一级减速器设计项目说明指导书附装配图和零件图.doc

设计说明书

- 年第 1 学期
学 院 ：

专 业：
机械设计制造及其自动化
学生姓名：

学 号：

课程设计题目：
带式传动机传动系统设计
指 导 教 师：

日 期：
-12-31

目录
一、设计任务..........................................…………….……………………………2
二、电动机选择….................……………………………..................…………2
三、分配传动比…….…………………..............................................…………3
四、V带设计…………………………….................................................………3
五、直齿圆柱齿轮传动设计计算……………....................…………………5
六、高速轴设计计算……………………………………......................…….……9
七、低速轴设计计算…..…………………....................................….…….12
八、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计………..…………………….………14
九、轴承润滑………………………….........………………………….…………….16
十、减速器密封…………………………..........……………………………………….16
十一、齿轮润滑……………………………………………………………………………16
十二、设计心得……………………………………....………………………………………16
十二、参考文件………………....……………………………………………………………17
十三、图………………....………………………………………………………………………17

一、设计任务
1、设计题目
带式输送机传动系统设计（第一组）：
原始数据：滚筒圆周力F=4KN；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=320mm；
工作条件：（1）二班制：即天天16小时
（2）要求连续工作8年，每十二个月按300天计算
（3）工作温度正常，有粉尘
（4）单向运转，不均匀载荷，中冲击，空载开启。
2、设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机选择
3.确定传动装置总传动比和分配传动比
4.计算传动装置运动和动力参数
5.一般V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计

计算过程及其说明
计算结果

二、 电动机选择
1、电动机类型和结构选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于通常见途全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求机械。
2、电动机功率选择：
1)查简明机械设计手册 P7 表1-13
η1：V带传动效率
η2：圆柱齿轮传动效率
η3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率
η4：联轴器效率
η5：滚筒轴承
η6：（滚筒）平摩擦传动
P输出=FV/1000=6KW
η总=η1·η2·η3·η4·η5·η6
=0.96×0.98×0.98×0.97×0.98×0.92=0.81
2)电动机输入功率
P输入=P输出/η=7.41kW
3、确定电动机转速：
1)滚筒移速 n滚=60v·1000/πd=90r/min
2)电动机转速
依据表1-14可得
i V带=2~4
i减速机=4~6
∴i总=8~24
n电动机=n滚·i总=720~2160r/min
4、 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定电动机型号为选择Y160L-8型号电动机。
三、分配传动比
1)依据Y160L-8型号电机可得
n=720r/min
2)实际传动比
i总=n电动机/n滚筒=8
3)分配传动比在满足i齿轮≥iV带前提下
取i带=2.67 i齿轮=3
4)计算各级转速
齿轮轴1转速
iV带=n电动机/N1
N1=270r/min
滚筒轴2转速
i齿轮=n1/n2
N2=90r/min=n滚筒
5)计算各级功率
齿轮轴功率
P1=P输入·η1=7.5Kw·0.96=7.2Kw
滚筒轴功率
P2=P1·η3·η2=7.2·0.98·0.98=6.91Kw
6)计算各级转矩
齿轮轴转矩
T1=9550·P1/n1=9550·7.2/270=254.67N·m
滚筒轴转矩
T2=9550·P2/n2=9550·6.91/90=733.23N·m

