一级圆柱斜齿轮减速器

机械设计课程设计
说明书
题目：一级圆柱斜齿轮减速器指导老师：孙文磊
学生姓名：王孟奎
学号：20112006014 所属院系：机械工程学院
专业：机械工程及自动化(矿山机
电)
班级：机械119班
完成日期：2014年01月18日
新疆大学机械工程学院
2014年01月
目录
第1章．拟定传动方案 (2)
第2章．电动机的选择 (3)
2.1 根据负载功率，选择电动机的功率 (3)
2.2 确定电动机转速 (3)
第3章．传动装置的运动和动力参数计算 (4)
3.1 传动装置的总传动比和分配传动比 (4)
3.2 传动装置的运动和动力参数 (4)
第4章．传动零件的设计计算 (6)
4.1 V带轮的设计 (6)
4.2 齿轮传动的设计计算 (7)
第5章．轴的设计计算 (12)
5.1 从动轴（输出轴）的设计 (12)
5.2 主动轴（输入轴）的设计 (16)
第6章．滚动轴承的选择及其寿命计算 (19)
第7章．键的选择和计算 (21)
第8章．联轴器的选择 (22)
第9章．润滑与密封 (23)
第10章．箱体主要结构计算 (24)
第11章．小结 (26)
参考文献 (27)
第1章.拟定传动方案
用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器
(1)(2)(3) (4)2.1)2)3)4)3.1)2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

表1-1 运动带的工作参数
第2章 电动机的选择
2.1 根据负载功率，选择电动机的功率
查表2-5知：η1
表示联轴器的功率损耗为0.99；η2
表示轴承的功率损失
为0.99；η3
表示齿轮的功率损失为0.97 ；V
η表示V 带轮的功率损耗为
0.96；4
η表示滚筒的功率损耗为0.96
总功率损失13111
2
3
1
4
v
ηηηηηη=⨯⨯⨯⨯∑＝30.960.990.970.990.96
⨯⨯⨯⨯ ＝0.859
电动机工作时所需要的最小功率为1300 1.55
p =
2.346100010000.859
d FV KW η⨯==⨯⨯
因载荷平稳，根据Y 系列电动机技术数据知，选电动机额定功率为3KW 。

2.2 确定电动机转速
滚筒轴工作转速 100060601000 1.55
118.41min 250W V r D n ππ
⨯⨯⨯⨯=
==⨯ V 带传动的传动比常用范围为2~4，一级圆柱齿轮传动比为2~5，总传动比的范围为'i a =4~20，故电动机转速的可选范围为
()''4~20118.41473.64~2368.2min
d a w r
n i n =⨯=⨯=
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500min r。

参考《机械设计综合课程设计》查表6—164得：
三种方案进行比较，选择方案2，Y132S-6型电动机是最合理的 ，因此选择电动机的型号为Y132S-6，同步转速为1000min
r
, n max =960min
r。

