级材料成型及控制工程专业课程设计—一级斜齿圆柱齿轮减速器

《级材料成型及控制工程专业课程设计—一级斜齿圆柱齿轮减速器》由会员分享，可在线阅读，更多相关《级材料成型及控制工程专业课程设计—一级斜齿圆柱齿轮减速器（34页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、 课 程 设 计 说 明 书题目： 一级斜齿圆柱齿轮减速器 二级学院机械工程学院年级专业11级材料成型及控制工程班 级11材料本2班学 号 学生姓名 指导教师 教师职称 目 录 第一部分 绪论1 第二部分 课题题目及主要技术参数说明2 2.1 课题题目 2 2.2 主要技术参数说明 2 2.3 传动系统工作条件 2 2.4 传动系统方案的选择 2第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3 3.1 减速器结构 3 3.2 电动机选择 3 3.3 传动比分配 5 3.4 动力运动参数计算 6第四部分 齿轮的设计计算7 4.1 齿轮材料和热处理的选择7 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算7 4.3 齿

2、轮的结构设计12第五部分 轴的设计计算13 5.1 轴的材料和热处理的选择 13 5.2 轴几何尺寸的设计计算 17 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 17 5.2.2 轴的结构设计 17 5.2.3 轴的强度校核 17第六部分 轴承、键和联轴器的选择21 6.1 轴承的选择及校核 21 6.2 键的选择计算及校核 22 6.3 联轴器的选择 23第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算24 7.1 润滑的选择确定 24 7.2 密封的选择确定 24 7.3减速器附件的选择确定 25 7.4箱体主要结构尺寸计算26 第八部分 总结27参考文献28 机械设计课程设计计算说明

3、书 计 算 及 说 明计算结果 第一部分 绪论1.1机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是“机械设计”、“机械设计基础”等相关课程的一个重要教学环节，主要有以下几个方面的目的。（1） 综合运用“机械设计”课程及其他有关先修课程的理论与生产实际知识，进行一次较全面的训练，使理论知识紧密联系实际，并进一步使这些知识得到巩固和加深。（2） 学会从机械功能的要求出发，合理选择传动机构类型，制定设计方案，正确计算零件的工作能力，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力。（3） 通过机械课程设计，提高学生在计算、绘图、运用标准、规范、手册、图册和查阅

4、有关技术资料等基本技能。1.2机械设计课程设计的内容机械设计通常包括以下内容：根据设计任务书确定传动装置的总体设计方案；选择电动机型号；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件及轴的设计计算；轴承、连接件、润滑密封盒联轴器的选择及计算；机体结构及附件的设计；绘制装配工作图与零件工作图；编写设计计算说明书，进行总结与答辩。1.3机械设计课程设计的步骤1. 设计准备认真研究设计任务书，明确设计要求和工作条件；通过查阅有关设计资料，观看录像或参观实物与模型等，对比各传动装置的性能、结构及工艺性；准备好设计所需的资料和工具，拟定设计计划。2. 传动装置的总体设计和传动件的设计拟定传动方案；选定电动机的类

5、型和型号；计算传动装置的运动与动力参数（如确定总传动比同时分配各级传动比；计算各轴上的转速、功率和转矩）；设计带传动的主要参数和尺寸。3. 设计减速器装配草图初步绘制减速器装配草图；进行轴的结构设计和轴系部件设计；校核轴和键连接的强度以及滚动轴承的寿命；设计箱体和附件的结构。4设计正式减速器装配图绘制减速器装配图；标注主要尺寸、配合、零件序号；编写标题栏、零件明细表、减速器特性表及技术要求等。5.绘制零件工作图绘出零件的必要视图；标注尺寸、公差及表面粗糙度；编写技术要求和标题栏等。6.编写设计计算说明书写明整个设计的主要计算和一些技术说明。7.总结和答辩计 算 及 说 明计算结果第二部分 课题

6、题目及主要技术参数说明2.1 课题题目 一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=1800N，输送带的工作速度V=1.5 m/s，输送机滚筒直径D=260 mm。 (附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率=0.97)2.3 传动系统工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为10年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.4 传动系统方案的选择 图1 带式输送机传动系统简图F=1800NV=1.5m/sD=260mm 计

