二级减速器机械设计课程设计 - 图文

二级减速器课程设计

说明书

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学号： 学院： 班级：

2011.3.5

目 录

设计任务书： .................................................. 3 第一章 电动机的选择及运动参数的计算 ........................... 4 1.1 电动机的选择 ............................................... 4 1.2 装置运动及动力参数计算 .................... 错误！未定义书签。 第二章 直齿圆柱齿轮减速器的设计 ............................... 7 2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 ................................. 7 2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 ................................ 10 第三章 轴的设计各轴轴径计算 .................. 错误！未定义书签。 3.1 轴的选择与结构设计 ........................................ 14 3.2 中间轴的校核 .............................. 错误！未定义书签。 3.3 其他两轴的简单校核 ........................................ 27 第四章 滚动轴承的校核 ........................................ 28 4.1 深沟球轴承的详细寿命校核 .................................. 28 4.2 深沟球轴承的简略寿命校核 .................................. 30 第五章 键联接的校核 .......................................... 30 5.1 键的详细校核 .............................................. 30 5.2 键的简略校核 .............................................. 31 第六章 联轴器的校核 .......................................... 32 6.1 轴联轴器的详细校核 ........................................ 32

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第七章 润滑和密封方式的选择 .................................. 33 7.1 齿轮润滑 .................................................. 33 7.2 滚动轴承的润滑 ............................................ 33 第八章 箱体及设计的结构设计和选择 ............................ 34 第九章 减速器的附件 .......................... 错误！未定义书签。 9.1 窥视孔和视孔盖 ............................ 错误！未定义书签。 9.2 通气器 .................................... 错误！未定义书签。 9.3 轴承盖 .................................... 错误！未定义书签。 9.4 定位销 .................................... 错误！未定义书签。 9.5 油面指示装置 .............................................. 37 9.6 放油孔和螺塞 .............................................. 37 9.7 起盖螺钉 .................................................. 38 9.8 起吊装置 .................................................. 38 结束语 ....................................................... 39 参考文献 ..................................................... 40

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机械课程设计任务书及传动方案的拟订

一、设计任务书

设计题目:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器

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。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，两班制工作。运输带允许速度差为±5%。减速器小批量生产，使用期限为15年（每年300天），大修期3年。

直尺圆柱齿轮I10减速器设计基础数据 输送带工作拉力 F(N) 2300 运输带速度 v(m/s) 1.50 卷筒直径 D(mm） 320 二、传动方案的分析与拟定

图1-1带式输送机传动方案

带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

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设计内容 第一章 电动计算与说明 第一章 电动机的选择及运动参数的计算 结果 机的选择及运1.1电动机的选择 1.1.1选择电动机 动参数的计算 （1）选择电动机类型 按一直工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相 1.1电动机的异步电动机。 （2）确定电动机功率 选择 工作装置所需功率pw按[1]式（2-2）计算 Fw?vwPw?kW 1000?? w 式中，Fw?2300N，vw?1.5m/s，工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴

承的效率取?W?0.94。代入上式得： F?v2300?1.5Pw?ww??3.67kW 1000??w1000?0.94Pw?3.67kW pw电动机的输出功率p0按[1]式（2-1）计算p0?KW式中，?为电动机轴 ? 至卷筒轴的传动装置总效率。 由[1]式（2-4）由[1]表2-4取，滚动轴承效率?r?0.995，???g2??r3??c， 8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率?g?0.97，滑块联轴器效率?c?0.98，??0.8946 则 ???g2??r3??c?0.972?0.9953?0.982?0.8946 故 p0?4.1024kW p3.67p0?w??4.1024kW ?0.8946 因载荷平稳，电动机额定功率pw，只需略大于p即可。按[1]表8-184中 Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率pm?5.5kW。 （3）确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为 - 4 -

6?104?vw6?104?1.5nw???89.5247r/min ?D??320 nw?89.5247r/min按[1]表2-1推荐的各传动机构传动比范围： 单级圆柱齿轮传动比范围ig'?3~5，则总传动比范围应为 i'?3?3~5?5?9~25,可见电动机转速的可选范围为： n'?i'?nw?(9~25)?89.5247?805.7223~2238.1175r/min n'?805.7223~2238.1175r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min两种，为减少电动机 的重量和价格，由[1表8-184选常用的同步转速为1000r/min的Y系列 电动机Y132M2-6，其满载转速nm?960r/min，所选电动机详细数据如表 1-1所示。电动机的安装结构型式以及其中心高，外形尺寸，轴伸尺寸等 均可由[1]表8-186，[1]表8-187中查到，这里从略。 表1－1电动机技术数据及计算总传动比 堵转转矩额定功率 转速 (r/min) 最大转矩/质量 型 号 /额定转 (kW) 额定转矩 (kg) 矩 同步 满载 1.2装置运动 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 2.2 84 及动力参数计 算 1.2装置运动及动力参数计算 1.2.1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 i?10.72 （1）传动装置总传动比 n960 i?m??10.72 nw89.5247 （2）分配传动装置各级传动比

