机械设计专业课程设计二级减速器链传动.doc

1 传动简图拟定
1.1 技术参数：
输送链牵引力： 9 kN ，
输送链速度 ：0.35 m/s，
链轮节圆直径：370 mm。
1.2 工作条件：
持续单向运转，工作时有轻微振动，有效期（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速容许误差±5%。链板式输送机传动效率为95%。
1.3 拟定传动方案
传动装置由电动机，减速器，工作机等构成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。
方案图

2 电动机选取
2.1 电动机类型：三相交流异步电动机（Y系列）
2.2 功率拟定
2.2.1 工作机所需功率 (kw):
=/(1000)=7000×0.4/(1000×0.95)= 3.316kw
2.2.2 电动机至工作机总效率η：
η=×××××
=0.99××0.97×0.98×0.96×0.96=0.841
（为联轴器效率，为轴承效率，为圆锥齿轮传动效率，为圆柱齿轮传动效率，为链传动效率，为卷筒传动效率）
2.2.3 所需电动机功率 (kw):
=/η=3.316Kw/0.841=3.943kw
2.2.4电动机额定功率：
2.4 拟定电动机型号
因同步转速电动机磁极多，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=4kN，符合规定，但传动机构电动机容易制造且体积小。
由此选取电动机型号：Y112M—4
电动机额定功率=4kN,满载转速=1440r/min
工作机转速=60*V/(π*d)=18.0754r/min
电动机型号
额定功率
(kw)
满载转速
(r/min)
起动转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y112M1-4
4
1440
2.2
2.3
选用B3安装方式
3 传动比分派
总传动比：=/=1440/18.0754=79.667
设高速轮传动比为,低速轮传动比为,链传动比为，减速器传动比为,链传动传动比推荐<6，选=5.3 ，=/=15.0315 ,=3.758,选=3.5，
则=/=4.29 。 ==3.5×4.3×5.3=79.765
=（-）/=（79.765-79.667）/79.667=0.123%
符合规定。
4 传动参数计算
4.1 各轴转速n(r/min)
高速轴Ⅰ转速：==1440 r/min
中间轴Ⅱ转速：=/=1400/3.5=411.43 r/min
低速轴Ⅲ转速：=/=411.43/4.3=95.681 r/min
滚筒轴Ⅳ转速：=/=95.681/5.3=18.05 r/min
4.2 各轴输入功率P（kw）
高速轴Ⅰ输入功率：
中间轴Ⅱ输入功率：
低速轴Ⅲ输入功率：
滚筒轴Ⅳ输入功率：
4.3 各轴输入转矩T(N·m)
高速轴Ⅰ输入转矩： 26.26N·m
中间轴Ⅱ输入转矩： 88.20N·m
低速轴Ⅲ输入转矩： 360.32N·m
滚筒轴Ⅳ输入转矩： 1814.76N·m
5 链传动设计与计算
5.1 选取链轮齿数
取小齿轮齿数=11，大链轮齿数=×=5.3×11≈58.3 取59 。
5.2 拟定计算功率
查表9-6得=1.0，查图9-13得=2.5，单排链，功率为
==1.0×2.5×3.61=9.025kW
5.3 选取链条型号和节距
依照9.025kW和积极链轮转速=95.681（r/min），由图9-11得链条型号为24A，由表9-1查得节距p=38.1mm。
5.4 计算链节数和中心距
初选中心距=(30～50)p=(30～50)×38.1=1143～1905mm。取=1200mm，按下式计算链节数:

=2×1200/38.1+(11+59)/2+[(59-11)/ 2π]×38.1/1200
≈99.74 故取链长节数=100节
由（-）/(-）=（100-11）/（59-11）=2.04，查表9-7得=0.24421，因此得链传动最大中心距为：=p[2-(+)]
=0.22648×31.75×[2×128-(11+59)]≈1209.57mm
5.5 计算链速v，拟定润滑方式
v=p/60×1000=11×95.681×38.1/60×1000≈0.668m/s
由图9-14查得润滑方式为：滴油润滑。
5.6 计算链传动作用在轴上压轴力
有效圆周力：=1000P/v =1000×3.61/0.668=5404.2N
链轮水平布置时压轴力系数=1.15
则≈=1.15×5404.2≈6214.8N
计算链轮重要几何尺寸

