机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计
课程设计说明书
设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器院系：粮油食品学院
专业：食品科学与工程
班级：食工 0904 班
学号: 200948060411
设计人：孙军
指导教师：曹宪周
完成日期：2011年9月15日
目录
一、传动装置总体设计 (1)
A、确定传动方案 (5)
B、电动机的选择 (6)
C、计算传动装置的运动和动力参数 (8)
➢Ⅰ、Ⅱ轴的大小齿轮 (9)
➢Ⅱ、Ⅲ轴的大小齿轮 (12)
D、轴的设计计算及轴承的选择计算 (15)
E、轴承的选择计算 (16)
F、联接件、润滑密封和联轴器的选择及计算 (17)
1、键连接 (17)
2、联轴器的选择及计算 (17)
3、润滑方式、牌号及密封装置 (18)
二、绘制减速器装配图·························附图
三、绘制零件图····························附图
四、参考文献 (18)
五、总结 (18)
原始数据：
A、已知条件
1)．运输带工作拉力F=1350N；
2)．运输带工作速度v=1.2m/s(允许运输带速度误差为±5%)；
3)．滚筒直径D=180mm；
4)．滚筒效率ηj=0.96 (包括滚筒与轴承的效率损失)；
5)．工作情况：正反转传动；断续工作，有轻微振动；启动载荷为公称载荷的1.4倍；每天工作12小时，寿命为8年，大修期3年，每年按260个工作日计算。

B、设计工作量
1)．部件装配图（如减速器装配图）一张（A1或A0图纸）；
2)．零件工作图2张；
3)．设计说明书一份。

C、设计步骤
确定传动装置的总体设计方案
选择电动机
计算传动装置的运动和动力参数
传动零件设计计算
轴的设计计算
轴承的选择计算
联接件、润滑密封和联轴器的选择及计算
绘制减速器装配图
绘制零件图 编写计算说明书 进行设计答辩等
二、传动装置总体设计
A 、确定传动方案
设计传动方案应满足下列条件 （1） 工作机的工作要求；
（2） 必须具有结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等特点。

根据上述要求，初步选定的传动方案为:二级闭式齿轮传动方式。

1、选择电动机
1）选择电动机类型和结构形式
由于单位普遍使用三相交流电源，电压为380V ，所以一般选用三相交流异步电动机。

其中以三相鼠笼式异步电动机用最多，且Y 系列全封闭鼠笼型三相异步电动机具有结构简单、工作可靠、起动特性好、价格低廉、维护等一系列优点，适用于不含易燃、无腐蚀性气体的一般场所，故广泛应用于齿轮减速器等无特殊要求的一般机器上。

根据电动机的安装和防护要求，选择卧式封闭结构。

2）选择电动机的容量
电动机的功率选择必须合适。

选得小了，不能保护工作机的正常工作；选得大了，又增加成本。

因此，选择电动机的功率时就应满足电动机的额定功率等于或稍大于电动机所需的功率。

根据已知条件计算得工作机所需的功率P w 为 P w =
1000Fv =1000
2
.11350⨯=1.6 2kW 设：η5w －输送机滚筒轴（５轴）之输送带间的传动效率；
ηc －联轴器效率，ηc =0.99；
ηg －闭式圆柱齿轮传动效率，ηg ＝0.97； ηb －对滚动轴承效率，ηb =0.99； ηcy －输送机滚筒效率，ηcy ＝0.96； 估算传动系统总效率η为 η＝η2⨯η3⨯η4⨯η 6
＝ηc ⨯[(ηg )2⨯(ηb )3
] ⨯ηc ⨯(ηb ⨯ηcy )
＝0.99⨯[(0.97)2
⨯(0.99)3
] ⨯0.99⨯(0.99⨯0.96) ＝0.8504
工作机电动机所需功率P 0为 P 0=1.4
η
Pw
=1.4
8504
.062
.1 kW =2.67kW
由表所列Y 系列三项异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm ≥Pr 条件的电动机额定功率Pm 应取3kW 。

