机械设计优秀课程设计二级减速器链传动.doc

1 传动简图确实定
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：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期（每十二个月300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速许可误差±5%。链板式输送机传动效率为95%。
1.3 确定传动方案
传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图图。
方案图

2 电动机选择
2.1 电动机类型：三相交流异步电动机（Y系列）
2.2 功率确实定
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 确定电动机型号
因同时转速电动机磁极多，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，符合要求，但传动机构电动机轻易制造且体积小。
由此选择电动机型号：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
选择B3安装方法
3 传动比分配
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%
符合要求。
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 链传动设计和计算
5.1 选择链轮齿数
取小齿轮齿数=11，大链轮齿数=×=5.3×11≈58.3 取59 。
5.2 确定计算功率
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 选择链条型号和节距
依据9.025kW和主动链轮转速=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，所以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，确定润滑方法
v=p/60×1000=11×95.681×38.1/60×1000≈0.668m/s
由图9-14查得润滑方法为：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
链轮水平部署时压轴力系数=1.15
则≈=1.15×5404.2≈6214.8N
计算链轮关键几何尺寸

5.7 链轮材料选择及处理
依据系统工作情况来看，链轮工作情况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每十二个月三百个工作日，齿数不多，依据表9-5得 材料为40号钢，淬火 、回火，处理后硬度为40—50HRC 。
6 圆锥齿轮传动设计计算
6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
6.1.1 选择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 依据书本表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
6.1.3 依据书本表10-8，选择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 按齿面接触疲惫强度设计
公式： ≥2.92
6.2.1 试选载荷系数=2
6.2.2 计算小齿轮传输扭矩=95.5×10/=2.63×10N·mm
6.2.3 选择齿宽系数=0.3
6.2.4 由书本表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惫强度极限，大齿轮接触疲惫极限。
6.2.6 计算应力循环次数

6.2.7 由图10-19查得接触疲惫寿命系数

6.2.8 计算接触疲惫许用应力

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查得齿间载荷分配系数==1.1。
依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂部署，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
取标准值m = 4 mm 。

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

6.2.14 确定并圆整齿宽

b=R=0.3×131.04=39.3 mm圆整取
6.3 校核齿根弯曲疲惫强度
6.3.1 确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 计算弯曲疲惫许用应力
由图10-18查得弯曲疲惫寿命系数
=0.82，=0.87
取安全系数=1.4
由图10-20c查得齿轮弯曲疲惫强度极限
=500Mpa =380Mpa
按脉动循环变应力确定许用弯曲应力

6.3.5 校核弯曲强度
依据弯曲强度条件公式

=57.96 MPa

=50.98 Mpa
满足弯曲强度要求，所选参数适宜。

7 圆柱齿轮传动设计计算
7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
7.1.1 选择闭式直齿圆柱齿轮传动。
7.1.2 依据书本表10-1，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS 。
7.1.3 依据书本表10-8，运输机为通常工作机器，速度不高，故选择7级精度。
7.1.4 试选小齿轮齿数=21,则=u==4.3×21≈89
7.2 按齿面接触疲惫强度设计
公式：≥
7.2.1 试选载荷系数=1.3
7.2.2 计算小齿轮传输转矩 =95.5×10 /=8.82×10N·mm
7.2.3 由表10-7选择齿宽系数=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惫强度极限=600Mpa，大齿轮接触疲惫强度极限=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取接触疲惫寿命系数，。
7.2.9 计算接触疲惫许用应力 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 计算齿宽和齿高之比
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
依据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部署时，=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查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲疲惫强度
7.3.2 由图10-18取弯曲疲惫寿命系数=0.87, =0.89
7.3.3 计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数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
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数m大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径相关，可取由弯曲强度算得模数2.04并就近圆整为标准值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
这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。
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 初步确定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据书本表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，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器计算转矩，查书本表14-1，因为转矩改变很小，故取，则，因输入轴和电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y112M—4,由指导书表17-9查得，电动机轴伸直径D= 28 mm 。查指导书表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，半联轴器和轴配合毂孔长度为60mm。
8.1.4 确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 ，半联轴器和轴配合毂孔长度为L=60mm，为了确保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略短部分，现取。
8.1.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据=32 mm ，由指导书表15-1，初步选择02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸为，故，而为了利于固定。由指导书表15-1查得。
8.1.7 取安装齿轮处轴段6-7直径；齿轮左端和套筒之间采取套筒定位。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，挡油环长度和略小于轮毂宽度部分组成，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。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油要求，求得端盖外端面和半联轴器右端面间距离，故取
8.1.9
至此，已经初步确定了轴各段直径和长度。
8.1.10 轴上零件周向定位
齿轮、半联轴器和轴周向定位均采取平键连接
轴和半联轴器之间平键，按=28mm, 查得平键截面,长50mm
轴和锥齿轮之间平键按，由书本表6-1查得平键截面，长为40mm，键槽均用键槽铣刀加工。
为确保齿轮、半联轴器和轴配合有良好对中性，故选择半联轴器和轴配合为，齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
8.1.11 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，其它均为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 初步确定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据书本表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 确定轴上零件装配方案图

