二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书1

天津职业技术师范大学机械课程设计
机械设计
课程设计说明书
设计题目 : 二级睁开式斜齿圆柱齿轮减速器班级：机检 1112
设计者：周萍、邓艳梅、郑蓓芳、李绘涵学号： 03340111214、 03340111218、
、 03340111230
前言
本次课程设计于13 年六月中旬开始，经过这三个个礼拜的设计，我们有了
较大的收获，并从实质上对自己所学的专业和主要学科有了较深刻的理解。

因为时间匆促，设计任务较重。

设计过程中可能会或多或少的存在一些错误。

希望审阅老师提出可贵建议，以便实时更正，力求达到要求。

机械设计课程教课基本要求规定：每个学生一定达成一个课程设计。

因为它是机械设计课程的最后一个重要教课环节，也是高等工科院校大部分专业学生第一次较全面的设计能力训练。

本次设计的内容为设计二级圆柱斜齿齿轮减速器。

详细包含以下内容：决定传动装置的整体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机
体构造及其附件的设计；绘制装置图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计辩论 .
限于设计者水平有限，加之时间匆促，不免有不当之处，希望广大师生责
备指正 , 使报告更完美。

重点词：减速器电动机高速级齿轮低速机齿轮轴箱体
目录
前言 (2)
第 1 章设计任务书 (5)
1.1 设计题目 (5)
1.2 工作条件及生产条件 (5)
1.3 第七组设计原始数据 (5)
第 2 章电机的选择 (6)
2.1 传动方案的制定 (6)
2.2 电动机的选择 (6)
2.3 传动装置的运动和动力参数计算 (7)
第 3 章斜齿圆柱齿轮减速器的设计 (9)
3.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 (9)
3.2 高速轴上的大小齿轮传动设计 (12)
第 4 章轴的构造设计及计算 (17)
4.1 概括 (17)
4.2 轴的选择及构造设计 (17)
4.3 中间轴的校核 (20)
第 5 章转动轴承的选择及计算 (25)
5.1 中间轴轴承的校核 (25)
5.2 高速轴轴承的校核 (26)
5.3 低速轴轴承的校核 (27)
第 6 章键联接的选择计算及齿轮构造计算 (29)
6.1 概括 (29)
6.2 键的校核 (29)
第 7 章箱体及附件的构造设计和选择 (31)
7.1 概括 (31)
7.2 减速器锻造箱体的构造尺寸 (31)
7.3 附件的选择 (31)
9.8 起吊装置 (34)
设计小结 (34)
参照文件 (36)
第1章设计任务书
1.1 设计题目
二级睁开式斜齿圆柱齿轮减速器
1.2 工作条件及生产条件
该减速器用于带式运输机的传动装置。

两班制工作 , 连续单向运行，载荷较均衡 . 运输带同意速度差为± 5%。

减速器小批量生产，使用限期为 8 年（每年 300 天）。

应达成任务： 1. 减速器装置图一张（ A0）
2．中间轴上大齿轮和中间轴零件图两张（A3）
3．设计说明书一份（ 8000）字
1.3 第七组设计原始数据
卷扬能力Ton
卷扬速度m/min
卷筒直径mm 220
钢丝绳直径mm 12
钢丝绳环绕层数 6
电压v380
第2章电机的选择
2.1 传动方案的制定
为了确立传动方案，可依据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：
n w
p w
2.2 电动机的选择
(1)电动机功率的选择：
工作机所需要的有效功率为
P w
依据查表确立电动机的总效率所需功率
1为弹性联轴器效率为 0.99.(2 个 )
2为转动轴承传动传动效率为 0.99(4 对 )
3为圆柱齿轮传动 8 级精度（油润滑）效率为 0.97.(2 对 )
4为滚筒的效率为 0.96.(1 个 )
则传动装置的总效率为：
2 4 2
4 =2 4 2
0.96
= 1 2 3
电动机所需的功率为
P d= P w/η
(2)电动机种类的选择：
电动机的种类依据动力源和工作条件, 采纳 Y 系列三相异步电动机。