3）电动机转速的选择，根据已知条件计算得知输送机滚筒的工作转速
ωN =
d v π100060⨯=≈⨯⨯⨯280
14.32
.110006082 r/min
根据传动比的合理范围，单级圆柱齿轮传动比
=i
齿
3~6，二级直齿圆柱齿轮减速器的传动比
36~9'
=i
，则总传动比的合理范围36~9'
=i ，故电动机的转速可选范围：
min /2952~738min /82)36~9('
r r n i n w m =⨯==
根据容量和转速及有关手册，查得三种适用的电动机，因此有如下两种方案。

适，因此应选择电动机的型号为Y132S-6。

2、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
1） 传动装置的总传动比为 71.1182
960
==
=n
n w
m i 2）因i i
i 齿齿
21•=
，按展开式布置，取i i 齿齿213.1=
可算出
04.33
.12==
i
i 减
齿，则84.304
.371
.111==
i 齿
3、传动装置的运动参数和动力参数 1） 各轴转速：
Ⅰ轴
min /960I
r n
n m
==
Ⅱ轴
min /25084
.3960
1r i
n n I
==
=
∏齿
Ⅲ轴
min /823.04
250
2r i
n n III ≈=
=
齿
滚筒轴 min /82r n n
III IV
==
2）各轴功率：
Ⅰ轴 kW c
I
P P 97.299.030
=⨯=⨯=η
Ⅱ轴 kW c
g
I P P 85.297.099.097.2=⨯⨯=⨯⨯=ηη
Ⅲ轴
kW b
g
III
P P
74.297.099.085.2=⨯⨯=⨯⨯=ηη
3）各轴转矩：
Ⅰ轴
m N m N n P T I
I I •=•⨯==55.29960
97
.295509550 Ⅱ轴
m N m N n
P
T •=•⨯
==87.108250
85
.295509550
Ⅲ轴
m N m N n
P T III
III III •=•⨯
==11.31982
74
.295509550 C 、计算传动装置的运动和动力参数
直齿圆柱齿轮设计
➢ Ⅰ、Ⅱ轴的大小齿轮：
1）
选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软
齿面。

小齿轮选用40Cr ，调质，齿面硬度为240~260HBS ；大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度为220HBS 。

因机床用齿轮，选用7级精度，要求齿面粗糙度Ra ≤1.6~3.2μm 。

2）
按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以得
3
2
d
11
]
[T d
H u )
1u (K 76.43σψ+≥
确定有关参数如下： （1） 齿轮z 和齿宽系数
ψ
d
取小齿轮齿数的z 1=22，则大齿轮齿数
84.48223.84z z
12
=⨯==i ，圆整 z 2=84
实际传动比 3.8222
84
z
z 1
2
0==
=
i
传动比误差 %5.2%52.03.84
3.82
-3.840
<==
-i
i i 可用。

齿数比 84.30
==i
μ
查表取
0.8d
=ψ
(因软齿面)
（2） 转矩
T 1
mm N 96.2mm N 960
2.9755.9P
55.91010n
10T 4
6
1
6
1•⨯=•⨯
⨯=⨯
⨯= （3） 载荷系数K 查表取K=1.5
（4） 许用接触应力[
σH
]
S Z ][N
NT Him H
σσ= 由图查得
750MPa 1 Him =σ，620MPa 2 Him =σ
应力循环次数N
L
10t 60n N 9
h 1L136.3)830016(1146060r ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==
1075.810N N 8
9
L1
L2 3.84
36.3⨯=⨯=
=
i
查表得接触疲劳的寿命系数
85.0Z
NT1
=，94.0Z NT2=
按一般可靠度要求选择安全系数
0.1S
H
=。

