机械设计课程设计设计计算说明书

机械设计课程设计
设计计算说明书
设计题目：二级展开式圆柱直齿轮减速器设计者：张xx
学号：131301xx
专业班级：13机械x班
指导教师：李xx
完成日期：2016年1月12日
天津理工大学中环信息学院
目录
一课程设计的任务 (3)
二电动机的选择 (4)
三传动装置的总传动比和分配各级传动比 (5)
四传动装置的运动和动力参数的计算 (6)
五传动零件的设计计算 (6)
六轴的设计、校核 (15)
七滚动轴承的选择和计算 (16)
八键连接的选择和计算 (17)
九润滑和密封的选择 (17)
十设计总结 (22)
十一参考资料 (20)
一、课程设计的任务
1．设计目的
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。

课程设计的主要目的是：
(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。

(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。

2．设计题目：
带式输送机传动装置设计。

带式输送机已知条件：
方案编号输送带工作拉力F(N)输送带工作速度V(mm)鼓轮直径（mm）81630 2.1225
3.设计任务
1．选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；
2．确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；
3．进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；
4．对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；
5．校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
6．绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；
7．编写课程设计说明书。

4．传动装置部分简图
二、电动机的选择
1．电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。

2．确定电动机输出功率P d
电动机所需的输出功率P d =P w /η
其中：Pw ----工作机的输入功率
η---由电动机至工作机的传动总效率
工作机的输入功率：
)(1000
Kw FV
P W =
Kw 638.310001.21630=⨯=
总效率η=η3轴承·η2齿轮·η2联轴器·η带
查表可得：
η带=0.96，η轴承=0.98，η齿轮=0.98，η联轴器=0.99，则
η=0.983×0.992×0.982×0.96=0.86
电动机所需的功率：
P d =P w /η=3.638/0.86=4.107KW
3．确定电动机转速工作机转速n w
∵v=
601000
Dn
π⨯∴n w=
253.178225
1
.2100060D 100060=⨯⨯⨯=⨯ππνr/min 确定电动机转速可选范围:
双级圆柱齿轮传动比范围为i 减=8～40，则电动机转速可选范围为:
n’d =n w i 总=(8～40)n w
=(8～40)×178.253=1426.0248～7130.124r/min
其中：i 总=i 减=8～40i 减——减速器传动比
符合这一转速范围的同步转速有3000r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。

（建议：在考虑保证减速器传动比i 减>14时，来确定电机同步转速）。

4.确定电动机型号
根据所需效率、转速，由《机械设计手册》或指导书选定电动机：Y132S1-2型号（Y 系列）数据如下:额定功率P：5.5kw (额定功率应大于计算功率)