8.2.5 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据=，由指导书表15-1中初步选择03系列，标准精度级单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，所以==30mm。这对轴承均采取套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承定位轴肩高度，所以取套筒外直径37mm，内直径35mm。
8.2.6 取安装圆锥齿轮轴段，锥齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位，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，齿轮右端采取轴肩定位，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
有以下长度关系：++16mm=+-7mm
因为要安装轴承和甩油环和套筒、还有插入轮毂中4mm,取
因为要安装轴承和甩油环和套筒、还有插入轮毂中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取平键连接，按由书本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；圆柱齿轮周向定位采取平键连接，按由书本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
8.2.10 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表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 初步确定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据书本表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 确定轴上零件装配方案图。

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。依据链轮宽度及链轮距
箱体距离综合考虑取，。
8.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据=，由指导书表15-1中初步选择03基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，所以==50mm。这对轴承均采取套筒进行轴向定位，由表15-7查得30310型轴承定位轴肩高度，所以取。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 因为中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30310宽为29.25mm，能够得出，，。
至此，已经初步确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取平键连接，按由书本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；链轮周向定位采取平键连接，按由书本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
8.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为。
8.3.11 求轴上载荷
依据轴结构图，做出轴计算简图，支承从轴结构图，和弯矩和扭矩图中能够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
依据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，调质处理，由书本表15-1查得许用弯曲应力，所以，故安全。
8.3.13判定危险截面：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，调质处理。由表15-1查得

截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按书本附表3-2查取。因，，经插值后查得
=2.018 =1.382
又由书本附图3-1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数为=
=
由书本附图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，由书本附图3-4得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化处理，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
由书本附表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
又取碳钢特征系数
所以轴截面5右侧安全系数为

>>S=1.5
故可知其安全。

9 键连接选择和计算
9.1 输入轴和联轴器链接
轴径，选择平键界面为，长L=50mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。
9.2 输入轴和小圆锥齿轮链接
轴径，选择平键界面为，长L=40mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。
9.3 中间轴和大圆锥齿轮链接
轴径，选择平键界面为，长L=32mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。
9.4 中间轴和小圆柱齿轮链接
轴径，选择平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。
9.5 输出轴和大圆柱齿轮链接
轴径，选择平键界面为，长L=56mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。
9.6 输出轴和滚子链轮链接
轴径，选择平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查书本表6-2得，键许用应力。
满足强度要求。

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 求相对轴向载荷对应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
由指导书表15-1查=859.5N ， =300.8N
10.1.4 验算轴寿命
>48000h
故能够选择。
故能够选择。
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
由指导书表15-1查=2520N ， =1089N
10.2.4 验算轴寿命
>48000h
故能够选择。

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
由指导书表15-1查=2402 N
10.2.4 验算轴寿命
>48000h
故能够选择。
11 联轴器选择
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 箱体基础结构设计
箱体是减速器一个关键零件，它用于支持和固定减速器中多种零件，并确保传动件啮合精度，使箱体有良好润滑和密封。箱体形状较为复杂，其重量约占减速器二分之一，所以箱体结构对减速器工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大影响。箱体结构和受力均较复杂，各部分民尺寸通常按经验公式在减速器装配草图设计和绘制过程中确定。
12.2 箱体材料及制造方法
选择HT200，砂型铸造。
12.3 箱体各部分尺寸（如表1、2）

表1：箱体参数
名 称
符 号
圆锥圆柱齿轮减速器
计算结果
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
机座和机盖连接螺栓直径
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
依据低速轴承座外径确定
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
大齿轮齿顶圆和内机壁距离

≥1.2δ
10
齿轮端面和内机壁距离

≥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
尽可能靠近，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所以采取浸油润滑，轴承采取脂润滑。浸油润滑不仅起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油搅动功耗太大及确保齿轮啮合区充足润滑，传动件浸入油中深度不宜太深或太浅，设计减速器适宜浸油深度H1 对于圆柱齿轮通常为1个齿高，但不应小于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，引发磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池距离为50mm。换油时间为六个月，关键取决于油中杂质多少及被氧化、被污染程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。
13.2 密封
减速器需要密封部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接收能力合面和轴承盖、窥视孔和放油接合面等处。

13.2.1 轴伸出处密封：作用是使滚动轴承和箱外隔绝，预防润滑油漏出和箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选择毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格廉价、安装方便、但对轴颈接触磨损较严重，所以工耗大，毡圈寿命短。

13.2.2 轴承内侧密封：该密封处选择挡油环密封，其作用用于脂润滑轴承，预防过多油进入轴承内，破坏脂润滑效果。
13.2.3 箱盖和箱座接合面密封：接合面上涂上密封胶。

设计总结
即使这次课程设计只有短短三周，不过使我体会到了很多。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、思索和处理问题能力，使我对机械设计有更深刻认识。
同时要感谢肖老师数次亲自进入我们寝室，给我们指出了多处制图上不妥地方。也要感谢学校为我们提供了良好教学环境，为我们设计提供了硬件支持和提供了多种参考资料。

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