机械设计论文.doc

机 械 设 计 基 础
课 程 设 计

学 院：
年级专业：
学生姓名：
学 号：
指导教师：

目 录

0 设计任务书 1
1 绪论 2
1.1 设计目的 2
1.2 传动方案拟定 2
2 减速器结构选择及相关性能参数计算 4
2.1 电动机类型及结构的选择 4
2.2 电动机选择 4
2.3 确定电动机转速 4
2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 5
2.5 动力运动参数计算 5
3 传动零件的设计计算 7
3.1 普通V形带传动 7
3.2 直齿圆柱齿轮 8
3.3 齿轮几何尺寸的设计计算 8
3.4 齿轮的结构设计 11
4 轴的设计计算 13
4.1 输入轴的设计 13
4.2 输出轴的的设计 15
4.3 轴强度的校核 18
5 轴承、键和联轴器的选择 19
5.1 轴承的选择及校核 19
5.2 键的选择计算及校核 20
5.3 联轴器的选择 20
6 减速器润滑、密封 21
6.1 润滑的选择确定 21
6.2 密封的选择与确定 21
7 减速器附件的选择确定 22
8 箱体主要结构尺寸计算 23
9 减速器绘制与结构分析 24
9.1 拆卸减速器 24
9.2 分析装配方案 24
9.3 分析各零件作用、结构及类型 24
9.4 减速器装配草图设计 24
9.5 完成减速器装配草图 25
9.6 减速器装配图绘制过程 26
9.7 完成装配图 26
参考文献 27

0 设计任务书
设计一用于带式运输上的单级斜齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续单向工作，两班工作制，载荷稍有波动，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
使用期限：10年。
生产批量：20台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。
动力来源：电力，三相交流380/220V
题目数据：

组号
19
运输带工作拉力F/（KN）
1.25
运输 带速度V/（m/s）
1.75
卷筒直径D/(mm）
240
运输带允许速度误差为5%

设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸） 一张
2. 轴、齿轮零件图纸各一张（３号图纸） 两张
3. 设计说明书一分 一份
1 绪论
1.1 设计目的
（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。
1.2 传动方案拟定
1.2.1 传动系统的作用及传动方案的特点：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿圆柱轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
1.2.3 传动方案的分析与拟定
1．工作条件：使用年限8年，4年大修，两班工作制，载荷稍有波动，多灰尘环境。
2．原始数据：带工作拉力F=1950N；
带速V=1.50m/s；
滚筒直径D=450mm；
3．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。

图1 带式输送机传动系统简图

计 算 及 说 明
结果

2 减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择
本减速器设计为水平剖分，选用Y系列三相异步电动机，封闭卧式结构。
2.2 电动机选择
（一）工作机的功率Pw
=FV/1000=1950×1.50/1000=2.19kw
（二）总效率
==0.96×0.98×0.99×0.995²=0.91
（三）所需电动机功率
Pd=2.57kw
查《机械零件设计手册》得 Ped = 4 kw
2.3 确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒=60×1000·V/（π·D）=139.26 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ5表2--2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比=3~5范围。取Ｖ带传动比。则总传动比理论范围为： =6~20。
故电动机转速的可选范为
=×=835.56～2785.2 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：
方案
电 动 机型 号
额 定 功 率
电动机转速(r/min)
同 步
满 载
1
Y160M1-8
4kw
750
720
2
Y132M1-6
4kw
1000
960
3
Y112M1-8
4kw
1500
1440
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y100L2-4，=1430r/min。
2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比
1．确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为：
=/=10.07

2．分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各传动比的乘积 =
取=3.4（普通V带 i=2～4）
因为：　=
所以：　＝／＝3.42
2.5 动力运动参数计算
1．转速n
==1430
=/=/=476.67（r/min） =/=139.38（r/min）
==139.38（r/min）

2．功率P

Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
卷筒轴

3．转矩T
(N﹒m)
Ⅰ轴
Ⅱ轴 (N﹒m)
卷筒轴(N﹒m)
将上述数据列表如下：

轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i
0
3.21
960
31.93
3.4
1
3.05
282.35
103.13
2
2.97
63.59
446.50
4.44
3
2.93
63.59
439.82
1

