二级减速器设计说明书.doc

河北工程大学 装备制造学院 机械设计基础课程设计说明书
目录

第1章 概述 3
1.1 带式运输机 3
第2章 电动机的选择 4
2.1 电动机选型和结构形式 4
2.2 电动机功率的选择 4
2.2.1工作机输出功率 4
2.2.2所需电动机的功率 4
2.2.3电动机型号的选择 5
第3章 运动和动力参数计算 6
3.1 传动比的确定及分配 6
3.2各轴运动和动力参数计算 6
3.2.1各轴转速 6
3.2.2各轴功率 7
3.2.3各轴转矩 7
第4章 传动零件的设计计算和结构设计 8
4.1 高速级齿轮设计计算 8
4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。 8
4.1.2按齿面接触强度设计 8
4.1.3按齿根弯曲强度设计 10
4.1.4几何尺寸计算 11
4.2 低速级齿轮设计计算 12
4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 12
4.2.2按齿面接触强度设计 13
4.2.3按齿根弯曲强度设计 14
4.2.4几何尺寸计算 15
第5章 轴的设计计算 18
5.1 输出轴设计计算及校核 18
5.1.1求作用在齿轮上的力 18
5.1.2初步确定轴的最小直径 18
5.1.3轴的结构设计 19
5.1.4求轴上的载荷 21
5.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 22
5.2中间轴的设计 24
5.2.1确定最小直径 24
5.3中间轴的校核： 25
5.4输入轴的设计 27
5.4.1确定最小直径 27
5.4.2确定各轴段直径并填于下表 28
5.4.3计算各轴段长度 29
第6章轴承的选择与校核 29
6.1输出轴轴承的校核 29
6.2中间轴与输入轴轴承的选择 30
第7章 键的选择与校核 30
7.1 输出轴上得键的选择与校核 30
7.2 中间轴与输入轴的键的选择 30
第8章 箱体设计及其它零件的设计与选择 31
8.1 箱体设计 31
8.2视孔和视孔盖 31
第9章 润滑和密封方式的选择 31
9.1减速器的润滑 31
9.2齿轮润滑 32
9.3滚动轴承的润滑 32
9.4减速器的密封 32
9.5密封类型的选择 33
参考文献： 34
设计小结： 35

第1章 概述
1.1 带式运输机
一、 传动方案
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计如下图所示。
选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器

图1.1传动装置简图
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第2章 电动机的选择
2.1 电动机选型和结构形式
工业上一般选用Y系列笼型三相异步电动机。这类电动机属于全封闭自扇冷式电动机．其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便。适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上。
2.2 电动机功率的选择
2.2.1 工作机输出功率
工作机输出功率为
（2-1）
由式（2-1）得：