5.7 链轮材料选取及解决
依照系统工作状况来看，链轮工作状况是，采用两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，依照表9-5得 材料为40号钢，淬火 、回火，解决后硬度为40—50HRC 。
6 圆锥齿轮传动设计计算
6.1 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数
6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制齿形角，顶隙系数，齿顶高系数，螺旋角，轴夹角，不变位，齿高用顶隙收缩齿。
6.1.2 依照课本表10-1，材料选取，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。
6.1.3 依照课本表10-8，选取7级精度。
6.1.4 传动比u=/=3.5
节锥角，
不产生根切最小齿数： =16.439
选=18，=u=18×3.5=63
6.2 按齿面接触疲劳强度设计
公式： ≥2.92
6.2.1 试选载荷系数=2
6.2.2 计算小齿轮传递扭矩=95.5×10/=2.63×10N·mm
6.2.3 选用齿宽系数=0.3
6.2.4 由课本表10-6查得材料弹性影响系数。
6.2.5 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳极限。
6.2.6 计算应力循环次数

6.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数

6.2.8 计算接触疲劳许用应力

6.2.9 试算小齿轮分度圆直径
代入中较小值得
≥2.92=63.325 mm
6.2.10 计算圆周速度v
mm

=（3.14159×53.825×1440）/（60×1000）=4.058m/s
6.2.11 计算载荷系数
齿轮使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得=1.0。
由图10-8查得动载系数=1.1。
由表10-3查得齿间载荷分派系数==1.1。
根据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数=1.25
由公式==1.5=1.5×1.25=1.875接触强度载荷系数==1×1.1×1.1×1.875=2.27

6.2.12 按实际载荷系数校正所得分度圆直径
=63.325×=66.06 mm
m=/=66.06/18=3.67 mm
取原则值m = 4 mm 。

6.2.13 计算齿轮有关参数
=m=4×18=72 mm
=m=4×63=252 mm
= =90-=74
mm

6.2.14 拟定并圆整齿宽

b=R=0.3×131.04=39.3 mm圆整取
6.3 校核齿根弯曲疲劳强度
6.3.1 拟定弯曲强度载荷系数 K==2.06
6.3.2 计算当量齿数
=/cos=18/cos=18.7
=/cos=63/cos74=229.3
6.3.3 查表10-5得 =2.91,=1.53,=2.29,=1.71
6.3.4 计算弯曲疲劳许用应力
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
=0.82，=0.87
取安全系数=1.4
由图10-20c查得齿轮弯曲疲劳强度极限
=500Mpa =380Mpa
按脉动循环变应力拟定许用弯曲应力

6.3.5 校核弯曲强度
依照弯曲强度条件公式

=57.96 MPa

=50.98 Mpa
满足弯曲强度规定，所选参数适当。

7 圆柱齿轮传动设计计算
7.1 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数
7.1.1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动。
7.1.2 依照课本表10-1，选取小齿轮材料40Cr钢，调质解决，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质解决，硬度240HBS 。
7.1.3 依照课本表10-8，运送机为普通工作机器，速度不高，故选用7级精度。
7.1.4 试选小齿轮齿数=21,则=u==4.3×21≈89
7.2 按齿面接触疲劳强度设计
公式：≥
7.2.1 试选载荷系数=1.3
7.2.2 计算小齿轮传递转矩 =95.5×10 /=8.82×10N·mm
7.2.3 由表10-7选用齿宽系数=1
7.2.4 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8
7.2.5 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮接触疲劳强度极限=550Mpa。
7.2.6 计算应力循环次数
=60×274.3×1×（2×8×300×10）=7.90×10
=/u=7.90×10/4.3=1.8372×10
7.2.8 由图10-19取接触疲劳寿命系数，。
7.2.9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4
=1.02×600/1.4=437.14 MPa
=0.96×550/1.4=377.14MPa
7.2.10 试算试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值得= mm=70.716mm
7.2.11 计算圆周速度
=m/s=1.523m/s
7.2.12 计算齿宽b
=1×70.716mm=70.716mm
7.2.13 计算齿宽与齿高之比
模数=70.716/21=3.367mm
齿高=2.25×3.367=7.576mm
=70.716/7.576=9.33
7.2.14 计算载荷系数
依照v=1.523m/s，由图10-8查得动载荷系数=1.04；
直齿轮，= =1
由表10-2查得使用系数=1
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.316。
由=9.33，=1.316查图10-13得=1.28;故载荷系数
==1×1.04×1×1.28=1.331
7.2.15 按实际载荷系数校正所得分度圆直径
==71.27mm
7.2.16 计算模数m：
=71.27/21=3.39mm
7.3 按齿根弯曲强度设计
公式为
7.3.1 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度
7.3.2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89
7.3.3 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
=0.87×500/1.4=310.71 Mpa
=0.89×380/1.4=241.57 Mpa
7.3.4 计算载荷系数K
==1×1.04×1×1.28=1.331
7.3.5 查取齿形系数
由表10-5查得=2.76，=2.198
7.3.6 查取应力校正系数
由表10-5查得=1.56，=1.768
7.3.7 计算大、小齿轮并加以比较
=2.76×1.56/310.71=0.01385
=2.198×1.758/241.57=0.01599
大齿轮数值大。
7.3.8 设计计算