电动机额定功率
Ped = 3 kw
=2.57 kw

n卷筒=139.26 r/min

=835.56～2785.2 r/min

选定电动机型号为Y100L2-4

I带=3
= 3.42

=476.67（r/min）
=139.38（r/min）
=139.38（r/min）

T0=31.93
(N﹒m)
T1=103.13
(N﹒m)
T2=446.50
(N﹒m)
T3=439.82
(N﹒m)

计 算 及 说 明
结果

3 传动零件的设计计算
3.1 普通V形带传动
设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向
1．选择带的型号：
查表13-8得KA=1.2, 则计算功率为
PC=KA·P=1.2×4= 4.8KW
根据、查表，选取B型带。
2．确定带轮基准直径、验算带速
查资料表13-9,选取d1=125mm
带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×125×960/1000×60=6.28m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
大带轮基准直径d2=n0/n1×d1×(1-ε)=3.4×125×(1-0.02)=416.5mm
故可选标准值425mm
3．确定带长和中心距a：
0.7×（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（125+425）≤a0≤2×（125+425）
385mm≤a0≤1100mm
初定中心距a0=825mm ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×825+π·（125+425）/2+（425-125）2/(4×825)
=2541.22 mm
查13－2表，按标准选带的基准长度Ld=2800mm的实际
中心距a= a0+(Ld-L0)/2=825+(2800-2541.22)/2=960 mm

4．验算小带轮上的包角α1
α1=1800-(d2-d1)×57.30/a=162.090>1200 小轮包角合适
3.2 斜齿圆柱齿轮
按输入的转速476.67 r/min，传动比3.42计算，传动功率2.57kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。
（1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级
因载荷较平稳，小齿轮、大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45钢调质，调制处理，齿面硬度为260HBS，大齿轮选用45号钢正火处理，齿面硬度为215HBS。。
齿轮精度初选8级

（2） 初选齿数和齿宽系数。
Z1=20 Z2=Z1·i齿=69 取φd=1.1
滑动率及修正：ε=1- （d2）/d2=0%
带实际传动比：i'=d2/d1（1-ε）=3.42
从动轮转速：'=/ i'=418.13
修正后齿轮传动比：i=3.42
3.3 齿轮几何尺寸的设计计算
3.3.1 按齿面接触疲劳强度计算
确定各参数值：
1.载荷系数 因K取值在1—1.8之间，由于载荷较平稳，
取K=1.2
2.按一般可靠要求取安全系数为SF=1.25 SH=1， 许用接触应力[σH1] = 1500MPa
[σH2] = 476 MPa
许用齿根弯曲应力[σF1] =456MPa
[σF2] =352MPa
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa [σF]=352MPa
3.计算小齿轮分度圆直径
齿数比=3.42
d1≥70.35
将数值带入上述公式可知： d1≥38.45mm
取 d1=40mm
3.3.2齿轮几何尺寸的确定
1.初选螺旋角β0=150
2.确定模数
mn=d1cosβ0/Z1=1.54
取标准模数值 mn=2
d2=d1×i=136.8
3.初选中心距：a=(d1+d2)/2=88.4mm
圆整后去a=90mm
4.计算螺旋角β0 cosβ0= mn(Z1+Z2)/2a
=1.97
实际螺旋角β0=14038′5″ ，在80—200范围内，故合适
5.计算传动的主要尺寸：
实际分度圆 d1= mnZ1/ cosβ0=40.2mm
d2= mnZ2/ cosβ0=140.2mm
da1=d1+2ha=44.2mm
da2=d2+2ha=144.2mm
6.齿宽
b=φd d1=1.1×40.2=44.22mm
取b2=45mm b1=40mm

