机械设计课程设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器
学院：机械工程与应用电子技术学院

目录

一、设计任务书 第3页
二、传动系统方案的分析与拟定 第3页
三、电动机的选择计算 第3页
四、传动比的选择 第5页
五、传动系统运动的动力参数的计算 第5页
六、V带设计 第6页
七、减速器外传动零件的设计计算 第7页
八、 初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器 第10页
九、 减速器高速轴的结构设计及强度校核 第11页
十、滚动轴承的选择 第15页
十一、键的选择及校核 第15页
十二、联轴器的选择 第16页
十三、减速器附件的选择及简要说明 第16页
十四、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 第16页
十五、箱体主要结构、尺寸的计算 第18页
十六、设计总结 第18页
十七、参考资料 第18页

计算及说明
结果
一、设计任务书
1、设计任务
题目2：设计用于带式输送机的一级圆柱齿轮减速器.
2、 原始数据
（1）数据编号 A3
（2）运输带工作拉力 F=1200N·m
（3）运输带工作速度 V=1.7m/s
3、工作条件 连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，输送机工作速度允许误差为。
二、 传动系统方案的分析与拟定
带式运输机传动系统方案如下图所示。
选用V带传动和闭式圆柱齿轮传动。该方案传动比不太大，效率较高，精度易于保证。闭式圆柱齿轮由电动机驱动，中间由V带相连。电动机1将动力传到大带轮2，再传到减速器3，经联轴器将动力传至卷筒轴，带动传送带工作。闭式齿轮传动瞬时速比稳定，传动效率高，工作可靠，寿命长，结构紧凑，外形尺寸小。其载荷平稳，空载起动，故轮齿可以做成直齿，用于的传动。
三、 电动机的选择计算
1、电动机类型的选择
按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 ，电压380V。因为此类型电动机应用广泛、结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便。2、电动机功率的选择
工作机所需功率为：

传动装置的总效率为：

由设计书表2-3确定各部分效率:
V带传动效率η1＝0.96
深沟球轴承效率（一对）η2＝0.99
一级闭式圆柱齿轮传动效率（油润滑）η3＝0.97；
联轴器效率η4＝0.99；
传动滚筒效率η5＝0.96。
传动装置的总效率为：

工作机所需功率为：

工作时载荷平稳，选择电动机容量时应保证电动机额定功率等于或稍大于工作机所需的电动机功率，即。故由设计书表17-1选电动机额定功率。
3、电动机转速的选择
设i1为V带传动传动比，设i2为一级闭式圆柱齿轮传动比。滚筒轴工作转速
。
由设计书表2-1得到i1在2到4之间，i2在1到5之间。则其总传动比在4到20之间。由此可得，nd在481r/min到2405r/min之间。符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min。
现以三种转速方案进行比较。

方案

电动机型号
额定功率Ped/kW
电动机转速n(r/min)
电机质量(kg)
总传动比
同步转速
满载转速
1
Y100L2-4
3
1500
1430
38
12
2
Y132S-6
3
1000
960
63
8
3
Y132M-8
3
750
710
79
6

现选定电动机型号为Ｙ132S－6。电动机额定功率,满载功率Ped=3kW转速。转速nm=960r/min。
由表17-3可查得Ｙ132S－6主要外形及安装尺寸如下：

中心高
H
外形尺寸

底脚安装

地脚螺栓直径
K
轴伸尺寸

装键部位

112

216×140
12
38×80
10×80
四、 传动比的选择
运输及传动系统的总传动比 =nd/nw=960/120.25≈8
i1为带传动传动比，i2为一级闭式圆柱齿轮传动比，取，，则=i1i2=8。
五、传动系统运动的动力参数的计算
0轴（电动机轴）：
P0=Pd=3kW
n0=n=960r/min
T0=9550P0n0=95503960=29.84N·m
1轴（高速轴）
P1=P01=30.96=2.88kw
n1=n0/i01=9602.5=384r/min
T1=9550P0n0=95502.88384=71.63N·m
2轴（低速轴）
P2=P112=2.880.990.97=2.77kw
n2=n1i12=3843.2=120r/min
T2=9550P2n2=95502.77120=220.45N·m
3轴（滚筒轴）
P3=P223=2.770.990.99=2.71kw
n3=n2=120r/min
T3=9550P3n3=95502.71120=215.67N·m
轴名
功率
转矩
转速

