一级斜齿圆柱齿轮减速器26137.pdf

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1、 课 程 设 计 说 明 书 题目：二级学院 年级专业 学 号 学生姓名 指导教师 教师职称 目 录 第一部分 绪论 1 第二部分 课题题目及主要技术参数说明 1 课题题目1 主要技术参数说明1 传动系统工作条件1 传动系统方案的选择2 第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 2 减速器结构2 电动机选择2 传动比分配3 动力运动参数计算3 第四部分 齿轮的设计计算 4 齿轮材料和热处理的选择 4 齿轮几何尺寸的设计计算 4 齿轮的结构设计 8 第五部分 轴的设计计算10 轴的材料和热处理的选择 10 轴几何尺寸的设计计算 10 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 11 轴的结构设计 11

2、轴的强度校核 14 第六部分 轴承、键和联轴器的选择16 轴承的选择及校核 16 键的选择计算及校核 17 联轴器的选择 18 第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算18 润滑的选择确定 18 密封的选择确定 18 减速器附件的选择确定19 箱体主要结构尺寸计算19 第八部分 总结20 参考文献21 计 算 及 说 明 计算结果 第一部分 绪论 随着现代计算技术的发展和应用,在机械设计领域,已经可以用现代化的设计方法和手段,从众多的设计方案中寻找出最佳的设计方案,从而大大提高设计效率和质量。在进行机械设计时,都希望得到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺性能等方面

3、的要求,又使机械重量最轻、成本最低和传动性能最好。然而,由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观判断,靠人工进行有限次计算做出的,往往很难得到最优结果。应用最优化设计方法,使优化设计成为可能。斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。我国目前生产的减速器还存在着体积大,重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题,对减速器进行优化设计,选择最佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的一种重要途径。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

4、数据处理、计算机辅助设计方 第二部分 课题题目及主要技术参数说明 课题题目 一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=，输送带的工作速度V=s，输送机滚筒直径D=300mm。传动系统工作条件 带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作8 F=V=s D=300mm 小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作280天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。传动系统方案的选择 图 2-1 带式输送机传动系统简图 第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。电动机的选择 1）

5、工作机输出功率:k wFVPw1000=kw45.310005.12300 2）传动效率：查机械设计课程设计P:10表2-4 V带传动96.01 滚动轴承：96.02 斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)98.03 联轴器：弹性联轴器99.04 滚筒：96.05 总传动效率82.0543221 3）电动机输入功率dP w45.3wkP 总=kwPd21.4 5.5edPkw kwPPw21.482.045.3d总 因电动机额定功率edP需要略大于dP即可，由附表31 查出 Y 系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率5.5edPkw。4）转速 工作机滚筒转速为:min/54.95

6、30014.35.1100060100060nrDV 由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械设计课程设计指导书）附表 1 圆柱齿轮传动其传动比常用值：3-6 V 带传动其传动比常用值：2-4 则总传动比i总合理范围为：6-24 故电动转速的大致可选范围为 ni n总=（6-24）=573r/min2293r/min 对额定功率为的 Y 系列电动机而言，可供选择的同步转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，取转速为 1000 r/min.型号为 Y132M2-6 5）由机械设计课程设计P235表20-1 选Y132S-4型电动机，主要技术数据如下：

7、型号 额定功率（KW）满载转速（r/min）额定转矩堵转转矩 额定转矩最大转矩 Y132M2-6 960 表 3-1 电动机的型号 传动装置的总传动比及其分配 系统总传动比 查资料可知电动机的转速n=1140r/min 根据关系式nin总得：05.1054.95960inn总 参考机械设计课程设计 P:5表2-1：取取V带传动13i 则：齿轮的的传动比4.335.3305.10i12ii总 34 动力动力参数的计算 n=min 电动机型号：Y132M2-6 9.46i总 带传动比：13i 齿 轮 传 动 比：4.32i 0960/minnr 1320/minnr min/12.942rn mi