选择常用的同步转速为 1500 r/min和1000r/min根据电动机所需功率和同步转速查表Y132M-4 和Y160M-6 型。

依据电动机的满载转速和滚筒转速nw 可算出总传动比。

现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中
方电动机额定同步满载总传轴外伸长中心高案型号功率转速转速动比度
1 Y132M-4 1500r/min 1440 80 132
r/min
2 Y160M-6 1000r/min 971 110 160
r/min
总传 动比 : i 1 = n m / n w
i 2 = n m / n w
电动机型号 Y132M-4
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比：
i 1 = 1.3i
低速级的传动比为：
i 2 = i / i 1
电动机型号 Y160M-6
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比：
i 1 = 1.3i
低速级的传动比为：
i 2 = i / i 1
经过计算，方案 1 固然电动机转速高，价钱低，但总传动比大。

为了能合理地
分派传动比，使传动装置构造紧凑，决定采纳方案 2，即电动机型号为： Y160M-6 。

2.3 传动装置的运动和动力参数计算
(1) 各轴的转速计算：
n 1 = n m =971r/min n 2 = n 1 / i 1 n 3 = n 2 / i 2
n 4 = n 3
(2) 各轴的输入功率计算：
P 1 = P d 1 P 2 =P 1
2 3 3
2
2
3
P =P
4 3
1
3
P =P
(3) 各轴的输入转矩计算：
T 1 =9550P 1 / n 1 · m
·
T 2 =9550
2
/ n 2
=9550 m
3 =9550 P
T 3 / n 3
·
m
P
T 4 =9550P 4 /
n
4 =9550
·m
Td=9550P d / n m =9550
· m
轴号转速 n 功率 P 转矩 T 1 971
2
3
4
第3章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计
3.1 高速轴上的大小齿轮传动设计
(1) 采纳标准斜齿轮圆柱齿轮传动：
由教材表 10-1 选择高速级小齿轮采纳 40Cr 调质，齿面硬度 280HBS 因
输送为一般通用机械 , 故齿轮精度等级选 8 级 , ；
高速级大齿轮采纳 45 钢（调质），齿面硬度为 240HBS
(2) 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数许多为宜，初选
z 123
z 2 = i
z 1
故取大齿轮齿数 z 2 =120，则齿数比为 u= z 2 / z 1 =120/23=5.217 。

与原要 求仅差 (5.239-5.217)/5.217=0.421% ，故能够知足要求。

(3) 选择螺旋角 β：
按经验 ， 8°< <20° , 初选 =13° (4) 计算当量齿数，查齿形系数：
z v1 = z 1 /cos 3 =23/ cos
3
13°
z v 2 = z 2 /cos 3 =120/ cos 3 13°
查
表
得 : Y Fa 1 2 .75 Y
s a 1 1 . 58 Y Fa 2
2 . 18 Y sa 2
1 .81
(5) 选择齿宽系数：
查《机械课程设计简洁手册》表 6-25 装置状况
两轴承相对小齿轮作不对称部署
d
所以
d
取 1
因为工作时有稍微振动
故（中等冲击）
(6) 齿轮重合度计算：
a =[1.88-3.2(1/ z 1 +1/z 2 )] cos
(7) 按齿面接触疲惫强度设计：
2kT 1 u 1 Z H Z E
2
d 1 = 3 =36.292 mm
d
u
H
k---载荷系数
T 1 ---齿轮转矩
T 1
10 6 p 1
10 4
n 1
u 1
z 2 120
---齿数比
23
z 1
[
H
]--- 许用接触应力
[
H
]
KHN 1
l i 1m
s
Z E --- 弹性影响系数 Z E
189.8 （查表 6-27）
S--- 接触疲惫安全系数 S H 1
S F
N--- 应力循环次数 N
h
60n j L
N 1 60njL h 60 940 1 (8 5 300) 6.768 108
N 2
60njL h
60 (1 40 300) 1.29 108
查表 K HN 1
K HN 2
(表 10-15)
lim 1
650MP a
lim 2
380MP a （表 10-17）
K FN 1
K FN 2
(表 10-14)
FE 1
500MP a
FE 2
420MP a （表 10-16）
[ H ]1
K
HN 1 lim 1
1.2 650 S H
780MP a
1
K
HN 2 lim 2
1.6 380 [ H ]2
608MP a
S H
1
[ F
]
1
K FN1 FE1
0.82 500
a
S F
K
FN2 FE2
0.85 420
[ F ]2
255MP a
S
T1104 k 114 d
3 kT1 u 1 2
3104
d
Z H Z E
u
d H 361
(8)齿轮的模数：
m n
d1 cos 46.741 cos13
Z1 23
取标准模数 m n 2
(9)中心距计算：
m n ( Z1 Z2 ) 2 ( 23 120)
a
2 cos 2 cos13
圆整中心距 a=148mm 螺旋角
m n ( z1 z2 ) arccos
2a
因为中心距为 147 故从头选择螺旋角14 (10)中心距重选：
1 1
a [1.88 3.2( )] cos 1
z1 z2
d1 cos cos14
m
n1
z1 23
m n (z1 z2 ) 2 143
a1
2
2 cos cos14
中心距圆整到 145mm 螺旋角arccos m
n
( z
1
z
2
)
2a
(11)主要的尺寸计算：
m n z1 2 23 d1
cos cos12 47'
d
m n z2 2 120 2
cos cos12 47'
b d d1 1
故 b2 50mm b1 55mm
(12) 校核齿根曲折疲惫强度：
z1 23
z
v1
cos3
cos3 12
z2 120
z v 2
cos3
cos3 12
查表（教材 10-12） Y Fa1Y Sa1Y Fa 2Y Sa2 [ F]1
Y
Fa1Y
Sa1
[ F]2 255
Y Fa 2Y Sa2
因为大齿轮值小，故只需要校核曲折疲惫强度
F 2 kF
t
Y
Fa 2
Y
Sa2 1.44 2 1.9892 104 2.18 1.82 37.8 [ F ]2 bm n
齿根曲折疲惫强度知足。