所以计算两轮的许用接触应力
5.6370
.185
.0750S Z ][H
NT1Him1H 1=⨯=
=σσ
8.5820
.194.0620S Z ][H
NT2Him2H 2=⨯==
σσ 故得
mm 36.63mm 3.840.8)
13.84(95.450.143.76H u )
1u (K 43.763
2
4
3
2
d
11
8
.58210]
[T d
=⨯⨯+⨯⨯⨯=+≥ψσ
模数 mm 75.2mm 22
50
.60m z
d 1
1
==
=
查表得取标准模数 m=3mm
3)校核齿根弯曲疲劳强度 ][Y Y z m b T 2K F Sa
Fa 1
21
F σσ≤= 确定有关参数和系数 (1) 分度圆直径 66mm mm 223m z d 1
1
=⨯==
252mm mm 843m z d 22
=⨯==
(2)齿宽 52.75mm 66mm 0.8b d 1
d
=⨯==
ψ
取b 1=60mm （II 轴大齿齿宽）
b 2=65mm （I 轴小齿齿宽）
（3）齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa 根据齿数z 1=22，z 2=84，查表得
52.2Y Fa1=，625.1Y Sa1=，15.2Y Fa2=，
82.1Y Sa2=
（4）许用弯曲应力
][F
σ S Y Y ][F
NT ST Flim F σσ= 查表得290MPa Flim1=σ；210MPa Flim2=σ
87.0Y NT1= 91.0Y NT2=
试验齿轮的应力修正系数
2Y ST =
按一般可靠度选择安全系数 25.1S F =
计算两轮的许用弯曲应力
68MPa .403MPa 25
.187.02290S Y Y ][N
NT1ST Flim1F 1=⨯⨯==
σσ 76MPa .305MPa 25
.191
.02210S Y
Y ][N
NT2ST Flim2F 2=⨯⨯=
=σσ
将求得的各参数代入下式
][MPa 20.37 625MPa .152.2302601095.430.12Y Y z m b T 2K F 1
2
4
Sa1Fa1121F1σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==][95.69 MPa 1.6252.52 1.822.1520.73Y Y Y Y Y Y z m b T 2K F 2
Sa1
Fa1Sa2Fa2F1Sa2Fa2221F2σσσ<=⨯⨯⨯===
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。

4） 计算齿轮传动的中心距α
159mm mm )8422(23
)z z (2m 21=+⨯=+=α
5） 计算齿轮的圆周速度ν
3.32m/s s /m 1000
609606614.3100060n d 11=⨯⨯⨯=⨯=πν
查表可知，可选用7级或8级精度的齿轮，因核对齿轮为机床用，所以选用7级精度合适。

➢ Ⅱ、Ⅲ轴的大小齿轮：
1） 选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿
面。

小齿轮选用40Cr ，调质，齿面硬度为240~260HBS ；大齿轮选用45钢，调质，齿
面硬度为220HBS 。

因机床用齿轮，选用7级精度，要求齿面粗糙度Ra ≤1.6~3.2μm 。

2） 按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以得
3
2
d
11]
[T d H u )
1u (K 43.76σψ+≥
确定有关参数如下： （1） 齿轮z 和齿宽系数
ψ
d
取小齿轮齿数的z 1=29，则大齿轮齿数
16.882904.3z z
12
=⨯==i ，圆整 z 2=88
实际传动比
03.329
88
z
z
1
2
0==
=
i 传动比误差 %5.2%33.004
.303
.304.30
<=-=
-i
i i 可用。

齿数比 03.30
==
i
μ
查表取
0.9d
=ψ
(因对称布置及软齿面)
（5） 转矩
T 1
mm N 19.3mm N 82
2.7455.9P
55.91010n
10T 5
6
1
6
1•⨯=•⨯
⨯=⨯
⨯= （6） 载荷系数K 查表取K=1.50
（7） 许用接触应力[
σH
]
S Z ][N
NT Him H
σσ= 由图查得
750MPa 1 Him =σ，620MPa 2 Him =σ
应力循环次数N
L
10t 60n N 8
h 1L160.5)830016(193.42260r ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==
1033.910N N 8
8
L1
L26
60.5⨯=⨯=
=
i
查表得接触疲劳的寿命系数
85.0Z
NT1
=，94.0Z NT2=
按一般可靠度要求选择安全系数
0.1S
H
=。