四、V带设计
1、确定计算功率Pca
Pca=KA·P=1.2×7.5kw=9kw
KA：工作情况系数，见机械设计表8-8
n电动机=720r/min
2、 依据V带轮基准直径系列选择B型V带
3、 确定带轮基准直径dd并验算带速v
1） 查机械设计表8-7和8-9小带轮直径 dd1=140mm
2） 验算带速
V=πdd1·n/60·1000=5.277m/s
因为5m/s≤5.277m/s≤25m/s所以带速适宜。
3计算大带轮基准直径
dd2=idd1=2.67×140=373.8mm
依据表8-9，取标准值为dd2=355mm
4、确定V带中心距a0和基准长度Ld
1) 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
688.25≤a0≤990
取初选带传动中心距a0=670mm
2) Ld0≈2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)²/4a0=2134.788
依据书本P146表8-2得Ld=2200
3)计算中心距a及其改变范围
a≈a0+Ld-Ld0/2=702.60
amin=a-0.015Ld=669.6
amax=a+0.03Ld=768.6
5、验算小齿轮上包角α1
α1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=162.46°≥120°
6、确定带根数Z
Z=Pca/Pr =Kca/(P0+∆P0)KαKL=4.81
P0：单根一般V带基础额定功率
∆P0：单根一般V带额定功率增量
Kα：包角修正系数 见机械设计表8-6
kL：修正系数 见机械设计表8-2
∴z带根齿数取5根
7、确定初拉力F0
F0=500(2.5-Kα)Pca/kα2v+qv²
V带单位长度质量 见机械设计表8-3
Kα=0.95 q=0.170 F0=283.09N
8、计算压力轴Fp
Fp=2zF0sinα1/2=2796.04N
9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）
依据电动机 Y1601—8 型号可得电动机轴径D0=42mm
1）小带轮结构
采取实心式D=d=42
L=（1.5~2）d=63~84mm
d=35mm
d1=(1.8~2）取d1=70
2）大带轮结构
采取轮幅式带轮
Dd=355 za=4
L=(1.5~2)d=52.5~70mm
b﹤1.5d
L=B=70mm
h1=290³√(p/nza)=54.58mm
H2=0.8h1=43.66mm
B1=0.4h1=21.832
B2=0.86=17.4656
五、直齿圆柱齿轮传动设计计算
1.（1）按图选择直齿圆柱齿轮传动压力角取20º
（2）参考书本表10—6 选择8级精度
（3）材料选择：选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）。
（4）选择小齿轮齿数 Z1=20
大齿轮齿数Z2=iZ=3·20=60

2、按齿面接触疲惫强度设计
(1) d1t≥3√[（2kht/Φd）·（u+1/u）·（ZH·ZE·ZΣ/[σH]）2]
I=u
1) 确定公式中参数值
①试选Kht=1.3
②转矩 T1=254.67N·m
③由书本P 206表10—7得Φd=1
④由书本P203 图10—20得ZH=2.5
⑤由书本P202 表10—5 得ZE=189.8MPa
⑥计算接触疲惫强度重合度系数ZΣ
αa1=arc cos[Z1·cosα/(Z1+2ha)]
=arc cos[20·cos20/(20+2)]
=31.32°
αa2=arc cos[Z2·cosα/(Z2+2ha*)]
=arc cos[60·cos20º/(20+2)]
=24.58°
Σα=[Z1(tanα1-tanα’)+Z2(tanα2-tanα’)]/2π
=1.671
ZΣ=√[(4-Σα)/3]=0.881
⑦由书本P 图10—25dc得小齿轮和大齿轮接触疲惫极限分别为σHlim1=570MPa σHlim2=530MPa
由图10—23查去接触疲惫寿命系数
KNH1=1 KNH2=1.1
取失效概率为1%
安全系数 S=1
[σH]1=KNH1·σLim=570MPa
[σH]2=KNH2·σLim=583MPa
取[σH]1和[σH]2中最小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力
[σH]1=[σH]2=570MPa

2）试计算小齿轮分度圆直径
d1t=[(2·1.3·254.67·1000/1)·(3+1)/3·(2.5·189.8·0.881/570)2](1/3)=78.0172mm