(13)齿轮的精度选择
v n d1
1000 60 1000
v<10m/s 所以齿轮精度 8 级。

3.2 高速轴上的大小齿轮传动设计
(1)采纳标准斜齿圆柱齿轮传动
选小齿轮选择 40Cr 钢HBS1 217 ~ 255 故取250
选大齿轮选择 45 调制钢HBS2 162 ~ 217 故取210 选齿轮精度 8 级
(2)齿数的选择
z126z2z1i 26 104.78 故取 105
则齿轮 u z2
4.038 与原要求仅差（）/4.038=0.27% 故合理z1
(3)选择螺旋角：
初选为13
(4)计算当量齿数：
z1 26
z
v1
cos3 13
cos3
z2 105
z v 2
cos3
cos3 13
查（教材图 10-11 10-12） Y Fa1Y sa1 1.61 Y Fa 2Y Sa2
(5)选择齿宽系数：
查教材 10-2 表 10-4
装置状况两支承相对小齿轮作不对称部署
d
d载荷系数k=1.2 曲折疲惫强度系数S F 1 .4 接触疲惫强度安全系数S H 1
(6)齿面重合度计算：
a 3.2(
1 1
)] cos 1 . 6041 故传动安稳连续传动z1 z 2
(7)应力循环次数：
N160njL h60 1 (8 5 300) 108
N 2 N 1
108
107
i
查表 10-15 K
HN1
K
HN2
1. 08
K
FN1
K
FN2
图 10-17 H lim 1 650
H lim 2
380 图 10-16
FZ 1
500
FZ 2
420
[ H ]1
K
HN 1 lim 1
650 637MP a
S H
1
[ H ]2
K
HN 2 lim 2
1.08 380
S H
a
1
[ F ]1
K
FN1 FE1
0.84 500
S F 300MP a
K FN2 FE2
0.87 420
[ F ]2
261MP a
S F
(8) 齿轮强度设计和校核：
闭式齿轮传动均为软齿面， 主要的无效形式为齿面点蚀。

所以应先按齿面的接触疲惫强度设计，而后再按曲折疲惫强度校核。

kT 1 u
1 Z H Z E 2
2
2
d 3
u
3
( )
d
H
(9) 齿轮的模数：
m n
d 1 cos 65.53 cos13
Z 1
26
(10) 中心距的选择：
m n ( z 1 z 2 ) 2.5 (26 105) a 1
2 cos
2 cos13
圆整中心距 a=168mm 螺旋角
m n (z 1
z 2 )
arccos
2a
中心距取整 a=165
arccos
m n ( z 1z 2
)
2a
(11) 主要尺寸的计算：
d 1
m n z 1 2.5 26
cos
m n z 2 2.5 105
d 2
cos
b d d 1
故 b1 85mm b 2 80mm
(12) 校核齿根的曲折疲惫强度：
[ F ]1 300
Y Fa1
Y
Sa1
[ F ]2
261
Y Fa 2
Y
Sa2
因为大齿轮
[ F
]
2
的值小 故只需要校核曲折疲惫强度
Y Fa 2
Y
Sa2
2 105
kF t
Y Fa 2
Y
Sa2
18.96 [ F ]2
，故知足
F 2
bm n
要求
(13) 齿轮的精度选择：
n d 1 1440
10m / s
v
60
1000
1000
所以齿轮精度 8 级
齿轮的主要参数
参数
高速级
低速级 齿数 z
23
120
26
105
中心距 a
145
165 法面模数 m n
2
端面模数 m t
12 89'
螺旋角12 46 '
法面压力角n 20 20
端面压力角t 0 0 齿宽 b 55 50 85 80 分度圆直径 d
齿顶高 h a 2
齿根高 h f
齿全高 h
齿顶圆直径 d a
齿根圆直径 d f
第4章轴的构造设计及计算
4.1 概括
轴是构成机器的主要零件之一，全部作展转运动的传动零件（如齿轮），都一定安装在轴上才能进行运动及动力传动。