所以计算两轮的许用接触应力
5.6370
.185
.0750S Z ][H
NT1Him1H 1
=⨯==σσ
8.5820
.194.0620S Z ][H
NT2Him2H 2=⨯==
σσ 故得
mm 92.28mm 60.1)
16(86.230.143.76H u )
1u (K 43.763
2
5
3
2
d
11
8
.58210]
[T d
=⨯⨯+⨯⨯⨯=+≥ψσ
模数 mm 103.3mm 29
90
m z
d 1
1
==
=
查表得取标准模数 m=3.25mm
3)校核齿根弯曲疲劳强度 ][Y Y z m b T 2K F Sa
Fa 1
21
F σσ≤=
确定有关参数和系数 (1) 分度圆直径 94.25mm 29mm 3.25m z d 1
1
=⨯==
mm 286mm 883.25m z d 22
=⨯==
(2)齿宽 81mm 90mm 0.9b d 1
d
=⨯==
ψ
取b 3=85mm （III 轴大齿齿宽）
b 4=90mm （II 轴小齿齿宽）
（3）齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa 根据齿数z 1=29，z 2=88，查表得
52.2Y Fa1=，625.1Y Sa1=，15.2Y Fa2=，
82.1Y Sa2=
（4）许用弯曲应力
][F
σ S Y Y ][F
NT ST Flim F σσ= 查表得290MPa Flim1=σ；210MPa Flim2=σ
87.0Y NT1= 91.0Y NT2=
试验齿轮的应力修正系数
2Y ST =
按一般可靠度选择安全系数 25.1S F =
计算两轮的许用弯曲应力
68MPa .403MPa 25
.187.02290S Y Y ][N
NT1ST Flim1F 1=⨯⨯==
σσ 76MPa .305MPa 25
.191
.02210S Y Y ][N
NT2ST Flim2F 2
=⨯⨯==σσ
将求得的各参数代入下式
][MPa 97.871 625MPa .152.2303601086.230.12Y Y z m b T 2K F 1
2
5
Sa1Fa1121F1σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
][62.179 MPa 1.6252.52 1.822.1597.187Y Y Y Y Y Y z m b T 2K F 2
Sa1
Fa1Sa2Fa2F1Sa2Fa2221F2σσσ<=⨯⨯⨯===
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。

）计算齿轮传动的中心距α
mm 188mm )28690(23.25)z z (2m 21=+⨯=+=α
5）齿轮的圆周速度ν
m/s 39.0s /m 1000
60829014.3100060n d 11=⨯⨯⨯=⨯=πν
查表可知，可选用8级或9级精度的齿轮，因核对齿轮为卷扬机用，所以选用9级精度合适。

D 、轴的设计计算及轴承的选择计算
1、选择轴的材料并确定许用应力
选用45钢正火处理，查表得知强度极限
MPa 600B
=σ
，许用弯曲应力
MPa b
551]
[=-σ。

2、确定轴输出端直径
考虑到齿轮在轴上有安装及轴向定位，所以算出各轴段的相应直径。

按扭转强度估算轴输出端直径，查表取C=110，则
Ⅰ轴
按扭转强度估算轴输出羰直径，查表取Ｃ＝110：
mm mm n P C d 03.16960
97.211033
1=== 此轴承不用键槽，轴的直径和长度应和联轴器相符，选取TL4型弹性套柱销联轴器，其轴孔
直径为24mm ，和轴配合部分长度为52mm ，故轴输出端直径d 1=24mm 。

第I 段为外伸端，其直径d 1=24mm ，其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取L 1=22mm 。

第Ⅱ段为考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端面与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为20mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体内壁应有一定的距离而定，为此取该段长为78mm,d=32mm
第Ⅲ段直径d 2= d 1+2h=24+2×5mm=34mm 。

选6207型深沟球轴承，其内径为35mm ，宽度为17mm 。

，长度为24mm
第Ⅳ段为过渡段，其直径d 3=50mm ，L3=124mm 。

第Ⅴ段为安装小齿轮段，其直径d 4=50mm ，安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm ，故长度为L 4=82mm 。

