机械设计课程设计计算说明书

机械设计课程设计

设计计算说明书

设计题目： 带式输送机传动装置设计 设 计 者： _ 学 号： _ 专业班级： 指导教师： 完成日期：

北京交通大学海滨学院

目 录

一 课程设计的任务????????????????????1 二 电动机的选择?????????????????????2 三 传动装置的总传动比和分配各级传动比??????????4 四 传动装置的运动和动力参数的计算????????????4 五 传动零件的设计计算??????????????????6 六 轴的设计、校核????????????????????16 七 滚动轴承的选择和计算?????????????????20 八 键连接的选择和计算??????????????????21 九 润滑和密封的选择???????????????????22 十 减速器箱体的主要结构尺寸???????????????22 十一 设计总结??????????????????????25 十二 参考资料??????????????????????27

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： 方案号 8 3.设计任务

1．选择（由教师确指定）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）；

1

输送带工作拉力F(N) 输送带工作速度V(mm) 鼓轮直径（mm） 1630 2.1 225 7．编写课程设计计算说明书。 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Pd

电动机所需的输出功率Pd=Pw/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：

PW?FV1630?2.1(Kw)??3.423KW 10001000总效率η =η

查表可得：

3

轴承

·η

2

齿轮

·η

2

联轴器

·η带

η带 =0.97， η

轴承

=0.99，

2

η

则

齿轮

=0.98， η

联轴器

=0.99，

η = 0.993×0.982×0.992×0.97=0.886

电动机所需的功率：

Pd = Pw/η=3.423/ 0.886= 3.863 KW

3．确定电动机转速 工作机转速nw ∵v=

∴ nw?60?1000V60?1000?2.1??178.34(r/min)

?D??255?Dn60?1000

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=12～20， 则电动机转速可选范围为:

n’d=nw i总=( 12～20) nw

= ( 12～20)×178 =2136～3560 r/min

其中： i总= i减=12～20

i减——减速器传动比

符合这一转速范围的同步转速有1000、1500 、3000 r/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P173 选定电动机： Y 112M-2 型号（Y系列）

数据如下: 额定功率P：4 kw (额定功率应大于计算功率)

满载转速：nm =2890 r/min （nm—电动机满载转速）

3

同步转速： 3000 r/min 电动机轴径:28 mm 电动机轴长:60 mm

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= nm/ nw =2890/178.34= 16.2 nw——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=1.3i低 则： i减=1.3 i2低

i低?i16.2??3.5 1.31.3

i高=1.3i低=4.5

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）：nⅠ=nm =2890 r/min Ⅱ轴（中间轴）：nⅡ= nⅠ/ i高= 2890/4.5= 642 r/min Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低=642/3.5= 183 r/min Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: nW= nⅢ= 183 r/min

2．计算各轴的输入功率和输出功率 Ⅰ轴： PⅠ入=Pd·η

联轴器带

=3.86×0.99 =3.82 kw

4

PⅠ出= PⅠ入·η

Ⅱ轴： PⅡ入= PⅠ出·η

PⅡ出= PⅡ入·η

Ⅲ轴： PⅢ入= PⅡ出·η

PⅢ出= PⅢ入·η

Ⅳ轴: PⅣ入= PⅢ出·η

轴承

=3.82×0.99 =3.78 kw =3.78×0.98 =3.7 kw =3.7×0.99 =3.66kw =3.66×0.98 =3.59 kw =3.59×0.99 =3.55 kw

齿轮

轴承

齿轮

轴承

联轴器

=3.55×0.99 =3.51 kw

PW=PⅣ出=3.51×0.97 =3.40 kw

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)

Ⅰ轴： TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/ nⅠ=9.55?106?3.82/2890=1.3×10(N·mm)

TⅠ出=9.55×10×PⅠ出/nⅠ=9.55?10?3.78/2890=1.25×10(N·mm)

Ⅱ轴： TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/ nⅡ=9.55?106?3.7/642=5.5×10(N·mm)

TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/ nⅡ=9.55?106?3.66/642=5.4×10(N·mm)

