广东海洋大学机械设计基础课程设计说明书DOC

2011级机械设计基础课程设计

设计计算说明书

-------单级圆柱齿轮减速器

姓 名： 学 院：

班 级： 指导老师： 日 期：

广东海洋大学 二O一O年一月

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机械设计课程设计计算说明书

1、设计任务书…………….………………………………3 2、传动方案拟定…………….………………………………4 3、电动机的选择…………………………………………….4 4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……5 5、传动装置的运动和动力设计…………………………….7 6、齿轮传动的设计…………………………………………..8 7、传动轴的设计………………………….………………….12 8、滚动轴承的设计……………………………………………20 9、键连接的设计………………………………………………21 10、联轴器的设计……………………………………………23 11、箱体的设计………..…………………….………………….24 12、润滑和密封的设计………………………………………26 13、设计小结……………………………………………….....28 14、参考资料目录………………………………………………29

设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器

机械系 设计者： 学 号： 指导教师：

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一、设计课题：

设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作（每日24小时），传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍。使用期限5年，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 题号 运输带拉力F （KN） 运输带速度V （m/s） 卷筒直径D （mm） 设计人员 (对应学号)

设计要求：

1. 设计减速器各部件。

2. 绘制减速器部件装配图一张（1号图纸）。 3. 编写设计计算说明书一分。

3

题号2第4组 2.2 1.8 450 18 44 43 34

一、传动方案拟定： 方案拟定：

采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带

二、电动机选择：

1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：

电动机所需工作功率为：

4

式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000ηa (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为：

η总=η１×η２2×η３×η４×η5×η6

式中：η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。

取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝0.97，η5=0.98，η6=0.96 则： η总=0.96×0.982×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.816

所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000η

总

=(2200×1.8)/(1000×0.816)

=4.85 (kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为：

n卷筒＝60×1000·V/（π·D） =(60×1000×1.8)/（４5０·π） =76.4 r/min

根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比 I1’=２～４ ，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。

5

故电动机转速的可选范为 N’d =I’a×n卷筒

=(16～20)×76.4 =458.4～1528 r/min

则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min

根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方 电 动 机 型 额定电动机转速 传动装置传动比 功 率 (r/min) 案 号 1 Y132S-4 5.5 2 Y132M2-6 5.5 3 Y160M2-8 5.5 同步满载总传动V带传减速 转速 转速 比 1500 1440 18.85 1000 960 750 720 12.56 8. 31 动 3.5 3 2.8 器 5.39 4.188 3.36 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。

此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 电动机主要外形和安装尺寸：

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中心高 外形尺寸 H 底角安装尺地脚螺栓孔轴 伸 尺 装键部直径 K 寸D×E 位尺寸 F×GD 216×178 12 28×80 10×41 Lx(AC/2+AD)寸 A×B ×HD 132 520×345×315

三、各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤 1)0轴（电动机轴） 2）1轴（高速轴） 3）2轴（低速轴）

设计计算与内容 P0=4.85KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=9550×4.85/960=48.34N.m P1=P0×η1 =4.85×0.96=4.656KW n1=n0/i1=960/3=320/min T1=9550P1/n1=9550×4.656/320=138.95N.m P2=P1×η22×η3×η4 =4.656×0.982×0.97×0.97=4.207KW n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min T2=9550P2/n2=9550×4.207/76.4=525.87N.m 7

设计结果 P0=4.85KW n0=960r/min T0 =48.34N.m P1=4.656KW n1=320r/min T1=138.95N.m n2=76.4r/min T2=525.87N.m

4）3轴（滚筒轴） 汇总结果 PW=P2×η5×η6=4.207×0.98×0.96=3.96KW nw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=495N.m 参 数 0轴 功P(KW) 转速n(r/min) 转矩T（N.m） 传动比i 效率 PW=3.96KW nw=76.4r/min TW=495N.m 轴 号 1轴 4.656 320 2轴 4.207 76. 4 W轴 3.96 76.4 （理论） 48.34 138.95 525.87 495 4.85 960 3 0.96 4.188 0.904 1 0.96 五、齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P0=4.85KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76. 4r/min，传递比i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两周工作。 设计步骤 1、选择齿轮材料 及精度等级

计算方法和内容 小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS； 大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。 因为是普通减速器，由表《机械设计基础》 第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度 8

