机械课程设计(32页).doc

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1、-机械课程设计-第 - 31 - 页机械设计课程设计课题名称 带式输送机传动装置设计 系 别 机电学院 专 业 机械设计与制造 班 级 09机制01班 姓 名 学 号 093280129 指导老师 高瑞贞 河北工程大学2011年6月设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器设计数据：运送带传递的有效圆周力F=7600N，带速0.60m/s，滚筒直径530mm设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击工作条件：连续单向运转 工作时有轻微震动 空载启动 使用期限为八年 单班工作制(每班8小时) 传动示意图如下：目录一、 选择电动机二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比三、 计算传动装置的运动和动

2、力参数四、 设计V带和带轮五、 链传动的设计 六、 齿轮的设计 七、 齿轮具体参数 八、 轴及零部件的设计 九、 密封圈的设置 十、 减速器机体结构及尺寸 十一、 箱体及减速器附件说明十二、 参考资料一、 选择电动机工作机所需功率Pw：=4.56Kw带的传动效率： 0.96每对轴承的传动效率：0.988圆柱齿轮的传动效率：0.975联轴器的传动动效率：0.99滚筒的传动效率： 0.96链的传动效率 ： 0.965说明：电动机之工作机之间的总效率根据电动机功率及转速查手册第317页表108查出电动机型号为Y132M4.额定功率为7.5kw，工作输出效率为5.63 kw,工作输出效率为75.1%基

3、本符合工作要求二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比 ：平均传动比：分配传动比： 则三、 计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴,2轴，3轴，4轴。 依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3之间，轴3与轴4之间的传动效率。1. 各轴转速：2.各轴输入功率： 3各轴输入转矩： 四、设计V带和带轮：1. 设计V带(1) 确定设计功率 查课本表8-7得：=1.1则计算功率 （2）选择带型 根据 , 由课本图8-11，选择A型V带。 （3）选取带轮基准直径 与 由表8-8取=100mm =2.1100=210mm（4）验算带速 带速在525m/s范围内，合适（5）

4、取V带基准长度Ld和中心距a：初步选取中心距： 取=400mm符合0.7（+） 2(+)由课本式8-26得: 查课本表8-2取=1250mm由课本式8-27计算实际中心距：（6）验算小带轮包角 ：由课本式8-3得：(7)求v带根数z：由式8-28得： 由和查表8-4a得 根据和A型带 查课本表8-4b得, =0.17KW查课本表8-5得, =0.955查课本表8-2得, =0.93 则 取=5（8）求作用在带轮轴上的压力查课本表8-3得q=0.1kg/m，故由课本式8-29得单根V带的初拉力;(9)作用在轴上压力由式8-30得：(10)带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式）

5、，从动轮基准直径，采用腹板式。五、 链传动的设计：1、 选择链轮齿数，根据i=2.6估计链速在0.63m/s之间选小链轮的齿数=19大链轮的齿数= *i链=19*2.6=49.4所以取=502、确定计算功率 由表（9-6）查得=1.0,由图9-13查得，单排链 故 = * *p=1.01.525.02=7.63 KW3、确定中心距及链节数 初选中心距 =30p 由式取=80mm4、确定链条型号和节距p根据=7.63 KW ，由图9-11可选链型号28A-1，链条节距p=44.45mm5、验正链速根据链号为28A-1查图9-14选用滴油润滑6、确定链长L和中心距a链长：L=中心距;a=987mm

6、7作用于轴上的压力F=工作平稳，取压轴力系数1.2=1.2 F=11250N六、 齿轮的设计:I 第一对齿轮的设计 1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为243.3=79.2，取=802按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 选用载荷系

7、数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60685.71（183008）=7.9； =7.9/3.3=2.4取接触疲劳寿命系数=0. 9, =0.95 4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=0.9600=540MPa=0.95550=522.5 MPa5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值 =59.1mm(1)计算圆周的速

8、度(2)计算齿宽b=159.5mm=59.5mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2.48 mm齿高=2.252. 48=5.58 mm=10.67(4）计算载荷系数。根据V=2.14m/s;7级精度，可查图10-8得动载系数=0.95；直齿轮 =1;可得使用系数 =1;由10-4用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423； 由10.67，=1.423 可得=1.35故载荷系数=1.36(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=60.4mm(6）计算模数m。=2.52mm6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 （1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度