由[1]式（2-5），i?ib?ig，根据工艺合理性，取传动比 10.72?2.68 41.2.2计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速由[1]式（2-6） ig1?4，ig2?ig1?4 ig2?2.68 I轴 nI?nm?nm?960r/min i0InI?960r/min nII?240r/min - 5 -

nnm960II轴 nII?m???240r/min iIIIi0I?iIII1?4nnm960III轴 nIII?m???89.5547r/min iIIIIIi0I?iIII?iIIIII1?4?2.68n工作轴 nw?III?nm?89.5547r/min iIIIw nIII?89.5547r/min nw?89.5547r/min PI?4.02kW （2）各种输入功率由[1]式（2-7） I轴 PI?P?0.98?4.02kW 0??01?P0??c?4.1024pII?3.8802kW II轴 pII?PI??III?P?0.98?0.995?0.97?3.8802kW PIII?3.7450kW 0??c??r??g?4.1024III轴 22PIII?PII??IIIII?P0??c??r??g?4.1024?0.98?0.9952?0.972?3.7450kW 工作轴Pw?3.6701kW 32Pw?PIII??IIIw?P0??c??r??g??c'?4.1024?0.98?0.9952?0.972?0.98?3.6701kW （3）各轴输入轴矩由[1]式（2-8） TI?39.995N?m I轴 P0P0PI4.0204TI?9550?9550?i0I??0I?9550?i0I??c?9550??39.995N?m nInmnm960TII?154.400N?m II轴 P0PII3.8802TII?9550?9550?i0I?iIII??c??r??g?9550??154.400N?m nIInm240TIII?399.362N?mIII轴 PP22TIII?9550III?95500?i0I?iIII?iIIIII??c??r??gnIIInm 3.7450?9550??399.362N?m 89.5547Tw?391.375N?m P3.6701工作轴 Tw?9550w?9550??391.375N?m nw89.5547电动机轴与输出转矩 P4.1024T0?95500?9550??40.810N?m nm960T0?40.810N?m 将以上算得的运动和动力参数列表如下： - 6 -

表1－2 运动和动力参数 轴电动机I轴 II轴 III轴 工作轴 名 轴 参数 转速n960 960 240 89.5547 89.5547 第二章 直齿（r/min） 功率P（kW） 4.1024 4.02 3.8802 3.7450 3.6701 转矩T40.810 39.995 154.400 399.362 391.375 圆柱齿轮减速 （N?m） 1 4 2.68 1 器的设计 传动比i 效率? 0.98 0.97 0.97 0.98 2.1 高速轴上 第二章 直齿圆柱齿轮减速器的设计 的大小齿轮传 2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 动设计 2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）按 一、 中传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。 3）材料选择。由[2]表10-1选择小齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮1材料为45#钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度z1?24 差为40HBS。 z2?96 z?24z?4?24?964）选小齿轮1齿数1，大齿轮1齿数2。 2.1.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式[2]（10-9a）进行试算，即 KTu?1ZE2Kt?1.3 d1t?2.323t1?() ?du[?H] （1）确定公式内的各计算数值 TI?4.0810?104 1）试选载荷系数Kt?1.3。 N?mm2）计算小齿轮1传递的转矩 ?d?1 P04.1024TI?9550?9550??4.0810?104N?mm 1nI960 ZE?189.8MPa2

3）由[2]表10-7选取齿宽系数?d?1。 4）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。 5）由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮1的接触疲劳强度极限- 7 -

12?Hlim1?600MPa?Hlim2?550MPa ?Hlim1?600MPa；大齿轮1的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。 6）由[2]式10-13计算应力循环次数。 N1?60n1jLh?60?960?1?(2?8?300?15)?4.147?109 4.147?109N2??1.03675?109 4N1?4.147?109 N2?1.03675?109KHN1?0.90;KHN2?0.95 7）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90;KHN2?0.95。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S?1，由[2]式（10-12）得 K?[?H]1?HN1lim1?0.9?600MPa?540MPaSK?[?H]2?HN2lim2?0.95?550MPa?522.5MPa S（2）计算 1）试算小齿轮1分度圆直径 4KT1u?1ZE21.3?4.0810?104?1189.82d?2.323?()?2.323?()mm ?du[?H]14522.5[?H]1?540MPa [?H]2?522.5MPa d?47.8081mm v?2.403m/s b?47.8081mm ?47.8081mm2)计算圆周速度v。 ?d1tn1??47.8081?960v??m/s?2.403m/s 60?100060?10003）计算齿宽b b??d?d1t?1?47.8081mm?47.8081mm 4)计算齿宽与齿高之比b hmt?1.992mm h?4.482mm b?10.667 h Kv?1.12 KH??KF??1 KA?1 模数 mt?d1t?47.8081/24mm?1.992mm z1齿高 h?2.25mt?2.25?1.992mm?4.482mm

b47.8081??10.667 h4.4825)计算载荷系数。 根据v?2.403m/s，8级精度，由[2]图10-8查得动载系数Kv?1.12； 直齿轮，KH??KF??1； KH??1.458 由[2]表10-2查得使用系数KA?1； - 8 -

由[2]表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮1相对支撑非对称布置时， KH??1.458。 KF??1.40 K?1.633 b64.4190??10.667，KH??1.458,查[2]图10-13得KF??1.40,故载 h6.039荷系数 K?KAKVKH?KH??1?1.12?1?1.458?1.633 d1?51.584mm 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]式（10-10a）得 K1.633d1?d1t3?47.8081?3?51.584mm Kt1.3m?2.149mm 7）计算模数m。 d151.584m??mm?2.149mm z124 2.1.3按齿根弯曲强度设计 由[2]式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 2KT1YFaYSam?3() 2?dz1[?F] (1)确定公式内的各计算数值 1）由[2]图10-20c查得小齿轮1的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大 齿轮1的弯曲强度极限?FE2?380MPa； 2）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88； [?F]1?303.57MPa3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由[2]式（10-12）得 [?F]2?238.86MPaKFN1?FE10.85?500[?F]1??MPa?303.57MPa S1.4K?0.88?380 [?F]2?FN2FE2?MPa?238.86MPa K?1.568 S1.44）计算载荷系数K。 由K?KAKVKF?KF??1?1.12?1?1.40?1.568 YFa1?2.65;5）查取齿形系数 由[2]表10-5查得 YFa1?2.65;YFa1?2.190。 6）查取应力校正系数 由[2]表10-5查得 YSa1?1.58;YSa1?1.785。 YFa1?2.190YSa1?1.58;YSa1?1.785 - 9 -

