12-1查得B650MPa，则为0.09~0.1B，即58.5~65MPa，取=60MPa。 轴的计算应力为ca

pp Mca16509025.80MPa<60MPa。 3W0.140- 21 -

计算项目及内容 因此该轴满足强度要求。 主要结果 六、键连接的选择和计算 （一）、输入轴和大带轮的连接 p 键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为p p100～120Mpa，取p110Mpa。轴径d125mm，选取与带轮连接的平键为bh87,L50mm，键的工作长度lLb42mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h3.5mm。则： 2T103272.8103p40.28MPap kld3.54225 键的强度足够。 （二）、输出轴和联轴器的连接 键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为选与联轴器p100～120Mpa，取p110Mpa。轴径d140mm，pp 连接的键为bh128,L56mm，键的工作长度lLb44mm，键 与轮毂键槽的接触高度k0.5h4mm。则： 2T1032279.6103p79.6MPap kld44440 键的强度足够。 （三）、输出轴和大齿轮的连接 键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为选与大齿轮 p100～120Mpa，取p110Mpa。轴径d455mm，连接的键为bh1610,L45mm，键的工作长度lLb29mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h5mm。则： 2T1032279.6103p70.1MPap kld52955

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计算项目及内容 键的强度足够。 222主要结果 七、滚动轴承的选择和设计 （一）、输入轴上的轴承设计 输入轴上的轴承选型为30207，查书P153表15-3得C200N,C063500N。已知Ft2934N,Fr1106N,Fa856N。 1、计算径向载荷 由RV1788.3N,RV2317.7NRH11467N RH21467N 可得： R1RV1RH11665.38N，R2RV2RH21501N 2 2、计算轴承实际的轴向力 对于30207型轴承，派生轴向力为：FdR/2Y，查表的Y1.6，则：Fd1R1/2Y520.43NFd2R2/2Y469.06N，则：A1FaFd2856555.371411.37N，A2Fd2555.37N。 3、计算轴承的当量动载荷 A11411.37A20.85e，e R11665.38R2Lh50249h 从表中查得当量动载荷系数为：X10.44,Y11.20,X21,Y20。 查表取fp1.1，则有： P1fpX1R1Y1A11.10.441665.381.181456.42696.45N P2fpX2R2Y2A21.1115010600.41651.1N 4、验算轴承的寿命 已知Lh48000h，因P1＞P2，所以按轴承1106C10630500'受力来验算：Lh50249h＞Lh 60nP604802696.453'故轴承能满足要求。 （二）、输出轴上的轴承设计

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计算项目及内容 输出轴上的轴承选型为7210C，查书P153表15-3得 主要结果 C42800N,C032000N。已知Ft2934N,Fr1106N,Fa856N。 1、计算径向载荷 由RV11462.3N,RV2356.3NRH11467N，RH21467N可得： R1RV1RH12071.33N，R2RV2RH21509.65N 2222 Lh2181h 2、计算轴承实际的轴向力 对于70000C型轴承，派生轴向力为：查表的e0.42，则：Fd1eR1859.96NFd2eR2634.05N，FdeR，则：A1FaFd2856634.051490.05N，A2Fd2634.05N。 3、计算轴承的当量动载荷 A11490.05A634.050.72＞e，20.42e R12071.33R21509.65 从表中查得当量动载荷系数为：X10.44,Y11.25,X21,Y20。 查表取fp1.3，则有： P1fpX1R1Y1A11.30.442071.331.251490.053606.13N P2fpX2R2Y2A21.311509.650634.051962.55N 4、验算轴承的寿命 已知Lh'48000h，因P1＞P2，所以按轴承1受力来验算：Lh10C1042800'2181h＞Lh 60nP60127.33606.13663 故轴承能满足要求。 八、联轴器的选择 在输出轴的计算中已选定联轴器型号，选LT7型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为500Nm，许用转速为3600r/min。

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计算项目及内容 九、箱体结构尺寸 （一）、箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 （二）、箱体的材料及制造方法 选用HT200，砂型铸造。 主要结果 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘壁厚 箱盖凸缘壁厚 箱座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓d2间距 轴承盖螺钉直径 视孔螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 df、d1、d2至外箱壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿顶圆与箱体内壁距离

δ=0.025a+1mm≥8mm δ1=(0.8～0.85)δ≥8mm b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df =0.036a+12mm a≤250mm,n=4 d1=0.75 df d2=(0.5～0.6) df l=150～200mm d3=(0.4～0.5) df d4=(0.3～0.4) df d=(0.7～0.8) d2 R1=C2 C1 C2 h L1=C1+C2+(5～8)mm Δ1≥δ - 25 -

8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M16 4 M12 M10 mm M8 M6 8mm 20 mm 22mm 20mm 90mm 47mm 8mm

计算项目及内容 齿轮端面与箱体内壁距离 箱盖肋厚 箱座肋厚 大齿轮轴承端盖外径 小齿轮轴承端盖外径 沉头座坑直径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 （三）、 箱体各部分的尺寸 Δ2≥δ m1=0.85δ m=0.85δ D2 D2 D0 e=1.2d3 S1 S2 8mm 6.8mm 6.8mm 130mm 112mm 33mm 9.6mm 112mm 134mm 主要结果 十、润滑和密封设计 （一）、润滑 齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油 润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功 耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深 或太浅，设计的减速器的合适浸油深，保持一定的深度和存油量。齿轮 传动的润滑采用油润滑，箱底的油高为50mm，比大齿轮下方的齿顶圆 高10mm，使齿轮可以充分浸油，保证润滑。换油时间为半年，主要取 决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKC 150号 工业齿轮润滑油。 轴承采用脂润滑，为防止油冲走润滑脂而加甩油环。 （二）、密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能 力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出 以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。 由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但 对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。 - 26 -

计算项目及内容 轴承内侧的密封：该密封处加甩油环，其作用于脂润滑的轴承，防 止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。 箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶。 主要结果 十一、设计总结 通过这次机械设计课程设计，我收益匪浅。 首先，在绘图的过程中，不断与同学，老师讨论交流，不仅将自己的想法充分表现出来，也学习到了许多新知识。 其次，绘图时需要查取大量的数据和标准，而这些数据和标准大多都出自已经学过的科目，同时减速箱的设计也需要大量的计算，这就使我不但复习了已学知识，还增强了设计能力。还有在使用CAD制图的过程中，极大的锻炼了计算机辅助制图的能力。 最后，这次课程设计暴露了我的很多问题。在设计初期，齿轮的设计计算时没有完整的记录数据，缺乏系统的逻辑思维，在箱体的设计中同样是这样，这使得我们在绘图以及最后的校核时缺少理论根据，总是现查现算，大大降低了工作效率。有很多的标准件在绘图过程中没有查询标准就开始绘制，使得很多的尺寸不合格，做了很多无用功，不严谨的工作态度大大增大我们的工作量。还有，我对这次课设的统筹安排做的不太好，在设计之初，大家的任务都比较轻松，因此没有花太多心思来做一个具体的计划，从而导致在答辩前两三天，加班加点，这给我们一个很好的教训。 本次机械设计课程设计使我明白了机械零件的设计全过程，加强了我的基础知识，使我能够学有所用，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有更深刻的认识。 也要再次感谢老师在教室对我们设计过程问题的指点和提醒，让我们明白机械设计要用心、细心，更要有耐心。 - 27 -

计算项目及内容 十二、参考文献 1、《机械设计教程》第三版 吴立言 刘光磊 主编 西北工业大学出版社2012年 2、《机械设计课程设计》 李育锡 主编 高等教育出版社 2008年 主要结果

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