9、极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.9, =0.92；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得= =321.43 Mpa= =249.71 Mpa4）计算载荷系数K = =1.2835）查取齿形系数。查得 2.65 2.2266)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.764计算大，小齿轮的并加以比较。=0.01303= =0.01572大齿轮的数值大。（2）设计计算。=1.74mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的

10、承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.73mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度计算得的分度圆直径=60.4 mm，算出小齿轮数 = =31大齿轮的齿数=3.331=102.3 取 103这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=31=62mm= m=103=206mm(2)计算中心距=134mm（3）计算齿轮的宽度62 mm取=62mm，=67mm II 第二对齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数

11、；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为243.72=89.3，取=902按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数； 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲

12、劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60207.81（183008）=2.4； =2.9/3.72=6.5取接触疲劳寿命系数=0. 97, =0.99 4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=0.97600=582MPa=0.99550=544.5 MPa5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值 =84.3mm(1)计算圆周的速度(2)计算齿宽b=184.26mm=84.3mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=3.51mm齿高=2.253.51=7.91 mm=10.66(4）计算载荷系数。根据

13、V=2.14m/s;7级精度，可查图10-8得动载系数=1.09；直齿轮 =1;可得使用系数 =1;由10-4用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.427； 由10.66，=1.427 可得=1.37故载荷系=1.56(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=89.58mm(6）计算模数m。=3.73mm6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 （1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.9, =0.94；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由

14、式可得= =321.43 Mpa= =255.15 Mpa4）计算载荷系数K = =1.495）查取齿形系数。查得 2.65 2.206)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.78计算大，小齿轮的并加以比较。=0.01303= =0.0153 大齿轮的数值大。（2）设计计算。=2.67mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.67mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度计算得的分度圆

15、直径=89.58 mm，算出小齿轮数 = =30大齿轮的齿数=3.7231112 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=303=90mm= m=112=336mm(2)计算中心距=213mm（3）计算齿轮的宽度90 mm取=90mm，=95mm七、 轴及附件的设计 I.中速轴的设计选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220 抗拉强度极限650MPa屈服强度极限360MPa 弯曲疲劳极限270MPa剪切疲劳极限155MPa 许用静应力 =260 MPa许用疲劳应力=190

16、MPa （1）选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查机械设计表15-1得：许用弯曲应力，屈服极限。（2）初步计算轴的最小直径，根据表15-3，取，于是有dA0=112=32.73 选定d2=34.4mm。（3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： 2）各轴的直径和长度 根据d=34.4mm，选用深沟球轴承6307，尺寸参数dDB=35mm80mm21mm 得d1=d5=35mm； 考虑到定位和加工方便d2=d4=40mm第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以L2=65mm, L4=88mm，由设计指导书得L

17、3=10,L1=45mm,L5=45mm。（4）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向和周向定位都采用普通平键连接，根据d2=40mm ，L2=88mm，查表得第二段键的尺寸为bhL=12880，第四段键尺寸为bhL=12856，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6； （5）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位；（6）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （7）求轴上的载荷 1）求轴上的力已知P2输入=5.21Kw n2=207.8r/min T2输入=239.44Nmd2= Z2m=1032=206 d3

18、= 90Ft2=2324.7N Fr2=Ft2tan20=846.1NFt3=5321N Fr3=Ft3tan20=1936.7NLAB=138-93/2=91.5mm LBC=93/2+10+60/2=86.5mm LCD=105-60/2=75mm圆周力的方向如下图所示由力和力矩平衡得：水平方向 FNH21+FNH22+Fr22= FNH21LAB=Fr22LBC+FNH22(LBC+LCD) FNH21=985.5N FNH22=105.1N所以 M2BH= FNH21LAB=985.591.5=90173.25 ,M2CH= FNH22LCD=105.175=7882.5 竖直方向FN

19、V21+FNV22=Ft23+Ft22 FNV21+FNV22=7645.7N FNV21LAB=-Ft22LBC+FNV22(LBC+LCD) FNV21=3291N FNV22=4354.7N所以 M2BV= FNV21LAB=329191.5=301126.5 ,M2CV= FNV22LCD=4354.775=326602.5T=239.44 Nm 力矩图如下： 所以危险截面B M2B=314.2Nm 截面C M2C=326.8 Nm （8）进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5），弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6,查表15