传动比

效率

输入
输出
输入
输出
0轴

3

29.84
960
2.5
3.2
1
0.96
0.96
0.98
1轴
2.88
2.85
71.63
70.91
384
2轴
2.77
2.74
220.45
218.25
120
3轴
2.71
2.68
215.67
213.53
120
六.设计V带
1、确定V带型号
电动机功率Ped=3kW，转速nm=960r/min， =8
查机械设计基础课本表8—7得：=1.3，则
，
又=960r/min,根据图确定选取B型普通V带，查表8—6,8—8取小带轮直
=90mm
带速
大带轮基准直径
、确定中心距：

得245<<700
初定中心距=550mm，由

查表选取=1600mm
3、确定实际中心距a

中心距变换范围为364到1040mm
4、验算小带轮包角
∂1=180-(D1-D2)57.3520=163°>90°
于是取=100mm，=250mm，nm=960r/min
5、计算V带的根数Z：
由表查得P0=0.95KW，由Pr=（P0+∆P0）KɑKl
根据nm=960r/min，=2.5和A型V带，查表得∆P0=0.11kW，Kɑ=0.956
，Kl=0.93，所以
Pr=0.11+0.95×0.956×0.93=0.95kW
V带根数z=PcaPr=3.90.95=4.11
因此取Z=5.
6、计算作用在带轮轴上的载荷
由表得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力
（F0）min=5002.5-K∂K∂×Z×VPca+qv2=500×(2.5-0.956)×3.90.956×5×5+0.1×52=128.5N
对于新安装的v带，初拉力应为1.5（F0）min，对于运转后的v带初拉力因为1.3（F0）min
压轴力最小值为
（Fp）min=2z（F0）min×sin∂12=2×5×128.5×sin163°2=1271N
七、减速器外传动零件的设计计算
1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数
（1）选用斜齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作机器，转速不高，故可选用7级精度。
（3）由表10—1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240HBS，二者硬度差为40HBS。
（4）选取小齿轮齿数Z1=24，传动比i=2.5，大齿轮齿数Z2=77。
初选螺旋角β=14°
2、按齿面接触强度设计
d1t≥32KtT1∅dεaμ±1μ（ZHZE[σH]）2

(1) 确定公式内的各计算数值
(2) 由图查得σH1min= 600MP, aσH2min=550MP
(3) 计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）。
[σH]1KHN1σHmin1S=0.95×600=570Mpa
[σH]2KHN2σHmin2S=0.93×550=512Mpa
[σH]=[σH]1+[σH]22=570+5122=541MPa
(4) 试选载荷系数Kt=1.6
(5) 计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5×105×P1n1=95.5×2.88×105384=7.163×104N∙mm
(6) 由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
(7) 计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×384×1×2×8×300×10=1.106×109
N2=1.106×1092.5=4.424×108
（9）由图可得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.95，KNH2=0.93

（10）选取区域系数ZH=2.433
（11）由图查得ε∂1=0.78，ε∂2=0.87，则
ε∂=ε∂1+ε∂2=0.78+0.87=1.65
(12)由表10—7得∅d=1
（13）计算
1）计算消除轮分度圆直径d1t，由计算公式得
d1t≥32×1.6×7.163×1041×1.65×4.23.2（189.8×2.433541）2=51.025mm
2）计算圆周速度
v=πd1tn160×1000=3.14×384×51.02560×1000=1.03m/s
3)计算齿宽b及模数mn
b=∅d×d1t=1×51.02=51.02mm
mnt=d1tcosβZ1=51.02×cos14°24=2.06
h=2.25mnt=2.25×2.06=4.64mm
b/h=51.024.64=11
4）计算纵向重合度εβ=0.318∅dZ1tanβ=0.318×1×24×tan14°=1.903
5)计算载荷系数k
已知使用系数KA=1，根据v=1.03m/s，7级精度，由图可得动载荷系数KV=1.05，KHβ=1.419，KFβ=1.4，KHɑ=KFɑ=1.2
故动载荷系数k=KAKVKH∂KHβ=1×1.05×1.2×1.419=1.64
6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径
d1=d1t3KKt=51.02×31.641.6=51.44mm
计算模数mn=d1cosβZ1=51.44×cos14°24=2.08mm
3、按齿根弯曲强度设计
mn≥32KT1Yβcos2∅dε∂Z12YFaYSa[σF]
（1）计算载荷系数
k=KAKVKFɑKFβ=1×1.05×1.2×1.4=1.76
（2）很据纵向重合度εβ=1.903，从图10—28中查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
（3）计算当量齿数
ZV1=Z1cosβ3=24cosβ3=26.27
ZV2=Z2cosβ3=49cosβ3=84.29
（4）查取齿形系数
由表10—5查得YFɑ1=2.592，YFɑ2=2.211
（5）查取应力校正系数
YS∂1=1.596，YF∂2=1.774
（6)由表查得小齿轮的弯曲疲劳极限σFE1=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380M Pa

