二级减速器说明书-机械设计说明书大学论文.doc

机械设计课程设计说明书
二级减速器说明书
机械设计课程设计说明书
第一章 任务书 3
1.1课程设计说明 3
1.2课程设计任务书 3
1.2.1运动简图 3
1.2.2原始数据 4
1.2.3已知条件 4
1.2.4设计工作量： 4
第二章 减速器设计步骤 5
2.1电动机的选择 5
2.1.1选择电动机的类型 5
2.1.2选择电动机的容量 5
2.1.3确定电动机转速 6
2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 8
2.2.1分配减速器的各级传动比 8
2.2.2计算各轴的动力和动力参数 8
2.3传动零件的设计计算 10
2.3.1 V带设计 10
2.3.2齿轮设计： 12
2.4减速器结构设计 18
2.5轴的设计及效核 19
2.5.1初步估算轴的直径 19
2.5.2联轴器的选取 20
2.5.3初选轴承 20
2.5.4轴的结构设计（直径，长度来历） 21
2.5.5低速轴的校核 23
2.6轴承的寿命计算 26
2.7键连接的选择和计算 27
2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择 28
2.8.1齿轮传动的润滑 28
2.8.2润滑油牌号选择 28
2.8.3密封形式 28
2.9减速器箱体及其附件 ............................................28
2.9.1箱体结构形式及材料........................................28
2.9.2主要附件作用及形式....................................... 29
3.0设计总结 31
致谢............................................................... 31
参考资料 32

第一章 任务书
1.1课程设计说明
本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以《机械设计》、《机械原理》、《机械制图》、《机械设计课程设计手册》、《制造技术基础》、《机械设计课程设计指导书》以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。

1.2课程设计任务书
课程设计题目1：带式运输机
1.2.1运动简图

1.2．2原始数据
题 号
参 数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F（KN）
3.0
3.2
3.5
3.8
4
4.2
4.5
5
5.5
6
运输带工作速度v（m/s）
2.0
1.8
1.6
1.9
1.9
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
滚筒直径D（mm）
400
450
400
400
400
450
450
450
450
450
每日工作时数T（h）
16
16
16
16
16
16
16
16
16
16
使用折旧期（y）
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
1.2.3已知条件
1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；
2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；
4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。
1.2.4设计工作量：
1、减速器装配图1张（A0或A1）；
2、零件工作图1～3张；
3、设计说明书1份。

第二章 减速器设计步骤
2.1电动机的选择
2.1.1选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2.1.2选择电动机的容量
（2-1）
（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。） 由电动机到传输带的传动总效率为

图2-1 运动简图

式中：、、、、 分别为带传动、轴承、
齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取（带传动），（滚子轴承），（直齿轮），（齿轮联轴器），，（已知）。取

所以

因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按表2.1中Y系列的电动机数据，选电动机的额定功率11kw
表2.1 各种电机参数

2.1.3确定电动机转速
卷筒转速为
=90
按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为
可见，电动机同步转速可选、和两种。根据相同容量的两种转速，从表2-1中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带和减速器，就得到两种传动比方案，如表2-2所示。
表2-2 两种不同的传动比方案
方案
电动机型号
额定功率 kw
电动机转速

电动机重量Kg
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带
减速器
1
Y160M1-2
11
3000
2930
117
33.33
2.08
16
2
Y160M-4
11
1500
1460
123
16.67
2.08
8
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第1种方案，即电动机型号为Y160M1-2。
电动机中心高H =160mm,外伸轴段D×E=42×110mm。
（2）电动机的外形示意图

2.1.4确定传动
（3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm）
电机型号Y160M
型号
尺 寸
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
AD
AC
HD
L

160
254
210
108
42
110
12×5
37
255
162.5
385
600
装置的总传动比和分配传动比
2.2.1分配减速器的各级传动比
（1）由选定的电动机满载转数和工作机主动轴转数n可得传动装置总传动比为