7）计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。 [?F]YFa1YSa12.65?1.58??0.01379 [?F]1303.57YFa1YSa1?0.01379 [?F]1YFa2YSa2?0.01637[?F]2YFa2YSa22.190?1.785??0.01637 [?F]2238.86大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m?342KT1YFaYSa2?1.568?4.0810?10()?3?0.01637mm?1.57 2?dz1[?F]1?242 m?1.57 m?1.75mm 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d1?51.584mm 度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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（即模数与 齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.55并就近圆整为标准z1?30 值m?1.75mm，按接触强度算得的分度圆直径d1?51.584mm，算出小齿 轮1齿数 z2?120 d151.584z1???29.477?30 m1.75 大齿轮1齿数 z2?4?30?120 这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲d1?52.5mm 劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 2.1.4几何尺寸计算 d2?210mm （1）计算分度圆直径 d?zm?30?1.75mm?52.5mm 11a?131.25mm d2?z2m?120?1.75mm?210mm （2）计算中心距 b?52.5mm d1?d252.5?210a???131.25mm 22B2?55mm, （3）计算齿轮宽度 B1?60mmb??dd1?1?52.5mm?52.5mm 2.2 低速轴 取B2?55mm,B1?60mm。 上的大小齿轮 2.1.5结构设计及绘制齿轮零件图（从略） 传动设计

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2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)按 一、 中传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。 3)材料选择。由[2]表10-1选择小齿轮2材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮2材料为45#钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 z1'?28 z2'?75 4)选小齿轮2齿数z1'?28，大齿轮2齿数z2'?2.68?28?75.04，取z2'?75。 2.2.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式[2]（10-9a）进行试算，即 Kt'T2u'?1ZE'2d1t'?2.323?() Kt'?1.3 ?d'u'[?H]'(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数Kt'?1.3。 2)计算小齿轮2传递的转矩 P3.8802TII?9550II?9550??15.400?104N?mm nII240TII?15.400?104N?mm ?d'?1 ZE'?189.8MPa2 13)由[2]表10-7选取齿宽系数?d'?1。 4)由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE'?189.8MPa。 5)由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮2的接触疲劳强度极限12?Hlim1'?600MPa ?Hlim2'?550MPa N1'?17.668?109 N2'?6.5925?109 KHN1'?0.90;KHN2'?0.95 ?Hlim1'?600MPa；大齿轮2的接触疲劳强度极限?Hlim2'?550MPa。 6)由[2]式10-13计算应力循环次数。 N1'?60n2jLh?60?240?1?(2?8?300?15)?17.668?109 17.668?109N2'??6.5925?109 2.687)由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1'?0.90;KHN2'?0.95。

8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S?1，由[2]式（10-12）得 K'?'[?H]1'?HN1lim1?0.9?600MPa?540MPa SK'?'[?H]2'?HN2lim2?0.95?550MPa?522.5MPa S(2)计算 - 11 -

[?H]1'?540MPa [?H]2'?522.5MPa

1)试算小齿轮2分度圆直径 4Kt'T2u'?1ZE'21.3?15.400?102.68?1189.82d'?2.323?()?2.323?()mmd'?76.799mm ?d'u'[?H]'12.68522.5 ?76.799mm v'?0.965m/s 2)计算圆周速度v。 ?d1t'n2??76.799?240 v'??m/s?0.965m/s 60?100060?1000b?76.799mm 3)计算齿宽b b??d'?d1t'?1?76.799mm?76.799mm b 4)计算齿宽与齿高之比 hmt'?2.743mm d'模数 mt'?1t?76.799/28mm?2.743mm z1'h'?6.171mm 齿高 h'?2.25mt'?2.25?2.743mm?6.171mm b '?12.445 b76.799h'??12.445 h6.1715)计算载荷系数。 v'?0.965m/s 根据v'?0.965m/s，8级精度，由[2]图10-8查得动载系数Kv?1.08； Kv?1.08 直齿轮，KH?'?KF?'?1； KH?'?KF?'?1 由[2]表10-2查得使用系数KA'?1； KA'?1 由[2]表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮2相对支撑非对称布置，KH?'?1.458。 KH?'?1.458 b76.799由'??12.445,KH?'?1.458,查[2]图10-13得KF?'?1.42；故载h6.171荷系数 KF?'?1.42 K'?1.575 K'?KA'KV'KH?'KH?'?1?1.08?1?1.458?1.575 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]式（10-10a）得 d1'?85.070mm m'?3.038mm d1'?d1t'37)计算模数m。 K'1.575?79.799?3?85.070mm Kt'1.3d1'85.070?mm?3.038mm z1'28- 12 -

m'?