8、n/12.943rn 1）每个轴的转速 电动机输出轴的转速0960/minnnr 小齿轮轴I的转速011960320/min3nnri 大齿轮轴II的转速min/12.944.3320212rinn 滚筒轴的转速12.9423 nnr/min 3）每个轴的输入功率 电动机输出轴的输入功率kw21.40dpp 小齿轮轴I的输入功率kwPP04.496.021.4101 大齿轮轴II的输入功率wPPk80.398.096.004.43212 滚筒轴的输入功率kwPP61.399.096.08.34223 4）各个轴的转矩计算 电动机输出轴的转矩：mNnPT88.4196021.4955095500

9、00 小齿轮轴I的转矩：m57.12032004.495509550111NnPT 大齿轮轴II的转矩：mNnPT57.38512.9480.395509550222 滚筒轴的转矩：mNnPT29.36612.9461.395509550333 以上计算结果列表如下：轴名 功率 P/KW 转矩/(Nm)转速n/(r/min)电动机轴 96000 小齿轮I轴 32000 kwp21.40 kwP04.41 kwP80.32 kw61.33P mNT88.410 mNT57.1201 mNT57.3852 mNT29.3663 大齿轮II轴 滚筒轴 表 3-2 参数结果 第四部分 齿轮的设计 齿轮

10、材料和热处理的选择：材料选择:由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 45Cr 调质，齿面硬度为 280HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBS。二者材料硬度差为 40HBS 齿轮几何尺寸的设计计算 1选择精度等级及齿数 1）按图 2-1 传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器,故选用 7 级精度（GB10095-88）3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为1Z=24,大齿轮齿数2Z=,取2Z=77。4）选取螺旋升角：初选螺旋升角14。2按齿面接触强度设计：按机械设计（10-21）试算，即 （1）确定公式内的各

11、计算数值 1）试选tK=。2）由机械设计217 页图 10-30 选取区域系数HZ=3）由机械设计215 页图 10-26 查得：1=,2=,则65.121。4)由机械设计表 3-6 选取齿宽系数1d。T1=142390 N mm N2=142390 N mm 5)由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数：MPaZE8.18921 6)由机械设计图 10-21c、d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim 7）由表 3-2 查得小齿轮传递的转矩：1142.39142390TN mN mm 8)由式机械设计式 10-13

12、 计算应力循环次数 8116060320 1(28300 10)9.21610Nn jlh 8829.216102.88 103.2N 9)由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数1HNK；2HNK 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S232 1.6 1423904.22.433 189.864.801 1.653.2531.25mm=1，由机械设计式 10-12 得 SKHNH1lim110.9600540MPa SKHNH2lim22MPa5.52255095.0 许用接触应力：12540522.5531.2522HHHMPaMPa（2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径

13、1td，由计算公式得 td1 v=s b=mnt=h=d1=2)计算圆周速度 113.14 64.80 320/1.1/60 100060 1000td nvm sm s 3)计算齿宽 b 及模数ntm 1.111 64.8064.80cos64.80cos142.62242.252.252.625.89564.80/10.995.895dttntntbdmmdmmmzhmmmb h 4)计算纵向重合度=10.318tan0.3181 24tan141.903dz 5)计算载荷系数 K 由机械设计查表 10-2 得使用系数Ak=1,根据 v=s,7 级精度,由机械设计图 10-8 查得动载系数

14、1.1vk;由机械设计表 10-4 查得1.42Hk；由机械设计图 10-13 查得Fk；由表 10-3 查得1.4HFkk 故载荷系数 k=1 1.11 1.41.422.21AVHHk k kk 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计式（10=10a）得：33112.2164.8072.171.6ttkddmmk 7)计算模数nm 11cos72.17cos142.9224ndmmmz 3按齿根弯曲强度设计 由机械设计式（10-17）213212cosFaSandFkTYY Ymz（1）确定计算参数 mn=1)计算载荷系数 1 1.1 1.4 1.352.10AvFFkk k