3.3.3验算圆周速度v1

v1=πn1d1/(60×1000)=0.921m/s<6m/s 故取8级精度合适
3.3.4按齿根弯曲接触强度校核计算
校核
式中：
a) 小轮Z1=24
齿轮啮合宽度b=70 mm
cosβ=0.963
K=1.2 T1=103.13N·m
b) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数
c)
YFa1=2.68 Ysa1=1.60
YFa2=2.22 Ysa2=1.84
将数据带入公式得：

σF1=77.87MPa σF2=74.18MPa

由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2

故满足齿根弯曲疲劳强度要求
3.4 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=45
轮毂直径 =1.6d=72 取=75
轮毂长度 L=60mm
轮缘厚度 δ0 = (2.5～4)m = 6.25～10(mm) 取 =8

选B型带

d1=125mm
d2=425mm

带中心距a =960mm

小齿轮为45钢调质，齿面硬度为260HBS
大齿轮为45号钢正火，齿面硬度为215HBS

Z1=20
Z2=69
=3
=3.42

[σH］=515Mpa [σF]
=410MPa

=4.46

mn=2

d1=40.2mm
d2=140.2mm
a=90.2mm
b1=75mm
b2=70mm

β0=14038′5″

da1= 44.2mm
da2= 144.2mm

满足强度要求

小齿轮采用齿轮轴结构
大齿轮采用
腹板式结构

轮毂直径:
=105mm
轮毂长度: L=60mm

计 算 及 说 明
结果
3.4 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=65
轮毂直径 =1.6d=1.6×65=104 取=105
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (2.5～4)m = 66.25～10(mm) 取 =8
轮缘内径 =-2=255.53mm
取D2 = 260(mm)

腹板厚度 c=0.3b=0.3×70=21mm 取c=25(mm)

腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（260-105）
=38.75(mm)
取=40 (mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25
取n=1.5

齿轮工作如下图所示：

小齿轮采用齿轮轴结构
大齿轮采用
腹板式结构

轮毂直径:
=105mm
轮毂长度:
轮缘内径：
D2=260mm

腹板厚度：
c=25mm

腹板中心孔直径：
D0=125mm

腹板孔直径
=40mm

齿轮倒角：
n=1.5
计 算 及 说 明

计 算 及 说 明
结果

4 轴的设计计算
4.1 输入轴的设计
（1）小齿轮材料用45钢，调质；
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45号钢调质，硬度217～255HBS
轴的输入功率为
转速为n1=282.35 r/min
根据课本查表计算取 a=83.5mm b=63mm c=63mm
d≥
考虑有一个键槽，将直径增大5%，
则d=25.86×(1+5%)mm=27.15mm 圆整为30mm
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。
（3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=62mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =103.13×103 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×103.13×103/62=3326.77N
求径向力Fr=Ft·tanα/cosβ=3326.77×tan200/0.963=1257.37N
⑤求轴向力 Fa=Fttanβ=931.01N
（5）轴长支反力
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：Ft1= Ft/2=1663.385N
Ft2= Ft/2=1663.385 N
垂直面的支反力：Fr1= Fr-Fr2=859.575N
Fr2= =397.795N
（6）画弯矩图
水平面的弯矩：Mmax=103.962N·m
垂直面的弯矩：Mmax= 57.732N·m
合成弯矩：MΙ1=118.916N·m

（7）轴上传递的转矩： T1= 103.13N·m
（8）带作用在轴上的力：
预紧力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=194.376N
带对轴作用力: =2ZSin（1/2）=1146.11N
该力产生的弯矩图，如图
在轴承B处弯矩=a×=95.127 N·m