(2) 调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷前数据准备
①圆周速度v
V=πd1t·n1/（60·1000）=1.102m/s
②齿宽b
b=Φdd1t=78.017mm
2)计算实际载荷系数KH
①由机械设计表10—2KA=1.5
②依据v，8级精度Kv=1.05
③齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t
=2×254.67×1000/78.017
=6528N
KAFt1/b=1.5×6528/18.017=125.51＞100N/mm
查表10—4得8级精度，小齿轮相对支撑对称部署
KHβ=1.355
∴KH=KA·KV·KHα·KHβ
=1.5×1.05×1.1×1.355=2.35
3)、分度圆直径
d1=d1t3√(KH/KHt)=78.107×3√(2.35/1.3)=95.30mm
m=d1/z1=95.3/20=4.765
3、按齿根弯曲疲惫强度计算
(1) mt≥3√[2KFt·T1·YΣ/(Φd·z1·z1）·（YFa·Ysa/[σF]]
1)确定公式中参数值
①试选KFt=1.3
②计算弯曲疲惫强度重合度系数
YΣ=0.25+0.75/Σa
=0.25+0.75/1.67
=0.699
③计算YFa·Ysa/[σF]
由机械设计图10-17得YFa1=2.80 YFa2=2.20
由机械设计图10-18得Ysa1=1.55 Ysa2=1.78
由机械设计图10-24c得σSlim1=370MPa
由机械设计图10-22得KFN1=0.88 KFN2=0.9
取弯曲疲惫安全系数 S=1.1
[σF]1=KFN1·σHlim1/S=0.88×370/1.1=296MPa
[σF]2=KFN2·σHlim2/S=0.9×330/1.1=270MPa
YFa1·Ysa1/[σF]1=2.8×1.55/296=0.0147
YFa2·Ysa2/[σF]2=2.2×1.78/270=0.0145
∵小齿轮YFa·Ysa/[σF]大于大齿轮
∴取YFa·Ysa/[σF]=0.0147
2）试算模数
mt≥3√(2×1.3×254.67×1000/1×20×20×0.0147)=2.5（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷前数据准备
①圆周速度v
d1=mz=2.57×20=51.4mm
V=πd1n1/(60×1000)=π×51.4×270/(60×1000)=0.726m/s
②齿宽b
b=Φdd1=1×51.4=51.4
③宽高比b/h
h=（2ha*+c*）mt=（2×1+0.25）×2×57=5.78
b/h=51.4/5.78=8.89
2)计算实际载荷系数KF
①依据v=0.726m/s 8级精度由图10-8Kv=1.02
②Ft1=2T/d1=2×254.67×1000/51.4=9893N
KAFt1/b=1.5×9.893×1000/b=288.7＞100
由表10-3得KFα=1.1
③由表10-4得KHβ=1.342
结合b/h=8.89 查图10-13得KFβ=1.32
则载荷系数
KF=KA·Kv·KFα·KFβ
=1.25×1.1×1.02×1.32
=1.85
3) m=mt3√(KF/KFt)=2.57×3√(1.85/1.3)=2.89
取实际模数m=3
按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=95.30mm
算出小齿轮齿数
z1=d1/m=95.30/3=31.76
取z1=32
则大齿轮齿数
z2=iz=3×32=96
取z2=97
z1和z2互为质数

4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=32×3=96mm
d2=z2m=97×3=291mm
（2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm
（3）计算齿轮宽度
b=Φdd1=1×96=96mm
考虑不可避免安装误差，通常将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即b1=101~106mm

5.校核
（1）齿面接触疲惫强度校核
σh=√[2KHT1/Φdd13·(u+1)/u]·ZH·ZE·ZΣ=√[2×2.35254.67/(1×323)×(3+1)/3]×2.5×189.8×0 0.881
=291.74MPa＜570MPa=[σH]
（2）齿根弯曲疲惫强度校核
σF1=2·KF·T1·YFa1·Ysa1·YΣ/Φd·m3z12
=2×2.57×254.67×2.8×1.55×0.726×1000/1×33322
=149.23MPa＜296MPa
σF2=2·KF·T1·YFa2·Ysa2·YΣ/Φd·m3·z12
=2×2.57×254.67×2.2×1.78×0.726×1000/1×33×972
=134.65MPa＜270MPa
6. 齿轮其它尺寸
(1)齿顶圆直径为
da1=m（z1+2）=3×34=102mm
da2=m（z2+2) =3×99=297mm
(2)齿根圆直径为
df1=m（z1-2.5）=3×29.5=88.5mm
df2=m（z2-2.5）=3×94.5=289.5mm
名称

代号

计算公式
中心距

传动比

法面模数

设计和校核得出
端面模数

法面压力角

齿数
Z
略
分度圆直径

查表7-6
齿顶圆直径

略
齿根圆直径
df
查表7-6
齿轮宽
b
查表7-6

六、高速轴设计计算
1.已求得高速轴传输功率P1=7.2kW 转速n1=270r/min
小齿轮分度圆直径 d1=96mm 齿宽b=102mm
转矩T1=254.67N·m
选材：45调质钢
2. 求作用在齿轮上力
Ft=2T1/d1 = (2×254.67×10)/96 = 5305.625N
Fr=Ft×tan20°= 1931.09N
3. 轴结构设计
（1）轴段①设计
由公式dmin≥A0³√[p/(n(1-β4))]和大带轮内径可得
d≤32mm轴，有两个键槽时应增大10％~15％
取d1=35mm
带轮轮毂宽度为63~84mm 取L1=70mm
（2） 轴段②设计
h=（2~3）c=2.4~3.6
d2取38mm
（3）轴段③⑥是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力
选择深沟球轴承，轴承型号为6308
∴ d3=40mm
轴承宽度为23mm ，轴套宽度为12mm
L3=43mm，L6=27
（4）轴段④为齿轮位，取d4=45mm 宽度略小于小齿轮齿宽
取L4=98mm
（5） 轴段⑤为轴环，h=（2~3）c，d5=53mm，
宽度等于小齿轮中心到轴套距离取L5=12mm

