用于热处理车间清洗零件的传动系统中的二级斜齿圆柱齿.docx

中北大学
机械设计课程设计说明书

题 目： 用于热处理车间清洗零件的传动
系统中的二级斜齿圆柱齿轮减速器
班 级： 09级 2班
学 号：
姓 名：
专 业：
指导教师：

2012 年 06 月 12 日

目 录

设计任务书 - 1 -
第一章 传动方案的分析及拟定 - 2 -
第二章 电动机的选择及计算 - 3 -
2.1 电动机的选择 - 3 -
2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 - 3 -
2.2.1 总传动比 - 3 -
2.2.2分配传动装置传动比 - 3 -
2.3 计算传动装置的运动和动力参数 - 3 -
2.3.1 各轴转速 - 3 -
2.3.2 各轴输入功率 - 4 -
2.3.3 各轴输入转矩 - 4 -
第三章 传动零件的设计计算 - 5 -
3.1 设计Ｖ带和带轮 - 5 -
3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计 - 6 -
3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算 - 6 -
3.2.2 低速级齿轮传动的设计计算 - 9 -
第四章 轴的设计及计算 - 12 -
4.1 传动轴的设计 - 12 -
4.1.1 V带齿轮各设计参数附表 - 12 -
4.1.2 主动轴 - 13 -
4.1.3 中间轴 - 15 -
4.1.4 从动轴 - 19 -
第五章 滚动轴承的选择及计算 - 22 -
5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算 - 22 -
5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算 - 24 -
5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算 - 25 -
第六章 连接件的选择及计算 - 27 -
6.1 键的设计和计算 - 27 -
6.2 联轴器设计 - 28 -
第七章 箱体的设计 - 29 -
7.1 箱体结构设计 - 29 -
第八章 润滑、密封装置的选择及设计 - 31 -
8.1 润滑密封设计 - 31 -
设计小结 - 32 -
参考文献 - 32 -

设计任务书

专业 机电一体化 班级 09级（4）班 学号 2009044005 姓名 楚亚东

设计题目：
设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件。

已知条件：
（1）工作情况：双班制工作，工作平稳，传送运行速度允许误差为；
（2）使用寿命：5年
（3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
（4）卷筒效率：0.96（包括卷筒与轴承的效率损失）；
（5）原始数据：运输带所需扭矩
运输带速度
卷筒直径。
设计任务：
（1）减速器装配图1张（×号图）；
（2）零件工作图2张（×号图）；
（3）设计计算说明书1份。
设计计算及说明
结果
第一章 传动方案的分析及拟定

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图1-1:传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。其中查表可知V带传动效率为=0.96。
传动装置的总效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759
为V带的效率,
为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率，
为第三对轴承的效率，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为9级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

第二章 电动机的选择及计算

2.1 电动机的选择

卷筒的转速n
n＝==45.38r/min
运输带功率Pw:
Pw===4.51KW
电动机输出功率P0:
P0＝P/＝4.51/0.759＝5.94kW
额定功率Pw:
Pw=(1～1.3) P0＝(1～1.3)×5.94=5.94～7.72KW
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比＝8～40，则总传动比合理范围为＝16～160，电动机转速的可选范围为:
n0＝×n＝（16～160）×45.38＝726.08～7260.8r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。
查[1]表12-1（P173）选定型号为Y160M—4的三相异步电动机，额定功率为11KW，满载转速nm=1460 r/min，同步转速1500r/min。

2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比

2.2.1 总传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为：
＝nm/n＝1460/45.38＝32.17
2.2.2分配传动装置传动比
＝×式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.5，则减速器总传动比为＝＝32.17/2.5＝12.87
根据展开式二级圆柱斜齿轮减速器的传动比关系,可得高速级传动比为＝=4.24，则低速级传动比为＝＝3.03