=mm=2.04mm
对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径关于，可取由弯曲强度算得模数2.04并就近圆整为原则值m=2.5，按接触强度算得分度圆直径=69.444，算出小齿轮齿数:
== 70.716/2.528 大齿轮齿数:=4.3×28=120.4，即取=120
这样设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了构造紧凑，避免挥霍。
7.4 几何尺寸计算
7.4.1 计算分度圆直径
=m=28×2.5mm =70mm
=m=120×2.5mm =300mm
7.4.2 计算中心距
a=(+)/2=(70+300)/2=185mm
7.4.3 计算齿轮宽度
b==1×70mm=70mm
取=70mm,=75mm 。

8 轴设计计算
8.1 输入轴设计
8.1.1 求输入轴上功率、转速和转矩
=3.96kW =1440r/min =26.26 N·m
8.1.2 求作用在齿轮上力
已知高速级小圆锥齿轮分度圆半径为
mm

300.8 N
85.9N

8.1.3 初步拟定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢（调质），依照课本表15-3，取，得

因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，取=18 mm 左右。
输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号。
联轴器计算转矩，查课本表14-1，由于转矩变化很小，故取，则，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选取弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y112M—4,由指引书表17-9查得，电动机轴伸直径D= 28 mm 。查指引书表17-4，选LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63，半联轴器孔径=28mm，故取=28mm，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度为60mm。
8.1.4 拟定轴上零件装配方案

8.1.5 为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径=32 mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D= 38 mm ，半联轴器与轴配合毂孔长度为L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2轴段长度应比L略短某些，现取。
8.1.6 初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并依照=32 mm ，由指引书表15-1，初步选用02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸为，故，而为了利于固定。由指引书表15-1查得。
8.1.7 取安装齿轮处轴段6-7直径；齿轮左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，由套筒长度，挡油环长度以及略不大于轮毂宽度某些构成，故。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取。
8.1.8 轴承端盖总宽度为30mm。依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油规定，求得端盖外端面与半联轴器右端面间距离，故取
8.1.9
至此，已经初步拟定了轴各段直径和长度。
8.1.10 轴上零件周向定位
齿轮、半联轴器与轴周向定位均采用平键连接
轴与半联轴器之间平键，按=28mm，查得平键截面,长50mm
轴与锥齿轮之间平键按，由课本表6-1查得平键截面，长为40mm，键槽均用键槽铣刀加工。
为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好对中性，故选取半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴配合为；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为m6。
8.1.11 拟定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角为，其她均为R=1.6

8.2 中间轴设计
8.2.1 求输入轴上功率、转速和转矩
=3.80kW =411.43r/min =88.20N·m
8.2.2 求作用在齿轮上力
已知小圆柱直齿轮分度圆半径=70 mm
=
=2520=917.2N
已知大圆锥齿轮平均分度圆半径
mm

242.09N
69.17 N

8.2.3 初步拟定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢（调质），依照课本表15-3，取，得

中间轴最小值显然是安装滚动轴承直径。
因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故
8.2.4 拟定轴上零件装配方案如图