Ⅲ轴： TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/ nⅢ=9.55?106?3.59/183=1.87×10(N·mm)

TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/ nⅢ=9.55?106?3.55/183=1.85×10(N·mm)

Ⅳ轴： TⅣ入=9.55×10×PⅣ入/ nⅢ=9.55?10?3.51/183=1.83×10(N·mm)

TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ=9.55?106?3.4/183=1.77×10(N·mm)

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：

5

5

6

64

6

64

4

4

5

5

5

功率P（kw） 轴名 输入 输出 转矩T （N·mm） 转速n（r/min） 输入 1.32×输出 1.28×10 1.25×104 4传动比i 电机轴 4 3.863 104 2890 1 1.3×Ⅰ轴 3.82 3.78 104 2890 4.5 4 5.5×Ⅱ轴 3.7 3.66 104 5.4×101.85×105 642 3.5 183 1.87×Ⅲ轴 3.59 3.55 105 1.83×1.77×10 51 183 Ⅳ轴 3.51 3.40 10 54.初定各轴最小直径

公式： dmin?C3Pnmm

材料为45钢：A0=126～103 可取：A0=110 Ⅰ轴： dⅠmin?A03P3.82Ⅰ入?110?3?11.99nⅠ2890P3.7Ⅱ入?110?3?19.8nⅡ642PⅢ入3.59?110?3?29.7nⅢ183mm

Ⅱ轴： dⅡmin?A03mm

Ⅲ轴： dⅢmin?A03mm

因Ⅰ轴、Ⅲ轴最细处轴段有键槽，应将计算值加大3%，

即：

dⅠmin应为：dⅠmin×1.03=12.35 dⅢmin应为：dⅢmin×1.03=30.59

五、传动零件的设计计算

6

1．设计高速级齿轮

1）选精度等级、材料及齿数

(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。

(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为 45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。(等寿命设计) (3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

(4) 选小齿轮齿数（一般初选20-25）Z1＝21 ，大齿轮齿数Z2＝i高×Z1＝4.5 ×21=94.5 ，圆整取Z2=94 。 2）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式P204、10-11(机械设计第九版、ISBN：978-7-04-037122-2、下同)进行试算，即

d1t?2.323ktT1u?1ZE2?() ?du[?H]确定公式各计算数值(公式中u= i高) (1) 试选载荷系数Kt?1.3 (2) 小齿轮传递的转矩T1

T1=TⅠ出=1.25×104 (N·mm) （注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）

(3) 由表10－7选取齿宽系数?d?1

(4) 由表10—6查得材料的弹性影响系数：ZE=189.8 (5) 由P211图10—25d查得

小齿轮的接触疲劳强度极限

?Hlim1?580MPa

由P211图10—25c查得

大齿轮的接触疲劳强度极

?Hlim2?390MPa

(6) 由式P209式10-15计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?2890?1?(2?8?300?10)?8.3×109

7

N2?N1/i高?1.8×10

9

(7) 由P208图10－23曲线1查得接触疲劳强度寿命系数

KHN1?0.85,KHN2?0.96

(8) 计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1，由P207式10－14得

[?H1]?KHN1?Hlim10.85?580??493MPa S1[?H2]?KHN2?Hlim20.96?390??374.4MPa S1(9) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]中的较小值

41.3??1.25?10d1t?2.323?14.5?189.8????40mm 374.4??2(10) 计算圆周速度V

v??d1tn160?1000???40?289060?1000?6m/s （n1=nⅠ）

(11) 计算齿宽b

b??dd1t?1?40?40mm

(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h

模数

mt?齿高

d1t40??1.9mm z121h?2.25mt?2.25?1.9?4.3mm

b40??9.3 h4.3 (13) 计算载荷系数K

根据v= 6 m/s，7级精度，由P194图10－8查得动载荷系数Kv= 1.15

8

假设KAFt/b?100N/mm，由P195图10-3（非硬齿面）查得

KH??KF??1

由P192表10－2查得使用系数KA=1

由P196表10－4(软齿面非对称布置)查得（无需计算）

KH??1.12?0.18(1?0.6?d2)?d2?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6??)???0.23?10???1.417