满载转速：n m =2920r/min （n m —电动机满载转速）同步转速：3000r/min 电动机轴径:38mm 电动机轴长:80mm
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1．传动装置的总传动比
i 总=i 减=n m /n w =2920/178.253=16.381n w ——工作机分配轴转速
2．分配各级传动比
减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。

i 减=i 高*i 低
i 高——高速级传动比i 低——低速级传动比
建议取：
i 高=总i 4.1=4.615
则：
i 低=i 总/i 高=3.550
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1．计算各轴的转速
Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：n Ⅰ=2920r/min Ⅱ轴（中间轴）：n Ⅱ=n Ⅰ/i 高=2920/4.62=632.03r/min Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：n Ⅲ=n Ⅱ/i 低=632.03/3.31=191.53r/min Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）:n W =n Ⅲ=191.53r/min 2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴：P Ⅰ入=P d ·η联轴器带=5.5×0.99=5.445kw
P Ⅰ出=P Ⅰ入·η轴承=5.445×0.98=5.34kw
Ⅱ轴：P Ⅱ入=P Ⅰ出·η齿轮=5.34×0.98=5.23kw
P Ⅱ出=P Ⅱ入·η轴承=5.23×0.98=5.12kw
Ⅲ轴：P Ⅲ入=P Ⅱ出·η齿轮=5.12×0.98=5.03kw
P Ⅲ出=P Ⅲ入·η轴承=5.03×0.98=4.92kw
Ⅳ轴:
P Ⅳ入=P Ⅲ出·η联轴器=4.92×0.99=4.87kw P W =P Ⅳ出=4.87×0.96=4.78kw 3.计算各轴的输入转矩和输出转矩公式:T=9.55×106×P/n (N ·mm)=17.99（N/m）
Ⅰ轴：
T Ⅰ入=T 总×η联=17.99×0.99=17.81(N·m)
T Ⅰ出=T Ⅰ入×η轴=17.81×0.98=17.45(N ·m)
Ⅱ轴：T Ⅱ入=T Ⅰ出×η齿×i 高=17.45×0.98×4.62=79.01(N ·m)
T Ⅱ出=T Ⅱ入×=79.01×0.98=77.43(N ·m)
Ⅲ轴：T Ⅲ入=T Ⅱ出×η齿×i 低=77.43×0.98×3.31=251.17(N ·m)
T Ⅲ出=T Ⅲ入×=251.17×0.98=246.14（N ·m)
Ⅳ轴：T Ⅳ入=T Ⅲ出×η联=246.14×0.99=243.68(N ·m)
T W =T Ⅳ出=T Ⅳ入×η轴=243.68×0.98=238.81(N ·m)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名功率P（kw）转矩T （N·m）转速n（r/min）
传动比i
输入
输出输入
输出电机轴 5.5
17.99
29201Ⅰ轴 5.445 5.3417.8117.452920
4.62
Ⅱ轴 5.23 5.1279.0177.43632.03
3.31
Ⅲ轴
5.03 4.92251.1724
6.14191.531
Ⅳ轴
4.87
4.78
243.68
238.81
191.53
五、传动零件的设计计算
1．设计高速级齿轮
1）选精度等级、材料及齿数，齿数
（1)确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮。