4.键连接：大带轮和轴段间采取A型一般平键连接
由机械制图附表5-12查得型号为
键 14×90 GB1096-
键 10×63 GB1096-
d b h l t t1
30~38 10 8 22~160 5.0 3.3
44~50 14 9 36~160 5.5 3.8

5. 校验
（1）FNH1 = FNH2 =Ft/2=2652.8N
-Fpx245-FNV1×155+Frx77.5 = 0
FNV1×155 = -Fpx245+Frx80 = -2796.04+1931.09×77.5 =-3454N
FNV2 = Fr-Fp-FNV1 =1931-2796.04+3454 =2589.05N

②轴承A总支承反力
FA=√(FNH1·FNH1+FNV1·FNV1)=4355.17N
③轴承B总支承反力
FB=√(FNH2·FNH2+FNV2·FNV2)=3706.82N
④带轮作用在轴承A弯矩
M带A=FP·L=2796.04×90.05×77.5=253041.62N·mm
⑤轴承B作用在高速轴上弯矩
MＶ＝ＦＮＶ２×L=2589.05x77.05=51.37N·mm
⑥在圆周方向产生弯矩
MH=FNH1·80=2652.81×77.5=205592.775N·mm
⑦合成弯矩
MA=M带A=275409.94N·mm
Mr=√(MV²+MH²)=287279N·mm
T=254.67×103

（2）①齿轮轴和点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面
W=πd3/32=π·403/32=6283.19mm3
②抗弯截面系数为
WT=πd3/16=π·403/16=12566.37mm3
③最大弯矩应力
σA=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa
④扭剪应力
τ=T1/WT=254.67·1000/12566.37=20.27MPa
按弯度合成强度进行校核计算，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca=√σA²+4(ασ)²=√40.27²+4·(0.6·20.27)²
=47.05MPa＜[σ-1]
∴强度满足要求

（3）校验键
带轮处键连接挤压应力连接强度
σp=4T1/d1hl=4×257.67×10³/35.10×63=46.76MPa＜[σp]
∴强度足够

（4）校核轴承寿命
轴承A，B当量载荷
PA=FA=4398.22N
PB=FB=3744.83N
∵PA＞PB,故只需校核轴承A
轴承在100℃对于球轴承Σ=3
Fp=1.2
C=PA/ft3√(60·n·ln/106)
=4355.17/1×3√(60×270×38400/106)
=37.18KN＜Cr=40.8
轴承满足要求

七、低速轴设计计算
1.已知条件 P2=6.91kw n2=90r/min
T2=733.23N·m d2=297 b2=96
选材 45钢（调质）
2. 求作用在齿轮上力
Ft=2T2/d2=2×733.23×1000/291=5039.38N
Fr=Ft·tan20°=1834.18N
初步确定轴最小直径
dmin≥A·3√(p/n)=105×3√（6.91/90）=44.47mm
轴上开有俩个键槽 应增大7% d=47.58mm
取 dmin=50mm
3.轴结构设计
（1）轴段①设计
联轴器计算转矩 Tca=KAT3
KA查表14-1 中等冲击KA=1.9
Tca=KA.T2=1.9×733.23=1393.137N/m
查机械设计简明手册 选择弹性柱销联轴器L×4型号
（GB/T5014-) 其公称转矩为2500N/m
d1=50mm，L=112mm, L1长度略小于联轴器长度取 L1=110mm
（2）轴段②设计
h=（2~3）c 取d2=56mm
（3） 轴段③和⑥
轴段③及轴段⑥上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因 此选择深沟球轴承
选择轴承型号为6311，轴承宽度为29mm，d3=55mm
轴套宽度为15mm
L3=53mm，L6=33mm
（4） 轴段④设计
轴段④上安装齿轮，为了方便齿轮安装
长度小于大齿轮宽度，取L4=92mm d4=60mm
（5） 轴段⑤设计
轴段⑤为轴环，依据h=（2~3）c，取d5=68mm
L5等于大齿轮中心到轴套距离 取L5=15mm
4.键连接 联轴器轴段①和轴段④采取A型一般平键
连接 依据机械制图可得型号为
键 14×100 GB1096-
键 18×80 GB1096-
d b h l t t1
44~50 14 9 36~160 5.5 3.8
58~65 18 11 50~200 7.0 4.4