（7）由图查取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=0.85，KFN2=0.88
（8）计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式得
σF1=KFN1σE1s=0.85×5001.4=303.57MPa
σF2=KFN2σE2s=0.88×3801.4=238.86MPa

（9）计算大、小齿轮的YFa1Ysa1[σF]1并加以比较
YFa1Ysa1[σF]1=2.592×1.596303.57=0.01363
YFa2Ysa2[σF]2=2.211×1.774238.86=0.01642
大齿轮的大
（10）设计计算
mn≥32×1.47×0.88×7.946×104×cos14°20.8×242×1.54×0.01259=1.55
对比计算结果，有齿面接触疲劳计算的法面模数等于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取mn=1.5mm。已可以满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得到的分度圆直径d1=51.44mm来计算应有的齿数。
于是有Z1=d1cosβmn=51.44×cos14°1.5=33.27
取Z1=33，则Z2=iZ1=3.2×33=105.6，取Z2=106
（11）几何尺寸计算
计算中心距
a=（Z1+Z2）mn2cosβ=33+106×1.52×cos14°=107.44mm
将中心距圆整为107mm
1） 按中心距修正螺旋角
β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos33+106×1.52×107=13.02° 因β值改变不多，故参数ε∂，Kβ，ZH做修正。
2） 计算大小齿轮的分度圆直径
d1=Z1mncosβ=33×1.5cos13.02=50.81mm

d2=Z2mncosβ=106×1.5cos13.02=163.20mm
3） 计算齿轮宽度
b=∅dd1=1×50.81=50.81mm
圆整为B2=50mm，B1=55mm
八、 初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器
1、轴 45号钢 C=112d
按扭矩初步计算轴的直径
轴1：高速轴最小轴径d1≥A13P1n1=112×32.88384=21.92mm
有键槽增大5%d1≥23.02
低速轴最小轴径
d2≥A23P2n2=112×32.77120=31.89mm
有键槽增大5%
d2≥34
查联轴器型号
T2=71.63N∙m，Tca2=1.5T2=107.45N∙m
查标准，得d2=35mm，轴长L=60mm，联轴器型号为LT5
（1）大齿轮搅油速度v=n60πd=12060×1000×3.14×163.20=1.02m/s<2m/s
所以采用脂润滑

（2）v理=1.70m/s，实际传动比i=2.5×163.2050.81=8.03
滚筒轴速n4=ni=119.6rmin
滚筒实际转速v=n460πD=119.660×1000×3.14×270=1.69m/s
△v=v理-vv理=1.69-1.71.7=0.6%<5%
满足设计要求。