滚筒轴工作转速为n＝=84.076r/min

2.2.2 所需电动机的功率
所需电动机的功率为Pd
（2-2）
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为每对轴承的效率，
为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑），
为联轴器的效率，为卷筒的效率
查机械设计手册(第三版)第5页知：
＝0.96 ＝0.97 ＝0.98 ＝0.99 ＝0.96
=
=
=0.79
由式（2-2）得
2.2.3电动机型号的选择
经机械设计手册（第三版）表1-8及表13-5得：V带传动的传动比＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比＝8～40，则总传动比合理范围为＝16～160，电动机转速的可选范围为：
＝×n＝（16～160）×84.076＝1345.216～13452.16r/min。
符合这一范围的同步转速有1500和3000 r/min
根据容量和转速查机械设计手册（第三版）第167页可知有三种方案。如下表：
表2.1方案表
方案
电动机型号
额定功率
Kw
同步转速r/min
额定转速r/min
1
Y180M-2
22
3000
2940
2
Y180L-4
22
1500
1470
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比，可见方案二比较合适，选定型号为Y180L—4的三相异步电动机。
第3章 运动和动力参数计算
3.1 传动比的确定及分配
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为
（2）分配传动装置传动比
式中分别为带传动和减速器的传动比。 =2~4为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为＝＝17.48/3.0＝5.83 。根据展开式布置，考虑润滑条件，且=（1.3~1.5），为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3，则＝＝1.94
3.2各轴运动和动力参数计算
3.2.1 各轴转速
将传动装置各轴由高速到低速依次定为I 轴，II轴，III轴，IV轴
各轴转速
＝＝1470/3.0＝490r/min
＝＝490/3.0＝163.3r/min
＝/＝163.3/1.94=84.18 r/min
==84.18r/min
误差计算在允许误差范围之内。
3.2.2各轴功率
　各轴输入功率
＝×＝20.05×0.96＝19.248kW
 ＝××＝19.248×0.98×0.97＝18.297kW
＝××＝18.297×0.98×0.97＝17.393kW
＝××=17.393×0.98×0.99＝16.875kW
则各轴的输出功率：  
＝×0.98=19.248×0.98=18.863kW
＝×0.98=18.297×0.98=17.931kW
＝×0.98=17.393×0.98=17.045kW
＝×0.98=16.875×0.98=16.538kW
3.2.3各轴转矩
电动机轴的输出转矩= =9550×20.05/1470=130.26N·m
输入转矩： ＝×× =130.26×3.0×0.96=375.14 N·m
＝×××=375.14×3.0×0.96×0.98=1058.79N·m
＝×××=1058.79×1.94×0.98×0.97=1952.59N·m
=××=1952.59×0.97×0.99=1875.07N·m
输出转矩：＝×0.98=375.14×0.98=367.64N·m
＝×0.98=1058.79×0.98=1037.61N·m
＝×0.98=1952.59×0.98=1913.54N·m
＝×0.98=1875.07×0.98=1837.57N·m

运动和动力参数结果如下表
表3.1参数汇总表
轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速r/min
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴

20.05

130.26
1470
1

I轴
19.248
18.863
375.14
367.64
490
3.0
0.97
II轴
18.297
17.931
1058.79
1037.61
163.3
3.0
III轴
17.393
17.045
1952.59
1913.54
84.18
1.94
0.99
IV轴
16.875
16.538
1875.07
1837.57
84.18
1
0.96

第4章 传动零件的设计计算和结构设计
4.1 高速级齿轮设计计算
4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。
①按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
②运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度（GB10095-88）。
③材料选择。由《机械设计》（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40（调制），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS.大小齿轮齿面的硬度差为280-240=40HBS，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。
④齿数：取小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=3×24=72.
4.1.2按齿面接触强度设计
①试选载荷系数=1.3
‚计算小齿轮传递的转矩
（4.1）
由公式4.1得：
ƒ计算应力循环次数
由表10-7选取齿宽系数，表10-6查得材料的弹性影响系数，图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
（4.2）
由公式4.2得：

④　 计算接触疲劳许用应力
由图10-19取接触疲劳寿命系数,取失效概率为1℅，安全系数S=1。接触疲劳许用应力为:

计算小齿轮分度圆直径：
mm
⑤计算圆周速度
π2.61m/s
⑥计算齿宽b mm
计算齿宽与齿高之比
模数mm
齿高mm
=
计算载荷系数。
根据v=2.61m/s，7级精度，由图10-8查得，直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由=10.67，查图10-13得1.32;故载荷系数

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，
mm
计算模数m mm
4.1.3按齿根弯曲强度设计
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

计算载荷系数K

由表10-5查得齿形系数,；由表10-5查得应力校正系数
计算大小齿轮并加以比较。
大齿轮的数值大。
设计计算对比计算结果，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3.15mm并就进圆整为标准值m=3.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=108.13mm，算出小齿轮齿数
≈31；大齿轮齿数=3×31=102
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，避免浪费。
4.1.4几何尺寸计算
中心距
齿轮宽度
取。
高齿1：
齿顶高：mm
齿根高：4.375mm
全齿高：=7.875mm
顶隙： =0.875mm
分度圆直径 : 108.5mm
齿顶圆直径：115.5mm
齿根圆直径：99.75mm
基圆直径： cosα=99.75×0.94=93.765mm
齿距： p=10.99mm
齿厚： s=5.495mm
齿槽宽： e=s
高齿2：
齿顶高：mm
齿根高：=4.375mm
全齿高：7.875mm
顶隙： 0.875mm
分度圆直径 :325.5mm
齿顶圆直径：332.5mm
齿根圆直径：316.75mm
基圆直径： cosα=316.75×0.94=297.745mm
齿距： p=10.99mm
齿厚： s=5.495mm
齿槽宽： e=s
4.2 低速级齿轮设计计算
4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
①按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
②运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度（GB10095-88）。
③材料选择。由《机械设计》（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40（调制），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS.大小齿轮齿面的硬度差为280－240=40HBS，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。
④齿数：取小齿轮齿数Z1=28,则大齿轮齿数Z2=1.94×28=54.32≈55.
4.2.2按齿面接触强度设计
①试选载荷系数: =1.3
②计算小齿轮传递的转矩