15、 kk 2)根据纵向重合度1.903,从机械设计图 10-28 查得螺旋角影响系数88.0Y。3)计算当量齿数 113322332426.27coscos 147784.29coscos 14vvzzzz 4)查取齿形系数 由机械设计表 10-5 查得1FaY 2FaY 5)查取应力校正系数 由机械设计表10-5 查得1SaY 2SaY 6)由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802。7)由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNk 2FNk。8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=,由机械设计式（1

16、0-12）1112220.85500303.571.40.88380238.861.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS 9)计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较 1112.592 1.5960.01363303.57FaSaFYY 2222.211 1.7740.01642238.86FaSaFYY 小齿轮的数值较大(10)设计计算 123Z 274Z 149.95amm 171.13dmm 2228.87dmm 180Bmm 275Bmm 4023222.100.8814239010(cos14)0.016421241.652.65nmmm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模

17、数大于由齿根弯曲 疲 劳 计 算 的 法 面模 数，可 取 弯 曲 疲 劳 计 算 的 法 面 模 数2.65nmmm,并就近圆整为标准值3.0nmmm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直径172.17dmm来计算应有的齿数。于是由 11121cos72.17cos1423.34323,3.22374ndzmzzuz取则(1)计算中心距 1223743()149.952cos2 cos14nzz mammmm将中心距圆整为150(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 12023743arccosarccos14.0714 41222 150,.naHzzmaK

18、Z因 值改变不多 故参数不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径 112223 371.13coscos14.0774 3228.87coscos14.07nnz mdmmz mdmm(4)计算齿轮宽度：11 71.13.71.13dbdmm 圆整后取2175,80Bmm Bmm 大齿轮有关参数整理于下表：齿轮名 模数nm/mm 齿数 Z 齿宽B/mm 分度圆直径d/mm 螺旋角/度 小齿轮 3 23 80 7113 14 412 大齿轮 3 74 75 22887 14 412 表面 4-1 43 齿轮的结构设计 1.确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例）齿顶圆直径22228.872 3234.8

19、7aanddhdmmmmm 因齿顶。圆直径大于 160mm，而又小于 500，故选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 10-39 推荐用的结构尺寸设计并绘制大齿轮零件图如图 4-1 所示 有关尺寸参数：图 10-39 22228.872 3234.87aanddhdmmmmm 取4Dd55mm,d为轴安装大齿轮处的轴径。34D1.7D93.5mm，圆整为 90mm 0212234.8724 3198.87anDdmmm，圆整为 195mm 2030.3()0.3(19590)31.5DDDmm,圆整为 35mm D1=2DD30=,圆整为 145mm 20.250.27515CBmm

20、0.50.5 31.5nnmmm mmr5 2.确定检验项目及其允许值 大齿轮分度圆直径为，查互换性与测量技术基础表 10-6 0.013ptfmm 0.05pFmm 0.016Fmm 149.950.020amm 到 10-9，得：单个齿距极限偏差0.013ptfmm 齿距累积总公差0.05pFmm 螺旋线总公差0.016Fmm 3.确定中心距极限偏差f 中心距为，查互换性与测量技术基础表 10-1 得70.0202ITf ，因此，中心距表示为：149.950.020amm 4.确定确定最小侧隙和齿厚偏差（1）确定最小侧隙minbnj，由互换性与测量技术基础式（10-4）得：min2(0.0

21、60.005)0.030.143bnjammmm（2）确定齿厚上偏差snsE，由互换性与测量技术基础式10-9得：min000.140.07452cos202cos20bnsnsjEmm 取负值为0.075snsEmm （3）确定齿厚下偏差sniE，查互换性与测量技术基础表10-5得：切齿径向进刀公差90.115rbITmm 按式 10-10 计算 2202202tan 200.0390.1152tan 200.088snrrTFbmm 所以，0.0750.0880.163snisnssnEETmm 5.确定齿坯精度（1）内孔尺寸公差，查互换性与测量技术基础表 10-12得7IT，即507H。