2由上知联轴器选用为：
低速轴联轴器型号为LT5
3、滚动轴承
（1）轴承的选择
高速轴和低速轴和滚动轴都选用角接触轴承，因为角接触轴承能够同时承受轴向和径向载荷，比较保险，比较稳定，故选择角接触轴承。
（2）轴承组合的设计
因支撑跨距不大，采用两端固定式轴承组合方式。
（3） 具体选择
高速轴选用7007AC轴承，低速轴选用7009AC轴承。轴承选用脂润滑。
九、 减速器高速轴的结构设计及强度校核
1、高速轴结构设计
（1）输入轴上的功率P1转速下和转矩n1为：
p1=2.88kw T1=71.63kw
n1=384r/min
2）求作用在齿轮上的力：
高速轴分度圆直径为d1=50mm
3）确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选轴材料为45钢，调制处理，齿面淬火。由表15-3，取A0=120，得到： d1min=21.92mm
输入轴的最小直径是与皮带轮相连接的直径，其上有一键槽：
d1min=24mm
4） 轴的结构设计：
（1）拟定轴上零件的装配方案
装配的方案如图所示：
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
（a） 输入轴端要接皮带轮，Ⅰ~Ⅱ右端需制出一定位轴肩，故取Ⅱ~Ⅲ段的直径d=30mm，Ⅲ~Ⅵ上要装轴承需要一非定位轴肩，故取d=35mm，Ⅳ~Ⅴ轴肩为轴承定位，故d=42mm，Ⅴ~Ⅵ为齿轮，dⅥ~Ⅶ=42mm，两端轴承一样，dⅦ~Ⅷ=35mm。
（b）Ⅰ~Ⅱ间要与皮带轮结合，根据B型v带宽度，取LⅠ~Ⅱ =70mm，
由公式t=l1+l2+（5~8）得到箱体内壁至轴承座端面长度为L=48mm。
齿轮轴两端均用7007AC轴承，且轴承端面距箱体内壁取11mm，则端盖总厚度为18mm，取Ⅱ~Ⅲ段长度LⅡ~Ⅲ=25mm。
齿轮轴齿轮端面距箱体内壁距离大于δ，
取之为1.5δ=12mm，则LⅣ~Ⅴ=10mm，齿轮轴另一端与之对称取，LⅣ~Ⅴ=10mm，Ⅲ~Ⅳ与Ⅶ~Ⅷ间要放轴承，取其宽度等于轴承宽度。
即LⅢ~Ⅵ=LⅦ~Ⅷ=30mm
（c）轴上零件的周向定位。
皮带轮的周向定位用平键连接，按dⅠ~Ⅱ由表6-1得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铁刀加工，长63，带轮与轴的配合为H6。
（d）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为1*45，各轴肩处的圆角见零件图。
（5）.求轴上的载荷
由图1可得轴计算简图，其中l1=103.5mm l2=59mm l3=59mm

从轴的结构图以及弯矩和扭矩，图中可以看出截面c是轴的危险截面，将c处的MH，Mv及M列下表。
载荷 水平面H 垂直面v
Ft=2Td=2×71.6350=2.87kN
Fr=Fttan∂1cosβ=2.87×tan20°cos13.02°=1.07KN
Fa=Fttanβ=2.87×tan13.02°=0.664KN