第3章．传动装置的运动和动力参数计算
图3-1
减速器外常用的传动和传动零件有普通V 带传动，链传动，开式齿轮传
动和联轴器等。

3.1 传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比 max 960
8.11118.41
a w n i n =
== （2）分配传动装置各级传动比
取V 带轮传动的传动比 2.5v i =，则低速级的传动比 v 8.11=3.2442.5
i i i =
=齿轮 3.2 传动装置的运动和动力参数
计算传动装置各轴的运动和动力参数； 0轴（电动机轴）：
0960min
m r
n n == 0 2.346d p p kw == 6
9.551023300d m
p T N mm n =⨯=⋅ 1轴（高速轴）：
101
384min n r n i =
= 0011 2.3460.96=2.252p p kw η=⨯ 10156000T T N mm η==⋅ 2轴（低速轴）：
122118.37min n r
n n i =
=齿轮
2112 2.2520.990.97=2.163p p kw η==⨯⨯
21232174510T T i N mm ηη==⋅
3轴（滚筒轴）：
23118.37min 1
n
r
n == 3223 2.1630.990.99=2.12p p kw η==⨯⨯ 32232171000T T i N mm ηη==⋅
汇入表中
表3-1 各轴的计算数据
第4章．传动零件的设计计算
4.1 V 带轮的设计
确定V 带型号
由书上表7-7得==⨯1.1,A C d A K P P K =1.1⨯3=3.3kw
又=max 960/min,n r 由书上图7-12确定选取A 型普通V 带 小带轮1D 取
1D =125mm, ==⨯=1212960125312.5384
n D D n mm 标准化取2D =315mm
验算带速
π⨯⨯==
=<⨯⨯11
1 3.14125960
6.28/25/601000
601000
D n V m s m s
故合适
确定带的基准长度
0a 为中心距
≤≤1201200.（
7D +D ）（2D +D ），初定a =500mm a 计算V 带基准长度()
π
-=+
++=2
2101
20
（）217092
4D D L a D D a mm
由书上表7-2选取d L =1600mm
实际中心距
--=+
=+==016001709
500445.5446mm
22
变化范围为 442-494mm
d L L a a 验算小带轮的包角
α--=-⨯=-⨯=>0000002
11315125
18057.318057.3155.6120621D D a 计算V 带的根数:Z
由书上表7-6得 单根V 带基本额定功率 0P =1.375kw
由书上表7-8得 单根V 带额定功率增量 1P =0.11kw 由书上表7-2得 带长修正系数 =0.87L K 由书上表7-9得 小带轮包角修正系数 =0.93a K V 带根数 ()()
≥
==++⨯⨯01 3.3
2.731.3750.110.930.87c L a P Z P P K K
因结果只比3小一点点，可取Z=3,即需3根A 型V 带
计算初拉力0F 及作用在轴上的力Q F
由书上表8-3得V 带每米长质量为 q=0.1kg/m 根据书上计算公式得
()-=⨯+-=⨯
+⨯=⨯⨯2
c 02(2.5)
5003.3(2.50.93)
5000.1 6.28151.80.933 6.28
a a
P K F qv ZVK N
压轴力Q F ，根据书上公式得：作用在轴上的压力Q F 为
α==⨯⨯⨯=0
10155.62sin 23151.8sin 890.2322Q F ZF N N 带轮示意图如下：
图2-2
4.2 齿轮传动的设计计算
高速级齿轮的设计和强度校核
1． 选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数
(1) 选用斜齿圆柱齿轮传动 (2) 选用7级精度
(3) 材料选择,选择小齿轮为45钢，硬度为280HBS ；
大齿轮材料45钢, 硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS 。

(4)粗选 螺旋角014β= 2． 按齿面接触强度设计
由设计计算公式内的各计算准则：
1t d ≥ 确定公式内的各计算值。

(1)试选载荷系数t K =1.6
(2)计算小齿轮传递的转矩1d 160380T T N mm η==⋅ (3)由表中选取齿宽系数d ϕ=1
(4)由表查得材料的弹性影响系数Z ε=189.81
2Mpa
(5)由图按齿面硬度值查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H Mpa σ= 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H Mpa σ=
(6)由式1160n N n L =()96038412830010 1.10610=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯N
81
2 5.5310N N N i
=
=⨯ （N 表示应力循环次数） (7)由书上图8-24查得接触疲劳寿命系数10.90HN K = 20.95HN K = (8)计算接触疲劳寿许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式得：
[]1lim11HN H H K S σ
σ=0.9600540Mpa =⨯=
[]2lim22HN H H K S σ
σ==0.95550522.5Mpa ⨯=
(9) 取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=Z1⨯3.224=78 3． 计算
(1) 试算小齿轮分度圆直径1d 代入[]H σ中的较小值
1t d ≥
=(2)计算圆周速度11
601000
t d n v π⨯=
47.53384
601000
π⨯⨯=
⨯0.96m s
=
(4)计算齿宽与齿高之比为h b
计算齿宽01cos 147.53cos1446.12d t b d mm ϕβ==⨯⨯= 模数11
cos 1.92t
t d m mm Z β=
⨯=
2.25 2.25 1.92 4.32t h m mm ==⨯=
h b =46.12/4.32=10.68
(5)计算重合度01=0.318d Z tan =0.318124tan14=1.903βεφβ⨯⨯⨯⨯⨯⨯ (6)计算载荷系数
根据0.96m v s
=,7级精度
按电动机驱动，载荷平稳，查表8-4取1A k = 由图8-11查得动载荷系数 1.08v k =
由表8-5查得 1.4H k α= 由表 8-14a 查=1.42H k β 故载荷系数 2.15A v H H k k k k k αβ==
(7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式得
152.45d d mm ==
(8)计算模数1
1
cos 52.45/24cos14 2.12d m mm Z β=
⨯=⨯︒=
4. 由式得弯曲强度的设计公式为
m ≥(1) 确定公式内各计算数值
1)由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ
α1
F =500Mpa ,
大齿轮的弯曲疲劳强度极限2
380F Mpa ασ
=
由图10-18查得弯曲疲劳强度极限k FN 1=0.85,k FN 2=0.88 2)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 []1F σ110.855001.4
FN FE S
k σ⨯==
=303.57Mpa
[]2220.88380
1.4
FN FE F S
k σσ⨯==
=238.86Mpa 3)计算载荷系数1 1.08 1.35 1.4 2.04A v F F k k k k k αα==⨯⨯⨯= 4)查取齿形系数 由表10-5查得Y F 1α=2.592 Y F 2α=2.211 5) 应力校正系数 由表10-5查得Y S 1α=1.596 Y S 2α=1.774 6)计算大小齿轮的[]
F Y Y F S σαα并加以比较
[]
σααF Y
Y F S 1
11=
2.592 1.596
0.01363303.57
⨯=
[]
σααF Y
Y F S 2
22
=
2.211 1.774
0.01642238.86
⨯= 大齿轮数值大
(2)
设计计算m ≥ 5 对比两种强度计算可知接触疲劳强度大，取最终模数 m=2mm 小齿轮齿数: 0
1
1
52.45cos14cos1425.452
d
z m
⨯=⨯=
=， 取25
大齿轮齿数: 2125 3.24481.1i z z =⋅=⨯=齿轮， 取82 这样设计出来的齿轮传动,既满足了接触疲劳强度,又满足齿跟疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费。