所以，轴的主要功能是支承展转零件及传达运动和动力。

4.2 轴的选择及构造设计
选用轴的资料为45 号钢 C=106到 117，因为 c 值由轴的资料和受载状况确
定系数。

若轴的资料为45 钢往常取 106~117 该处设计高速轴转矩较小值。

C 取较大值低速轴转矩大， c 值应取小值中间轴取中间值，故高速轴c=115
(1 )高速轴的径向尺寸
由轴的构造和强度要求选轴承处轴径 25mm，初选轴承型号6207 深沟球轴承，装齿轮处轴径为 30mm。

d min C3 P1 1153 14.687 mm
n1 940
此高速轴需与联轴器相连，需一个键槽
d min
因外伸轴经过联轴器与电动机相接，则直径 d 一定与电动机和联轴器孔相般配，因电机外伸轴直径 D=28mm,则取 d=25mm
d 2与轴承端盖配合为了配合固定轴上零件或蒙受轴向力
d 22( 0 . 07 ~ 1 ) d 1 d 2 2 0 . 08 d 1 d 129
初选深沟球轴承查表 d 330 mm（为了正确装置）
d 4 d 3( 0 . 07 ~ 0 . 1) d 32300 . 1 30236 mm
齿轮处的轴径 d 5 d 4(0.07 ~ 0.1) d42
但设计齿轮的 d f d5d5与d5'对比之下小于d5'
所以用齿轮轴 d 542mm d 6' d 436mm d7d330mm
(2 )高速轴的轴向尺寸
考虑联轴器的定位要求1~2 轴段的长度经过半联轴器轮毂的长度确立选联轴器
LT4 L=62mm 为保证联轴器的正确立位L1~ 260mm
轴段 2~3 对轴段 1~2 轴向定位依据轴承端盖的装拆及增添润滑油要求取端盖的
外端面与半联轴器右端面间的距离 L=20mm 故取 L2 ~3 58mm
初选轴承 6206 深沟球轴承因为受轴向和径向力作用，应选深沟球轴承选6206 其尺寸 d D B 30 62 16轴段L3~ 4L7~ 816mm
低速级小齿轮宽度B=75mm而两个轴环的宽度初选15mm安全距离3mm L4~ 5108mm
L5640mm 为小齿轮的齿宽
L6~7为轴环的宽度L67=13mm
L7 ~8 L3~ 4 16mm 但因为斜齿轮直径小于轴承座孔直径L7~8 18mm
(3)中间轴的尺寸计算
d min c3 1.980 1113
中间轴两个齿轮故需一个键槽d min 24.706 (1 5%)
初选轴承 6028
如图 d140mm 查表 6208 d 5d347mm d244mm d460mm（圆整后）轴向设计为了能正确啮合L12的尺寸等于大齿轮告诉轴L6~ 7L7 ~8
L23比轮毂的宽度小于1~2mm L23=33mm
L3415mm
L5675mm(齿轮宽度 )
L7812mm
L9~1018mm需要挡油环 1~2mm 故取 L9~1020mm (4)低速级的轴设计：
d min c3 p3
1073 n3
此低速轴有联轴器和低速级大齿轮故需一键槽
d min(1 5%)
因外伸端经过联轴器与工作相连结 d min应圆整为38mm选联轴器（弹性柱销连轴系） HL3 型L82mm
(5)低速轴的径向设计：
d138mm
d 2d12d1 (0.07 ~ 0.1)
d3选择角接触球轴承7210 d350mm （d D B 50 11020 ）
d 4为角接触球轴承的轴向定位d4=57mm
d 5 d 42d 4 (0.07 ~ 0.1) 57 57 65mm
d 6 d 457mm
d 750mm
(6)低速级的轴向尺寸设计：
L1~ 2因为联轴器HL3型L=82mm轴颈的长度应小于联轴器1~2mm 故L1~ 2=80mm
轴颈 L3~ 4=20mm
L4 ~555mm
L5~68mm
L6~ 768mm
L7 ~8
4.3 中间轴的校核
1)中间轴的各参数以下：
T 2·m n2P2
2)中间轴上的各力：
低速级小齿轮：
F t 3 F r 3 F a3高速级大齿：
F t2 =847.910N F r2F a2
3）绘制轴的计算简图
F t 2
F a 2
F r 2
F r 3
F t 3
R H1R v 1 F a3 R H2R v2
AB:轴承中心到齿轮中心的距离
BC:小齿轮到大齿轮的中心距离69mm
CD:大齿轮到轴承中心的距离为43mm
V平面力系图（ V 平面）
F VD
FVA B
F t3 F t2
H平面力系图
B d2/2 F F HD
r2
A
3 D
d /2
F a3
r3
F
M HC"
M HB’
M HB"M HC'
T
M ec’
M ’
eB M "
ec
M eB"
平面受力争弯矩图
F t 3 BD F t 2CD 43
F VA
AD
F VD F
t 3
F
tr
F
VA
M
VB F
VA
58 .5
AB 133874 .91
M VC F VD CD 43
小平面受力争
F r 3 AB F r AC F a2
d 2 F
a 3
d 3
F
HD
2
2
AD
F r3 BD
F
r2
DC ( F a2
d
2
)
F
a3
d 3
1179.295 112 319.405 43
F
HD
2
2
AD
M HB '
F HA
AB
M HB "
F HA
AB F a 3 d 3
22683 .65807
24144 .2705
2
M HC
'
F
HD
CD
43
M HC
"
F HD
CD ( F a2