7、 算 及 说 明计算结果第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.1.1 选定减速器传动级数根据设计任务书的要求，该减速器采用一级传动型式。 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构3.2 电动机选择3.2.1 选择电动机的类型按照工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。3.2.2 选择电动机的额定功率1、选择电动机的额定功率课程设计中传动装置的工作条件为不变载荷下连续工作，故要求所选电动机的额定功率不小于所需的电动机的功率,电动机在工作时就不会过热，通常无须校核发热和启动力矩。所需电动机功率为 式中 工作及所需的功率，； 电动机之输送带

8、总功率。 式中 F工作机的工作阻力，N; 工作机的线速度，传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分效率之乘积，即 故总效率 Pw=2.7kw 计 算 及 说 明计算结果式中带传动、齿轮传动、滚筒、联轴器及轴承的传动效率，查附表A-4选取。 取（齿轮精度为8级），（齿轮联轴器），（滚子轴承）则 2、确定电动机的转速为使传动装置设计合理，可根据工作机的转速要求和传动装置中各级传动的合理传动比范围推算出电动机的转速的可选范围，推算公式为 式中 电动机的可选转速范围，r/min 传动装置总传动比的合理范围；各传动副的合理传动比范围（按表2-1选取） 工作机的转速，r/min。滚筒轴工作转速为 查表得V

9、带传动的传动比； 齿轮传动的传动比（圆柱齿轮）则 总传动比的合理范围；故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有总=0.842Pd=3.208kw计 算 及 说 明计算结果符合这一范围的同步转速有根据容量和转速，由相关手册可查出有三种适用的电动机型号，如下方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机重量/N传动装置的传动比总带齿轮1Y160M1-8475072011809.4233.142Y132M1-64100096073012.573.1443Y112M-441500144047018.853.55.385综合考虑选用Y132M1-6电动机3.3、确定传动装置的总传动比和分配各级传

10、动比1、确定总传动比 （满载转速和工作机输出轴转速） 2、分配传动装置的传动比 （式中 带传动和齿轮的传动比） 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则齿轮传动比为 3.4、动力运动参数计算3.4.1、各轴的转速（将传动装置各轴由高速至低速依次定为1轴、2轴等） （小齿轮轴转速）综合考虑，选用：Y132M1-6型电动机，齿轮传动比：n1 =384 r/min计 算 及 说 明计算结果 （大齿轮轴转速） （滚筒转速） 3.4.2 计算各轴输入功率 13轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98. 3.4.3 计算各轴转矩 13轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.98.n2 =110.2

11、r/minn3=110.2 r/minP1=3.08kWP2=2.93kWP3=2.84kWT0 =31.91N·mT1 =76.6N·mT2 =253.92N·mT3 =246.12N·m计 算 及 说 明计算结果 第四部分 齿轮的设计计算4.1 齿轮材料和热处理的选择4.1.1 齿轮的材料选择 因为载荷有轻微振动，传动速度不高，传动无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。由机械设计，表10-1选择小齿轮材料为45Cr钢（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮材料为45（调质）钢表面淬火，齿面硬度为240HBS。两者硬度相差40HBS

12、 第三部分已经确定齿轮精度为8级4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按齿面接触疲劳强度设计齿轮 （1）初选螺旋角=14° （2）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选小齿轮齿数大齿轮齿数由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿面接触疲劳强度决定，其设计公式 （3）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数。2) 由第三部分已知，3) 按软齿面齿轮对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 计 算 及 说 明计算结果5) 。6) 由机械设计图10-30选取区域系数。7) 由机械设计表10-26查得则8) 由机械设计图

13、10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数9) 由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数；。10) 计算接触疲劳许用应力取安全系数S=111) 许用接触应力 （4）设计计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入以上参数的值。 1.计算圆周速度。 2. 计算齿宽与齿高之比b/h及计算齿宽b计算齿宽b及模数H lim1=570MPaH lim2=500MPaN1=1.106×109N2=3.17×108KN1=0.93KN2=0.96H1=530.1MPaH2=480MPaH=505.05MPa计 算 及 说 明计算结果 3. 计算纵向