（2)材料选择：由表10—1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095—88)（4)选小齿轮齿数Ｚ1＝26，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.62×26=120.12,取Z 2=121
2）按齿面接触强度设计
（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
32
H εE H 1ht t 1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+≥σφA 确定公式中各参数值
1.试选3.1H =t K
2.计算小齿轮传递的转矩
45
.1798.099.0）2920/5.51055.9（ η· η·） η/P 1055.9（T 6轴联总61=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=ed （N ·m ）
3.由表10-7选取齿宽系数1
d =φ4.由表10-20查的区域系数Z H =2.5
5.由表10-5查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa ½
6.由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε
]
)2/(cos arccos[Z *a ha Z +=αα其中Z1=26，Z2=121，α=20所以：︒
=33.311a α︒
=16.23a2α931.12/)]tan (tan 2Z )tan (tan 1[ 21=-+-=παααααa a Z ε8478.03
ε-4 Z ε==
α
7.计算接触疲劳需用应力]
[H σ由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa
600lim1=H σMPa
5502lim =H σ
由式10-15计算盈利循环次数
911061.12)1530082(129206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N 9
921077.262.4/1061.12⨯=⨯=N 由图10-23查取接触疲劳寿命90.01=HN K 95.02=HN K 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－14得
MPa
S
K H
HN H 540][1
lim 11==
σσPa
S
K H HN H M 523][2
lim 22==
σσ取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即][H σ=][2H σ试算小齿轮分度圆直径
3
2
H εE H 1ht t 1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+≥σφ=34.883（mm ）调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备1）圆周速度v
）
（m/s 42.61000
60n d v 1
t 1=⨯=
π2）齿宽b
b=d φ×d 1t =1×34.883=34.883
B 计算实际载荷系数K H
1）由表10-2查的使用系数K A =1
2）根据v=5.33m/s ，7级精度，由图10-8查的动载系数K v =1.123）齿轮的圆周力
F t1=2T 1/d 1t =2×17.45×103/34.883=1×1033N K A F t1/b=1×103/34.883=28.667N/mm<100N/mm
查表10-3得齿间在和分配系数2
.1K H =α4）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，得齿向载荷分布系数504.1K H =β由此，得到实际载荷系数
021
.2504.12.112.11K K K K K H H V A H =⨯⨯⨯==βαC 由式10-12可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
)(041.403
.1021
.2883.3433
11mm K K d d Ht H t ===及相应的模数
m=d 1/Z 1=40.041/26=1.5
3）按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式10-7试算模数：
3
F Sa
Fa 2
11t ]
[Y Y ·2m σφεdZ Y T K Ft ≥
确定式中各参数值
1.试选3
.1K Ft =2.由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数
690
.0704
.175
.025.075
.025.0Y =+
=+=α
εε3.计算
]
[Y Y F Sa Fa σ由图10-17查得齿形系数Y Fa1=2.68；Y Fa2=2.16由图10-18查的应力修正系数Y Sa1=1.62；Y Sa2=1.83
由图10-22查的弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85；K FN2=0.88
由图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
MPa 500Flim1=σ；MPa
380Flim2=σ取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14得
MPa 57.3034.1500
85.0][lim111F =⨯==
S K F FN σσMPa
86.2384
.1380
88.0][lim222F =⨯==
S K F FN σσ01405
.057.30361.165.2][Y Y 1F Sa1Fa1=⨯=σ01654
.086
.23883
.116.2][Y Y 2F Sa2Fa2=⨯=σ因为大齿轮的
]
[Y Y F Sa
Fa σ大于小齿轮，所以取
01654
.0]
[Y Y F Sa
Fa =σ
4.试算模数
0898.101654.0·20
1690
.0174503.12]
[Y Y ·2m 3
2
3
F Sa
Fa 2
11t =⨯⨯⨯⨯=≥
σφεdZ Y T K Ft （2）调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备1.圆周速度v
）mm （796.21200898.1·Z m d 1t 1=⨯==）
m/s （33.31000
602920
796.21100060n d v 11=⨯⨯⨯=⨯=
ππ2.齿宽b
）
mm （796.21796.211d b 1d =⨯==φ3.宽高比b/h
h=（2ha *+c *）m t =(2×1+0.25)×1.0898=2.452（mm ）b/h=21.796/2.452=8.89计算实际载荷系数K
1.根据v=3.33m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.08
2.由F t1=2T 1/d 1=2×17450/21.796=1.6×103（N ）
K A F t1/b=1×1.6×103/21.796=73.46（N/mm ）<100N/mm 查表10-3得出齿间载荷分配系数2
.1K F =α3.由表10-4用插值法查的504.1K H =β，结合b/h=8.89，查图10-13得
40
.1=βF K 则载荷系数为814.14.12.108.11K K K K K F F V A F =⨯⨯⨯==βα由式10-13，可得按实际载荷系数算得得齿轮模数
）mm （217.13
.1814
.10898.1K K m m 33
Ft F t ===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 得大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.217并就近圆整为标准值m=2.254）几何尺寸计算计算分度圆直径
d 1=Z 1m=26×1.5=39mm
d 2=Z 2m=121×1.5=181.5mm 计算中心距
a=（d 1+d 2）/2=110.25mm
计算齿轮宽度
mm
45451d b 1d =⨯==φ5）验算
F t =2T 1/d 1=2×17450/40=872.5N
mm /N 1008125.21405
.8721b F K t A <=⨯=设计合适
∴2．设计低速级齿轮
1）选精度等级、材料及齿数，齿数
（1)确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮。