d 2
2
合成弯矩图
MB
'
M B 2
M
2
'
135KN
HB
MB " M VB 2 M 2 "
142KN
H B MC '
M VC 2
M
2
'
HC MC
" M VC
2
M
2
"
HC
扭矩图
当量弯矩图：扭矩按脉动循环 a
[
1b
0 b
]
轴承资料选 45 正火
HBC
200 故取
B
580MPa 且 [ 1b ] 51MPa [ 0b ] 87MPa
所以
[
1b
]
51 a
0b
87
M eB " (M B " )2 (aT ) 2
M ec ' M c '
"
( M c " )2 (aT )2 97.1242 kw
M ec
轴的资料 45 钢正火
B
MPa [ 1b ] 51M P a
560
截面 B 由 d=60
W B 5
截面 c 由 d=40
W C 2
M eB "
B
W B
M eC "
C
W C
结论此轴强度安全
轴的资料改用 30crMnTi 钢（ HBC
270）
B
950MPa [ 1b ]
86MPa
[
1b
]
86 a
0 b
145
截面 B
M eB " (M B " )2
(aT) 2
155
d B
3
M eB "
26.2 1 9
0.1[ 1b ]
考虑键槽影响 将计算结果增添 5% d B
截面 C
" (
" )
2
( ) 2
M
ec
M c
aT
d c
3
M ec "
0.1[ 1b ]
考虑键槽影响 将计算结果增添 5%
d c 24
第5章 转动轴承的选择及计算
5.1 中间轴轴承的校核
中间轴小齿轮 F t1
F r 1
F a1
中间轴大齿轮（高速轴）大齿受力状况 ： F t 2 F r 2 F a 2
两轴承实质受轴向力 A 1 和 A 2
(6208X 型 )s=0 A 1 = F a F r
F
r1
F
r 2
所以：
A 1
F r
A 1
C 0
18000
F a e X=1 Y=0
F r
F a e
F r
P XF r 1 YF a1
深沟球轴承：
L h
106
( f t c
) f p 1.2 f t
1
60n f p p
L h
60 10 6
( 29500 )3 746168h 12000h
所以 L h L 'h =12000h,故 6208 轴承能知足预期计算寿命要求
5.2 高速轴轴承的校核
轴承的工作时间为 L 8 300 5 12000 h
高速级小齿轮 F t1
2T 1
2
d 1
F
r 1
F t tan a n
835.65 tan20
cos
F
a1
F
t 1
835.65 tan
1
tan
（1） 采纳深沟球轴承 6206 轴承的基本额定动载荷 C r
KN
基本额定静载荷 C or
F
a1
C
or
11500
e
F a1
e
F
r1
所以径向载荷系数 X=0.56 用插值法求出轴向载荷系数
Y
Y 2.30
1.99
(2)计算当量动载荷：
铅垂面 F 0
R
a1
F
r 1
P
v2
M
R
v1
47
F
a1
d 1
R
v 2
(44 132.5) 0
2
解方程得： R v1 R v2
水平面
F
R
H 1
F
t1
R H 2
44 F t1 R H 2 (44 132.5)
解方程得： R H 1
R H 2
则轴承所蒙受协力为：
R 1 R v 21
R H 2 1
(627.329) 2 (272.3) 2
R 2
R v 22 R H 2
2
(208.32) 2
( 42.458) 2
F a1
e X 1
Y 1
R 1
F
a1
e
X 2
Y 2
R 2
因为轴承运行中有轻载冲击 f p 1.2 则有
P 1 XF r1 YF a1
P 2 XF r 2 YF a 2
因为 P 1 P 2 故用 P 1 来校核轴承寿命
关于球轴承 3
L h 106 f t c f p f t 1
(
) 60n f p p
L h
10 6 ( 29500 ) 3
12000h
60 940
所以 L h L 'h =12000h,故 6206 轴承能知足预期计算寿命要求
5.3 低速轴轴承的校核
(1)采纳角接触球轴承 7210AC 基本额定动载荷 40.8KN 基本额定静载荷
F t 2 2T 3 2
d 2
F r 2 1081.448 F a 2 7 6 .57 6 1 d 4 F a 2
用插值法
C or
30500
X=0.56 Y 用插值法 Y
2.30
0.216)
(2)受力剖析
铅垂面
F
R
v1
F
r 2
R
v 2
M
F
r 2
107
F
a 2
d 4
R v2 (107 44)
2
解方程： R v1
1635.765 R v2
R 1 R v 21 R H 2 1 (836.54) 2
(1635.765)2
R 2
R v 22 R H 2
2
(2717.213) 2 ( 2034.334) 2
F a 2
e X1 Y1
R1
F
a 2 0.2226 e X 2 Y2
R2
因为轴承在运行中有稍微冲击载荷 f p 则有
P1 XF r1 YF a1
P2 XF r 2 YF a 2
因为 P2 P1故用 P2来校核轴承寿命
关于轴承 3 F T 1 f p
L h 106 ( f t c )106 ( 40800 )3 41046.9h 12000h 60n f p p 60
故 7210AC 轴承能知足预期的寿命。