2.2.3按齿根弯曲强度设计 由[2]式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m?3(1)确定公式内的各计算数值 2KT1YFaYSa() ?dz12[?F]1)由[2]图10-20c查得小齿轮2的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮2的弯曲强度极限?FE2?380MPa； ?FE1?500MPa ?FE2?380MPa 2)由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1'?0.85,KFN2'?0.88； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由[2]式（10-12）得 K'?'0.85?500[?F]1'?FN1FE1?MPa?303.57MPa S1.4K'?'0.88?380[?F]2'?FN2FE2?MPa?238.86MPa S1.44)计算载荷系数K。 K'?KA'KV'KF?'KF?'?1?1.08?1?1.42?1.534 KFN1'?0.85,KFN2'?0.88 [?F]1'?303.57MPa [?F]2'?238.86MPa K'?1.534 5)查取齿形系数 由[2]表10-5查得 YFa1'?2.55;YFa1'?2.23。 6)查取应力校正系数 由[2]表10-5查得 YSa1'?1.61;YSa1'?1.76。 7)计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。 [?F]YFa1'YSa1'2.55?1.61??0.01352 [?F]1'303.57YFa2'YSa2'2.23?1.76??0.01643 [?F]2'238.86YFa1'?2.55;YFa1'?2.23YSa1'?1.61;YSa1'?1.76 YFa1'YSa1'?0.01352 [?F]1'YFa2'YSa2'?0.01643[?F]2'大齿轮的数值大。 (2)设计计算 2K'T2YFa'YSa'32?1.534?15.400?104m'?3()??0.01643mm?2.147 m'?2.147 ?d'(z1')2[?F]'1?282 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的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 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（即模数与 - 13 -

齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.55并就近圆整为标准值m'?2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1'?85.070mm，算出小齿轮2齿数 z1'?d1'85.070??34.028?34 m'2.5m'?2.5mm d1'?85.070mm z1'?34 大齿轮2齿数 z2'?2.68?34?91.12?92 这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 2.2.4几何尺寸计算 (3)计算分度圆直径 z2'?92 d1'?z1'm'?34?2.5mm?85mm d2'?z2'm'?92?2.5mm?230mm d1'?85mm d2'?230mm a'?157.5mm b'?85mm （4）计算中心距 a'?d1'?d2'85?230??157.5mm 22（5）计算齿轮宽度 b'??d'd1'?1?85mm?85mm 取B2'?85mm,B1'?90mm。 B2'?85mm,B1'?90mm 第三章 轴的 2.2.5结构设计及绘制齿轮零件图（从略） 第三章 轴的结构设计和计算 结构设计和计 算 3.1 轴的选择与结构设计 轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又 3.1 轴的选择通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以 轴为基准的组合体——轴系部件。 与结构设计 3.1.1初步确定各轴的最小直径 先按[2]式（15-2）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[2]表15-3， 输入轴：取A0'?116 dmin入?A0'3PI4.02?116?3?18.697mm nI960- 14 -

dmin入?18.697mm

中间轴：取A0''?112 dmin中?A0''3输出轴：取A0'''?108 PII3.8802?112?3?28.32mm nII240dmin中?28.32mm Tca?KATI?1.3?39995?51993.5N?mm dmin出?A0'''3 3.1.2 联轴器的尺寸选取 1）输入轴端联轴器选取 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d联1，为了使所选的输入 轴直径d轴1与联轴器1的孔径d联1相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KATI，查[2]表14-1，考虑到转矩变化很小，故 取KA?1.3，则： PIII3.7450?108?3?37.4868mm nIII89.5547dmin出?37.4868mm KA?1.3 Tca?51993.5N?mm 5014-2003或手册，选用L3X型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准[1]GB/T Tn?1250000N?mm。半联轴器的孔径d联1?38mm，故取d轴入?38mm，半联轴器长度L联1?82mm。 2）输出轴端联轴器选取 d轴入?38mm L联1?82mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d联2，为了使所选的输入 轴直径d轴2与联轴器2的孔径d联2相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KATI，查[2]表14-1，考虑到转矩变化很小，故 取KA?1.3，则： KA?1.3 Tca'?KATIII?1.3?399362?519170.6N?mm Tca'?519170.6N?mm

5014-2003或手册，选用GB/T_5014-2003 LX3型弹性柱销联轴器，其公 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准[1]GB/T - 15 -

N?mm。半联轴器的孔径d联2?45mm，故取称转矩为Tn?1250000 L联1?112mm d轴出?45mm，半联轴器长度L联1?112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长 L联2'?84mm 度L联2'?84mm。 3.1.3确定轴的结构与尺寸 （一）输入轴结构设计 1）轴的选取及计算 1.因为Ⅰ轴通过联轴器与电动机的轴径相联，查联轴器标准，选联轴器为弹性柱销联轴器。标准型号LX3，与联轴器相联的轴径选取为d轴入?38mm。即I-II轴段直径取dI?II?38mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L联1'?82mm，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L联1'略短一些，先取lI?II?80mm。 2.I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径dII?III?42mm,取lII?III?50mm。 3.轴III-IV段的左端用轴承端挡圈定位 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII?III?42mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的[3]单列深沟球轴承6009ce,其尺寸为d?D?B?45mm?75mm?16mm，故III-IV轴段取直径dIII?IV?45mm，而lIII?IV?35mm。 4.轴段IV-V放置小齿轮1，因根据之前计算得d1?52.5mm，且因 dIII?IV?45mm，因此直接将小齿轮1制作为齿轮轴。小齿轮同时可定位 轴段III-IV处轴承。已知小齿轮1宽度为B1?60mm故取lV?VI?60mm 5.轴段V-VI为为中间轴上小齿轮2余留装配空间，于是取dV?VI?50mm， 取lV?VI?110mm。 6.轴段VI-VII放置轴承，取dVI?VII?dIII?IV?45mm，取lVI?VII?18mm。