6 计算分度圆直径:
11025251.40cos cos13.4n z m d mm β⨯=
== 220
822
168.59cos cos13.4
n z m d mm β⨯=== (4) 计算中心矩:12()2(2582)2
110.282cos 2cos14
z z a β+⨯+⨯=
==⨯mm 圆整110mm 。

按圆整的中心距修正螺旋角 o 12
z z =arccos =13.42a
β⨯（+）2
因为值变化不大，故其他参数不用修正
(5) 计算齿轮宽度:1151.4051.40b b d mm ϕ==⨯=
取大齿轮宽度
152
b mm
=小齿轮宽度
255
b mm
=
大齿轮示意图如下：
图2-3
第5章．轴的设计计算
5.1 从动轴（输出轴）的设计
图3-1
（1）求输出轴上的功率P 2，转速2n ，转矩2T
P 2=2.163kw 2n =118.37r/min 2T =174.51N.mm （2） 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为2d =168.59mm
而 F t ==232d T 3
2174.51
2200158.5910N -⨯=⨯
F r = F t
tan tan 202200823.43cos cos13.4
o
n o
N αβ=⨯= F a = F t tan β=2200⨯tan13.4=524.3N
（3） 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,取112=o A
2
3
min 2
30P d A mm n ==≈ 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d ,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14-2选取 1.5A K =
A 2 1.5174.51261.77ca T K T N m ==⨯=⋅
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计综合课程设计》 选取GYH5 Y 型凸缘联轴器其公称转矩为400Nm,半联轴器的孔径130d mm =，故取半联轴器的长度82L mm =。

半联轴器与轴配合的毂孔长度为178L mm =
（4） 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37d mm -=ⅡⅢ左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径40D mm =半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 ， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取75l mm -=ⅠⅡ
②初步选择圆锥滚子轴承.因轴承同时受有径向力、轴向力和圆周力的作用,故选用圆锥滚子轴承轴承.参照工作要求并根据37d mm -=ⅡⅢ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的圆锥滚子轴承30308型。

表3-1
③于选取的圆锥滚子轴承其尺寸为的409023d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯,故40d d mm =-==ⅢⅣⅦⅧ；而 23l mm -=ⅦⅧ 。

④取安装齿轮处的轴段45mm d -=ⅥⅦ
；齿轮的左端与左轴承之间采用套
筒定位.已知齿轮毂的宽度为52mm,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50mm l -=ⅥⅦ。