（2）分配传动装置传动比

,分别为带传动比和减速器的传动比，为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比

（3）分配减速器的各级传动比
按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12[3]展开式曲线查的，则
2.2.2计算各轴的动力和动力参数
（1）计算各轴转速
Ⅰ轴 ===1046.43
Ⅱ轴 ===261.61
Ⅲ轴 ===90.84
卷通轴 ==90.84
（2）计算各轴输入功率、输出功率
Ⅰ轴 ==8.41×0.96=8.0736 kw
Ⅱ轴 ==8.0736×0.995×0.97=7.79 kw
Ⅲ轴 ==7.79×0.995×0.97=7.52 kw
卷筒轴==7.52×0.995×0.99=7.41 kw
各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.995，分别为
Ⅰ轴 ==8.0736×0.995=8.03 kw
Ⅱ轴 ==7.79×0.995=7.75 kw
Ⅲ轴 ==7.75×0.995=7.48 kw
卷筒轴 ==7.41×0.995=7.37 kw
（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩

Ⅰ轴输入转矩
Ⅱ轴输入转矩
Ⅲ轴输入转矩
卷筒机输入转矩
各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.995
表2-3 运动和动力参数计算结果
轴名
功率 P/KW
转距T/N*M
转速n
r/min
转动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电
机

8.41

27.41
2930
2.8
0.96
Ⅰ轴
8.07
8.03
73.68
73.31
1046.43
Ⅱ轴
7.79
7.25
284.44
283.02
261.61
4
0.965
Ⅲ轴
7.52
7.48
790.84
786.69
90.84
2.88
0.965
卷筒轴
7.41
7.37
778.82
774.93
90.84
1
0.985

2.3传动零件的设计计算
2.3.1 V带设计
（1）、已知条件和设计内容
设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮……
（2）、设计步骤：
1）、确定计算功率
根据工作条件——载荷平稳，由表8-7[1]
查得=1.2，计算功率为
2）、选择V带的带型
根据计算功率 ,小带轮的转速，由图8-11[1] 选用A型带。
3）、确定带轮的基准直径，并验算带速v
①初选小带轮基准直径
根据v带的带型，由表8-6[1]和表8-8[1]，取小带轮的基准直径=125 mm。
②验算带速 v

由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。
4）、计算大带轮的基准直径
由,传动比,有 =2.8×125=350 mm，根据表8-8[1]，取=355 mm
5）确定V带的中心距 ,并选V带的基准长度
①确定小带轮中心距
根据式8-20[1]
0.7(+)+h=222.5≤≤2(+)=760
初定中心距=400 mm。
②计算相应的带长

由表8-2[1]选带的基准长度=1600 mm
③计算实际中心距a及其变动范围

中心距的变化范围为

6）、验算小带轮上的包角
包角合适。
7）、计算带的根数
计算单根V带的额定计算功率，
由 和，查表8-4a[1]得P0=3.04 kw
查表8-4b[1]得
查表8-5[1]得，
查表8-2[1]得，

取4根。
8）确定带的最小初拉力
由表8-3[1]得A型带的单位长度质量 q=0.10 kg/m,

9)计算带传动的压轴力Fp
压轴力的最小值为

(3) 把带传动的设计计算结果记入表2-4中
表2-4 带传动的设计参数
带型
A
中心距
420
小带轮直径
125
包角
148
大带轮直径
355
带长
1600
带的跟数
4
初拉力
149.15
带速
19.17
压轴力
1151.59
2.3.2齿轮设计：
一、高速级齿轮传动计算
已知条件：输入功率=8.07kw,小齿轮转速
传动比 =4,工作寿命为8年（年工作日300天），两班制。
(1)选定齿轮类型、材料和齿数
1）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7级精度（GB10095-88）。
3）材料选择。由表10-1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数==4×24=96。
(2)按齿面接触强度设计
由公式（10-9a）[1]知齿面接触强度设计公式为

1)确定上公式内的各计算数值
①计算载荷系数K
试选择载荷系数=1.3
②计算小齿轮传递的转矩
=95.5×=×95.5×=7.365× Nmm
③由表10-7[1]选取齿宽系数=1。
④由表10-6[1]查得材料的弹性影响系数=189.8 。
⑤由图10-21d[1]按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限
=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。
⑥计算应力循环次数
=60j=60×1046.43×1×(16×300×8)=2.411×109
==6.027×108
⑦由图10-19[1]取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95
⑧计算接触疲劳许用应力
由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则
==0.9×600=540 MPa
==0.95×550=522.5 MPa
2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得