（2)材料选择：由表10—1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095—88)（4)选小齿轮齿数Ｚ1＝34，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.55×34=120.7,取Z 2=121
2）按齿面接触强度设计
（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
32
H εE H 1ht t 1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+≥σφA 确定公式中各参数值
1.试选3.1H =t K
2.计算小齿轮传递的转矩
）
N·m （43.77 η· η·） η/P 1055.9（T 轴联总61=⨯⨯=ed 3.由表10-7选取齿宽系数1
d =φ4.由表10-20查的区域系数Z H =2.5
5.由表10-5查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa ½
6.由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε
]
)2/(cos arccos[Z *a ha Z +=αα其中Z1=34，Z2=85，α=20所以：︒
=25.291a α︒
=36.23a2α
732.12/)]tan (tan 2Z )tan (tan 1[ ε21=-+-=παααααa a Z 869.03
ε-4 Z ε==
α
7.计算接触疲劳需用应力]
[H σ由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa
600lim1=H σMPa
5502lim =H σ由式10-15计算盈利循环次数
911073.2)1530082(103.6326060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N 9
9210825.031.3/1073.2⨯=⨯=N 由图10-23查取接触疲劳寿命95.01=HN K 98.02=HN K 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－14得
MPa
S K H
HN H 570][1
lim 11==
σσPa
S
K H
HN H M 539][2
lim 22==
σσ取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即][H σ=][2H σ试算小齿轮分度圆直径
32
H εE H 1ht t
1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+≥σφ=58.93（mm ）调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备3）圆周速度v
）
m/s （936.11000
60n d v 1
t 1⨯=
π4）齿宽b
b=d φ×d 1t =2×34=68mm
B 计算实际载荷系数K H
5）由表10-2查的使用系数K A =1
6）根据v=1.936m/s ，7级精度，由图10-8查的动载系数K v =1.077）齿轮的圆周力
F t1=2T 1/d 1t =2×77.43×103/58.53=2.646×103N
K A F t1/b=1×2.646×103/58.93=45.2N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间在和分配系数2
.1K H =α8）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，得齿向载荷分布系数511.1K H =β由此，得到实际载荷系数
939
.1511.12.107.11K K K K K H H V A H =⨯⨯⨯==βαC 由式10-12可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
)(42.683
.1021
.253.35833
11mm K K d d Ht H t ===及相应的模数
m=d 1/Z 1=68.42/34=2
3）按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式10-7试算模数：
3
F Sa
Fa 2
11t ]
[Y Y ·2m σφεdZ Y T K Ft ≥
确定式中各参数值
1.试选3
.1K Ft =2.由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数
683
.0732
.175
.025.075
.025.0Y =+
=+=α
εε3.计算
]
[Y Y F Sa Fa σ由图10-17查得齿形系数Y Fa1=2.5；Y Fa2=2.17由图10-18查的应力修正系数Y Sa1=1.65；Y Sa2=1.8
由图10-22查的弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.94；K FN2=0.96
由图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
MPa 500Flim1=σ；MPa
380Flim2=σ取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14得
MPa 71.3354.1500
94.0][lim111F =⨯==
S K F FN σσMPa
57.2604
.1380
96.0][lim222F =⨯==
S K F FN σσ
01228
.071.33565
.15.2][Y Y 1F Sa1Fa1=⨯=σ01499
.057
.2608
.117.2][Y Y 2F Sa2Fa2=⨯=σ因为大齿轮的
]
[Y Y F Sa
Fa σ大于小齿轮，所以取
01499
.0]
[Y Y F Sa
Fa =σ4.试算模数
45.101499.0·26
1683
.0774303.12]
[Y Y ·2m 3
2
3
F Sa
Fa 2
11t =⨯⨯⨯⨯=≥
σφεdZ Y T K Ft （2）调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备1.圆周速度v
）mm （7.37·Z m d 1t 1==）
m/s （246.11000
6003
.6327.237100060n d v 11=⨯⨯⨯=⨯=
ππ2.齿宽b
）
mm （7.377.371d b 1d =⨯==φ3.宽高比b/h
h=（2ha *+c *）m t =(2×1+0.25)×1.45=3.26（mm ）b/h=37.7/3.26=11.56计算实际载荷系数K
1.根据v=1.246m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.03
2.由F t1=2T 1/d 1=4.107×103（N ）
K A F t1/b=108.957（N/mm ）>100N/mm 查表10-3得出齿间载荷分配系数0
.1K F =α3.由表10-4用插值法查的504.1K H =β，结合b/h=11.56，查图10-13得
44
.1=βF K 则载荷系数为483.144.10.103.11K K K K K F F V A F =⨯⨯⨯==βα由式10-13，可得按实际载荷系数算得得齿轮模数
）mm （514.13
.148
.145.1K K m m 33
Ft F t ===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 得大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数66.874并就近圆整为标准值m=2,计算小齿轮齿数Z 1=d 1/m=334）几何尺寸计算计算分度圆直径
d 1=Z 1m=34×2=68mm d 2=Z 2m=121×2=242mm 计算中心距
a=（d 1+d 2）/2=154mm 计算齿轮宽度
mm
66661d b 1d =⨯==φ5）验算
F t =2T 1/d 1=2×77430/66=2380N
mm /N 10061.36662380
1b F K t A <=⨯=设计合适
∴六、中间轴（Ⅱ轴）的设计、强度校核
1.初定轴的最小直径，轴的材料选取为45钢，调质处理。