2.3 计算传动装置的运动和动力参数

2.3.1 各轴转速
＝＝1460/2.5＝584r/min
＝＝584/4.24＝137.74r/min
＝ / ＝137.74/3.03=45.46 r/min
==45.46r/min
式中，为电动机满载转速，r/min；、、、分别为I、II、III、IV轴的转速，r/min；I轴为高速轴，III轴为低速轴。
2.3.2 各轴输入功率
＝×＝7.72×0.96＝7.41kW
＝×η2×＝7.41×0.98×0.95＝6.9kW
＝×η2×＝6.9×0.98×0.95＝6.42kW
＝×η2×η4=6.42×0.98×0.97＝6.11kW
则各轴的输出功率：  
＝×0.98=7.26kW
＝×0.98=6.76kW
＝×0.98=6.29kW
＝×0.98=5.99 kW
2.3.3 各轴输入转矩
电动机轴的输出转矩:
=9550/ =9550×7.72/1460=50.50 N·m所以 输入转矩
＝×× =50.50×2.5×0.96=121.19 N·m
＝×××=121.19×4.42×0.98×0.95=498.71 N·m
＝×××=498.71×3.03×0.98×0.95=1406.84N·m
=××=1406.84×0.95×0.97=1296.40N·m
输出转矩：
＝×0.98=118.17 N·m
＝×0.98=488.74N·m
＝×0.98=1378.70N·m
＝×0.98=1270.47N·m
运动和动力参数结果如下表：
轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速r/min
传动比i
输入
输出
输入
输出
电动机轴

7.72

50.5
1460
2.5
1轴
7.41
7.26
121.19
118.17
568
4.24
2轴
6.9
6.76
498.71
488.74
113.6
3.03
3轴
6.42
6.29
1406.84
1378.70
40.113
1
4轴
6.11
5.99
1296.40
1270.47
40.113

P0＝5.94kW

Pw=5.94～7.72KW

n0726.08～7260.8r/min

第三章 传动零件的设计计算

3.1 设计Ｖ带和带轮

⑴ 定计算功率
查[2]表8-7（P156）得：
,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,即电机的额定功率.
⑵ 选择带型号
根据,查[2]表8-4a（P153）选用带型为C型带．
⑶ 　选取带轮基准直径
查[2]表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查[2]表6-2（P68）后取。
实际传动比：

从动轮的实际转速：
===608.33r/min
从动轮的转速误差率为

在内，为允许值。
⑷　验算带速v

在5～25m/s范围内，故Ｖ带速合适。
⑸　确定中心距a和带的基准长度
初步选取中心距：

，
初定中心距，所以带长：
=
查[2]表8-2选取基准长度得实际中心距:
≈1300mm
中心距的变化范围是1240～1420故取
⑹验算小带轮包角

,包角合适。
⑺确定v带根数z，由公式得

根据，查[2]表8-4a，用线性插值法得
查[2]表8-4b查得功率增量为
查[2]表8-3得带长度修正系数.
查[2]表8-5,并由内插值法得
由公式得

故选Z=2根带。
⑻　计算预紧力
查[2]表8-3可得,故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为:

=500×—1）+0.3×

=340.41N
应使带的实际初拉力F>。
⑼　计算作用在轴上的压轴力:

3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计

3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算
(1) 材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱斜齿齿轮
齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS,
，取.
② 初选齿轮精度
由查[2]表10-8，选择9级。
(2) 计算齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计公式：

确定各参数的值:
转矩:

查[2]表7-10（P112）载荷系数
查[2]表7-11（P113） 齿轮材料的弹性系数
齿数和齿宽系数
取小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数.因二级齿轮传动为不对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故查[2]表7-14（P115）选取
(为齿数比,即)
许用接触应力[]
查[2]图7-25（P110)查得
、

查[2]图7-24（P110）,
查[2]表7-9（P109）

小齿轮的分度圆直径

计算摸数、当量齿数
初选螺旋角

查[2]表7-2取标准模数

计算齿轮的主要参数：

传动的中心距为：

取，由于变化不大，故参数不必修正
计算齿宽

取
(3)齿根弯曲疲劳强度校核

确定有关参数于系数
①齿形系数
由[2]表7-12查得
②应力修正系数
由[2]表7-13查得
③许用弯曲应力
由[2]图7-26查得，
由[2]表7-9查得
由[2]图7-23查得
由式子得：

故：

齿根弯曲疲劳强度校核合格。
⑷ 验算齿轮的圆周速度

由[2]表7-7可知，选取9级精度是合适的。
⑸ 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图（略）