20、-4抗弯扭系数计算，有键槽结构则 W=- =-=5298 , =90MPa 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此2Bca -1 ,2Cca-1 安全。（9）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=183008=19200 由所选轴承系列6307，可查表知额定动载荷C=29.5kN F2r=3435.4N2)当量动载荷P,查机械设计表13-6，fp=1.1 P= fp F2r =1.13435.4=3778.94N3）演算轴承寿命:对于球轴承：=3 Lh=( )Lh=( )= ()319200h所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承型号6307（10）键的校核齿轮3上的键 1）

21、选用键的系列 第二段键的尺寸为bhL=12880. 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度l=L-b=68mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 p3=110MPa所以合适齿轮2上的键3）选用键的系列 第四段键尺寸为bhL=12855。 4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度l=L-b=43mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5有式 p4=110MPa 所以合适II.高速轴的计算带轮宽度初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 685.7

22、r/min; =5.41kw；查表155-3得=115； =22.89mm （3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： 2）各轴的直径和长度 d1=24mm，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L1=81mm； 初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承6306，dDB=30mm72mm19mm，故d2= d5=30mm,L2=67mm, ,L6=41mm，L5=63mm，L3=72mm； 当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取6-8mm,故d3=36mm,L3

23、=72mm； 当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，其变化应为1-3，即 d1=24mm，L1=81mm； 齿轮处 直径取d5=36mm,L5=63mm。 （4）轴上零件的轴向定位 皮带轮与轴的轴向定位采用平键连接，d1=24mm，L1=81mm，查表选用键为bhL=8773,滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差m6;齿轮处采用平键进行周向定位，d5=36mm,L5=63mm，查指导书GB1096-79(90),bhL=10855,尺寸偏差 0+0.036。（5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角145，各轴肩

24、出圆角半径为1mm。（6）求轴上的载荷 1）、求轴上的力d= z1m=242=48mm 对标准齿轮，啮合角为20： Ft1=3139.6N, Fr1=Ft1tan20=1142.7N圆周力的方向如下图所示：FNH水平反力FNV垂直反力轴端轴承为向心轴承，因此取轴承中点为支撑点计算力矩长度，首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置，a=81+67-19/2=141.5mm，b=8+72+10+632=121.5mm，c=632+41-19/2=76.5mm，确定危险截面FNV11+FNV12=Fr FNV11+FNV12=1142.7N FNV11b= FNV12c FNV11

25、=441.5N FNV12=701.2N M1V= FNV11b =441.5121.5=53642.25FNH11+FNH12=Ft FNH11+FNH12=3139.6N FNH11b= FNH12c FNH11=1213N FNH12=1826.6N M1H= FNH11b=1213121.5=147379.58 T=T1=75.35103Nmm载荷水平面H垂直面V支持力FFNH11=1213N FNH12=1826.5N FNV11=441.5N FNV12=701.2N 弯矩MM1H=147379.58M1V=53642.25总弯矩M1=147.5Nmm扭矩T1= 75.35103N

26、mm （7）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机械设计式（15-5），弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6,查表15-4抗弯扭系数计算，有键槽结构则W=- =-=1356.5-426.7=929.8 =60MPa 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。 （8）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=183008=19200 由所选轴承系列6306，可查表知额定动载荷C=27 KN F1r=1956.5N2)当量动载荷P,查机械设计表13-6，fp=1.1 P= fp F1r =1.11956.

27、5=2152.15N3）演算轴承寿命 Lh=()对于球轴承：=3Lh=()= ()319200h所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6306（9）键的校核 1）连接皮带轮选用键的系列 bhL=8773 T=75.35103Nmm 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由机械设计表6-2查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=72mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=3.5有式 p1=24.6MPa110MPa所以合适3)作周向定位的键，bhL=10855，T=75.35N*mm4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由机械设计表6-2查得许用应力，

28、取=110MPa，键的工作长度L=L-b=70mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 p2=19.1MPa110MPa所以合适III.低速轴的设计（1）选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。 （2）初步确定轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 dA0=112=50.12mm初定轴的最小直径dmin= =53mm（3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： 2）各轴的直径和长度 链轮