齿轮的右端采用轴肩定位,
轴肩高3.5,取53mm d -=ⅤⅥ。

轴环宽度h b 4.1≥,取b=6mm 。

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mm l 30= ,故取mm l 50=-ⅢⅡ。

右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由40d d mm =-==ⅢⅣⅦⅧ，取d ~VI VII =48mm
⑤ 取齿轮内壁距箱体的距离a=16mm ，轴承距箱体内壁距离s=5.75m 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. （5） 求轴上的载荷
① 先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》表.
对于30308型的圆锥滚子轴承,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距
D=51.5+51.5=103mm.
② 分析齿轮上作用力（大小、方向）
d 2=168.59mm T=14.51N.mm
水平面上
3
123
1100NH t L F F N L L ==+ 3
2
23
1100NH t L F F N L L ==+ mm N M H ⋅=8.172888
垂直面上
3123
2841a r NV F D
F L F N L L +
=
=+ 2217.6NV r NV F F F N =-=- 11243311.5V NV M F L N mm ==⋅ 223907V NV M F L N mm ==-⋅
弯矩
171325.8M N mm ===⋅
256677.3M N mm =⋅
图3-2. 从动轴的载荷分析图
⑹ 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
进行校核时，只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面（即c 面）的强度 取α=0.6
ca σ22
13()M T α+22
71325(0.617451)13.90.1453+⨯=⨯ MP a
前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[1-σ]=60MP a
ca σ〈 [1-σ] 此轴合理安全
5.2
主动轴（输入轴）的设计
⑴. 求输入轴上的功率P 2，转速2n ，转矩2T P 2=2.252kw 2n =384r/min 2T =56N.mm ⑵. 求作用在齿轮上的力
已知告诉级小齿轮的分度圆直径为2d =51.40mm
而 F t =112T d =3
256
217951.410N -⨯=⨯
F r = F t
tan tan 202179815.3cos cos13.4
o
n o
N αβ=⨯= F a = F t tan β=2179⨯tan13.4=519.1N
⑶. 初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本315361-表P 取112=o A
1
3
min 1
20.222o P d A mm n ==≈ 输出轴的最小直径显然是安装V 带轮处的直径,因为直径较小，故这里选用齿轮轴进行设计。

⑷. 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V 带轮的要求的轴向定位要求, V 带轮右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径27d mm -=ⅡⅢ;Ⅱ-Ⅲ段安装轴承端盖 用于定位轴承；Ⅲ-Ⅳ安装轴承，轴承左端用挡油环和套筒定位。

②
初步选择圆锥滚子轴承.因轴承同时受有径向力、轴向力和圆周
力的作用
故选用圆锥滚子轴承轴承.参照工作要求并根据27d mm -=ⅡⅢ,由轴承产品目录中初步选取
0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承30306型.
表3-2
③于选取的圆锥滚子轴承其尺寸为的307219d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯; ~43V l mm I∏I = .
④ 取齿轮处的轴段~51.40V VI d d mm ==;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮宽度为57mm,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50l mm -=ⅥⅦ..
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V 带轮左端面间的距离30l mm = ,故取mm l 50=-ⅢⅡ.
⑤ 取齿轮内壁距箱体的距离a=16mm ，轴承距箱体内壁距离s=8mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. （5） 求轴上的载荷
① 先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》表.
对于30306型的圆锥滚子轴承,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距
D=51.5+51.5=103mm.
② 分析齿轮上作用力（大小、方向） d 1=51.40mm T=56N.mm
水平面上
3
123
1090NH t L F F N L L ==+ 3
2
23
1090NH t L F F N L L ==+ 60459H M N mm =⋅
垂直面
3123
2162a r NV F D
F L F N L L +
=
=-+ 22911NV r NV F F F N =-= 1128991V NV M F L N mm ==-⋅ 22354223.5V NV M F L N mm ==⋅
弯矩
161159M N mm ==
=⋅ 281239M N mm =⋅
图3-3 主动轴的载荷分析图
（6）按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
进行校核时，只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面（即c 面）的强度取α=0.6
ca σ22
13()M T α+2281239(0.656000)80.1483+⨯=⨯ MP a
前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[1-σ]=60MP a ca σ〈 [1-σ] 此轴合理安全。

第6章．滚动轴承的选择及其寿命计算
1 减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算
（1）选择轴承类型及初定型号
初选圆锥滚子轴承30308 E ，其基本尺寸d ×D ×B=40×90×23，基本动载荷
90.8r C kN =，基本额定静载荷108or C kN =。

（2）计算轴承受力
轴承受纯径向载荷时，则轴承的当量动载荷 0.4 1.71220.68a r P F F N =+=
轴承受纯径向载荷时，则轴承的当量静载荷
823.43P N =
（3）轴承寿命
轴承的预计寿命：'830010248000h L h =⨯⨯⨯=
轴承的基本额定寿命：ε
⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 60106
取10/3ε=；则得
10/3
6
31090.81032405683960118.371120.68h L h ⎛⎫⨯=⨯= ⎪
⨯⎝⎭
10/3
6
31010810161410085860118.37823.43h L h ⎛⎫⨯=⨯= ⎪
⨯⎝⎭
'h h L L >，轴承寿命足够，则轴承符合要求。

2减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 （1）选择轴承类型及初定型号
初选圆锥滚子轴承30308 E ，其基本尺寸d ×D ×B=30×72×19，基本动载荷
59.0r C kN =，基本额定静载荷63.0or C kN =。