由P197图10－13查得

22?3

KF??1.34

故载荷系数

K?KAKvKH?KH??1?1.15?1?1.417?1.63

(14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由P204式10－12得

d1?d1t?3K/Kt?4031.63/1.3?44mm

(15) 计算模数ｍ

m?d1/Z1?44/21?2.1

2）按齿根弯曲强度设计

由P200式10－7得弯曲强度的设计公式为

m?3确定公式内的计算数值

2KT1YF?YS?(标准2，2.5，3) ?2?dZ1[?F](1) 由P200图10－24查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?440MPa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE2?320MPa

(2) 由P208图10－22查得弯曲疲劳寿命系数(根据N1，N2)

KFN1?0.8,KFN2?0.85

9

(3) 计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由P207式10－14得

[?F]1?[?F]2? (4) 计算载荷系数

KFN1?FE10.8?440??251.43MPa S1.4KFN2?FE20.85?320??194.28MPa S1.4K?KAKVKF?KF??1?1.15?1?1.34?1.541

(5) 查取齿形系数(标准变位系数、X=0，根据齿数)

查P200图10-17得

YFa1?2.76，YF?2?2.22

(6) 取应力校正系数

由P201图10-18（同上）查得

YSa1?1.55 YS?2?1.79

YY (7) 计算大小齿轮的FaSa，并比较

[?F]YFa1YSa12.76?1.55??0.017[?F]1251.43YFa2YSa22.22?1.79??0.020[?F]2194.28

(8) 设计计算

m?32KT1YF?YS?32?1.541?1.25?1042.22?1.79????1.2mm 22194.28?dZ1[?F]1?21

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，可取由弯曲强度算得的模数m=1.2，并就近圆整为标准值m＝2mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1/m=22，取Z1=22

10

大齿轮齿数Z2?i高Z1?4.5?22?？ 取Z2?99 3）几何尺寸计算

(1) 计算分度圆直径

d1?Z1m?22?2?44d2?Z2m?99?2?198

(2) 计算齿根圆直径

df1?m(Z1?2.5)?2?(22?2.5)?39df2?m(Z2?2.5)?2?(99?2.5)?193

(3) 计算中心距

a?(d1?d2)/2?(44?198)/2?121mm

(4) 计算齿宽

b??dd1?1?44?44mm

取B1?b?(5～8)?50mm B2?b?44mm （5）齿顶高 ha=h a*×m=1×2=2

(6) 齿根高hf=（ha*+C*）×m=（1+0.25）×2=2.5

4）验算

2T12?1.25?104Ft???5.7?102N

d144KAFt1?570??12.9N/mm?100N/mm b44合适

2．设计低速级齿轮

1）选精度等级、材料及齿数

11

(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。

(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，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。

(4) 选小齿轮齿数（一般初选23-30）Z3＝25 ，大齿轮齿数Z4＝i低×Z3＝3.5×25 =87.5 ，圆整取Z4=87 。 2）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式P203-10－11进行试算，即

d1t?2.323ktT1u?1ZE2?() ?du[?H]确定公式各计算数值(公式中u= i低) (1) 试选载荷系数Kt?1.3 (2) 小齿轮传递的转矩T3

T3=TⅡ出= 5.4×10 (N·mm) （注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）

(3) 由P206表10－7选取齿宽系数?d?1

(4) 由P206图10—21查得材料的弹性影响系数：ZE=189.8 (5) 由P211图10—25d查得

小齿轮的接触疲劳强度极限

4

?Hlim3?580MPa

大齿轮的接触疲劳强度极

?Hlim4?390MPa

(6) 由P201式10-15计算应力循环次数

N3?60n3jLh?60?642?1?(2?8?300?10)?1.85?109

N4?N3/i低?5.3?108

(7) 由图 P208图10－23曲线1查得接触疲劳强度寿命系数

KHN3?0.94,KHN4?0.96

12

(8) 计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1，由P207式10－14得

[?H3]?KHN3?Hlim30.94?580??545.2MPa S1KHN4?Hlim40.96?390??374.4MPa S1[?H4]?(9) 试算小齿轮分度圆直径d3t，代入[?H]中的较小值