22、（2）齿顶圆直径偏差，查互换性与测量技术基础表 10-12得 0.050.0530.15mmm （3）查互换性与测量技术基础表10-13 得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为。（4）齿坯表面粗糙度 由互换性与测量技术基础表 10-14 查得齿面aR的上限值为m，由表 10-15 查得齿坯内孔表面aR的上限值为m，端面aR的上限值为m，顶圆aR的上限值为m，其余加工表面粗糙度aR的上限值取m 五部分 轴的设计计算 轴的材料和热处理的选择 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。查机械设计表 15-1，可知11640,275,155,60bsMpaMpaMpaMpa 轴几何尺寸的设计计算 1轴的设

23、计 (1)由表3-2可知轴上的功率2P、转速2n和转矩2T 24.63PKW 2101.59/minnr 2439.56TN m(2)初定轴的最小直径 先按机械设计式（15-2）初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取0118A 从动轴：112221min024.6311842.1101.59PdAmmn 主动轴：112212min014.7711829.0101.59PdAmmn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（参看图5-2），为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。轴的材料为45钢 调质处理 联轴器的计算转矩2caaTK T，查

24、机械设计表14-1，考虑到转矩的变化很小，故aK=,，则：21.3 439560571.428caaTKTN mN m 按照计算转矩caT要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:710571.428N mN m。半联轴器的孔径:45Idmm,故取45dmm，半联轴器轴孔长度1112Lmm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:60ILmm。即取1min45dmm。(3)轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案 经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图 5

25、-1 所示的装配方案。(a)从动轴的装配 1min45dmm 弹 性 柱 销 联 轴器,型号为:LT8型联轴器 (b)主动轴的装配方案 图 5-1 主、从动轴的装配方案(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,III 轴段右端需制出一轴肩,由定位轴肩高度h=故取IIIII 段的直径50II IIIdmm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径55Dmm,半联轴器与轴配合的毂孔长度:1112Lmm,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,故段的长度应比1L略短2-3mm,取:110I IIlmm。2)初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和

26、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:50II IIIdmm.由机械设计简明手册，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型,其尺寸:5011029.25dD Tmmmmmm，故50II IVVI VIIddmm 右端轴承采用轴肩定位，由定位轴肩高度h=轴肩高度取h=,因此60V Vdmm。而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，3)取安装齿轮处轴段的直径：55IV Vdmm，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,故取：72IV Vlmm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度

27、0.07hd,取 50II IIIdmm 50IIIVdmm 50VI VIIdmm 55IV Vdmm 60V VIdmm 110I IIlmm50II IIIlmm 72IV Vlmm 57IIIIVlmm 24V VIlmm 2.5hmm,则轴环处的直径：50260V VIdhmm。4)轴承端盖的总宽度为：mm20（由减速器及轴承端的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离30lmm故取50II IIIlmm。5)取齿轮距箱体内壁距离为:16amm，考虑到箱体的铸造误差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm

28、,已知滚动轴承宽度 T=，则(7572)308 16357IIIIVlTsamm ,同理可算出：16824V VIlsamm.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)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 1)齿轮与轴的连接 按55IV Vdmm查机械设计表6-1,得平键截面1610b hmmmm,键槽用键槽铣刀加工,根据键长等于或略小于毂长度，即 L=B-（5-10）mm，故取：L=63mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为:76nH 2）半联轴器与轴的联接,查机械设计表6-1，选用平键为:149100b h Lmmmmmm,半联轴器

29、与轴的配合为:76Hk。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。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 3841tFN 1441rFN 963aFN 1NHF1344N 参照机械设计表15-2,取轴端倒角为:456.1，各轴肩处圆角半径取2R 主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：(5)求轴上的载荷 1)首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的受力简图如图（5-2）。确定轴承的支点位置,对30310型圆锥滚子轴承，由机械设计简明手册中查得a=23mm。因此，作为简支梁的轴承支承跨距2371.538.5110LLmmmmmm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩

30、图,可看出截面处计算弯矩最大,是轴的危险截 2NHF2497N 11506NVFN 265NVFN 274632HM 1107679VM 22503VM 1294987M 2274643M 2439560TN m 图5-3 轴的载荷分析图(6)按弯扭合成应力校核轴的强度 1)作用在齿轮上的力，如图5-3所示 切向力:2222 4395603841228.87tTFNNd 径向力:tantan 2038411441coscos14 412rtFFN 轴向力tan3841 tan14 412963atFFN 2)求作用于轴上的支反力，如图 5-3所示 水平面内支反力:1NHF1344N 2NHF2

31、497N 从动轴承选圆锥滚子轴承，型号：30310（2 个）垂直面内支反力:11506NVFN265NVFN 3)作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.水平面内：2274632HtMFLN mm 垂直面内：112150671.5107679VNVMFLN mm 22365 38.52503NVNVMFLN mm 计算总弯矩:由公式22vHMMM 222211274632107679294987HVMMMN mm 2222212746322503274643HVMMMN mm 4)作出扭矩图:2439560TN m，如图5-3所示。5)按弯扭合成应力校核轴的强度 从轴的结构图以及弯

32、矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C是轴的危险截面。根据机械设计式（15-5）及上述数据，以及轴单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 轴的计算应力：2222122294987(0.6439560)23.80.1 55caMTMpW 前选定轴的材料为 45 钢，调质处理，上述过程中已查得160MPa，因此1ca，故安全。6)根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图5-2。与齿轮连接处键 149 100 与齿轮连接处键 16 1063 弹 性 柱 销 联 轴器,型号为:LT8型联轴器 齿轮浸油润滑，用 150 号机械油 (a)主动轮尺寸

33、结构简图 （b）从动轴尺寸结构简图 图5-2 主、从轴尺寸结构简图 第六部分 轴承、键和联轴器的选择 轴承的选择及校核（1）由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承30310型，2个为从动轴承。（2）计算轴承寿命：圆锥滚子轴承30310，相关参数查机械设计简明手册得：76.91,1.00,1.2,0.31,1.9rtpCKN ffeN Y 图6-1受力简图 轴承脂润滑，用ZL3 型润滑脂 1）画轴力简图如图6-1所示，求轴向力12,aaFF：22221112222019,2498rNHNVrNHNVFFFN FFFN 11201953122 1.9rdFFNY，22249865722 1.

34、9rdFFNY 且已知963aeFN 216579631620531daedFFNFN 轴承I被压紧，轴II被放松。1222432,657aaedadFFFN FFN。2）计算当量动载荷 14320.210.3114019FaNeNFrN 查机械设计表13-5得111,0XY 26570.260.3122498FaNeNFrN 查机械设计表13-5得221,0XY 1111.21 20192423prPfXFNN 2221.2 1 24982998prPfXFNN 3）21PP可知2P是危险轴承。根据机械设计式（13-5a）计算轴承寿命，对于滚子轴承103，10663310101 76.91

35、1081649836060 101.592998trhf CLhnP 预期寿命为：10年，两班制 103008248000hLhL 因此轴承寿命合格。键的选择计算及校核（1）与半联轴器配合轴段处的键，在轴的结构设计中已选用圆头平键149100bhLmmmmmm选择 45 钢，其许用挤压应力 120pMpa 24000400043956050.5 9 8645tppFTMpahlhld 则该键强度足够，合格。（2）与大齿轮配合轴段处的键，选择在轴的结构设计中已选用圆头平键161063bhLmmmmmm 45 钢，其许用挤压应力 120pMpa 24000400043956068.0 104755

36、tppFTMpahlhld 则该键强度足够，合格。联轴器的选择 联轴器的计算转矩2caaTK T，查机械设计表14-1，考虑到转矩的变化很小，故aK=,，则：21.3 439560571.428caaTKTN mN m 按照计算转矩caT要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:710571.428N mN m。半联轴器的孔径:45Idmm,故取45dmm，半联轴器轴孔长度1112Lmm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:60ILmm 型号 公称转矩 许