基本尺寸安装尺寸轴承型号系列
D d B D a
6206 62 30 16 56
6208 80 40 18 73
7210AC 90 50 20 83
第6章 键联接的选择计算及齿轮构造计算
6.1 概括
键是标准件，往常用于联接轴和轴上的零件， 起到周向固定的作用并传达转矩。

有些种类的键还能够实现轴上零件的轴向固定或轴向挪动。

依据所设计的要求。

此次设计采纳平键联接。

6.2 键的校核
平键联接强度的计算
先依据设计出轴的尺寸 d 从标准中查得键的剖面尺寸为： 键宽 b ，键高 h, 在上边 的公式中 k 为键与轮毂键槽的接触高度等于 0.5h ，L 为键的工作长度： 校核公式 : p 2T 2 103
/ kld
103
[ p
]
，键的工作长
25 42
度 l=L-b=28 ，d 为轴的直径查 表得: [ p ] 100~ 200 MPa
该键知足强度要求
10=5;L=63
p 2T 10
3
/ kld 2 103
/5 63 32 [ p ]
该键知足强度要求 . 依据设计出轴的尺寸 d 从标明中查的键的剖面尺寸为：键宽 b 键高 h. 该键知足强度要求 .
轴 键 键槽
公称尺 宽度 b
深度 公称直径高 d 极限误差
寸 公称尺寸
一般键联接
轴 t 毂 t 1 b ×h b
轴 N9 毂 Js9
〉 38～44 12 8 12
0 ±
〉 50～55 16 10 16
0 ±
联轴器连结键的尺寸
联轴器种类 d b h
b 轴 t 毂
L L74(高)
高 25
8 7
8
4 44 HL （低） 低 38 10 8
10
5
60
8 齿轮的润滑与轴承的润滑 （ 1）因为 V
d 2 n 1 940
1000
60
2.342m / s 2m / s
60 1000
所以选择油润滑 减速器的传动零件与轴承一定要有优秀的润滑，减少摩擦降低磨损提升效率。