5. 校验

（1） ①FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69N
②MH=2519.69×80.5=202835.045N.mm
③FNV1=FNV2=917.09N
④Mv=917.09×80.5=73825.745N.mm
⑤齿轮齿宽中点所在轴截面弯矩大而且还有转矩，其抗弯截面系数
W=πd³/32-bt（d-t)²/2d=18256.3
⑥抗扭截面系数
Wt=πd³/16-bt(d-t)²/2d=39462.05
⑦弯曲应力
σb =M/W=215852/18256.3=11.82MPa
⑧扭剪应力
τ= T/WT=733.23×10³/39462.05=18.58MPa
σ’=√(σb²+4(ατ)²)=25.23＜[σ-1]
强度满足需求

6.校核键
Σp=4t²/d2hl=4×733.23×10³/50×9×100=65.176＜[σp]
强度足够
7.校验轴承寿命
轴承A，B当量载荷
PA=PB=2681.40N
C=PA/ft3√(60·n·ln/106)
=2681.40/1×3√(60×270×38400/106)
=15.87KN＜Cr=40.8KN
轴承满足要求

P=6kw
η总=0.81

P输入=7.41kW

n滚=90r/min

iV带=2~4
i减速机=4~6
i总=8~24
n电动机=720~2160r/min

N=720r/min

i总=8

i带=2.67 i齿轮=3

N1=270r/min

P1=7.2kw

P2=6.91kw

T1=254.67N·m

T2=733.23N·m

Pca=9kw

n电动机=720r/min

dd1=140mm
V=5.277m/s

dd2=355mm

a0=670mm
Ld=2200

a=702.60
amin=669.6
amax=768.6

α1=162.46°

Z=5

F0=283.09N

Fp=2796.04N

L=63~84mm
d=35mm
d1=70

Dd2=355 za=4
L=52.5~70mm

L=B=70mm
h1==54.58mm
H2=43.66mm
B1=21.832
B2=17.4656

Kht=1.3
T1=254.67N·m
Φd=1
ZH=2.5
Ze=189.8MPa

αa1=31.32°

αa2=24.58°

Σα =1.671

ZΣ=0.881

KNH1=1 KNH2=1.1

[σH]1=570MPa
[σH]2=583MPa

d1t=78.0172mm

V=1.102m/s

b=78.017mm

KA=1.5
Kv=1.05

Ft1=6528N
KAFt1/b=125.51

KHβ=1.355

KH=2.35

d1=95.30mm
m=4.765

KFt=1.3

YΣ=0.699

YFa1=2.80 YFa2=2.20
Ysa1=1.55 Ysa2=1.78
σSlim1=370MPa
KFN1=0.88 KFN2=0.9
S=1.1
[σF]1=296MPa
[σF]2=270MPa
YFa1·Ysa1/[σF]1=0.0147
YFa2·Ysa2/[σF]2=0.0145