支承反力FNV1=FNV2=12Fr=12×1.07=0.535KN
FNH1=FNH2=12Ft=12×2.87=1.435KN
弯矩 MH=75923 N∙mm MV=27640N*mm
总弯矩 M=MH2+MV2=88524N*mm
（6）按弯矩合成应力校核轴的强度
扭矩切应力为脉动循环切应力取α=0.6
轴的计算应力σ=MH2+MV2W=9.44Mpa
材料为45钢，调质处理。
由表15-1查的σ-1=60Mpa
σca〈σp故安全。
　低速轴设计
１. 已知低速轴传递功率及转速
P2=2.77KN n2=120r/min
２. 确定轴的最小直径
d2min=A03P2n2=31.89mm
其上有键槽，故d2min=34mm
轴端需联轴器，查表得轴孔为35mm，故d2min=35mm
Ⅱ~Ⅲ处需要联轴器定位，故dⅡ~Ⅲ=42mm
Ⅲ~Ⅳ上要求安装轴承，需要一非定位轴肩，以便安装，
故dⅢ~Ⅳ=45mm
Ⅳ~Ⅴ上要安装大齿轮，需要一非定位轴肩，以便安装，
故dⅣ~Ⅴ=48mm
大齿轮左端要用套筒定位，右端用定位轴肩定位，
故dⅤ~Ⅵ=55mm
dⅥ~Ⅶ同dⅢ~Ⅳ故dⅥ~Ⅶ=45mm
３. 确定各段长度
查手册可知Ⅰ~Ⅲ处联轴器轴孔长60mm，故LⅠ~Ⅱ =60mm
轴承距离箱体内壁为14mm，轴承厚16mm，故透盖总厚度为18mm，
取LⅡ~Ⅲ=25mm，
大齿轮端面距箱体内壁为14.5mm，故取LⅢ~Ⅳ=45mm
Ⅳ~Ⅴ段装大齿轮，为防止套筒与轴肩和齿轮端面同时接触，
取LⅣ~Ⅴ=48mm。
Ⅴ~Ⅵ处轴肩定位，取长度LⅤ~Ⅵ=10mm
Ⅵ~Ⅶ处与Ⅲ~Ⅳ相似，取LⅥ~Ⅶ=35mm
４. 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，按LⅣ~Ⅴ由表6-1查得平键截面b×h=14mm×9mm。键槽由键槽铣刀加工，长为40 mm，为保证良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样半联轴器与轴的连接，选用平键10mm×8mm×56mm，半联轴器与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的公差为 k6。
５. 确定轴上圆角与倒角尺寸
参考表15-2，取轴倒角为1.2×45°，各轴肩圆角半径见装配图。
十．滚动轴承的选择
考虑轴受力较小且主要为径向力，故选用深沟球轴承。
主动轴承根据轴颈值查手册选择7007AC，从动轴承选7009AC
两轴承受径向载荷
Fr=Fr2+Ft2=2.822+1.0532=3.01KN
Fa=0.651KN
FaFr=0.6513.01=0.216<e=0.68
取x=1.y=0
P=fpXFr+YFa=1.1×1×3.01=3.311KN
Lh=10660ncpε=10660×384×19.53.3113=88.8×103>10×103h
寿命符合要求，即选择7007AC轴承
同理
从动轴轴承寿命，角接触球轴承7009AC，基本额定动载荷为Cr =25.8KN
fp=1，ε=3，
Lh=10660ncpε=10660×120×25.83.3113=65.84×103>10×103h
寿命轴承合格
十一． 键的选择及校核
(1)主动轴外伸端d=24mm，考虑到键在中部安装，故选8×63GB1096-1990，b=8mm，L=63mm，h=7mm。选择45钢，其许用挤压应力为100Mpa

2×t×1000÷kld=4000Thld=4000×71.63÷(7×63×24)=27.07Mpa≤σp=100Mpa
则强度合格
(2)与齿轮连接处d=48mm，考虑键在中部安装，14×40GB1096-1900故同一方向母线上选键，b=14mm，L=40mm，h=9mm，选 45钢，其许用应力为[σp]=100Mpa
σp2=2T2×103K2L2d2=4000×218.258×50×35=62.35MPa≤σp=100Mpa
则强度足够，合格。
(3)从动轴外伸端d=35mm，考虑键在中部安装，故选键10×50，B==10mm，L=50mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力为σp=100Mpa，
σp3=2T3×103K3L3d3=4000×220.459×40×48=51.03MPa≤σp=100Mpa
十二、联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，考虑拆装方便及经济问题，选用LT6型联轴器。
由表14-1得Ka=1.3，Tca=Ka×T=283.476（N∙m）选用TL6型（ GB/T4323-2003）凸缘联轴器公称尺寸转矩Tn=400（ N∙m ）Tca<Tn。 选用J型轴孔A型键，轴孔直径d=35mm，轴孔长度L=60mm。
LT6弹性套筒柱销联轴器有关参数：
型号
公称转矩T /N∙m
许用转数nr/min
轴孔直径d/mm
轴孔长度L/mm
外径D/mm
材料
轴孔类型
键槽类型
LT6
250
3800
3.5
60
160
HT
J1
A
十三、 减速器附件的选择及简要说明
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓M12
连接上下箱体
6
Q235

M12×90
GB/T5782-2000
螺栓M10
连接上下箱体
4
Q235
M10×45
GB/T5782-2000
销
定位
2
35
A6×30
GB117-2000
垫圈
调整安装
6
65Mn
M12
GB/T859-1987
螺母
安装
4
Q235A
M10
GB6170-2000