≈58.207 mm
②计算圆周速度，确定齿轮精度
V===3.19 m/s
③计算齿宽b
b==158.207=58.207 mm
④计算齿宽与齿高之比
模数===2.425 mm；
齿高h=2.25=5.46 mm
=10.66
⑤计算载荷系数
根据v=3.19 m/s，7级精度，由图10-8[1]查得动载系数=1.10；
直齿轮=1;
由表10-2[1]查得使用系数=1；
由表10-4[1]用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。
由=10.66，=1.422，查图10-13[1]得=1.35；故载荷系数
K==1=1.5647
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a[1]得
mm
⑦计算模数m
m==2.60 mm
3）按齿根弯曲强度设计
由式10-5[1]得弯曲强度的设计公式为
m
（1）确定公式内的各计算数值
①由图10-20c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限=500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa。
②由图10-18[1]取弯曲疲劳寿命系数。
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12[1]得

④计算载荷系数K
K==
⑤查取齿形系数
由表10-5[1]查得
⑥查取应力校正系数
由表10-5[1]查得
⑦计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大。
（2）设计计算

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，而齿面接触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1.82并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数

大齿轮齿数

4） 几何尺寸计算
①计算分度圆直径

②计算中心距
mm
③计算齿轮宽度
b=ψd=1×64=64 mm，故取b1=70 mm；b2=65 mm
二、低速机齿轮传动计算
(1)选定齿轮类型、材料和齿数
1）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7级精度（GB10095-88）。
3）材料选择。由表10-1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数==2.88×24=69.12，取69。
(2)按齿面接触强度设计
由公式10-9a[1]知齿面接触强度设计公式为

1)确定上公式内的各计算数值
①计算载荷系数K
试选择载荷系数=1.3
②计算小齿轮传递的转矩
=95.5×=×95.5×=2.84× Nmm
③由表10-7[1]选取齿宽系数=1。
④由表10-6[1]查得材料的弹性影响系数=189.8 。
⑤由图10-21d[1]按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限
=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。
⑥计算应力循环次数
=60j=60×261.61×1×(16×300×8)=6.027×108
==2.093×108
⑦由图10-19[1]取接触疲劳寿命系数=0.95；=0.97
⑧计算接触疲劳许用应力
由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则
==0.9×600=540 MPa
==0.95×550=522.5 MPa
2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得

≈93.583 mm
②计算圆周速度，确定齿轮精度
V===1.282 m/s
③计算齿宽b
b==193.583=93.583 mm
④计算齿宽与齿高之比
模数===3.899 mm；
齿高h=2.25=8.773 mm
=10.67
⑤计算载荷系数
根据v=1.282 m/s，7级精度，由图10-8[1]查得动载系数=1；
直齿轮=1;
由表10-2[1]查得使用系数=1；
由表10-4[1]用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。
由=10.66，=1.422，查图10-13[1]得=1.35；故载荷系数
K==1=1.422
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a[1]得
mm
⑦计算模数m
m==3.44 mm
3）按齿根弯曲强度设计
由式10-5[1]得弯曲强度的设计公式为
m
（1）确定公式内的各计算数值
①由图10-20c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限=500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa。
②由图10-18[1]取弯曲疲劳寿命系数。
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

④计算载荷系数K
K==
⑤查取齿形系数
由表10-5[1]查得
⑥查取应力校正系数
由表10-5[1]查得
⑦计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大。
（2）设计计算

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，而齿面接触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2.76并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数

大齿轮齿数
，取95
4） 几何尺寸计算
①计算分度圆直径

②计算中心距
mm
③计算齿轮宽度
b=ψd=1×99=99 mm，故取b1=105 mm；b2=100 mm

三、圆柱齿轮传动参数表
各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表
表2-5 圆柱齿轮传动参数表
名称
代
号
单
位
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
160
192
传动比
i

4
2.88
模数
mn
mm
2.0
3.0
端面压力角

°
20
20
啮合角
′
°
20
20
齿数
z

32
128
33
95
分度圆直径
d
mm
64
256
99
285
节圆直径
d′
mm
64
256
99
285
齿顶圆直径
da
mm
68
260
105
291
齿根圆直径
df
mm
59
251
91.5
277.5
齿宽
b
mm
70
65
105
100
材料