8.2.5 初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并依照=，由指引书表15-1中初步选用03系列，原则精度级单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，因此==30mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承定位轴肩高度，因而取套筒外直径37mm，内直径35mm。
8.2.6 取安装圆锥齿轮轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度2.45，故取，则轴环处直径为。
8.2.7 已知圆柱直齿轮齿宽=75mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=72mm。
8.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离为
则：取轴肩
有如下长度关系：++16mm=+-7mm
由于要安装轴承与甩油环与套筒、尚有插入轮毂中4mm,取
由于要安装轴承与甩油环与套筒、尚有插入轮毂中3mm
综合 以上关系式，求出,
8.2.9 轴上周向定位
圆锥齿轮周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；圆柱齿轮周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为m6。
8.2.10 拟定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为。
8.3 输出轴设计
8.3.1 求输入轴上功率、转速和转矩
=3.61kW =95.681r/min =360.32N·m
8.3.2 求作用在齿轮上力
已知大圆柱直齿轮分度圆半径 =300mm
=
=2402=874.2N

8.3.3 初步拟定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢（调质），依照课本表15-3，取，得

中间轴最小值显然是安装滚动轴承直径。
因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故
8.3.4 拟定轴上零件装配方案如图。

8.3.5 由图可得为整个轴直径最小处选=45 mm 。
为了满足齿轮轴向定位，取。依照链轮宽度及链轮距
箱体距离综合考虑取，。
8.3.6 初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并依照=，由指引书表15-1中初步选用03基本游隙组，原则精度级单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因此==50mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30310型轴承定位轴肩高度，因而取。去安装支持圆柱齿轮处直径。
8.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽=70mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=68mm。

8.3.8 由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30310宽为29.25mm，可以得出，，。
至此，已经初步拟定了轴各段直径和长度。
8.3.9 轴上周向定位
圆柱齿轮周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；链轮周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为m6。
8.3.10 拟定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为。
8.3.11 求轴上载荷
依照轴构造图，做出轴计算简图，支承从轴构造图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置中点截面是轴危险截面。

计算出圆柱齿轮位置中点截面处、及值列于下表

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T
=360.32N·m

8.3.12按弯扭合成应力校核轴强度
依照上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前已选定轴材料为45钢，调质解决，由课本表15-1查得许用弯曲应力，因而，故安全。
8.3.13判断危险截面：截面6右侧受应力最大
8.3.14截面6右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面6右侧弯矩
截面6上扭矩 =360.32N·m
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
轴材料为45，调质解决。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，，经插值后查得
=2.018 =1.382
又由课本附图3-1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数为=
=
由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化解决，即，则综合系数为
/+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58
/+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66
计算安全系数值

>>S=1.5

故可知安全。

8.3.15 截面6左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面6左侧弯矩
截面6上扭矩 =360.32N·m
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
由课本附表3-8用插值法求得
/=3.75，则/=0.83.75=3
轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=3.75+1/0.92=3.84
/+1/=3+1/0.92=3.09
又取碳钢特性系数
因此轴截面5右侧安全系数为

>>S=1.5
故可知其安全。

9 键连接选取和计算
9.1 输入轴与联轴器链接
轴径，选用平键界面为，长L=50mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。
9.2 输入轴与小圆锥齿轮链接
轴径，选用平键界面为，长L=40mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。
9.3 中间轴与大圆锥齿轮链接
轴径，选用平键界面为，长L=32mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。
9.4 中间轴与小圆柱齿轮链接
轴径，选用平键界面为，长L=63mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。
9.5 输出轴与大圆柱齿轮链接
轴径，选用平键界面为，长L=56mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。
9.6 输出轴与滚子链轮链接
轴径，选用平键界面为，长L=63mm。由指引书表14-26得，键在轴深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键许用应力。
满足强度规定。

10 滚动轴承设计和计算
10.1 输入轴上轴承计算
10.1.1 已知:=1440r/min，，， e=0.37，Y=1.6
10.1.2 求相对轴向载荷相应e值和Y值
相对轴向载荷
比e小
10.2.2 求两轴承轴向力

10.1.3 求轴承当量动载荷和
< e < e
由指引书表15-1查=859.5N ， =300.8N
10.1.4 验算轴寿命
>48000h
故可以选用。
故可以选用。
10.2 中间轴上轴承计算
10.2.1 已知：=411.43r/min，，
，，
，，e=0.31，Y=1.9
10.2.2 求两轴承轴向力