游标
测量油面高度
1
组合体
JB/T7941L-1995
通气孔
透气
1
Q235

十四、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择
1、确定齿轮的润滑方法。
闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。当V≤12m/s时,采用浸油润滑。当V>12m/s时,采用喷油润滑。齿轮的圆周速度
v=nπd260=0.99m/s<12m/s
故采用浸油润滑。
对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，浸油深度不超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的距离不小于30-50mm，取50 mm。为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。单级减速器每传递1kW的功率，
需油量为。
因为最大功率是2.08kW,所以取油量是0.7到1.4L,应使油池容积，油池容积越大则润滑油的性能维持越久。箱体内壁到大齿轮齿根圆的尺寸是：72×220×50 mm,所以装油量是V=0.792L，满足要求。
2、确定轴承的润滑方法
大齿轮搅油速度
v=n60πd=12060×3.14×163.2=1.02m/s<2m/s
故采用脂润滑。
3、箱体
为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。
4、通气器
减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。使用简易的通气器，注意通气孔不能直通顶端，以避免灰尘进入。这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。其它场合可选用较完善的其它类型通气器。选M12x1.25。
5、防油孔及螺栓
为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用纸封油圈，材料为工业用革。选用M14x1.5。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。
6、油面指示器
箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便有观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。注意使箱座油标的倾斜位置便于加工和使用。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。
2、密封方式
（1）箱盖与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂水玻璃的方法。
（2）观察孔和油孔处接合面的密封
在观察孔或螺栓与机体见加入石棉橡胶纸、垫片进行密封。
（1） 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键的间隙，由于v<3（m/s）故选用羊毛毡加以密封。
（2） 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
十五、箱体主要结构、尺寸的计算
箱座壁厚δ=8mm
箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mm
箱盖厚度为δ=8mm
箱盖凸缘厚度b1=1.5δ=12mm
箱座底凸缘厚度b2=2.5δ=20mm
轴承旁凸台高度h=39mm
齿轮轴与箱体内壁距离为△2>δ取△2=50mm
大齿轮顶与箱体内壁距离为△1>1.2δ,取△1=15mm
小齿轮端面到箱体内壁距离为△=12mm
上下机体肋板厚度m1=m2=7mm地脚螺栓M16，数量6.
十六、设计总结
这两周我一直在画图，画图，画图，平面图改了改立体图，立体图改完了该手绘草图，手绘草图改完了改机打装配图，似乎永远也改不完，我连续三天只吃了三顿饭，一天画图十几个小时，但是还是没能在规定时间花完，又拖延了两天交，我决定认认真真修改每个图，毕竟自己比别人多了两天时间，这次画图修修改改，前期设计的不够完善，一直在平面图都花完了的时候还要重新画，这次课设给我知道认真还要在认真，全力以赴还不够，我们要竭尽全力。

十七、参考资料
1.杨文通 主编 《工程图学基础》 北京工业大学出版社 2008年
2.王大康 卢松峰 主编 《机械设计课程设计》北京工业大学出版 2009年
3.孙桓 陈作模 葛文杰 主编 《机械原理》 高等教育出版社 2009年
4.濮良贵 纪名刚 主编 《机械设计》 高等教育出版社 2010年
5.孙岩、陈晓罗、熊涌 主编《机械设计课程设计》 北京理工大学出版社2007年

F=1200N·m
V=1.7m/s

=0.859

=2.376kw

Ｙ132S－6
Ped=3kW
nm=960r/min

=8

P0=3kW
n0=960r/min
T0=29.84N·m

P1=2.88kw
n1=384r/min
T1=71.63N·m

P2=2.77kw
n2=120r/min
T2=220.45N·m

P3=2.71kw

n3=120r/min
T3=215.67N·m

=100mm

=520mm

Z=5

=100mm
=250mm
nm=960r/min

（Fp）min=
1171N

Z1=24
i=3.2
Z2=77。

N1=1.106×109
N2=4.424×108

mn=1.5

ZV1=33
ZV2=106

a=107mm

mn=1.5

d1
=50.81mm

d2=163.20mm

B2=50mm

B1=55mm

d1min=24mm

d2min=34mm

L=60mm

LT5

i=8

△v<5%

LT6

Ⅰ所选轴承
7007AC
7009AC

Ft=2.88kN
Fr=1.09KN
Fa=0.78KN
FNV1=FNV2=0.545KN
FNH1=FNH2=1.44KN

σp1=27.07MPa≤σp=100Mpa

σp2=62.35MPa≤σp=100Mpa

σp3=51.03MPa≤σp=100Mpa

LT6