计算应力循环次数
由表10-7选取齿宽系数，表10-6查得材料的弹性影响系数，图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限

⑤　 计算接触疲劳许用应力
由图10-19取接触疲劳寿命系数,取失效概率为1℅，安全系数S=1。接触疲劳许用应力为:

计算小齿轮分度圆直径:
mm
⑤计算圆周速度
π1.29m/s
⑥计算齿宽b
mm
计算齿宽与齿高之比
模数mm
齿高mm
=
计算载荷系数。
根据v=1.29m/s，7级精度，由图10-8查得，直齿轮；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由=12.44，查图10-13得1.35
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，
mm
计算模数m mm
4.2.3按齿根弯曲强度设计
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

计算载荷系数K

由表10-5查得齿形系数,；由表10-5查得应力校正系数
计算大小齿轮并加以比较。
.大齿轮的数值大。
设计计算

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4并就进圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径=158.78mm，算出小齿轮齿数≈40；大齿轮齿数=1.94×40=77.6≈78
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，避免浪费。
4.2.4几何尺寸计算
中心距
齿轮宽度
低齿1：
齿顶高：mm
齿根高：mm
全齿高：mm
顶隙： mm
齿顶圆直径：mm
齿根圆直径：mm
基圆直径： cosα=160×0.94=150.4mm
齿距： p=mm
齿厚： s=mm
齿槽宽：e=s
低齿2：
齿顶高：mm
齿根高：mm
全齿高：mm
顶隙： mm
分度圆直径
齿顶圆直径：mm
齿根圆直径：mm
基圆直径： cosα=310×0.94=291.4mm
齿厚： s=mm
齿槽宽：e=s

齿轮
1
2
3
4
齿数
24
96
34
102
齿宽
65
60
90
85
分度圆直径d
72
288
103
307
齿距p
9.42
9.42
9.42
9.42
齿厚s
4.71
4.71
4.71
4.71
齿槽宽e
4.71
4.71
6.29
6.29
齿顶高
3.00
3.00
3.00
3.00
齿根圆
3.75
3.75
3.75
3.75
全齿高h
6.75
6.75
18
18
齿顶圆直径
114
378
141
351
齿根圆直径
92.5
364.5
127.5
337.5
中心距
108
205
传动比
4
3
模数
3
3

第5章 轴的设计计算
5.1 输出轴设计计算及校核

图5.1轴的结构草图
5.1.1求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为310mm
而
tanα=12345.4×tan=4493N
5.1.2初步确定轴的最小直径
由机械设计（第八版）表15-1初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理硬度217-255HBS，由机械设计（第八版）表15-3取=110
mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1 选取
N*mm
按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》99页选取LX4型弹性柱销联轴器其公称转矩为2500000N·mm,半联轴器的孔径 mm，故取，半联轴器的长度L=107mm，半联轴器与轴配合的轂孔长度=142mm。
5.1.3轴的结构设计
（1） 选取图5-1所示的装配方案。

图5.2输出轴
（2）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,I-II轴段右端需要制出一轴肩,故取II-III的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=74mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=142mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1-2的长度应比L1略短一些,现取.
初步选择滚动轴承.因轴承只受轴向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承.