10.2.3 求轴承当量动载荷和
< e < e
由指引书表15-1查=2520N ， =1089N
10.2.4 验算轴寿命
>48000h
故可以选用。

10.3 输出轴上轴承计算
10.3.1 已知：=95.68r/min，=，=874.2N，
，，e=0.35，Y=1.7
10.3.2求两轴承轴向力

10.3.3 求轴承当量动载荷
< e
由指引书表15-1查=2402 N
10.2.4 验算轴寿命
>48000h
故可以选用。
11 联轴器选取
在轴计算中已选定联轴器型号，选LT4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为5700 r/min。
12 箱体设计
12.1 箱体基本构造设计
箱体是减速器一种重要零件，它用于支持和固定减速器中各种零件，并保证传动件啮合精度，使箱体有良好润滑和密封。箱体形状较为复杂，其重量约占减速器一半，因此箱体构造对减速器工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大影响。箱体构造与受力均较复杂，各某些民尺寸普通按经验公式在减速器装配草图设计和绘制过程中拟定。
12.2 箱体材料及制造办法
选用HT200，砂型锻造。
12.3 箱体各某些尺寸（如表1、2）

表1：箱体参数
名 称
符 号
圆锥圆柱齿轮减速器
计算成果
机座壁厚

0.025a+3mm≥8mm
8
机盖壁厚

（0.8~0.85）≥8mm
8
机座凸缘厚度
b
1.5δ
12
机盖凸缘厚度

1.5δ
12
机座底凸缘厚度
p
2.5δ
20
地脚螺钉直径
df
0.036a+12mm
20
地脚螺钉数目
n
a ≤ 250mm
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
16
机座与机盖连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
12
连接螺栓d2间距
l
150~200mm

轴承端螺钉直径
d3
(0.4~0.5) df
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4) df
8
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
9
df、d1 、d2至外机壁距离

见表2

d1 、d2至缘边距离

见表2

轴承旁凸台半径

凸台高度
h
依照低速轴承座外径拟定
50
外机壁到轴承端面距离

c1+ c2+(5~8)mm
50
内机壁到轴承端面距离

δ+ c1+ c2+(5~8)mm
58
大齿轮齿顶圆与内机壁距离

≥1.2δ
10
齿轮端面与内机壁距离

≥δ
10
机盖、机座肋厚
、m
m1≈0.85δ1，m≈0.85δ
7
轴承端盖外径

轴承座孔直径+(5~5.5) d3
110 / 130
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2) d3
10
轴承旁连接螺栓距离
s
尽量接近，以Md1和Md3不发生干涉为准

表2：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径
螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30

13
16
18
22
26
34
40

11
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
18
22
26
33
40
48
61

13 润滑和密封设计
13.1 润滑
齿轮圆周速度v<5m/s因此采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑作用，同步有助箱体散热。为了避免浸油搅动功耗太大及保证齿轮啮合区充分润滑，传动件浸入油中深度不适当太深或太浅，设计减速器适当浸油深度H1 对于圆柱齿轮普通为1个齿高，但不应不大于10mm，保持一定深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池距离为50mm。换油时间为半年，重要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染限度。查手册选取L-CKB 150号工业齿轮润滑油。
13.2 密封
减速器需要密封部位诸多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油接合面等处。

13.2.1 轴伸出处密封：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，毡圈密封构造简朴、价格便宜、安装以便、但对轴颈接触磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。

13.2.2 轴承内侧密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑轴承，防止过多油进入轴承内，破坏脂润滑效果。
13.2.3 箱盖与箱座接合面密封：接合面上涂上密封胶。

设计总结
虽然这次课程设计只有短短三周，但是使我体会到了诸多。明白了一张比较完美装配图是要付出多少努力，加强了我动手、思考和解决问题能力，使我对机械设计有更深刻结识。
同步要感谢肖教师多次亲自进入咱们寝室，给咱们指出了多处制图上不当地方。也要感谢学校为咱们提供了良好教学环境，为咱们设计提供了硬件支持和提供了各种参照资料。

参照文献
[1]  濮良贵、纪名刚主编．机械设计．北京：高等教诲出版社，．
[2]  李育锡主编，机械设计课程设计指引书，北京：高等教诲出版社，．6.
[3]  孙恒、陈作模主编．机械原理．第七版．北京：高等教诲出版社，．
[4]  裘文言、张祖继、瞿元赏主编．机械制图．高等教诲出版社，．
[5]  刘鸿文主编．材料力学．第四版.高等教诲出版社，．
[6]  吴宗泽、罗国圣主编．机械设计课程设计手册．北京：高等教诲出版社，．