输入轴的尺寸如图所示 - 16 -

图3-1 输入轴示意图 2）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按[2]表6-1查得轴段dI?II?38mm半联轴器与轴的连接，选用平键为b?h?12mm?8mm，长为H7。滚动轴承与轴的k6周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 3）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表15-2各轴肩处的圆角半径见图3-1。 （二）中间轴结构设计 70mm，毂槽深度t?5mm。半联轴器与轴的配合为根据前述所算的中间轴最小的轴径为dmin中?28.32mm。 1）轴的选取及计算 1.轴段I-II，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的[3]单列深沟球轴承6009ce,其尺寸为d?D?B?45mm?75mm?16mm，取轴段dI?II?45mm，长lI?II?39.5mm。 2.轴段II-III为装配大齿轮1，左端设置轴肩固定轴段I-II轴承，取dII?III?50mm，长根据上述计算大齿轮1齿宽B2?55mm，取长lII?III?53mm。 3.轴段III-IV设置轴环以定位大齿轮1和小齿轮2，轴环高度h?0.07d，因dII?III?50mm，取dIII?IV?57mm轴环宽度b?1.4h，取bIII?IV?10mm。 4.轴段IV-V为装配小齿轮1。因小齿轮1的直径与轴段IV-V直径相近，故直接加工成齿轮轴，轴段lIV?V?90mm 5.轴段V-VI，左端设置轴肩作为装配大齿轮2时的合理性工艺，同时此轴段安装轴承。取dV?VI?dI?II?45mm,长lV?VI?32.5mm。 - 17 -

中间轴的尺寸如图所示 图3-2 中间轴示意图 2）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dII?III由[2]表6-1查得平键截面b?h?14mm?9mm，键槽用键槽铣刀加工，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，长为50mm，毂槽深度t?5mm，故选择齿轮H7，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 k63)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表15-2各轴肩处的圆角半径见图3-2。 （三）输出轴结构设计 1)轴的选取及计算 1.轴段I-II，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的[3]单列深沟球轴承6010ce,其尺寸为d?D?B?50mm?80mm?16mm，取轮毂与轴的配合为轴段dI?II?50mm，长lI?II?39mm。 2.轴段II-III，为大齿轮1余留空间，根据前面两根轴的设计数据，考虑装配时合理性，同时为右端轴段III-IV上安装的大齿轮2定位。取轴段dII?III?66mm，长lII?III?66mm。 3.轴段III-IV，此轴段安装大齿轮2，取轴段dIII?IV?52mm，长 lIII?IV?83mm。 4.轴段IV-V，放置轴承且定位大齿轮2，取轴段dIV?V?50mm，长 lIV?V?35mm。 5.轴段VI-VII右端用轴承端盖密封，取轴段dVI?VII?48mm，长 lVI?VII?50mm。

- 18 -

3.2中间轴的校核 6.轴段VII-VIII，此轴段与滚筒用弹性联轴器相连，根据上述已计算出 数据取轴段dVII?VIII?45mm，长lVII?VIII?110mm。 2）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dIII?IV由[2]表6-1 查得平键截面b?h?16mm?10mm，键槽用键槽铣刀加工，为了保证齿轮 与轴配合有良好的对中性，长为80mm，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 ；同样，按dVI?VII由[2]表6-1查得平键截面b?h?14mm?9mm，键 k6槽用键槽铣刀加工为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，，长为 H7 100mm，故选择配合为，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 k63)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表15-2各轴肩处的圆角半径见图3-3。 图3-3 输出轴示意图 3.2中间轴的校核 3.2.1.1求轴上受力情况 由上述已知： 大齿轮1的轴径为d2?210mm，轴毂长度为B2?55mm，连接键取平键截 面b?h?14mm?9mm，长为50mm。毂槽深度t1?5mm 。小齿轮2轴径为d1'?85mm，轴毂长度为B1'?90mm，连接键取平键截 面b?h?14mm?9mm，长为80mm，毂槽深度t1'?5mm。 3.2.1.1做出轴的计算简图与剪力图 假设水平方向向右为正，竖直方向向上为正。弯矩顺时针为正。 由前计算，已知高速级大齿轮1的分度圆直径为 - 19 -

1.821K????1???1?2.80 ????0.670.92K??k??1?1?1.2721??1?1.63 0.820.92k?1 K??2.80 K??1.63 ????又由[2]?3?1以及?3?2得碳钢的特性系数 ???0.1~0.2，取???0.1 ???0.05~0.1，取???0.05 于是，计算安全系数Sca值，按[2]式（15-6）~（15-8）则得 S?? ???0.1 ??1275??87.69 K??a????m2.80?1.12?0.1?0???0.05 S????1155??2.21 84.60384.603K??a????m1.63??0.05?22S??87.69 S??2.21 Sca?2.21?S?1.5 W?12500mm3 Sca?S?S?S??S?22?87.69?2.2187.692?2.212?2.21?S?1.5 故可知其安全。 3）截面II右侧 抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?503mm3?12500mm3 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?503mm3?25000mm3 截面II左侧的弯矩M为 M?153869.2579?33.5?8?36744.90N?mm 33.5 WT?25000mm3 截面II上的扭矩T为 T?154400N?mm 截面上的弯曲应力 ?b?截面上的扭转切应力 M36744.90?MPa?2.94MPa W12500?T?T154400?MPa?6.176MPa WT25000 M?36744.90N?mm T?154400N?mm ?b?2.94MPa - 25 -