第Ⅵ段为安装轴承安装套筒段，其直径d 5=32mm ，长度为L 5=40mm
3） Ⅱ轴同理：mm mm n P C d 76.24250
85
.211033
1=== 考虑有键槽，将直径增大5%，则
99.25%)51(6.241
=+⨯=mm d
此轴通过键槽与两个齿轮连在一起，
选6209型深沟球轴承，其内径为45mm ，宽度为19mm ，即d 1=45mm 。

考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端面与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为20mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段长为30mm ，安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm ，故第I 段长L 1=（2+20+19+30）mm=71mm 。

第II 段为安装大齿轮段，其直径d 2=45mm ，长度为L 2=（60-2）mm=58mm. 第III 段为安装套筒段，其直径为d 3=50mm ，长度为L 3=20mm. 第IV 段为安装小齿轮段，其直径d 4=90mm ，长度为L 4=116mm 第V 段安装轴承段，其直径为d 5=45mm ，长度为L 5= 23mm
Ⅲ轴
同理：
mm mm n P C d 09.5558
.5598.611033
1=== 考虑有键槽，将直径增大5%，则
84.57%)51(09.551
=+⨯=mm d
此轴通过键槽与一个齿轮连在一起，
选6213型深沟球轴承，其内径为65mm ，宽度为23mm ，即d 1=65mm 。

同理，取套筒长为20mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑箱体内壁应有一定的距离而定，为此取该段长为30mm ，安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm ，故第I 段长L 1=（2+20+23+30）mm=111mm 。

第II 段为安装套筒，其直径d 2=87mm ，长度为L 2=20mm. 第III 段为轴肩，其直径d 3=74mm ，长度为L 3=81mm 。

第IV 段安装齿轮，其直径d 4=64mm ，L4=60mm 第Ⅴ段安转套筒，d5=58mm ，L5=75mm
第Ⅵ段为输出端，连接联轴器，d6=44mm ，L6=24mm 二、轴的受力分析及计算
轴的受力模型简化(见下图)及受力计算
一、低速轴的校核
（1）决定作用在轴上的载荷 圆周力t F =
2T
d
=2231.54N
径向力r F =t F tan α=803.35 N （2）垂直面的支撑反力
1F ν=
r F b a b + = 684N, 2F ν= r F a
a b
+=316N （3）水平面的支撑反力
1H F =
t F b a b += 1877N ，2H F = t F a
a b
+= 869N （4）绘制垂直面的弯矩图(图A)
M 1F ν×a= 13.75N ·m (5) 绘制水平面的弯矩图(图B)
Ma H 1H F ×a=82.4N ·m (6) 求合成弯矩图(图C)
合成弯矩
aF M += 84.1 N ·m
(7) 求轴传递的转矩
T=456.99N ·m
(8) 求危险截面的当量弯矩(图D)
从图E 可知，截面(I)弯矩值最大，最危险。