4ktT3u?1ZE21.3?5.4?104.5?189.8?d3t?2.323?()?2.323????66mm

?du[?H]13.5?374.4?2(10) 计算圆周速度V

v??d3tn360?1000???66?64260?1000?2.22m/s （n3=nⅡ）

(11) 计算齿宽b

b??dd3t?1?66?66mm

(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h

模数

mt?齿高

d3t66??2.64mm z325h?2.25mt?2.25?2.64?5.94mm

b66??11.1 h5.94 (13) 计算载荷系数K

根据v=2.22 m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数Kv= 1.08 假设KAFt/b?100N/mm，由P195图10－3查得

KH??KF??1

由P192图10－2查得使用系数KA=1

13

由P197表10－4查得（无需计算）

KH??1.12?0.18(1?0.6?d2)?d2?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6??)???0.23?10???1.417 由P197图10－13查得

22?3

KF??1.34

故载荷系数

K?KAKvKH?KH??1?1.08?1?1.417?1.53

(14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由P204式10－12得

d3?d3t?3K/Kt?6631.53/1.3?69.70mm

(15) 计算模数ｍ

m?d3/Z3?69.70/25?2.788

2）按齿根弯曲强度设计

由P200式10－7得弯曲强度的设计公式为

m?3确定公式内的计算数值

2KT1YF?YS? ?2?dZ1[?F](1) 由P210图10－24查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE3?440MPa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE4?320MPa

(2) 由P208图10－22查得弯曲疲劳寿命系数

KFN3?0.87,KFN4?0.85

(3) 计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由P207式10－14得

[?F]3?KFN3?FE30.87?440??273MPa S1.414

[?F]4? (4) 计算载荷系数

KFN4?FE40.85?320??194MPa S1.4K?KAKVKF?KF??1?1.08?1?1.35?1.46

(5) 查取齿形系数

由P200图10-17查得

YFa3?2.62，YF?4?2.21

(6) 取应力校正系数 由 P201图10-18查得

YSa3?1.59 YS?4?1.78

YFaYSa (7) 计算大小齿轮的，并比较

[?F]YFa3YSa32.62?1.59??0.015[?F]3273YFa4YSa42.21?1.78??0.02[?F]4194

(8) 设计计算

m?32KT3YF?YS?32?1.46?5.4?1042.21?1.78????1.7mm 22194?dZ3[?F]1?25

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，可取由弯曲强度算得的模数m=1.7，并就近圆整为标准值m＝2mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=69.70应有的齿数。于是有Z3=d3/m=34.85，取Z3=35。

大齿轮齿数Z4?i低Z3?35?3.5?122.5 取123。

3）几何尺寸计算

15

(1) 计算分度圆直径

d3?Z3m?35?2?70d4?Z4m?123?2?246

(2) 计算齿根圆直径

df3?m(Z3?2.5)?2?(35?2.5)?65

df4?m(Z4?2.5)?2?(123?2.5)?241(3) 计算中心距

a?(d3?d4)/2?(70?246)/2?158mm

(4) 计算齿宽

b??dd3?1?70?70mm

取B3?b?(5～8)?77mm B4?b?70mm （5）齿顶高 Ha=H a

*

×m=1×2=2

(6)齿根高Hf=（Ha4）验算

*

+C*）×m=（1+0.25）×2=2.5

2T32?5.4?104Ft???1542.9N

d370KAFt1?1542.9??22.04N/mm?100N/mm b70合适

六、中间轴（Ⅱ轴）的设计、强度校

1.中间轴上的功率PⅡ入= 3.70kw转速nⅡ= 607.14 r/min，转矩TⅡ入=5.82?104(N·mm) 2.求作用在齿轮上的力

高速级大齿轮:

2T2?5.5?104Ⅱ入??5.25?102N Ft2?d2198 Fr2?Ft2tana?525?tan20。?191.1 N16

低速级小齿轮:

2T2?5.76?104Ⅱ出Ft3???1.54?103N

d370Fr3?Ft3tana?1540?tan20。?560N

3.轴结构图

中间轴的结构布置图

中间轴受力简图

取齿轮齿宽中间及轴承宽度中间为力作用点，则可得：

L1?52.5mm, L1?70mm， L1?67.5mm

4.轴的受力分析、弯距的计算 1)计算支承反力： H面

17

FH1?Fr2?(L2?L3)-Fr3?L3L1?L2?L3

?191.1?(70?67.5)?560?67.5??60.65N52.5?70?67.5

FH4?Fr2?Fr3?FH1?191.1?560?60.65??308.25N

在V面上：

FV1?

?Ft2?(L2?L3)?Ft3?L3L1?L2?L3525?(70?67.5)?1446.2?67.5?927N52.5?70?67.5

FV4?Ft2?Ft3?FV1?525?1540?927?1138N

2)计算弯矩

在H面上：

MH2?FH1?L1?-60.65?52.5?3184.125N?mm

MH3?FH4?L3?308.25?67.5?—20806.875N?mm

在V面上：

MV2?FV1?L1?927?52.5?48667.5N?mm MV3?FV4?L3?1138.0?67.5?76815N?mm

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故

22M3?MV768152?20806.8752?79700N?mm 3?MH3?2222M2?MV?M?3184.125?48667.5?49000N?mm 2H23)计算转矩并作转矩图

T?TⅡ入?5.5?104N?mm

5作受力、弯矩和扭矩图

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轴Ⅱ受力、弯矩和扭矩图

6.按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为

危险截面。

由P358表15-1查得[??1]?60MPa (?取0.6)

M??b??WM2?(?T)20.1d3?[??1b]MPad计算M?67769.6?＝?24.25mm0.［1?-1b］0.1?603实际该截面直径为： d实际=40mm 满足：d实际≥d计算 校核安全。

七 滚动轴承的选择和寿命计算

中间轴选用6307 GB/T 276-1994 1)校核中间轴轴承1和4寿命

2260.652?9272?930.9N 轴承1径向载荷Fr1?FH1?FV1?22308.252?11382?1179N 轴承4径向载荷Fr4?FH4?FV4?

按表13-6,fp?1.0~1.2,取fp?1.1,

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故P.9?1024N，P4?fpFr4?1.1?1179?1296.9N 1?fpFr1?1.1?930轴承1寿命：

106Cr3106334003L1h?()??()?970924.2h

60n2Pr160?6241024轴承4寿命 L4h106Cr3106408003?()??()?808303.99h 60n2Pr460?6421296.9预期计算寿命L'h?808303.99?Lh，故安全。

八、键连接的选择和计算

中间轴：低速齿轮处选用B8?70 GB/T 276-1994 高速齿轮处选用B10?36 GB/T 276-1994 键强度校核： 1)低速级小齿轮的键

由表11－28选用圆头平键（A型）

小齿轮齿宽B=70mm，L?70mm。

k?0.5h?3.5mm l?L?b?70?8?62mm

2T22?5.5?104??10.79MPa 由式11－28，?p?kdl3.5?47?62查表11－28，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全 2)高速级大齿轮的键

由表11－28选用圆头平键（A型）

大齿轮齿宽B=44mm，L?36mm。

k?0.5h?4mm l?L?b?36?10?26mm

2T22?5.5?104??22.5MPa 由式11－28，?p?kdl4?47?26查表11－28，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全

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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〈0.5m/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V≤12m/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。 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。

十、减速器箱体的主要结构尺寸

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

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减速器箱体的主要结构尺寸

名称 高速级中心距 低速级中心距 箱座壁厚 箱盖壁厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头孔直径 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 轴承旁连接螺栓直径 箱座与箱盖连接螺栓直径 连接螺栓的间距 视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离 齿轮端面与内箱壁的距离 23