（2） 因为速度 v 2 >2m/s 所以转动轴承采纳油润滑
减速器中转动轴承可采纳润滑油或润滑脂进行润滑。

若采纳润滑油可直接用减速
器油池内的润滑油进行润滑如采纳润滑脂的牌号依据工作条件进行选择润滑方
式（润滑油润滑）
飞溅润滑
减速器中当浸油齿轮的圆周速度 v>2~3m/s 时即可飞溅润滑飞溅的油一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，而后再顺着箱盖的内壁流入箱座的油沟中，沿油沟往轴承的缺口进入轴承输油沟的构造及尺寸当 v 更高时，可不设置油沟，直接靠飞溅的润滑油轴承。

若飞溅润滑则需要设计特别的导油沟，使箱壁上的油经过导油沟进入轴承，起到润滑作用。

第7章箱体及附件的构造设计和选择
7.1 概括
箱体是加快器中全部零件的基座，是支承和固定轴系零件、保证传动零件正确相对地点并蒙受作用在减速器上载荷的重要零件。

箱体一般还兼作润滑油的油箱。

其详细构造尺寸以下表。

7.2 减速器锻造箱体的构造尺寸
名称符号
箱座壁厚δ
箱盖壁厚 1
凸缘的厚度b, b1 箱座 , 机盖的肋厚m m1
轴承盖的外径 D 2
数量n
通孔直径 d f
地脚螺钉
沉头座直径 D 0
C
1 min
底座凸缘尺寸
C
2 min 联接螺栓轴承旁联接螺栓直径d1 连结螺栓机盖与机座连结直径 d 2 凸缘厚度轴承端盖t
距离大齿机顶圆与内机壁△1 距离齿轮端面与内机壁△2 凸缘厚度底座上部h0 凸缘厚度箱盖h1 构造尺寸
10
8
15，12
112,120,130
6
20
40
26
24
14
10
12
13
10
15
12
7.3 附件的选择
为了保证减速器正常工作和具备完美的性能，如检查传动件的啮合状况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。

减速器箱体上常设置某些必需的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部构造统称为附件。

现将附件作以下分述。

油标：
为指示减速器内油面的高度能否切合要求，以便保持箱内正常的油量，在
减速器箱体上设置油面指示装置，其构造形式
M12，d1 4 d2 12 d5 6 ,h=28,
a=10 b=6 c=4 D=20 D1 16
窥视孔窥视孔用于检查传动件的啮合状况和润滑状况等，并可由该孔向箱内
注入润滑油，孔盖用螺钉封住。

为防备污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片 .
油塞
为了改换减速器箱体内的污油，应在箱体底部油池的最低处设置排油孔平
常，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以增强密封。

定位销
为了保证箱体轴承座孔的镗削和装置精度，并保证减速器每次装拆后轴承座
的上下半孔一直保持加工时候的地点精度，箱盖与箱座需用两个圆锥销定位。

定位
削孔是在减速器箱盖与箱座用螺栓联接紧固后，镗削轴承座孔从前加工的。

起盖螺钉
减速器在安装时，为了增强密封成效，防备润滑油从箱体剖分面处渗漏，
往常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因此在拆卸时常常因粘接较紧而不易分
开。

为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只需拧动此螺钉，便可顶起箱盖。

轴承盖
轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承空隙，蒙受轴向力。

轴承盖有凸缘式
和嵌入式两种。

凸缘式端盖调整轴承空隙比较方便，关闭性能好，用螺钉固定在箱体上，用得许多。

嵌入式端盖构造简单，不需用螺钉，依赖突出部分嵌入轴承座相应的槽中，但调整轴承空隙比较麻烦，需翻开箱盖。

依据轴能否穿过端盖，轴承盖又分为透盖和闷盖两种。

透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。

闷盖中央无孔，用在轴的非外伸端。

经过对轴及轴承盖的设计得出数据，设计轴承盖：
内径为 35 的轴承内径为 40 的轴承内径为 50 的轴承
d3 =8 d
0 =9 d3 =8
d
0 =9 d3 =8
d
0 =9
d5 =68 d5 =76 d5 =86
D0 D 3 =92 D0 3 =100 D 0 =110
D2 D0 3=11 D 2 =120 D 2 =130
2
e=9 e=9 e=9
D4=D-10=62 D4=70 D4=80
m=26 m=26 m=22
9.8 起吊装置
起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊钩等，供搬运减速器之用。