14、重合度= 4. 计算载荷系数K 已知使用系数=1,根据v=1.1m/s,8级精度,由图10-8查得动载系数;由表10-4查得 由图10-13查得1.3由表10-3查得故载荷系数k= 5. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 6. 计算模数4.2.2按齿根弯曲强度设计，公式为 1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度,查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数1) 查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得2.59, 2.20,K=2.04计 算 及 说 明计算结果 1.596 1.782) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；3) 由机械设计图10-18取

15、弯曲疲劳寿命系数， 0.92 4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 5)计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大2、设计计算 对比计算结果,由于接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳计算的模数，取,已满足弯曲强度.为了满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数.故实际传动比F1=317.86MPaF2=249.72MPa计 算 及 说 明计算结果这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费4.2.3 主要参数选择及几何尺寸计算(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算大小齿轮的分度圆直

16、径(4)计算齿轮宽度圆整后取齿轮传动参数表名称符号单位小齿轮大齿轮中心距amm125传动比i3.482模数mmm2.0压力角º20螺旋角齿数Z2794分度圆直径d1mm55.79194.22基圆直径dbmm52.43182.51齿顶圆直径damm59.91198.32齿根圆直径mm50.61189.02齿宽bmm6560材料45Cr45热处理状态调质调质齿面硬度HBS2802404.2.4齿轮的结构设计小齿轮齿顶圆直径da1=50mm160mm，采用实心结构的齿轮；大齿轮齿顶圆直径da2=500mm160mm，采用腹板式结构的齿轮。小齿轮考虑到小齿轮尺寸较小，没有安装键的的空间，所以

17、小齿轮不用键连接，将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴，大齿轮则需要把齿轮和轴分开制造，采用圆头普通平键连接。初选轴的直径为50mm（后面轴的设计再具体设计并校核），查附表C-18得齿宽b=14mm，键高h=9mm，根据齿轮宽度b2=60mm取键长L=50mm。根据机械设计手册求得大齿轮的各个几何尺寸，并作简图如下： a=125mmd1=55.79mmd2=194.22mmb=55.79计 算 及 说 明计算结果 第五部分 轴的设计计算5.1低速轴(2轴）的设计计算5.1.1 低速轴材料和热处理的选择采用45钢，并经调质处理，查机械设计书，得其许用弯曲应力-1=55MPa。5.1.2 初步确定低速轴的

18、最小直径1) 轴上的功率、转速和转矩2) 初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取考虑到轴要安装联轴器，会有两个键槽存在，故将估算直径加大5%10%，取为33.8241.365.1.3 低速轴的结构设计 (1)整体初步设计为满足减速器的构图要求将齿轮安排在箱体内部偏置,轴承安装在两侧，轴的外伸端安装联轴器。故轴的结构设计应设计为阶梯轴，外伸端轴径最小，向内逐段增大，根据轴上零件的安装与固定要求初步确定装配方案，设计有7个轴径，如下图 轴上零件的定位 零件的轴向定位如以上简图所示，带轮左端（轴端）可用螺母加上挡圈定位，右端用轴肩定

19、位；端盖直接用螺杆装在机座上(2)确定轴各段直径和长度 轴段1（外伸端）直径的最小，为了方便安装联轴器，故先选联轴器。-1=55MPaA0=126103dmin=30.737.6mm增大后：dmin=33.8241.36mm联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：按照计算转矩 应不小于联轴器的公称转矩的条件，选用GYS5型凸缘式联轴器,其公称转矩为: 孔径:35 mm 与轴的最小直径相符，故取d1=35mm要对安装在轴段的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，轴肩的高度h=（0.070.1）d1=2.453.5，d2=d1+2h=39.942，考虑到轴段与标准密