37、用转速 轴孔直径 轴孔长度 外径 轴孔类型 轴孔材料 LM5 710N m 2400r/min 45mm 112 mm 190mm Y 型 HT200 表 6-1 LT8 型弹性柱销联轴器参数 第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 润滑的选择确定 1.齿轮1.08/12/vm sm s，应用喷油润滑，但考虑成本需选用浸油润滑。选用 150 号机械油（GB 443-1989），最低最高油面距（大齿轮）1020mm，需油量为左右。2.轴承采用润滑脂润滑。选用 ZL3 型润滑脂（GB 7324-1987），用油量为轴承间隙的1132为宜。密封的选择确定（1）箱座与箱盖凸缘结合面的密封

38、选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处结合面的密封 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 轴的外伸端与透盖间的间隙，由于3/vm s，故选用半粗羊毛毡加以密封。（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。减速器附件的选择确定 减速器附件包括螺栓、螺母、垫圈、销、油标尺、通气器，附件参数见表 7-1。名 称 功 用 数量 材 料 规 格 螺栓 安装端盖 12 Q235 6 16M GB 5782-1986 螺栓 安装端盖 24 Q235 8 25M GB 5782-1986 螺母 安装 3 3A 10M GB 6170-

39、1986 垫圈 调整安装 3 65Mn 10 GB 93-1987 销 定位 2 35 6 40A GB 117-1986 油标尺 测量油面高度 1 组合件 通气器 透气 1 3A 表 7-1 减速器附件参数表 箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5，=15mm 箱盖厚度1=8mm 箱盖凸缘厚度112bmm 箱底座凸缘厚度2.5pmm，=25mm 轴承旁凸台高度45hmm，凸台半径20Rmm 齿轮轴端面与内机壁距离1=18mml 大齿轮齿顶与内机壁距离1=12mm 小齿轮轴端面与内机壁距离2=15mm 上下机体筋板厚度1m=6.8mm，m=8.5mm 主动轴承端盖外径

40、1D=105mm 从动轴承端盖外径2D=130mm 地脚螺栓M16，数量 6 根 第八部分 总结 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次全面的机械设计训练，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次一次的更改和不断的验证，最终找出来原因所在。通过这次课程设计，我们更深的学习到了一般的设计方法，掌握了通用零件、机械传动装置和简单的机械设计原理，同时对制图标准也有了更多的了解，在课程设计的这段时光里，学到了很多书本上的知识，可以说是多门课程的综合运用，通过这次设计，把我们以前所学的知识都运用出来了，这时才发现，原来之前学的是那么那么的少，远远不够这次设计所用。同时也深深感到自己初步掌握的知识与

41、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思考和解决的能力。最后特别感谢老师的悉心指导，特别是在我们的设计思路中，同时教导我学会独立通过课程设计，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。参 考 文 献 1 濮良贵，纪名刚.机械设计

42、M.第八版，北京：高等教育出版社，2006.2 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册S.第三版,北京：高等教育出版社，2005.3 徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙：湖南大学出版社，2005.4 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书M.南京：南京理工大学出版社，2007.5 孙岩，陈晓罗，熊涌.机械设计课程设计M.北京：北京理工大学出版社，2007.6 杨黎明，杨志勤.机械设计简明手册.北京：国防工业出版社，2008.7 刘鸿文.材料力学.第五版，北京：高等教育出版社，2011.8 朱张校，姚可夫.工程材料.第五版，南京：清华大学出版社，2011.9 余桂英，郭纪林.AutoCAD 2006 中文版实用教程.大连：大连理工大学出版社，2006.10 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，2011.11 王伯平.互换性与测量技术基础.第三版，北京：机械工业出版社，2008.12 龚溎义.机械设计课程设计图册.第三版，北京：高等教育出版社，2011.