设计结果

2、按齿轮面接触疲劳强度设计

Ra≤3.2～6.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式 （10.22）求出d1值。确定有关参数与系 数： （1） 转矩T1 T1=9.55×106p/n T1=130516.67N.mm =9.55×106×4.656/320 =138952.5N.mm （2） 载荷系数K 查表10.11取K=1.1 （3） 齿轮Z1和齿宽系数ψd 小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数 Z1=25 Z2=105 Z2=4.188×25=104.7。故取Z2=105因单级 齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软 齿面，由表10.20取 ψd=1。 σσHlim1=580MPa =550Mpa Hlim2（4） 许用接触应力【σH】由图《机械 设计基础》中10.24查的 σHlim1N1=8.4×108 =580MPa σHlim2=550Mpa N2=2×108 由表10.10查得SH=1 N1=60njLh=60×320×1×（365×5×ZNT1=1.02 ZNT2=1.1 24） 9

=8.4×108 【σH】1=580MPa N2=N1/4.188=8.4×108/4.188=2×108 【σH】2=588.5MPa 查图10.27得：ZNT1=1.02 ， ZNT2=1.1 由式（10.13）可得 【σH】1= ZNT1σ 【σH】2=ZNT2σ故d1≥76..43×1051.1?138.46?（?1）?100025?62.26 31051??[591.6]?[591.6]25Hlim1 /SH=591.6MPa m=2.5mm d1=62.5mm d2=262.5mm Hlim2/SH=605 m=2.49 由表10.3取标准模数m=2.5mm d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm b1=70mm b2=65mm d2=mz2=2.5×105=262.5mm 3、 主要尺寸计算 b1=b2+5mm=70mm a=m/2（z1+z2）=0.5×2.5×（25+105） =162.5mm 由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则 校核合格确定有关系与参数： （1）齿形系数YF

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a=162.5mm b2= ψd×d1=1×62.5mm=62.5mm 经圆整后取b2=65mm

查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.18 （2）应力修正系数YS SF=1.3 YNT1=1.04 YNT2=1.05 V=1.05m/s 4、 按查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80 齿根弯曲疲劳强度校核 5、验算齿轮的圆周速度v。 （3）许用弯曲应力【σF】 由图10.25查得σFlim2Flim1=210MPa，σ=190MPa。 由表10.10查得SF=1.3 由图10.26查得YNT1=1.04 YNT2=1.05 由式（10.14）可得 [σF1]=168MPa [σF2]=153.35MPa 故σF1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =2×1.1×138.96×2.65×2.18×6、验算带的带速误差。 1000/(70×2.52×25)=161.47＜[σF1]=168MPa σF2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS =2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=145.5＜[σF2]=153.5MPa 齿根弯曲强度校核合格 圆周速度： V2 = V 1=πd1n 1/(60×

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1000)=1.05m/s 由表10.22可知，选8级精度是合适的。 nw=960/3/（105×25） =76.19r/min γ2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%<5% 输送带允许带速误差为±5%合格。 齿轮的基本参数 m=2.5 d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25 d2=262.5 da2=267.5 df2=256.25 大齿轮轮廓外形如下图所示：

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六、轴的设计 1， 齿轮轴的设计 (1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45并经调质处理，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅠ=4.656 KW 转速为nⅠ=320 r/min 在前面带轮的根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得： 计算中已经得3d≥C·P4.32?(107~118)?3?(26.12~28.81)mm nⅠ342.86Z=2.5 其余的数据手(3)确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段， ○由于带轮与轴通过键联册得到 接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度 D1=Φ30mm B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm

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L1=60mm D2=Φ38mm

2右起第二段直径取D2=Φ38mm ○L2=70mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱 体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度L2=70mm D3=Φ40mm 3右起第三段， ○该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，L3=20mm 则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺 寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm， 长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴D4=Φ48mm 与轴承间为过盈配合P7/h6） L4=10mm 4右起第四段，○为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小 于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm D5=Φ67.5mm 5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶L5=70mm ○圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度 为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=70mm D6=Φ48mm 6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应L6= 10mm ○小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm长度取L6= 10mm （因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴 ○D7=Φ40mm L7=18mm Ft=4446.4N 径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向： 1小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm ○ 14

2作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×Fr=1600N ○10·P/n=138952N·mm 3求圆周力：Ft ○6Ft=2T2/d2=2×138952/62.5=4446.46N 4求径向力Fr ○ RA=RB=2223Nm Fr=Ft·tanα=4446.46×tan20=1600N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴上支反力 0根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =2223 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr/2=800 N （6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×24=53.352 N·m 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×24=19.2 N·m 合成弯矩： 22MC1?MC2?MC?MC1?53352?19200?56.7N?m 22 RA’=RB’=800 N MC=53.352 N·m MC1’= MC2’ =19.2N·m MC1=MC2 =56.7N·m T=138.952 N·m α=0.6 MeC2=100.825N·m （7）画转矩图：T1 =138.952N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6