轴的材料为45#钢。调质处理。由[2]表15-1查得 ?B?640MPa,??1?275MPa,??1?155MPa。 ?T?6.176MPa 截面上由于轴肩而形成的理论集中系数??及??按[2]附表3-2查取。因?B?640MPa,??1?275MPa, r2.0D50??0.04,??1.1111，经插值后可查得 ??1?155MPad50d45???2.0,???1.32 又由[2]附图3-1可得到轴的材料的敏性系数为 q??0.82,q??0.85 故有效应力集中系数按[2]式（附表3-4)为 r?0.04,d D?1.1111dk??1?q?(???1)?1?0.82?(2.0?1)?1.82 k??1?q?(???1)?1?0.85?(1.32?1)?1.272 ???2.0,???1.32q??0.82,q??0.85 由[2]附图3-2的尺寸系数???0.67;由[2]附图3-3的扭转尺寸系数k??1.82 k??1.272 ???0.82。 轴按磨削加工，由[2]附图3-4得表面质量系数为 ??????0.92 轴未经表面强化处理，即?q?1，则按[2]式（3-12）及[2]式（3-12a）得综合系数为 K??k????0.82 ??k??1??1?1?1.821??1?2.80 0.670.92??????0.92 K????????1?1.2721??1?1.63 0.820.92K??2.80 又由[2]?3?1以及?3?2得碳钢的特性系数 ???0.1~0.2，取???0.1 K??1.63 ???0.05~0.1，取???0.05 于是，计算安全系数Sca值，按[2]式（15-6）~（15-8）则得 ???0.1

??1275S????46.77 K??a????m2.80?2.94?0.1?0???0.05 - 26 -

3.3 其他两轴的简单校核 S????1155??29.88 K??a????m1.63?6.176?0.05?6.17622 Sca?S?S?S??S?22?46.77?29.8846.77?29.8822S??46.77 ?2.53?S?1.5 故可知其安全。 S??29.88 Sca?2.53?S?1.5 3.3 其他两轴的简单校核 3.3.1输出轴的简单校核 由3.1内计算数据知： 已知低速级大齿轮2的分度圆直径为 d2'?230mm 而根据[2]式（10-3）,式中啮合角对标准齿轮??20?

Ft'?2TIII2?399362??3472.71N d2'230d2'?230mm Fr'?Ft'tan??3472.71?tan20??1263.96N F'3472.71Fn'?t??3695.58N cos?cos20?Ft'?3472.71N 同理3.3计算方法，得出 输出轴左端轴承1FV1?945.89N，输出轴右端轴承2FV2?318.07N 水平方向弯矩为 Fr'?1263.96N Fn'?3695.58N MH?47074.36N?mm .92N，输出轴右端轴承2FV2?873.89N 输出轴左端轴承1FH1?2598垂直方向弯矩为 FV1?945.89N FV2?318.07N MH?47074.36N?mm- 27 -

总弯矩为 MV?129335.72N?mm FH1?2598.92N FV2?873.89N M?47074.362?129335.722?137636.201N?mm MV?129335.72N?mm 按弯扭合成盈利校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的扭矩和弯矩的界面即危险截 面的强度，根据[2]式（15-5）及上述计算数据，以及轴单向旋转，扭转M?137636.201切应力为脉动循环应变力，取??0.6，轴的计算盈利 N?mmM2?(?TIII)2137636.2012?(0.6?399362)2?ca???19.653MPa W0.1?523 前已选定轴的材料为45#钢，调质处理，由[2]表15-1查得[??1]?60MPa。 因此，?ca?[??1]，故安全。 ??19.653MPa ca3.3.2输入轴的简单校核 同理3.3.1计算过程，经详细计算验证，输入轴安全。过程略去。 [??1]?60MPa ?ca?[??1] 第四章 滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件， 并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。 与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、第四章 滚动 效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺 点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦轴承的选择及 滑动轴承。 计算 4.1 深沟球轴承的详细寿命校核 由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。具体结 构图如下。 4.1 深沟球轴 承的详细寿命 校核 - 28 -

选取3对轴承中，输出轴左端受力较大轴承进行校核。 7.之前设计已知，单列深沟球轴承6010ce,其尺寸为d?D?B?50mm?80mm?16mm。 该轴承径向载荷Fr?FV1?945.89N，轴向载荷Fa?0该轴转速n?89.5547r/min。运转时有轻微冲击，预计计算寿命Lh?5000h。 d?D?B?50mm?80mm ?16mmFr?FV1?945.89N Lh?5000h 1.求比值 Fa?0 Fr根据[2]表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时 Fa?0?e FrFa?0 FrFa?0?e Fr2.初步计算当量动载荷P，根据[2]式（13-8a） P?fp(XFr?YFa) P?fp(XFr?YFa)按照[2]表13-6，fa?1.0~1.2，取fa?1.2。 按照[2]表13-5，X?1,Y?0。 P?fp(XFr?YFa)?1.2?(1?945.89?0)?1134.96N fa?1.2 X?1,Y?0 3.根据[2]式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值 P?1134.96N C?5882.51N - 29 -