20、封圈配合，应取密封件标准内径，查附录D选用d=40mm的毛毡圈，故轴段2的直径mm。轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径的标准，暂取轴承型号为7209C，其内径d=45mm，故取轴段3的直径。轴段4为轴肩，给轴承定位，根据7009C轴承的安装尺寸，取轴段4的直径。轴段5为轴肩，给齿轮定位，取。轴段6上安装齿轮，为了便于安装，取直径。轴段7上安装轴承，同一根轴上一般安装相同的轴承，因此。2确定各轴段的长度轴段1的长度应比半联轴器毂长短23mm，已知半联轴器毂长为82mm，故取。轴段3应与7009C 轴承的宽度相同，故取。轴段6的长度应比齿轮毂长短23mm，齿轮毂长为65mm，故取。轴段5为轴

21、环，取。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=12mm。考虑箱体铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取，考虑上下轴承座的连接，取轴承座的宽度C=50mm，根据轴承外圈直径查机械设计手册，的轴承端盖厚度e=10mm，同时轴承端盖与箱体之间需加装垫片调整轴承游隙，一般，高速级端面与低速级端面距F=10mm，为避免转动的联轴器与不动的轴承端盖干涉，取联轴器端面与轴承盖的距离K=30mm，至此，相应轴段的长度就可确定：各轴段的直径和各轴段的长度尺寸如图： d1=35mmd2=40mmd3=45mmd4=52mmd5=54mmd7=45mml180mml3

22、=19mml663mml5=8mml269mml482mml736mm计 算 及 说 明计算结果 依图，由相关参数及计算得轴的支点和轴上受力点间的跨距：3轴上零件的周向固定。为了保证良好的对中性，齿轮和轴选用过盈配合，联轴器与轴选用，与轴承内圈配合的轴颈选用k6。齿轮及联轴器均采用A型普通平键连接，分别为键14*9GB/T 1096-2003及键10*8GB/T 1096-2003。4轴上倒角及圆角，为保证7009C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm，为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为1.5mm，轴的左右端倒角均为（3） 计算输出轴（2轴）上斜齿轮受力

23、。 圆周力= =2×259×1000/194.22=2667.09N 径向力2667.09×=1002.68N轴向力=2667.09×=689.76N（4） 按弯扭合成强度校核轴径 1.轴的受力分析.画轴的受力分析简图如图（a）将齿轮传给轴的分散力简化为集中力，并作用在轮毂宽度的中点。 2. 水平支反力（如图b） =2667.09/2=1333.55N 垂直支反力（如图d） L122mmL2120mmL3131mmFt2=2667.09NFr2=1002.68NFa2=689.76N=1333.55N计 算 及 说 明计算结果 3.画弯矩图。在水平面上弯

24、矩如图（c）所示 在垂直面上弯矩如图（e）所示，A-A剖面左侧弯矩为 合成弯矩如图（f）所示，A-A剖面左侧弯矩为 A-A剖面右侧弯矩为 4.画转矩如图（g)所示 5.轴的弯扭合成强度校核。由以上计算的最大弯矩 因减速器为单向运转，取，则 ，轴的弯矩合成强度满足要求。W=8971.52-1=55MPaca=25.1MPa计 算 及 说 明计算结果5.2 高速轴（1轴）的设计计算5.2.1 高速轴材料和热处理的选择材料为45钢，调质处理 许用弯曲应力5.1.2 初步确定高速轴的最小直径1) 轴上的功率、转速和转矩 2) 初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调

25、质处理。根据课本表15-3，取5.2.3 高速轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 分析减速器的结构，知高速轴上零件的装配方案如下：带轮、轴承端盖、右轴承、齿轮、左轴承依次从轴的右端向左安装，左端只安装轴承及其端盖，如下图： 零件的轴向定位 如以上简图所示，带轮右端（轴端）可用螺母加上挡圈定位，左端用轴肩定位；端盖直接用螺杆装在机座上；左轴承左端靠端盖定位，右端用轴肩定位；齿轮和轴为一体；右轴承左端用轴肩定位，右端用端盖定位。 零件的周向定位带轮用键定位；轴承用过盈配合定位 各轴段直径和长度的确定1段：该段为最小轴，已计算得。考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，修正后， -1=55MPaP1=