40Cr
45
40Cr
45
热处理状态

调质
调质
调质
调质
齿面硬度

HBS
280
240
280
240

2.4减速器结构设计
表2-6 减速箱机体结构尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸关系/mm
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目

4
轴承旁联接螺栓直径

16
机盖与座联接螺栓直径

10
联接螺栓的间距

180
轴承端盖螺栓直径

8
视孔盖螺钉直径

8
定位销直径

8
、、到外箱壁距离

26、22 、16
、至凸缘边缘距离

24、14
轴承旁凸台半径

24
凸台高度

40
外箱壁至轴承座端面距离

50
大齿轮顶圆与内箱壁距离

10
齿轮端面与内箱壁距离

9
箱盖、箱座肋厚
、
7、7
轴承端盖外径

轴承端盖凸缘厚度

8
轴承旁联接螺栓距离

130

2.5轴的设计及效核
2.5.1初步估算轴的直径
在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：
P—轴所传递的功率，kw；
n—轴的转速，r/min;
A—由轴的需用切应力所确定的系数。
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查15-3[1]得A=103～126，则
I 轴 ==21.73 mm
Ⅱ 轴==34.09 mm
Ⅲ 轴==47.94 mm
将各轴圆整为=25mm , =35mm , =50mm。
2.5.2联轴器的选取
Ⅲ 轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,由表14-1[1]查得：工作情况系数=1.5,由表8.5[2]查得：选用LT9型弹性注销联轴器 LT9型弹性注销联轴器主要参数为：
公称转矩Tn=1000N·m
轴孔长度112mm(Y型)
孔径=50mm
表2-7联轴器外形及安装尺寸
型号
公称
扭矩
N·m
许用
转速
r/min
轴孔
直径
mm
轴孔长度
mm
D
mm
转动惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向
LT9
1000
2850
50
112
250
0.213
±1.5
0.4
10
2.5.3初选轴承
I 轴选轴承为：7007AC；
Ⅱ 轴选轴承为：7007AC；
Ⅲ 轴选轴承为：7012AC。
所选轴承的主要参数如表2-8
表2-8 轴承的型号及尺寸
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定/kN
a
mm
d
D
B
dn
Da
动载荷Cr
静载荷Cor
7007AC
35
62
14
41
56
18.5
13.5
18.3
7007AC
35
62
14
41
56
18.5
13.5
18.3
7012AC
60
95
18
67
88
36.2
31.5
27.1

2.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）
一 低速轴的结构图

图2-2 低速轴结构简图
根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
（1）I段与联轴器配合
取=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=102。
（2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ段右侧设计定位轴肩，由表7-12毡圈油封的轴颈取=55mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=63mm。
（3）轴肩Ⅲ为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=60mm
考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=28mm。
(4) Ⅳ 段安装齿轮，取=70 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=97mm
(5)轴V直径大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,取= 75mm，=79mm。
(6)轴肩Ⅵ间安装角接触球轴承为7012AC 取=60mm，根据箱体结构 取=28
（7）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-1[2]查得平键b×h=20×12（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b×h=16×10，键长选择90。
轴端倒角2×45°，各轴肩处圆角半径R=2mm。
二、中速轴尺寸

图2-3 中速轴结构简图
（1）确定各轴段直径
d1=35 mm
d2=46 mm
d3=60 mm
d4=55 mm
d5=35 mm
（2）确定各轴段长度
L1=26 mm
L2=62 mm
L3=10 mm
L4=102 mm
L5=26 mm
三、高速轴尺寸

图2-4 高速轴结构简图
（1）确定各轴段直径
d1=28 mm
d2=33 mm
d3=35 mm
d4=55 mm
d5=45 mm
d6=35 mm
(2)确定各轴段长度
L1=60 mm
L2=83 mm
L3=24 mm
L4=67 mm
L5=113 mm
L6=24 mm
2.5.5低速轴的校核
由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。
（1） 轴强度的校核计算
1）轴的计算简图
图2-5 低速轴结构简图