齿轮轴选用45号钢调质，硬度217～255HBS

d=30mm

圆周力：Ft=3326.77N

径向力：Fr=1257.37N

轴向力：
Fa=931.01N

计 算 及 说 明
结果
总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩：
=166.48N·m
（9）计算n个剖面处当量弯矩
轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，
公式为：=
Ⅰ-Ⅰ剖面：==178365.2484Nmm
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=61878Nmm
Ⅲ-Ⅲ剖面：==113481.4214Nmm
（10）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径
[σ-1b]为对称循环许用弯曲应力，为60MPa
公式为：d≥
则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥
可以圆整到30mm
4.2 输出轴的的设计
⑴ 按扭矩初算轴径
大齿轮材料用45钢，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS
大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：C=117
d≥
考虑有两个键槽，将直径增大10%，
则d=42.13×(1+10%)mm=46.34mm 圆整为50mm
以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径

dⅠ≥
30.978mm

dⅡ≥
21.766mm

dⅢ≥
26.643mm

大齿轮材料用45钢，正火，σb
=600Mpa，硬度217～255HBS

d=50mm

计 算 及 说 明
结果
(2) 轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配
  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴肩定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(3)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d2=278mm
作用在齿轮上的转矩为：T2 =446500N·mm
求圆周力：Ft
Ft=3326.77N
求径向力：Fr
Fr=Ft·tanα/cosβ=3326.77×tan200/cosβ=1125.90N
⑤求轴向力
Fa=Ft·tanβ=898.96N
（4）轴长支反力
根据课本查表计算取 a=90mm b=64.5mm c=64.5mm
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：Ft1= Ft/2=1663.39N
Ft2= Ft/2=1663.39 N
垂直面的支反力：Fr1= =-404.93N
Fr2= Fr-Fr1=1530.83N
（5）画弯矩图
剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：Mmax=Ft×c=103.597N·m

垂直面的弯矩：Mmax= Fr2×b=98.738N·m

合成弯矩： MΙ2=143.114Nmm

（6）轴上传递的转矩： T2=446500N·mm

（7）计算n个剖面处当量弯矩

轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，

公式：=

Ⅰ-Ⅰ剖面：==303.745N·m
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=267.9N·m
Ⅲ-Ⅲ剖面：=T=267.9N·m
（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径
[σ-1b]为对称循环许用弯曲应力，为60MPa
公式为：d≥
则 Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥

4.3 轴强度的校核
按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。
强度校核公式：σe=/W≤[σ-1]
输入轴：
(1) 轴是分度圆直径为62的是齿轮轴，W=0.1d3=23832.8mm3
(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa
则σe=/W=6.39≤[σ-1]= 65MPa
故轴的强度满足要求

输出轴：
(1) 轴是直径为65的是实心圆轴，W=0.1d3=27462.5mm3
(2) 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa
则σe= MΙ2/W=5.21≤[σ-1]= 65MPa
故轴的强度满足要求

dⅠ≥
36.99mm

dⅡ≥
35.48mm

dⅢ≥

d1>36.99mm

d2>35.48mm

d3>35.48mm

输入轴的强度满足要求

输出轴的强度满足要求
计 算 及 说 明
结果

5 轴承、键和联轴器的选择
5.1 轴承的选择及校核
因轴转速较高，主要承受径向载荷，轴向载荷较小，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用中系列，查表定出滚动轴承型号列表如下：
轴号
轴承型号
基本尺寸 mm
d
D
B
1
6209
45
85
19
2
6212
60
110
22
根据条件，轴承预计寿命 10年×365×16=58400小时
1.小轴的轴承使用寿命计算
小齿轮轴承选用6209， Cr=31.5.5kN C0r=20.5KN
Fr=1257.37/2=628.685N Fa=931.01/2=465.505N
教材表16-9查得=1.5 e=0.22 X=0.56 Y=1.99当量动载荷：P==0.56628.685+1.99465.505=1276.739N
所以由式Cj=，查表16-8可知ft=1
=215748.04>87600
故满足寿命要求
2.大轴的轴承使用寿命计算
大轴承选用6212， Cr=47.8kN C0r=32.8kN Fr=562.95N
Fa=449.48N 查表得 e=0.19 X=0.56 Y=2.30
当量动载荷：P=r=0.56562.95+2.30449.48=1349.056N
所以由式Cj=，查表16-8可知ft=1 fp=1.5
=3454457.897>58400h
故满足寿命要求
5.2 键的选择计算及校核
1.小轴上的键： T1=103.13N·m
查手册得，选用A型平键，得：
A键 8×40 GB1096-2003 L=40mm h=7mm
根据式σp=4T/(d·h·L)= 49.11 MPa≤100MPa
故键强度符合要求