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可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： MeC2?MC2?(αT)2?100.825N?m 2 （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相○ 邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=100.825 N·m ,由课本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 则： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D4) =100825/(0.1×48)=9.11 Mpa <［σ-1］ 2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面○33［σ -1］=60Mpa MD=83371 N·m m 也为危险截面： 2MD?（αT）?0.6?138952?83.371N?m σe=13 Nm σe= MD/W= MD/(0.1·D1) =83.371/(0.1×40)=13 Nm<［σ-1］ 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 33 16

2.输出轴的设计计算 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 (1) 由前面计算得，传动功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器

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传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理， 硬度217~255HBS 根据课本（14.2）式，并查表14.1，得 3d≥C·P4.207?(107~118)?3?(40.75~44.93)mm nⅠ76.19(3)确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，○由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ（41.97~47.18），根据计算转矩T= 9.55×10·P/n=527.324 N·m 6 D1=Φ45mm Tc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T 5014L1=84mm —2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=112mm,轴段长L1=84mm D2=Φ52mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直L2=74mm ○径取Φ52mm,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左端面的距离 为30mm，故取该段长为L2=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，D3=Φ55mm ○则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，L3=32mm 其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ 55mm，长度为L3=32 D4=Φ60mm 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联L4=62mm ○接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽

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为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为D5=Φ66mm L4=62mm L5=11.5mm 5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，D6=Φ55mm ○取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=11.5mm 6右起第六段，○该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=L6=18mm Φ55mm，长度L6=18mm (4) 按弯扭合成强度校核轴径 按设计结果画出轴的结构草图（图a） 1） 画出轴的受力图（图b）

2） 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为） Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm 3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为 FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为

MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm 4)合成弯矩图（图e）

MI=（35363.5+97160）=103396 N·mm

MII=（16770.3+46076）=49033 N·mm

19

2

2

1/2

2

2

1/2

5） 求转矩图（图f） T=9.55×10×P/n=9.55×10×

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4.207/76.19=527324 N·mm

求当量弯矩

6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数

α为0.6

Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 60925+(0.6×527324）=322200 N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 49033+(0.6×527324）=320181 N·mm 8)确定危险截面及校核强度

由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。 Ⅰ—Ⅰ截面：σ

Ⅱ—Ⅱ截面：σ

查表得［σ

-1b

eII=MeII/W=320181/(0.1eI=MeI/W=322200/(0.1

2

2

1/2

2

2

1/2

×60)=14.9Mpa

3

×55)=19.2Mpa

3

］=60Mpa,满足σe≤［σ

-1b

］的条件，故设计的轴

有足够强度，并有一定余量。 其受力图如下

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七．滚动轴承设计

根据条件，轴承预计寿命

Lh5×365×24=43800小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到FrP=Fr=1600N

P=fp Fr=1.1×1600=1760

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

11C'?Pf（·60·nLh）ε?1760?（60?320ε66?43800）t10110 ?16612N

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径向力作用，所以

（3）选择轴承型号

查课本P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式11-3有

106ftCε1061?295003Lh?()??（）?245260?43800

60nfdP60?3201760∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 其草图如下：

2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到FrP=Fr=1458.29N

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

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径向力作用，所以

11fd·P60·nε1.1?1458.2960?76εC'?（·6Lh）??（?43800）6 ft11010?9376.7N（3）选择轴承型号

查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN 由课本式11-3有

106ftCε1061?302003Lh?()??（）?1463343?43800

60nfdP60?761.1?1458.29∴预期寿命足够 ∴此轴承合格

八、键的设计

设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、 联轴器的键 选择C型键 由轴径d1=45mm，在表14.8查选择C型键 b=14mm h=9mm L=54mm 1、 选得键宽b=14mm，键高h=9mm，择键的型号 L=36～160mm。 L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm l1=L-0.5b=54-7=47mm 由式14.7得 jy12、 写σ出键的型号

=4T/(dhl1) =4×525.87×1000/（45×9×型号：C14×23

二、 齿轮键的选择 1、 选择键的型号 2、写出键的型号 3、输入端与带轮键 47）=110.47MPa＜【σjy】70GB/T1096-1979 =120MPa(轻微冲击，由表14.9 查得) 选键为C14×70GB/T1096-1979 选择A型键 轴径d4=60mm，为了使加工方便应 尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽 b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,选择A型键 取L=56mm l2=L-18=56-18=38mm σjy2b=18mm h=11mm L=56mm =4T/(dhl2) =4×525.87×1000/（45×11型号：A18××38） =111.79MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得) 取键A18×80GB/T1096-1979 选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即 b=10，h=8，L=50 l2=L-10=60-10=50mm