（2）计算轴承受力
轴承受纯径向载荷，则轴承的当量动载荷 0.4 1.91312.41r a P F F N =+=
轴承受纯径向载荷，则轴承的当量静载荷 0.5 1.11793.96r a P F F N =+=
（3）轴承寿命
轴承的预计寿命：'
830010248000h L h =⨯⨯⨯= 轴承的基本额定寿命：ε
⎪⎭⎫
⎝⎛=P C n L h 60106
取10/3ε=；则得
10/3
6310591014021434.94603841312.41h L h ⎛⎫
⨯=⨯= ⎪⨯⎝⎭
10/3
6310631014021434.94603841793.96h L h ⎛⎫⨯=⨯= ⎪⨯⎝⎭
'
h h L L >，轴承寿命足够，则轴承符合要求。

第七章．键的选择和计算
1.减速器高速轴键的连接
（1）减速器高速轴与大带轮键的连接
1>键的选择
高速轴安装大带轮的轴外伸直径22d mm =，选用A 型普通平键，其尺寸66,20b h L mm ⨯=⨯=，键、轴和轮毂的材料都是钢，查课本P106页得许用挤压应力：[]MPa p 120~100=σ,取[]MPa p 110=σ
2>强度校核
由20;0.53l L mm k h mm ==== 得32102560008432022
p p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 故此键符合 2.减速器低速轴键的连接
（1）减速器低速轴与联轴器键的连接
1>键的选择
低速轴安装半联轴器的轴外伸直径30d mm =，考虑在轴的中部安装键，选用A 型平键，其尺寸87,50b h L mm ⨯=⨯=；键、轴和轮毂的材料都是钢，取[]MPa p
110=σ 2>强度校核
由42;0.5 3.5l L b mm k h mm =-=== 得32102174510793.54230
p p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 故此键符合 （2）减速器低速轴与大齿轮键的连接
1>键的选择
低速轴安装大齿轮的轴的直径45d mm =，考虑在轴的中部安装键，选用A 型平键，其尺寸149,36b h L mm ⨯=⨯=；
键、轴和轮毂的材料都是钢，取[]MPa p 110=σ2>强度校核
由22;0.5 4.5l L b mm k h mm =-=== 得3210217451078.344.52245
p p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 故此键符合
第8章．联轴器的选择
联轴器的计算扭矩：
2 1.5174510261765ca A T K T N mm N mm ==⨯⋅=⋅
查设计手册，选用GYH5型凸缘联轴器，其标记及尺寸如下：
GYH5凸缘联轴器 GB/T 5843-2003
主动端： Y 型轴孔、A 型键槽、13082d mm L mm ==、；
从动端：Y 型轴孔、A 型键槽、
第9章．润滑与密封
1 润滑的选择确定
（1）润滑方式
1>齿轮的圆周速度0.96/12/v m s m s =<，选用浸油润滑。

2>轴承采用润滑脂润滑
（2）润滑油的牌号及用量
1>齿轮润滑的选用
选用150号极压齿轮油，最低油面10mm ，油量1.5L
2>轴承润滑的选用
选用ZL-3型通用锂基润滑脂，装脂量为轴承内部容积的
32~31 2 密封形式
（1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法密封。

（2）观察孔和油孔处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。

（3）轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖的间隙，由于0.96/3/v m s m s =<，故选用半粗羊毛毡加以密封。

（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

第10章．箱体主要结构计算
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用6
7is H 配合. 1. 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s ，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为∀3.6
3. 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。

机体外型简单，拔模方便。

4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
箱体结构尺寸选择如下表：齿轮中心距110a mm =
第11章.小结
这次关于带式运输机上的一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。

通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原
理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《AUTO CAD》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2.这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械
设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;
巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3.在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合
各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4.本次设计得到了指导老师朱颖老师的细心帮助和支持。

衷心的感谢老师的指
导和帮助.
5.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知
识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考文献
[1] 濮良贵，纪明刚.《机械设计》第八版高等教育出版社，2006
[2] 吴宗泽，罗圣国.《机械设计课程设计手册》第三版高等教育出版社，2006
[3] 王之栋，王大康.《机械设计课程设计指导书》第二版机械工业出版社，2007
[4] 孙恒，陈作模.《机械原理》第七版高等教育出版社，2006
[5] 大连理工大学工程图学教研室.《机械制图》第六版高等教育出版社，2007
[6] 单辉祖.《材料力学》第三版高等教育出版社，2010
[7] 韩进宏，迟延孝.《互换性与技术测量》机械工业出版社，2004。