60nLh60?89.5547?5000C?P?1134.96??5882.51N 6106104盐酸轴承寿命，根据式（13-5） 106C?1065882.513Lh?()?()?25912.3h?5000h 60nP60?89.55471134.96 Lh?25912.3h?500 即大大高于预期寿命，同理，因输出轴左端轴承径向载荷小于有段轴承， 轴向载荷相同，于是左端轴承寿命也高于预期寿命。 4.2 深沟球轴因此，该轴承选取恰当。 承的简略寿命 4.2 深沟球轴承的简略寿命校核 校核 与4.1校核方法相同，经计算，输入轴，中间轴的2对轴承寿命均大于预 期寿命。 因此，输入轴，中间轴的两队轴承也选取恰当。 第五章 键联接的校核 第五章 键联 5.1 键的详细校核 接的校核 根据分析，选取输出轴：轴III即输入轴上的平键连接进行详细校核。 b?h?5.1 键的详细 1）与齿轮连接的平键连接校核 16mm?10mm校核 根据之前的平键型号选取已知，平键截面b?h?16mm?10mm键槽用键槽 铣刀加工，长为80mm。 TIII?399.362N?mm,d?52mm?mm,d?52mm。 且查前数据，知TIII?399.362N键、轴、和轮毂的材料都是钢，由[2]表6-2查得，需用挤压应力[?p]?100~120MPa，取其平均值，[?p]?110MPa。键的工作长度 [?p]?110MPa l?64mm k?5mm l?L?b?80?16?64mm，键与轮毂之间接触高度 k?0.5h?0.5?10mm?5mm，由[2]式（6-1）可得 2T?1032?399.362?103?p???60.00MPa?[?p]?110MPa kld5?64?52

- 30 -

?p?60.00MPa?[?p]?110MPa 因此，该键连接选取合适。 2）与联轴器连接的平键连接校核 根据之前的平键型号选取已知，平键截面b?h?14mm?9mm，键槽用键b?h? 14mm?9mm槽铣刀加工，长为100mm。 且查前数据，知TIII?399.362N?mm,d?45mm。 键、轴、和轮毂的材料都是钢，由[2]表6-2查得，需用挤压应力TIII?399.362N?mm,d?45mm [?p]?100~120MPa，取其平均值，[?p]?110MPa。键的工作长度[?p]?110MPa l?L?b?100?14?86mm，键与轮毂之间接触高度k?0.5h?0.5?9mm?4.5mm，由[2]式（6-1）可得 l?86mm k?4.5mm 2T?1032?399.362?103?p???45.86MPa?[?p]?110MPa kld4.5?86?45?p?45.86MPa?[?p]?110MPa 5.2 键的简略校核 5.2键的简经判断，因输出轴，轴III的扭矩为最大，因此根据经验，其他两周的平 键连接理论上应均满足设计要求。 略校核 同理5.1详细校核计算过程。经过简略计算，算得输入轴：轴I左端轴与 联轴器的平键连接处挤压许用应力为： 因此，该键连接选取合适。

2T?1032?39.995?103?p???10.964MPa?[?p]?110MPa kld4?48?38?p?10.964MPa?[?p]?110MPa 满足要求，平键选用合适。 轴I，轴II上的其他平键连接经计算也均小于最大挤压许用应力，满足 设计要求，与上推论吻合。 计算过程略去。 第六章 联轴器的校核 - 31 -

第六章 联轴器的校核 6.1 轴联轴器的详细校核 根据工作要求，输入轴端选用弹性柱销联轴器，型号为LX3. 根据工作条件，输出轴端选用弹性柱销联轴器，型号为LX3. 结构如下图： 6.1 轴联轴器的详细校核 1）输入端联轴器的详细校核 经之前计算数据知 TI?39.995N?m PPP4.0204 TI?9550I?95500?i0I??0I?95500?i0I??c?9550??39.995N?m nInmnm960nI?960r/min nI?

nm?nm?960r/min i0I 由[2]表14-1查得KA?1.3，故由[2]式（14-1）得计算转矩为 Tca?51.9935N?m 根据[3]查得所选用的LX1型弹性柱销联轴器的许用转矩为 T?1250N?m，许用最大转速为n?4750r/min，均满足设计要求，故合 用。 2）输入端联轴器的详细校核 经之前计算数据知 TIII?399.362N?mP0PIII3.745022TIII?9550?9550?i0I?iIII?iIIIII??c??r??g?9550? nIIInm89.5547 ?399.362N?m nnm960 nIII?m???89.5547r/min iIIIIIi0I?iIII?iIIIII1?4?2.68nIII?89.5547r/minTca?KAT?1.3?39.995N?m?51.9935N?m 由[2]表14-1查得KA?1.3，故由[2]式（14-1）得计算转矩为 - 32 -

Tca?KAT?1.3?399.362N?m?519.1706N?m T?519.1706N?m根据[3]查得所选用的LX1型弹性柱销联轴器的许用转矩为ca T?1250N?m，许用最大转速为n?4750r/min，均满足设计要求，故合 用。 第七章 润滑和密封方式的选择 第七章 润滑 和密封方式的减速器的润滑 减速器的传动零件和轴承必须要有良好的润滑，以降低摩 选择 擦，减少磨损和发热，提高效率。 7.1齿轮润滑 润滑剂的选择 齿轮传动所用润滑油 的粘度根据传动的工作条件、圆 周速度或滑动速度、温度等按来选择。根据所需的粘度按选择 润滑油的牌号，润滑方式（油池浸油润滑）。 在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度V而定。 当V≤12m/s时，多采用油池润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿 轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸油深度以1～2个齿高为宜。当速度高时，浸油深度 约为0.7个齿高，但不得小于10mm。当速度低（0.5～0.8m/s） 时，浸油深度可达1/6～1/3的齿轮半径，在多级齿轮传动中， 当高速级大齿轮浸入油池一个齿高时，低速级大齿轮浸油可能超过了最大深度。此时，高速级大齿轮可采用溅油轮来润滑， 利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。