29、处的轴取轴径的最小值d6=53mm L6=54mm 初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6211，dDB=55mm120mm21mm，故d1=d5=55mm,为了便于齿轮安装d2=60 mm，为了使齿轮有较好的轴向定位，取d3= 68mm， d4=63mm， L5= 21mm； 轴承B=21mm，为了便于安装，L5=21mm，其他长度有轴2的计算方法求得L1=45mm L2= 88mm,L3=10mm ,L4= 89mm ,L6=54mm， 轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据d2=60mm,L2=88mm，选择轴上的键为bh

30、L=18mm11mm80mm，根据d6=53mm L6=54mm，选择与轴段6的键为bhL=16mm10mm44mm，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6； 轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套筒定位； 确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （4）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知已知P3输入=5.02Kw n3=55.9r/min T3输入=857.62Nm Ft4=5104.9N Fr4=Ft4tan20=1858.1N 圆周力的方向如下图所示：首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定危险截面LAB

31、=133-21/2-88/2=78.5mm LBC=110-21/2+10+88/2=153.5mmF3NV1+F3NV2=Ft4 F3NV1+F3NV2=5104.9N F3NV1LAB = F3NV2LBC F3NV1=3377.6 N FNV2=1727.3 N M3BV= F3NV1LAB =3377.678.5mm =265.14NmF3NH1+F3NH2=Fr4 F3NH1+F3NH2=1858.1N F3NH1LAB = F3NH2LBC F3NH1=1229.4 N F3NH2=628.7 N M3BH= F3NH1LAB =1229.478.5mm =96.5 Nm T= T

32、3输入=857.62Nm 载荷水平面H垂直面V支持力FF3NH1=1229.4 N F3NH2=628.7 N F3NV1=3377.6 N FNV2=1727.3 N弯矩MM3BH=96.5 Nm M3BV=265.14Nm总弯矩M3=282.16Nm扭矩T= T3输入=857.62Nm （5）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机械设计式（15-5），弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6,查表15-4抗弯扭系数计算，有键槽结构则W=- =-=16291.35mm3=36.1 MPa前面以选定轴的材料为45（调质）

33、，查15-1得，因此3ca-1 符合要求（6）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=183008=19200h 由所选轴承系列60211，可查表知额定动 载荷C=43.2KN F3r=3594.4 N2)当量动载荷P 查机械设计表13-6，fp=1.1 P= fp F3r =1.13594.4=3953.4N3）演算轴承寿命 Lh=( )24000h所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6211（7）键的校核 齿轮4上的键 1）选用键的系列 bhL=18mm11mm80mm 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=62

34、mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=5.5有式 p5=110MPa 所以合适 与链轮相连的键 3）选用键的系列bhL=16mm10mm44mm 4）键的工作长度L=L-b=28mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=5p6=110MPa 所以合适九、密封圈的设置：1. 高速轴上的密封圈d=25 D=39 B=6 =26 2. 低速轴上的密封圈 十、减速器机体结构及尺寸减速器箱体参数：箱座厚度 箱盖厚度 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺钉数目 n 查手册的 n=6轴承旁联接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 轴承端盖上螺钉数目 4视孔盖螺钉

35、直径 6定位销直径 6，至外箱盖壁的距离 查手册得 ，至凸缘边缘的距离 查手册得 外箱壁至轴承内端面距离 齿轮顶圆与内箱壁距离 箱板肋厚 箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖外径 十一、箱体及减速器附件说明 箱体说明： 箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度 和良好的工艺性。箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道 美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油

36、槽，以防润滑油从结合面流出箱外。箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。 减速器附件说明：1) 视孔和视孔盖 箱 盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。2)油标 采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。3)油塞 在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈

37、可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。4)吊钩、吊耳和吊环螺钉 为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。5)定位销 为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。 轴系的固定：A 轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖

38、或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。B 周向固定：滚动轴承采用内圈与轴的过渡配合，齿轮与轴除采用过盈配合还采用圆头普通平键。（2） 润滑与密封1润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。个人小结 在这十几天的课程设计中通过

39、设计两级圆柱齿轮减速器，觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、工程力学、机械设计基础等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等）；熟练掌握AUTO CAD绘图，获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字