表5.1轴承各参数

轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定载荷/KN

D
B

6015
75
115
20
82
108
1.1
40.2
33.2
对于选取的单向深沟球轴承6015其尺寸为的,故;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6015型轴承定位轴肩高度，取h=6mm，因此 87mm
③取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为160mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高h>0.07d，h=6mm,则取轴环处的直径.轴环宽度,取=10mm.
④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.
⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度B=20,
mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
⑥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。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R=2.5(见图15-26)。
5.1.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。 确定顶轴承的支点位置时,应从
《机械设计手册》查取a值.对于6015型的深沟球轴承,a=B=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图扭矩图。
图5.3从动轴的载荷分析图:

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。

现将计算出的截面C处的、及的值列于下表
表5.2参数表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=8852N FNH2=3493N
FNV1=3222N FNV2=1271N
弯矩M
MH=1177316N*mm
MV1=428526N*mm MV2=428327N*mm
总弯矩

扭矩T
1913540N*mm

5.1.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处的配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面IV左侧。
抗弯系数
抗扭系数
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩为
截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力

轴的材料为45钢。调质处理。
由课本表15-1查得：

因 ,
经表3-2 插值后可查得

由附图3-1查得轴的材料敏性系数为
=0.85
故有效应力集中系数为：

由附图3-2的尺寸系数 ； 由附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则综合系数为

碳钢的特性系数 ： 取0.1
取0.05
计算安全系数：

所以它是安全的截面Ⅳ右侧同理，也是安全的。
5.2中间轴的设计
5.2.1确定最小直径
选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取=115

5.3中间轴的校核：
首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，确定轴承的支撑点位置，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩：

图5.3中间轴载荷分析图

表5.4各计算参数表

载荷
水平面H
垂直面V

支持力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

5.4输入轴的设计
5.4.1确定最小直径
选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取=115

应为轴上有键槽需将其加大5%为40.87mm

5.4.2确定各轴段直径并填于下表
表5.5输入轴各段直径
名称
依据
单位
确定结果

大于最小直径40.87mm且考虑到与V带大带轮轮配合以及电动机轴直径d=55,所以 =55

55

考虑轴承内径以及轴承端盖的装配取=58

58

考虑与轴承公称直径配合> ，轴承代号：6211
D=110，B＝22 d＝60 =69

60

考虑轴承定位
==69

69

考虑到齿轮定位, d5==128

128

5.4.3计算各轴段长度
表5.6输入轴的各段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

与V带轮配合即与带槽宽相等
＝B=80

80

＝10+22+18+5+8+60-24-9＝90

90

＝B=22

22

＝9+10+5+65+10+5-20＝84

84

轴肩

12

＝128-2＝126

126

＝18-2+9+10+5+2＝42

42
L（总长）
L ＝80+90+22+84+12+126+42＝456

456
第6章轴承的选择与校核
6.1输出轴轴承的校核
7.1.1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
从图5-1a的受力分析得

该轴承寿命为：

故所选轴承满足寿命要求。
6.2中间轴与输入轴轴承的选择
中间轴的轴承选6013，其安装尺寸；
输入轴的轴承选6211,其安装尺寸为。
第7章 键的选择与校核
7.1 输出轴上得键的选择与校核
齿轮、半联轴器与轴的周向行为均采用平键连接，按dⅥ-Ⅶ由表6-1平键的截面键槽用键槽铣刀加工，长度为63mm；同样半联轴器与轴的连接选用平键。
根据公式校核键的强度
式中： T为传递的转矩T=1913.54N*m
为键与轮毂键槽的接触高度，
键的工作长度，圆头平键
为轴的直径
为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， 由表6-2查得
安装齿轮处键的强度计算

安装半联轴器处键的强度计算

故键键的选择合适。
7.2 中间轴与输入轴的键的选择
中间轴根据轴的直径选择选键的截面，图5-3中左边键长度取4mm右边键长取63mm。同样取输入轴与带轮连接的键位
第8章 箱体设计及其它零件的设计与选择
8.1 箱体设计
箱体结构尺寸表9.1
序号
代号
名 称
尺寸
序号
代 号
名 称
尺寸
1
δ
箱座壁厚
10
13
C1
d1中心到外箱壁距离
22
2
δ1
箱盖壁厚
10
14
C2
d1中心到凸缘边壁距离
18
3
b
箱座凸缘厚度
10
15