7.2滚动轴承的润滑 润滑剂的选择：减速器中滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。若采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。若采用润滑脂润滑，润滑脂的牌号，根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，即可采用飞溅润滑。飞溅的油，一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的油沟中，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承。输油沟的结构及其尺寸见图。当V更高时，可不设置油沟，直接靠飞溅的润滑油轴承。若采用飞溅润滑，则需设计特殊的导油沟，使箱壁上的油通过导油沟进入轴承，起到润滑的作用。 - 33 -

第八章 箱体及设计的结构设计和选择 第八章 箱体及设计的结构8.1减速器箱体的结构设计 设计和选择 8.1减速器箱体的结构设计

因此选a?5mm,b?6mm。 箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承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。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。由[3]P361表15-1设计减速器的具体结构尺寸如下表： 减速器铸造箱体的结构尺寸 名称 符号 结构尺寸 箱座壁厚 δ 15 箱盖壁厚 δ1 9 b,b1,凸缘的厚度 15,15，45 b2 箱座上的肋厚 m 9 轴承旁凸台的高度和半径 轴承盖的外径 h,R 40，16 D2 D+（5-5.5）d3 n 双级减速器 a1+a2 df n 通孔直径 df - 34 -

4 小于350 16 6 直径与数目 地脚螺钉 df 20

第九章 减速器的附件 9.1窥视孔和视孔盖 9.2通气器 沉头座直径 底座凸缘尺寸 直径 通孔直径 联接螺栓直径 联接螺栓 沉头座直径 凸缘尺寸 D0 C1 C2 d' d D 45 22 20 轴承旁联接螺栓 d1=12 13.5 12 26 箱座、箱盖联接螺栓 d2=8 10 11 22 13 11 c1min 18 c2min 16 定位销直径 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 箱体外壁至轴承座端面的距离 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 齿轮端面与箱体内壁的距离 d d3 d4 L1 10 13 12 7 Δ1 22 Δ2 8~13 第九章 减速器的附件 为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、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要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。 9.1窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。 9.2通气器 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油- 35 -

9.3轴承盖 9.4定位销 沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。结构图如下。 9.3轴承盖 轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承间隙，承受轴向力。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式端盖调整轴承间隙比较方便，封闭性能好，用螺钉固定在箱体上，用得较多。嵌入式端盖结构简单，不需用螺钉，依靠凸起部分嵌入轴承座相应的槽中，但调整轴承间隙比较麻烦，需打开箱盖。根据轴是否穿过端盖，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。 9.4定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时候的位置精度，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，镗削轴承座孔之前加工的。 - 36 -

9.5油面指示装置 9.6放油孔和螺塞 放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。在油孔附近应做成凹坑，以便为了更换减速器箱体内的污油聚集而排尽。平时，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以加强密封。螺塞直径可按减速器箱座壁厚2或2.5倍选取。 9.5油面指示装置 为指示减速器内油面的高度是否符合要求，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，其结构形式。 9.6放油孔和螺塞 - 37 -

9.7起盖螺钉 9.7起盖螺钉 减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开。为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。 9.8起吊装置 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，通常用于吊运箱盖，也用于吊运轻型减速器；吊钩铸在箱座两端的凸缘下面，用于吊运整 - 38 -

结束语 参考文献

台减速器。 结束语 经过几周的课程设计，虽然课程设计把我弄的身心俱疲，但却在此过程中学会综合全面的看待问题，学会如何将平时在课堂上学到的只是转化为实际所需，并且享受着成功时的快乐与失败时的苦闷。我为能够从事机械类专业的学习而感到自豪。 随着时代的发展，机械设计越来越表现出其特有的作用，通过此次机械设计，使我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中，收益很大，同时，也发现了许多知识掌握不足。 在这段时间里我们通过彼此之间的相互合作，交流学习，掌握了许多新知识，尤其对机械原理和机械设计有了系统的掌握。但由于时间有限，学习心得不够深刻，还不能对所学的知识达到熟练的运用，这就需要在今后不断的学习和提高。 初次接触课程设计，有一种全新的感觉，和以前接触的是完全不同的境界。一切都从零开始，翻阅资料，购书学习，然后试着设计、计算、校核、绘图，并且不断的修改，反复试验。每一部分、每一个步骤都让我们感到受益非浅。有时因一个小小的错误，看起来并不影响美观的图纸，但经过反复思考，才发现这样一个不起眼的小错误就会造成意想不到的后果，这让我知道了千里之堤，毁于蚁穴的道理；有时还会出现别的不合理的地方。每当遇到这些情况，我们都耐心的思考、调试，直到最后成功。完成后我们都有一种打胜仗的感觉。 虽然，我们如期完成了课程设计，但应当承认，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效- 39 -

果。这其中有多方面原因， 这包括对所学的知识不够熟练，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。 课程设计让我们有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次毕业设计中我们深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域 的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。 实践是检验真理的唯一标准。通过实践才能发先自身的不足，并加以改进，才能使自身得以更好的发展。最后感谢指导教师的细心指导。 参考文献 【1】 《机械设计课程设计》（第四版）陈秀宁 施高义 编著 浙江大学出版社 2007 【2】《机械设计》（第八版）西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 高等教育出版社 2006 【3】GB-T_5014-2003_弹性柱销联轴器数据表

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