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80GB/T1096-1979

σjy2=4T/(dhl2) =4×138.95×1000/（30×8×50） =46.317＜【σjy】

九、联轴器的选择

设计步骤 设计计算与内容 设计结果 TC1=683.63N·m TC2=643.5N·m 一、 计由表16.1查得工作情况系数K=1.3 算联轴器的转矩 由式16.1得 主动端 TC1=KT2 =1.3×525.87=683.63N·m 二、 确 定联轴器的型号

从动端 TC2=KTW =1.3×495Ｎ·ｍ =643.5N·m＜Tm=1250N·m（附表９.４） 由前面可知： d≥C=40.23～44.37mm 又因为d=C（1+0.05） =（40.23～44.37）（1+0.05） =42.24～46.59mm 25

标记为： HL4GB5014-２

定距环

n2=76.４r/min＜〔n〕=4000r/min 由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4GB5014-２００３。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=64 ００３ 十、减速器箱体设计

设计步骤 轴中心距 箱体壁厚 箱盖壁厚 设计计算与内容 a=162.5mm δ1=0.02a+1mm=5.0625mm≥8mm δ1=0.02a+1=5.0625≥8mm 设计结果 a=162.5mm δ1=8mm δ1=8mm b=12mm b2=20mm df=20mm n=4 d1=16mm d2=12mm 机座凸缘厚度 b=1.5 ×δ=12mm b1=1.5δ1=12mm 机盖凸缘厚度 b2=2.5δ=2.5×8=20mm 机盖底凸缘厚度 df=0.036a+12 =17.9mm 取整偶数20mm 地脚螺栓直径 a≤250，n=4 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 盖与座连接螺

d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm d2=（0.5～0.6）df =10～12mm 取d2=12mm 26

栓直径 l=150～200mm l=150～200mm d3=10mm d4=8mm d=10 dq=10 C1=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1=10mm △2=9mm m1=7mm m=7mm D2=140mm S=D2 联结螺栓d2的由表3-17得：d3=（0.4～0.5）df 间距 轴承端盖的螺钉直径d3 窥视孔盖螺钉直径d4 定位销直径 起盖螺钉dq d2至外壁距离d1至外壁距离 df至外壁距离 df至凸缘距离 d1至凸缘距离 d2至凸缘距离 座端面与内箱壁距离 =8～10mm d4=（0.3～0.4）df=6～8mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm dq=10 C1=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1＞1.2δ △1=10mm △2＞δ △2=9mm m1≈0.85δ1 m≈0.85δ 机盖机座力厚 =6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm 轴承端盖外径 大轴

D2=D+(5～5.5)d3 =90+（5～5.5）×8 =140～145mm D2=D+(5～5.5)d3 27

小轴 轴承旁连接螺栓距离 =80+（5～5.5）×8 =130～135mm S=D2 尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2 D2=130mm S=D2 取153.75

十一、减速器的润滑、密封 设计步骤 一、齿轮的润滑设计计算与内容 设计结果 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速 1选择润滑方式 度V=1.76m/s<12m/s,采用浸油润滑，因此 机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和V=1.76m/s 散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣， 齿顶到油池底面距离H不应小于30~50mm。 对于单级减速器，浸油深度为一个齿全 高，这样就可以决定所需油量，单级传动, 每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m。 3 （2） 确定由查参考书2图10.52可知齿轮侵油深度为油总深度为油深 10mm；而由箱体与大齿轮的间距为36mm,可46mm。 二、 轴承得： 润滑

油总深度为46mm 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不轴承润滑： 28

三、 密封 高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润 润滑脂润滑 滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时 也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 由于选用的电动机为低速，常温，常压的 电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是 在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙， 达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈采用毡圈密封。 松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

十二、设计小结

(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。

(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

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(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。最明显的变化是我的CAD绘图水平技术有了突飞猛进的进步。在这过程中不断地遇到各种问题，通过自己的努力和请教同学这些问题都一一解决。到图纸被打印出来时那份久违的喜悦与成就感重新来临。

十二、参考资料

书名 1、《机械设计基础（第三版）》 2、《机械设计基础课程设计指导书》 主编 陈立德 陈立德 3、《工程制图》 左宗义 冯开平

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