26、3.08kwn1=384r/minA0=126103计 算 及 说 明计算结果查相关书籍，取d1=25mm，按带轮配合取公差m6。带轮宽度为(1.52)d，取该段长l150mm。采用A型键14*9GB/T 1096-2003连接。2段：在1段的基础上形成轴肩，轴肩高度h=（0.070.1）d，取h=0.1d，则d2=d1+2h=25+2×0.1×25mm=30mm。端盖总宽度为10mm（由减速器及轴承端盖设计而定），取伸出部分长度为20mm，则l230mm。3段：此段装轴承，轴段3必须满足轴承内径的标准，取轴承型号为7307AC，其内径d=35mm，宽度B=17mm故取轴段

27、3的直径，因轴承右端靠端盖固定，因此,取4段与6段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为2mm，则d4=d6=d3+2h=39mm，长度取22mm，则l4=l622mm。5段：此段是齿轴一体的位子（设计尺寸与小齿轮齿根直径相近），其尺寸略大于小齿轮的相关尺寸，取l5=65mm。7段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d7=35mm，左端同样靠端盖固定，取l713mm。由以上分析可得轴的支点和轴上受力点的跨距：各轴段的直径和长度尺寸如图示：（4）计算输入轴上斜齿轮受力 圆周力= =2×76.6×1000/55.79=27

28、46.01N 径向力2746.01×=1032.35N轴向力=2746.01×=710.17Nd1=25mml150mmd2=30mml230mmd3=35mml3=35mmd4=d6=39mml4=l622mmd5=50mml565mmd7=35mml713mmL1=54.5mmL2=54.5mmL3=75mmFt1=2746.01NFr1=1032.35NFa1=710.17N5.2.4 按抗弯扭合成应力校核轴的强度 1.轴的受力分析.轴的受力分析如高速轴，将齿轮传给轴的分散力简化为集中力，并作用在轮毂宽度的中点。 2. 水平支反力 =2746.01/2=1373.01

29、N 垂直支反力 3.水平面上弯矩 垂直面上弯矩,齿轮剖面左侧弯矩为 合成弯矩，齿轮剖面左侧合成弯矩为 齿轮剖面右侧合成弯矩为 4.转矩 5.轴的弯扭合成强度校核。由以上计算的最大弯矩 因减速器为单向运转，取，则 ，轴的弯矩合成强度满足要求。=1373.01N-1=55MPaca=7.66MPa计 算 及 说 明计算结果第六部分 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核6.1.1选用轴承：因为齿轮是斜齿圆柱齿轮，考虑承受轴向和径向载荷，主从动轮均选用角接触轴承（=）。在第五部分已经选用相关轴承，且都是成对选用， 各轴承相关尺寸如下：轴承代号相关尺寸基本额定负荷dDB低速轴(2轴）7209C

30、45851929.823.8高速轴（1轴）7307AC35802132.824.86.1.2轴承的校核 输入轴（1轴）轴承选择7207C。1.根据设计条件，轴承的预期寿命为：由以上可知：2.对于70000C型轴承，按机械设计书表13-7，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，初步取e=0.4，因此可估算： 查机械设计书表13-5，仿照例题13-1进行插值计算，得： ，再计算 两次计算的值相差不大，因此确定，3.求轴承当量动载荷 查表13-5得：因轴承运转过程中有轻微冲击，取：，则因,所以按轴承1的受力大小校核故，所选轴承符合要求 （2）、输出轴（2轴）轴承选择7209C。 1.根据设

31、计条件，轴承的预期寿命为： 由以上可知：2.对于70000C型轴承，按机械设计书表13-7，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，初步取e=0.4，因此可估算： 查机械设计书表13-5，仿照例题13-1进行插值计算，得： ，再计算 两次计算的值相差不大，因此确定，3.求轴承当量动载荷查表13-5得：因轴承运转过程中有轻微冲击，取：，则因,所以按轴承1的受力大小校核故，所选轴承符合要求计 算 及 说 明计算结果6.2 键的选择计算及校核材料选择及其许用挤压应力选择45号优质碳素钢，查机械设计表6-2，在有轻微冲击的情况下取其许用挤压应力，由第五部分已知：齿轮及联轴器均采用A型普通平键连