其当量弯矩为
e M
e M =286.79N ·m
(10) 计算危险截面处轴的直径
轴的材料为40Cr 调质,由《机械设计基础》表14-1查得 B σ=750MPa,
[]1b σ-= 60MPa,则
d ≥
考虑到键槽对轴的削弱,将d 值加大5％, d=40mm 因为d=40mm ＜80mm 故轴设计合格 设计结果及说明 结果 低速轴的有关图形如下：
Mav=13.75N ·m
（A ）
Ma H =82.4N ·m
（B ） Ma=84.1 N ·m
(D)
e
M=286.79N·m
由《机械设计基础课程设计》表15-3 深沟球轴承(摘自GB276-89)知：
与轴Ⅰ配用的轴承，由dⅠ=35mm 取轴承Ⅰ 直径d=35mm 轴承型号6207
与轴Ⅱ配用的轴承，由dⅡ=42mm 取轴承Ⅱ 直径d=35mm 轴承型号6209
与轴Ⅲ配用的轴承，由dⅢ=64mm 取轴承Ⅲ 直径d=45mm 轴承型号6213
三、轴承强度的校核
直齿圆柱齿轮轴承只承受径向载荷所以P=F r
由设计任务书可得轴承工作5年,所以 L h= 3*16*260=240000h
工作的正常温度为100°C,查《机械设计基础》表16-9 得:f t=1
由设计任务书可知减速器受中等载荷冲击查《机械设计基础》
表16-10 得:f p=1
轴承Ⅲ:Fr1=684 N、Fr2=316N Fr1>Fr2 P3 =Fr1=684N n3=57.26r/min n3=57.26r/min F r3=1367 N
L h=
6
10
60
t
pP
f c
n f
ε
⎛⎫
⎪
⎝⎭
= 13376033＞L h
所以6213轴承合适
键联接的选择与校核计算
一、键联接的选择
:
3二、键强度的校核
选择材料: Q275碳素结构钢查《机械设计基础》表10-10得
[σp] =100-120 MPa [σp] =100-120 MPa
P σ1=
4T
dhl
=13.43Mpa ≤ 100 Mpa = []P σ 合格
P σ2=
4T
dhl
=35.7Mpa ≤ 100 Mpa = []P σ 合格
P σ3=
4T
dhl
=93.0Mpa ≤ 100 Mpa = []P σ 合适
P σ4=
4T
dhl
=56.4Mpa ≤ 100 Mpa = []P σ 合适 联轴器的选择
一、联轴器的类型
选择弹性柱销联轴器（GB5014-85） 材料为 HT200 二、减速器输入端联轴器的选择 1、选择联轴器
查《机械设计基础课程设计》表17-1选HL 2 联轴器GB5014-85 从动端d 2=48mm Z 型 轴孔 L=84mm C 型键槽 2、校核联轴器
[Tn]=1250N ·m > T 0 =29.84 N ·m 符合要求 [n] =2880r/min>n i = 960 r/min 符合要求
箱体的结构设计
一、结构尺寸
箱座壁厚: δ=0.025a+∆≥8 ∆=3 mm (双级) a=174mm 所以δ=0.025×207+>8 取δ=10mm 箱盖壁厚: δ1=0.02a+∆<8 ∆=3 mm (双级) a=209mm
δ1=7.18＜8 取δ1=8mm 箱体凸缘厚度: 箱座b=1.5δ=15mm
箱盖b 1=1.5δ1=12mm 箱底座b 2=2.5δ=25 mm
加强肋厚: 箱座m=0.85δ=8.5mm
箱盖m 1=0.85δ1=6.8mm 地脚螺钉直径: d f =0.036a+12=0.036*207+12=19 地脚螺钉数目: 因为 a ＜250mm 所以取n=4 轴承旁联接螺栓直径: d 1=0.75 d f =0.75*19=14.25mm
取d 1=16mm 箱盖箱座联接螺栓直径: d 2=(0.5～0.6)d f =10
轴承盖螺钉直径:d 3Ⅰ=8mm (4个)d 3Ⅱ=8mm (4个) d 3Ⅲ=10mm (6个) 轴承盖外径: D 2=D+2.5d 3 D 2Ⅰ=126mm
D 2Ⅱ=124(180)mm D 2Ⅲ=180(190)mm 2Ⅱ
观察孔盖螺钉直径: d4=(0.3～0.4)d f=7.6mm 取d4=6 mm d4=6 mm D2Ⅲ=180(190)mm
d f1、d1、d2到主箱外箱壁的距离: C1=22 mm
d f、d2到凸缘边缘的距离: C2=20 mm
轴承旁台高度和半径: h=46mm R1=C2=20mm
箱体外壁至轴承座端面距离: l1=C1+C2+(5～10)=60mm 二、位置尺寸
齿轮顶圆至箱体内壁的距离: ∆1=1.2δ=14 取∆1=14 mm
齿轮端面至箱体内壁的距离: ∆2≥δ取∆2=12 mm
轴承端面至箱体内壁的距离: 取∆3=4 mm
旋转零件间的轴向距离间的轴向距离：∆4=10～15 mm 取∆4=10mm
齿轮顶圆至轴表面的距离：∆4≥10 取∆5=12 mm
大齿轮顶圆至箱底内壁距离：∆6≥30～50 取∆6=40 mm
箱底至箱底内壁的距离：∆7=20 mm
减速器中心高: H≥R a+∆6+∆7取H=244mm
箱体内壁至轴承座孔端面的距离： L1=δ+C1+C2+（5～10）=72
轴承端盖凸缘厚度：e=1.2d3
eⅠ=1.2*8=9.6mm eⅡ=1.2*8=9.6mm eⅢ=1.2*10=_12mm
减速器附件选择
一、窥视孔
查《机械设计基础课程设计》表9-18选取板结构视孔盖 A=120mm
A1=A+（5～6）=150mm A0=0.5（A+A1）=135mm
B1 =箱体宽度-（15～20）=251 mm
B0=0.5（B+B1）=256mm d4 =6
B=B1-（5～6）d4 =221mm
h=2mm(Q235)
设计结果及说明结果
二、通气器
由表9·8（指导书）
查《机械设计基础课程设计》表9-14 取M27*1.5其基本数据如下：
D=60mm ，D1=39.6mm ，S=32mm ，a=15mm ，d1=M48*1.5mm 三、油面指示器
查《机械设计基础课程设计》表9-14 ，取_M20(20) M20(20)
四、放油孔和油塞
查《机械设计基础课程设计》表9-16 ，油塞取M20*1.5 封油垫材料为耐油橡胶，工
业用革，油塞材料为Q235
五、起吊装置
查《机械设计基础课程设计》表9-20 箱盖吊耳d20mm ,箱座吊耳
B=52mm,H=40mm,h=20mm
六、定位销
查《机械设计基础课程设计》表14-3 ，d=20mm用圆锥定位销：dmin=19.92mmdmax=20mm dmin=19.92mmdmax=20mm
a≈2.5mm ,l=84mm
七、起盖螺钉
查《机械设计基础课程设计》表13-7螺栓GB135782-86 M20*44
润滑密封
减速器部分外涂密封胶或小玻璃，不允许使用填充材料.轴承采用油润滑。