2.大轴上的键： T2 =446.50N·m
查手册选：C键14×70 GB1096-2003 L=70mm h=9
A键18×50 GB1096-2003 L=50mm h=11
根据式σpa=4 ·T2/（d·h·L）=56.70Mpa < 100Mpa
σpc=4 ·T2/（d·h·L）=49.96Mpa < 100Mpa
故键强度符合要求

5.3 联轴器的选择
在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的弹性柱销联轴器。查表得选用LX4型号的轴孔直径为50的弹性柱销联轴器联轴器，公称转矩Tn=2500 N·m K=1.3
=9550=9550×=580.12N·m
选用GYH6凸缘联轴器，公称尺寸转矩=2500N·m，<。采用J型轴孔，C型键轴孔直径d=50，
轴孔长度L=84

GYH6凸缘联轴器有关参数

公称
转矩N·m
许用
转速
r/
轴孔
直径
d/mm
轴孔
长度
L/mm
外径
D/mm
材料
轴孔
类型
键槽
类型
LX3
900
6800
50
84
140
HT200
J型
A型

小轴轴承型号为6209
大轴轴承型号为6212

小轴轴承满足寿命要求

大轴轴承满足寿命要求

小轴上键强度符合要求

大轴上键强度符合要求

选用YL8型凸缘联轴器
计 算 及 说 明
结果
6 减速器润滑、密封
6.1 润滑的选择确定
61.1润滑方式
1.齿轮V＜12 m/s，选用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30～50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35～0.7m3。
2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。
6.1.2润滑油牌号及用量
1.齿轮润滑选用AN150全系统损耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量为1.2L左右
2.轴承润滑选用AN150全系统损耗油
6.2 密封的选择与确定
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。

齿轮浸油润滑

轴承油润滑

齿轮轴承均用AN150全系统损耗油

计 算 及 说 明
结果

7 减速器附件的选择确定
1、轴承端盖： HT150 参看贾北平 韩贤武主编的《机械设计基础课程设计》（第二版）的表4－4
根据下列的公式对轴承端盖进行计算：
　 d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1≥e；m由结构确定； D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=5～10，h=(0.8～1)b
输入轴端盖：d0=9mm D0=105mm D2=125mm e=10mm
e1=15mm D4=70mm m=20mm
输出轴端盖：d0=9mm D0=130mm D2=150mm e=10mm
e1=12mm D4=100mm m=17mm
2、油面指示器：用来指示箱内油面的高度。
3、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
4、窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。
5、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
6、启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。
7、轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。

结果

输入轴端盖：d0=9mm D0=105mm D2=125mm e=10mm e1=15mm D4=70mm m=20mm
输出轴端盖：d0=9mm D0=130mm D2=150mm e=10mm
e1=12mm D4=100mm m=17mm

计 算 及 说 明
结果

8 箱体主要结构尺寸计算
箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看贾北平 韩贤武主编的《机械设计基础课程设计》（第二版）的表箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
箱座壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱座凸缘厚度
b
12
箱盖凸缘厚度
b 1
12
箱座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
df
16
地脚螺钉数目
N
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
12
箱盖与箱座联接螺栓直径
d2
8
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
D
6
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，
以便于扳手操作为准
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5—8)=40
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
12
箱盖、箱座肋厚
m1 ,m2
8， 8
轴承端盖外径（凸缘式）
D2
130， 170
箱体内壁至轴承座孔外断面的距离
L1
48
轴承端面至箱体内壁的距离
△3
4

δ=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b1=12mm
b2=20mm
df=16mm
N=4 个
d1=12mm
d2=8mm
d3=8mm
d4=6mm
D=6mm

l1=40mm
△1=12mm
△2=12mm
△3=4mm
m1= 8mm m2=8mm
D2=130,170
L1=48
9 减速器绘制与结构分析
9.1 拆卸减速器
按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。
拆卸顺序：
①、拆卸观察孔盖。
②、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，