m =2.57

d1=51.4mm
V=0.726m/s

b=51.4

h=5.78
b/h=8.89

Kv=1.02
Ft1=9893N
KAFt1/b=288.7
KFα=1.1
KHβ=1.342
KFβ=1.32

KF =1.85
m=2.89
取实际模数m=3

d1=95.30mm

z1=32
z2=97

d1=96mm
d2=291mm

a=193.5mm

b=96mm
b1=101~106mm
取b1=102 b2=96

σh=291.74MPa
σF1=149.23MPa
σF2=134.65MPa

da1=102mm
da2=297mm
df1=88.5mm
df2=289.5mm

结果
小齿轮
大齿轮
193.5
3
3

0

32
97
96
291
102
297
88.5
283.5
102
96

P1=7.2kw
b=102mm
T1=254.67N·m
45钢 （调质）

Ft= 5305.625N
Fr=1931.09N

d1=35mm
L1=70mm

d2取38mm

轴承型号为6308
d3=d6=40mm
L3=43mm
L6=27

取d4=45mm
L4=98mm
d5=53mm
L5=12mm

键 14×90 GB1096-
键 10×63 GB1096-

FNH1 = 2652.8N

FNV1×55 =-3454N
FNV2 = 2589.05N

图1

图2

FA=4355.17N

FB=3706.82N

M带A=253041.62N·mm

MＶ=51.37N·mm

MH==205592.775

MA=275409.94
Mr=287279N*mm
T=254.67x103

W=6283.19mm3

WT=12566.37mm3

σA=40.27MPa

τ=20.27MPa

σca=47.05MPa

σp=46.76MPa

P1=7.2KW n1=270r/min
d1=96mm b1=102mm
T1=254.67
选择45号钢（调质）

P2=6.91kw n2=90r/min
T2=733.23N·m
d2=297 b2=96
45钢（调质）
Ft=5039.38N
Fr=1834.18N

dmin=50mm

d1=50mm
L1=110mm

d2=56mm

d3=d6=55mm
轴承型号为6311
L3=53mm
L3=53mm，L6=33mm

d4=60mm
L4=92mm
d5=68mm
L5=15mm

键 14×100 GB1096-
键 18×80 GB1096-

图3

图4
FNH1=FNH2=2519.69N
MH=202835.045N.mm
FNV1=FNV2=917.09N
Mv=73825.745N.mm

W=18256.3

Wt=39462.05

σb=11.82MPa

τ=18.58MPa
σ’=25.23MPa

PA=PB=2681.40N
C=15.87KN

八、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计
名　称
符号
尺寸关系
计算结果
箱座壁厚
d
0.025a+1≥8
10
箱盖壁厚
d1
0.02a+1≥8
10
箱盖凸缘厚
b1
1.5d1
15
箱座凸缘厚
b
1.5d
15
箱座底凸缘厚
b2
2.5d
30
地脚螺钉直径
df
0.036a+12
20
地脚螺钉数目
n
a≤250时，n=4
a＞250～500，n=6
a＞500时，n=8
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
0.75df
16
盖和座联接螺栓直径
d2
(0.5～0.6)df
12
联接螺栓d2间距
l
150～200
150~200
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4～0.5)df
8
检验孔盖螺钉直径
d4
(0.3～0.4)df
6
定位销直径
d
(0.7～0.8)d2
8
df、d1、d2至
外箱壁距离
C1
见表“凸台及凸缘结构尺寸”
26 22 18
df、d2至凸缘
边缘距离
C2
见表“凸台及凸缘结构尺寸”
24 20 16
轴承旁凸台半径
R1
C2
24
凸台高度
h
依据低速级轴承座外径确定，方便于扳手操作为准
52
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5～10)
52
齿轮顶圆和内箱壁距离
D1
D＞1.2d
23
齿轮端面和内箱壁距离
D2
＞d
10
箱盖、箱座肋厚
m1、m2
m1≈0.85d1，m2≈0.85d
12
九、轴承润滑
滚动轴承润滑剂能够是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方法能够依据齿轮圆周速度判定。因为V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采取脂润滑轴承时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承和箱体内部隔开，且轴承和箱体内壁需保持一定距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选择通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适适用于宽温度范围内多种机械设备润滑，选择牌号为ZL-1润滑脂。
十、减速器密封
为预防箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在组成箱体各零件间，如箱盖和箱座间、及外伸轴输出、输入轴和轴承盖间，需设置不一样形式密封装置。对于无相对运动结合面，常见密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需依据其不一样运动速度和密封要求考虑不一样密封件和结构。本设计中因为密封界面相对速度较小，故采取接触式密封。输入轴和轴承盖间V <3m/s，输出轴和轴承盖间也为V <3m/s，故均采取半粗羊毛毡封油圈。
十一、齿轮润滑
闭式齿轮传动，依据齿轮圆周速度大小选择润滑方法。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池浸油润滑。采取浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度最少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离大于30-50mm。依据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达成33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。
十二、设计心得
在这次课程设计作业过程中因为在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢靠，在设计中难免会出现这么那样题目，如：在选择计算标准件时候可能会出现误差，假如是联络紧密或循序渐进计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次：在确定设计方案，选择电动机方面就被“卡住了”，拖了很久，同学在这方面知识比较缺乏，幸好得到了老师指点，找到了方法，把题目处理了；再次，在轴设计方面也比较微弱，联轴器选择，轴受力分析等方