32、接，分别为键14*9GB/T 1096-2003及键10*8GB/T 1096-2003。带轮采用A型键14*9GB/T 1096-2003连接(1）齿轮处：d=47mm L=65mm T=259N.m选择键b=14mm l=L-b=51mm h=9mm ; (2)联轴器：d=35mm L=82mm T=259N.m 选择键b=10mm l=L-b=72mm h=8mm （3）带轮：d=25mm L=50mm T=76.6N.m选择键b=14mm l=L-b=36mm h=9mm 故，以上键的选取合理6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，在第五部分已选GYS5型凸缘式

33、联轴器,其公称转矩为:400N.m 联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：故，联轴器选用合理齿轮键：联轴器：带轮：K=1.3=336.7<=400合格计 算 及 说 明计算结果第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定7.1.1润滑方式 1.齿轮V=1.112 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要， 选用浸油润滑 2.轴承采用润滑脂润滑7.1.2润滑油牌号及用量 1.齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm， 需油量为1.5L左右 2.轴承润滑选用2L3型润滑脂，用油量为轴承间 隙的1/31/2为宜7.2

34、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2.观察孔和油孔等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V<3（m/s），故选用 毡封圈（40 JB/ZQ4606-1986)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7.3箱体及附属部件设计设计:参考设计手册表11（铸铁减速器箱体结构尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱盖壁厚：，取，箱体凸缘厚度：箱座，箱盖，箱底座V=1.1m/s油面距1020mm油量为1.5LV&l

35、t;3（m/s），选用： 毡封圈（40 JB/ZQ4606-1986)计 算 及 说 明计算结果加强肋厚度：箱座，箱盖，地脚螺钉直径：，取，型号为：螺栓GB/T M20400 （设计手册P42，表3-13） 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 20 （设计手册P48，表3-22）地脚螺钉数目：因，取轴承旁联接螺栓直径：，取常用值,型号为：螺栓GB/T 578286 M16130 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 16箱盖，箱座联接螺栓直径： ，取常用值型号为：螺栓GB/T 5782 M1040 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 10螺栓间距观察孔盖螺钉直径轴承端盖螺

36、钉直径：输入轴轴承：D=80mm，安装尺寸输出轴轴承：D=85mm，安装尺寸起重吊耳采用吊耳环，见设计手册表11-3取尺寸d=b=18mm，R=20mm，e=15mm吊钩：取尺寸K=30mm,H=24mm,h=12mm,r=5mm,b=18mm其余尺寸参见装配图。取油标：杆式油标 M16。齿轮顶圆至箱体内壁的距离：，取,齿轮端面至箱体内壁的距离：，取窥视孔及视孔盖，参照设计手册P:161表11-4取 通气器用通气塞，查设计手册表115，得以下数据：取，s=17，L=23，l=12，a=2 ，d1=5。启盖螺钉：型号为：GB/T 5780 M1830计 算 及 说 明计算结果 第八部分 总结通过

37、课程设计，使自己对所学机械的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。参考文献1 濮良贵，纪名刚.机械设计M.第八版，北京：高等教育出版社，2005.2 徐学林.互换性与测

38、量技术基础M.长沙：湖南大学出版社，2005.3 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书M.南京：南京理工大学，2007.4陈立德·机械设计基础·第2版·北京：高度教育出版社，20045吴宗泽·罗圣国·机械设计课程设计手册·第2版·北京：高等教育出版社，19996龚 义·机械设计课程设计指导书·第2版 · 北京： 高等教育出版社，19907卢颂峰·机械零件机械90 零件课程课程课程设计手册·北京：中央广播电视大学出版社，19858浙江大学机械零件教研室，机械零件课程设计·杭州：浙江大学出版社，19839上海交通大学机械原理及设计零件教研室·机械零件课程设计，198010哈尔滨工业大学等·机械零件课程设计指导书·北京：高等教育出版社，198211陈于萍·互换性与测量技术基础·北京：机械工业出版社，1998第 32 页 共 28 页