A 0选取110
mm
3003
.63223
.5110n P A d 330min ==≥即，中间轴最小轴径（轴承）d min =330mm
查表15-3深沟球轴承，从（1）0系列选择轴承6008。

参数如下
d×D×B=40×68×15，D 1=60，d 1=48，基本额定负荷C r =17.0kN，
C 0r =11.8kN。

轴段1，5长度分别为35mm 和38mm。

2.确定各轴段长度和直径
1）轴段2上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,2d 应略大与1d ,可取d 2=32mm 。

齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度2l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b 1=68mm ，取l 1=28。

小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度d h 1.0~07.0=,取d 3=38mm ，l 3=80mm
2）轴段4上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,4d 应略大与5d ,因为d 5=30mm。

齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度4l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b 2=68，取l 4=31mm ，d 4=30mm 。

3.倒角确定
由表12-13确定。

轴承出倒角和齿轮处倒角均取1×45
°
七滚动轴承的选择和寿命计算
高速轴选用6007GB/T 276-1994中间轴选用6008GB/T 276-1994低速轴选用6009GB/T
276-1994
1)校核轴承A 和计算寿命
径向载荷939.76Ar F N
==轴向载荷2187.25Aa a F F N
==/0.107Aa Ar F F e =<,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,2.1~0.1=p f ,取1.1p f =,故()1033.74A p Ar Aa P f XF YF N
=+=因为25500A P C N r
<=，校核安全。

该轴承寿命6633
2101033400()()925308.306060607.531033.74
r Ah A C L h n P =
==⨯2)校核轴承B 和计算寿命
径向载荷1171.32Br F N
==当量动载荷1288.4525500B p Br r P f F N C ==<=，校核安全
该轴承寿命63
210(477878.7460r Bh B
C L h n P =
=
查表13-3得预期计算寿命'12000h Bh L L =<，故安全。

八、键连接的选择和计算
高速轴：选用6×32GB/T 1095、1096-2003
中间轴：高速齿轮处选用10⨯28GB/T 1095、1096-2003低速轴：低速齿轮处选用16⨯50GB/T 1095、1096-2003
轴端处选用12⨯50GB/T 276-1994键强度校核：
1)低速级小齿轮的键
由表14-24选用圆头平键（A 型），小齿轮轴端直径d=38mm,b ×h=10×8，小齿轮齿宽B=68mm ，L=220mm 。

mm
h k 5.45.0==l=L-b=160mm MPa 83.48kdl
T 22
p ==
σ查表，得MPa p 120~100][=σ][p p σσ<，键校核安全九、润滑和密封的选择1减速器的润滑（1）齿轮的润滑：
除少数低速（v〈2m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿
轮都采用油润滑。

本设计高速级圆周速度2≤v≤3m/s，采用浸油润滑。

为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。

浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。

油池太浅易激起箱底沉查和油污。

一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。

为有利于散热，每传递1KW 功率的需油量约为0.35～0.7L。

齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V 选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。

（2）轴承的润滑
当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s 时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。

由于圆周速度v＝3.3，所以油会飞溅起来，应选择油润滑。

2减速器的密封
轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。

箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。

其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。

减速器采用剖分式铸造箱体，查表4-1得到减速器箱体的主要结构尺寸见表
减速器箱体的主要结构尺寸
名称代号尺寸/mm 高速级中心距1a110
低速级中心距2a154
箱座壁厚δ10
箱盖壁厚1δ10
地脚螺栓直径f d M20
地脚螺栓数目n4
d22地脚螺栓通孔直径
Φ
地脚螺栓沉头孔直径0D24箱座凸缘厚度b15
箱盖凸缘厚度1b15
箱座底凸缘厚度2b20
轴承旁连接螺栓直径1d M16
箱座与箱盖连接螺栓直径2d M12连接螺栓的间距l150~200视孔盖螺钉直径4d M8
定位销直径d10
轴承旁凸台半径1R24凸台高度h结构确定外箱壁至轴承座端面距离1l50
大齿轮齿顶圆与内箱壁的距
∆10离1
齿轮端面与内箱壁的距离2∆10箱盖肋板厚度1m4
箱座肋板厚度m4
轴承盖外径2D由轴承确定
S≥轴承旁连接螺栓距离S2D
十、设计总结
经过半学期的努力，终于把课程设计――二级减速器，做完了，包括装配图，零件图以及课程设计说明书。

本次课程设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识，设计了二级展开式直齿圆柱齿轮减速器并编制了设计说明书。

在此过程中掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力。

主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备。

其中，属齿轮的计算以及强度校核比较难，不单要计算模数ｍ还要对齿轮进行强度校核，看设计的齿轮能否承载相应的转矩。

当然，有齿轮就有轴和轴承，轴承属于标准件，可根据轴径、基本额定负荷和极限转速进行选取。

轴的各个阶段都有很多需要注意的地方，例如，轴比毂略短、轴承处轴肩不高于轴承内圈直径3/4处，等。

在设计轴的时候要注意轴径能否承载对应转矩。

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间的传动装置。

在目前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用范围相当广泛。

几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等。

其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速器的应用，且在工业应用上，减速器具有减速及增加转矩功能。

因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。

总之，在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，非常感谢李文明老师的悉心指导，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

十一、参考资料
[1]濮良贵、陈国定、吴立言主编，《机械设计》第九版。

高等教育出版社
[2]陆玉主编，《机械设计课程设计》第四版。

机械工业出版社。