代号 a1 尺寸/mm 121 158 8 8 20 4 21 40 12 12 20 10 16 99 6 10 20 47 38 10 8 a2 ? ?1 df n d? D0 b b1 b2 d1 d2 l d4 d R1 h l1 ?1 ?2

箱盖肋板厚度 箱座肋板厚度 轴承盖外径 轴承旁连接螺栓距离

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m1 6.8 6.8 110,110,122 S?D2 m D2 S 十一、 设计总结

这是我人生当中的第一次设计，开始时老师和我们说设计减速器，我对减速器完全没有什么概念，直到老师一步步带领我了解减速器的结构性能等，使我对减速器有了深刻的认识。

减速器是在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用的一种相对精密的机械，其的目的是降低转速，增加转矩。按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥－圆柱齿引轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置 。在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机、内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。

通过一次次的摸索和老师同学们的帮助，我渐渐完成草图，令我印象最深刻的一次是我设计的第一份草图几乎都错了，由于一些尺寸及结构的错误和误差，还有之前的制图课手绘功底太差，我的第一份草图以全部擦除告结。之后，我吸取教训，每画一步都考虑其为什么和查阅手册，设计书，制图课本等等，我的草图渐渐有了一个大概的轮廓。通过边计算、边修改、边画图的过程我逐步完成了设计。

从本次设计中我深刻地体会到交流很重要，只有和同学们交换意见才能共同进步，很感谢帮助过我的同学，其实最应该感谢的是我们的李克旺老师了，是他带领我们走进了设计的天堂，在设计中注重每一个细节，让我们发挥自己的才智去创造，让我们不断的成长！

这次课程设计我得到的题目是设计一个二级齿轮减速器，由于理论知识以及对机器的连接和设计能力的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，临答辩那一周更是一直画图到深夜才睡觉，尤其是一整天的在电脑和草图前眼睛都太疲倦了似开似合。有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正向老师说得一样，设计所需要的东西都在书上了，当时自己老是想找到什么捷径来完成这次任务。但是机械设计的课程设计没有那么简单，你想拷贝或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处，不让的话就麻烦了。我因为这个就吃了不少的亏，比如在我设计减速器的装配草图时我没有太注意相关尺寸，致使我设计的箱体出现了较大的结构错误，间接导致了我以后的装配图的步履维艰。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。该减速器特点是（1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比。 （2）选用的齿轮满足强度刚度要求。由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 （3）轴具有足够的强度及刚度。由于二级齿轮减速器的齿轮相对轴承

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位置不对称，当其产生弯扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 （4）箱体设计的得体。设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 （5）加工工艺性能好。设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 由于时间紧迫，所以这次设计存在一定缺点，比如说箱体结构庞大，重量大，齿轮的计算不够精确等。但是，我坚信：这次的亲身设计，为我以后设计结构更合理，传动更稳定精确的设备奠定了坚实的基础。

通过课程设计实践，我树立了正确的设计思想，增强了创新意识，培养了自己综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实践相结合去分析与解决机械设计问题的能力，学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一半规律，进一步学习了机械设计基本技能的训练。如，计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规范等等。在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。

在此我特别感谢我的老师和同学们还有百度给我的指导和帮助，如果没有他们我不可能完成这次设计，也不可能在设计的学问上有所进步。感谢你们！

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十二、 参考资料

[1] 张锋.古乐主编.机械设计课程设计.第五版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出 版社.2012

[2] 濮良贵.纪名刚主编.机械设计.第九版.北京：高等教育出版社.2013 [3] 吴宗泽等主编. 机械设计课程设计手册.第3版. 北京：高等教育出版社 [4] 孙恒.陈作模.葛文杰.机械原理.第八版. 北京：高等教育出版社 [5] 邱宣怀主编.机械设计.第4版. 北京：高等教育出版社

[6] 何铭新，钱可强，徐祖茂主编.机械制图.第六版.北京.高等教育出版社

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/gki5.html