吊环螺钉（或吊耳）设在箱盖上，往常用于吊运箱盖，也用于吊运轻型减速器；吊钩铸在箱座两
头的凸缘下边，用于吊运整台减速器。

d （～）
吊耳饰参 1 R=（ 1～） d e=（～1）d b=2 1
数
（mm）16 16 14 16
设计小结
三周的机械设计使我们认识到了作为一名工程技术人员需具备的素质，扎实的专业知识和较宽的知识面，我们设计者之间团队的重要性，三周的时间里的能够让我们学到好多好多的实质性的知识，如何才能在这三周里更好的运用学的知识来达成设计任务呢？这无疑让我们有时间做一个理性的思虑。

把所学的知识在此次设计中和自己的想法联合起来并在自己的设计中形象而生动的表现出来，我以为此次课程设计是我们走向工作的前奏也算是对个人的一个实践性的训练。

漂亮而多彩的大学生活把我们带进了知识的殿堂，为了未来更好的服务社
会，为了把我们已基本掌握的基础知识和专业课程更好的交融、贯穿，而课程设
计就是这道桥梁。

跟着高新技术时代的发展，机械设计愈来愈表现出其独有的构造化新奇的作用，经过此次机械设计，使我对机械零件设计步骤和设计思想，获得了充足掌握，真实地能把所学到的知识初步地运用到了实践之中，利润很大，同时，也发现了自己的多方面的不足之处。

在这段时间里我们经过相互之间的互相合作，沟通学习，认识了很多新知识，特别对机械原理和机械设计有了系统的掌握。

但因为时间有限，学习心得不够深刻，还不可以对所学的知识达到娴熟的运用，这就需要我们在此后的工作中有待学习和提升。

首次接触课程设计，有一种特其他感觉，和从前接触的是完整不一样的境地。

翻阅资料，到图书室借书，试着照书上的例题设计、计算、校核、画图，而且不停的改正，频频改正再考证。

每一部分、每一个步骤都让我们感觉了很多事情都是显得有些无奈一定都按技术要求来设计。

在此次设计中，在计算数据过程中我们碰到了好多悲伤上的麻烦 ,每个零件的数据改了一次又一次再经过频频的零开始性的计算，决不可以存在半点侥幸的心理，不然就会出现构造上的不合理或设计上的不当，我就在设计中不只一次的改正数据，有时因一个小小的错误，看起来其实不影响减速器的整体构造，可是在实质工程中才会发现这样一个小小的错误就会造成意想不到的结果，很可能达不到使用的寿命要求，这让我想到了千里之堤，毁于蚁穴的道理；所以要作一个成功的工程师还需要我们不知足于现状，较强的创新精神严肃仔细，事实求是的工作态度。

只有这样我们才能划向成功的此岸。

固然，我们为能按期达成了课程设计，应该认可，我们设计的全面性还还不够，
考虑问题的周祥性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优成效。

这此中有多方面原由，这包含对所学的知识不够娴熟，在画图中从头学了一下 AutoCAD 真的感觉到了它的方便和适用性。

这也包含我们对实践中的机械零件的接触的太少了 ,在绘出标准的图形和用视图表达零件的方法上走了许多的弯路。

课程设计让我们有时机把理论和实践相联合，学会了用理论去指导实践，同时也也看到实践查验才知道理论正确与否我们也不可以完整按理论是的去做毕竟
有的时候是做不到的。

在课程设计中， ..老师给了我们耐心的指导和构造上的创
新，尽心关心和鼓舞，在此感谢老师对我们的帮助！
设计中弊端和不足请老师们赐予责备指正，在这里我们对指导老师们致以衷
心的感谢。

参照文件
[1] 《机械设计教程》主编：濮良贵陈庾梅 .
西北工业大学第一版社1994 年订正本
[2] 《机械原理教程》主编：孙桓李继
西北工业大学第一版社 2005
年
[3] 《机械设计课程设计》主编：唐增宝何永然刘安俊
华中科技大学第一版社2006 年
[4] 《机械零件设计手册》主编：杨拂晓黄凯李恩至陈仕贤
国防工业第一版社 1986 年
[5] 《使用机械设计手册上册》主编：王万钧胡中中国
农业机械第一版社
1987 年
[6] 《简洁资料力学》主编：刘鸿文高等
教育第一版社 2003 年
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