2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。
将轴简化为如下简图

图2-6轴的计算简图
（2）弯矩图
根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图

图2-7 轴的载荷分析图
已知=790.6Nm,齿轮分度圆直径d=285,对于7012AC型轴承，由表6-6[2]查得a=27,得到做为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=71+114=185mm
5548.07N
2019.56N
0N

载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定
水平面

总弯矩

从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的弯矩值列下表
表2-9 截面C弯矩值数据表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩

总弯矩

扭矩T
Tm=7.096×N·mm

（3）扭矩图
如图2-7
（4）校核轴的强度
取=0.6，由表15-1[1]查得[]=60MPa，由表4-1[2]查得t=6
mm

52.54MPa﹤=60MPa
．2.6轴承的寿命计算
（1）低速轴轴承寿命计算
1）预期寿命
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。
预期寿命=8×300×16=38400h=3.84×h
2）寿命验算

图2-8 轴承的受力简图
①轴承所受的径向载荷,
，
②当量动载荷和
低速轴选用的轴承7012AC ,查表13-6[1]得到=1.2
已知，温度系数=1（常温）
由表6-6[2]得到
查表13-5[1]得到e=0.68,
,

③验算轴承寿命
因为＞，所以按轴承2的受力验算
1.83×h＞
所以所选轴承可满足寿命要求。
2.7键连接的选择和计算
（1）低速轴齿轮的键联接
1） 选择类型及尺寸
根据d=70mm,L′=97mm,选用A型，b×h=20×12,L=80mm
2）键的强度校核
①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l=l-b=80-20=60mm
k=0.5h=6mm
②强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa
7.906×10N·mm
﹤
键安全合格
（2）低速轴联轴器的键联接
1）选择类型及尺寸
根据d=50mm,L′=102mm,选用C型，b×h=16×10,L=90mm
2）键的强度校核r
①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l=L-b=90-16=74mm
k=0.5h=5mm
②强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa
7.906×105N·mm
﹤
键安全合格
2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择
2.8.1齿轮传动的润滑
本设计采用油润滑。润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。
1）齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm。另外传动件浸油中深度要求适当，要避免搅油损失太大，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应 尽量相近，以便浸油深度相近。
2）滚动轴承的润滑
滚动轴承宜开设油沟、飞溅润滑。
2.8.2润滑油牌号选择
由表7.1[3]得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s
选用L-CKC220润滑油。
2.8.3密封形式
用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。
2.9 减速器箱体及其附件

2.9.1 箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。
2.9.2 主要附件作用及形式
1 通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。
由表11-5[2]选用通气器尺寸M22×1.5
2 窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
由表11-4[2]取A=120mm

3 油标尺油塞
为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。
由表7-10[2]选用油标尺尺寸M20

4油塞
为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。
由表7-11[2]选用油塞尺寸 M12×1.25
5定位销
保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。
由表4-4[2] GB117-2000 A10×30
6 启盖螺钉
在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×35
7起吊装置
减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。
为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩
尺寸见表11-3[2]

3.0设计总结
转眼已做了一个月的课程设计，通过本次二级减速器的设计，让我对机械行业中产品的设计过程有了亲身体会，同时体会到机械设计的过程是严谨的分工步骤，开放的设计思想，细致的计算验证，反复推倒重来的过程，任何一个环节都不能疏漏，借鉴前人的经验技巧，参阅各种标准手册，站在全局来设计产品。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。
　　查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅。
通过本次设计过程，我更认识了自己的不足，一个产品的设计需要方方面面的知识，经验，技巧作为基础，这也是我一个身为机械设计学生的执着追求。

致谢

非常感谢王老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！

参考资料
参考文献
[1]濮良贵、纪名刚主编.机械设计.8版.高等教育出版社，2006.5；22-408
[2]吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.1989
[3]龚溎义主编.机械设计课程设计指导书（第二版）.高等教育出版社，2011 .8
[4]孙桓、陈作模、葛文杰主编.机械原理（第七版）.高等教育出版社，2006.5
[5]龚溎义主编.机械设计课程设计图册（第三版）.高等教育出版社，
1989.5
[6]周玉凤、杜向阳主编.互换性与技术测量.清华大学出版社，2008.12
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