4
b1
箱体凸缘厚度
15
16
h
凸台高度
40
5
b2
箱座底部凸缘厚度
25
17

外壁距轴承座端面距离
40
6
df
地脚螺栓直径
18
18
Δ1
齿顶圆与箱壁间距
15
7
n
地脚螺栓数目
4
19
Δ2
齿轮端面与内壁距离
16
8
d1
轴承旁联接螺栓直径
12
20

肋厚度
9、9
9
d2
上盖与下座联接螺栓直径
10
21
C3
d2至外箱壁距离
14
10
d3
轴承盖螺栓直径
8
22
C4
d2至凸缘边缘距离
12
11
d4
检查孔盖螺钉直径
8
23
C5
df至外箱壁距离
25
12
d
定位销直径
8
24
C6
df至凸缘边缘距离
25
8.2视孔和视孔盖
视孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态，接触斑点及齿侧间隙，还可以来注入润滑油，视孔盖可用轧制钢板或铸铁制成，它和箱体间应有低质的密封垫片，以防止漏油。

第9章 润滑和密封方式的选择
9.1减速器的润滑
为了减轻机械传动零件、轴承等的磨损，降低摩擦阻力和能源消耗，提高传动效率，延长零件使用寿命，保证设备正常运转，减速器必须要有良好的润滑，同时润滑还可起到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用
9.2齿轮润滑
润滑方式： 浸油润滑
减速器低速级齿轮圆周速度0.57 ≤12m/s，因此采用油池浸油润滑。
润滑剂的选择：
齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。由[3]P141表15-3根据所需的粘度按选择润滑油的牌号取润滑油牌号为L-CKC220。
为了保证齿轮啮合处的充分润滑，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜过深。
高速级齿轮，浸油深度约为0.7个齿高，但不得小于10mm；
低速级齿轮，浸油深度按圆周速度而定，低速级圆周转速V=0.8～12 m/s，浸油深度约为1个齿高～1/6齿轮半径（但不小于10mm）
9.3滚动轴承的润滑
滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。减速器采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑，润滑和冷却效果较好。
润滑方式 飞溅润滑
减速器中当浸油齿轮的圆周速度V >1.5～2m/s时，即可采用飞溅润滑。靠机体内油的飞溅直接润滑轴承或经济体剖分面上的油沟，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承进行润滑。
9.4减速器的密封
减速器需要密封的部位很多，为了防止减速器内润滑剂泄出，防止灰尘、其他杂物和水分渗入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的工作寿命。
9.5密封类型的选择
伸出轴端的密封
在输入或输出轴的外伸处，为防止灰尘、水汽及其他杂质渗入，引起轴承急剧磨损或腐蚀，以及润滑油外漏，都要求在端盖轴孔内装密封件。
因为伸出轴颈圆周转速：
不>45m/s
工作温度不超过90度，对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封，具体根据轴承盖处轴径查[4]P144表15-8选择。
高速轴的透盖毡圈为：毡圈 35 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡
低速轴的透盖毡圈为：毡圈 55 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡

参考文献：
[1] 濮良贵,纪名刚. 机械设计，8版。北京，高等教育出版社，2006
[2] 濮良贵，陈庚梅.机械设计教程，2版.西安：西北工业大学出版社，2003
[3] 唐增宝，常建娥.机械设计课程设计，3版.武汉：华中科技大学出版社，2006
[4] 骆素君，朱诗顺.机械课程设计简明手册.北京：化学工业出版社，2006
[5] 单辉祖 .材料力学. 2版. 北京：高等教育出版社，2005
[6] 马希青. 机械制图， 1版.北京：机械工业出版社， 2010
[7] 廖念钊.互换性与技术测量. 5版 北京：中国计量出版社，2012
[8] 王建民. 工程材料， 1版. 成都：电子科技大学出版社，2009
[9] 孙恒，陈作模，葛文杰. 机械原理. 7版，北京：高等教育出版社，2010
[10] 马希青. CAXA电子图板教程. 2版，北京：冶金工业出版社， 2008
[11] 荊崇波，李雪原，尹旭峰.精通UG-NX4.0机械设计—经典实例、专业精讲.北京：电子工业出版社，2006

附图：装配图 零件图

设计小结：
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

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