调整垫片材
料为08F。

毡圈材料为半粗羊毛毡。

密封材料为棉橡胶纸。

弹簧垫圈材料为65Mn GB93-87
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维护与修养
装配前，滚动轴承用汽油清洗,其它零件用煤油清洗。

箱体内不允许有任何杂质存在。

箱体内壁涂耐油油漆。

减速器内装N150号工业齿轮油(GB5903-86)，油量应达到规定高度。

减速器各接触面及密封处均不允许漏油.装配前，箱体与其它铸件不加工面应清理干净。

清
除毛边毛刺，并涂防锈漆。

减速器应定期检测油量，加油定期维护。

技术要求：零件装配
前用煤油清洗，轴承用汽油清晰干净，晾干后表面应涂油；齿轮装配后应用涂色法检查接触
斑点，圆柱齿轮沿齿高不小于40%，沿齿长不小于50%；调整、固定轴承时应留有轴向间隙
0.2-0.5mm,减速器内装N229工业齿轮油,油量达到规定深度;箱体内壁涂耐油油漆,减速器
外壁涂灰色油漆;减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油,箱体剖分面应涂已密封胶
或水玻璃,不允许使用其他任何填充料;按实验规程进行实验
设计小节
机械设计课程设计时间紧、任务重。

通过多天的不懈努力终于完成了我的整个设计任务。

在做机械设计的过程中学到了很多以前没有接触过的知识，同时也深化了对课本知识的理
解，增强了自己的动手能力，也提高了发现问题并解决问题的能力。

虽然在设计中出现了很
多困难，但是最后都能有个圆满的结束。

通过这次课程设计，懂得了不少关于机械设计的知
识。

我相信如果有机会的话，我会将课程设计做的更好，设计出最佳的方案。

参考资料
(1)《机械设计基础》第五版杨可桢程光蕴高等教育出版社2006年
(2)《机械设计基础课程设计》王昆何小柏高等教育出版社2006年
(3)《应用力学基础》郭应征李兆霞高等教育出版社2004年。