3.2.2 低速级齿轮传动的设计计算
(1) 材料，热处理及精度
齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮250HBS取小齿齿数
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮210HBS,
，取.
② 初选齿轮精度
由查[2]表7-7（P107），选择9级精度，齿根喷丸强化。
(2) 计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计公式：

确定各参数的值:
转矩:

查[2]表7-10（P112）载荷系数
查[2]表7-11（P113） 齿轮材料的弹性系数
齿数和齿宽系数
取小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数.因二级齿轮传动为不对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故查[2]表7-14（P115）选取
(为齿数比,即)
许用接触应力[]
查[2]图7-25（P110)查得

查[2]图7-24（P110）,
查[2]表7-9（P109）

小齿轮的分度圆直径

计算摸数、当量齿数
初选螺旋角

查[2]表7-2(P91)取标准模数

传动的中心距为：

取
实际的螺旋角

，由于变化不大，故参数不必修正。
计算齿轮的主要参数：

计算齿宽

取
(3) 齿根弯曲疲劳强度校核

确定有关参数于系数
①齿形系数
由[2]表7-12查得
②应力修正系数
由[2]表7-13查得
③许用弯曲应力
由[2]图7-26查得，
由[2]表7-9查得
由[2]图7-23查得
由式子得：

故：

齿根弯曲疲劳强度校核合格。
（4） 验算齿轮的圆周速度

由[2]表7-7可知，选取9级精度是合适的。
（5） 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图（略）

第四章 轴的设计及计算

4.1 传动轴的设计

4.1.1 V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
V带
高速级齿轮
低速级齿轮
2.5
5
2.832

 2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
568
113.6
40.113
40.113

3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
2.76
2.57
2.39
2.27

4. 各轴输入转矩 T
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
46.49
216.39
570.532
525.745

 5. 带轮主要参数
小轮直径（mm）
大轮直径（mm）
中心距a（mm）
基准长度（mm）
带的根数z
90
224
471
1400
3

4.1.2 主动轴
⑴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.76KW =568r/min
=46.49N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
而

圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据[2]，,取。

因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，计算的大带轮宽度。
⑷. 轴的结构设计
主动轴设计结构图:

(主动轴)
① 各轴段直径的确定
与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选7005AC型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，，大带轮与箱体之间的间隙。
与之对应的轴各段长度分别为，，，，，，
首先确定顶轴承的支点位置时,查[1] P142附表6-3，对于7005AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

⑸. 求轴上的载荷
主动轴的载荷分析图:

① 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。
② 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：

则
③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：

则

④ 画合成弯矩图，如图（d）所示。

⑤ 画转矩图，如图（e）所示。

⑥ 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则

由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。
⑦ 验算轴的直径

因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。

4.1.3 中间轴
⑴.求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.57KW =113.6r/min
=216.39N．m
⑵.求作用在齿轮上的力
已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为
,

圆周力、，径向力、及轴向力的方向如图示
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据[2]，,取。

因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。
⑷. 轴的结构设计
中间轴设计结构图:

(中间轴)
① 各轴段直径的确定
与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7007AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度，齿轮宽度,箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离为。
与之对应的轴各段长度分别为，，，，。
首先确定顶轴承的支点位置时,查[1] P140附表6-3，对于7007AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

⑸. 求轴上的载荷

① 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。
② 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：

③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：

则

④ 画合成弯矩图，如图（d）所示。

⑤ 画转矩图，如图（e）所示。

⑥ 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则

由当量弯矩图可知B截面为危险截面，当量弯矩最大值为。
⑦ 验算轴的直径

因为B截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而B截面的设计直径为,所以强度足够。

4.1.4 从动轴
⑴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.39KW =40.113r/min
=570.532N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
而

圆周力F，径向力F及轴向力的方向如载荷分析图所示。
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据[2]，,取。

因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用联轴器，取其标准内孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查[2] P183表10-10 ，选取

查[1] P115附表4-10 ，
选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm,半联轴器的孔径 故取 ，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。
⑷. 轴的结构设计
传动轴总体设计结构图:

(从动轴)
① 各轴段直径的确定
与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7012AC型轴承，则，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，，联轴器与箱体之间的间隙。
与之对应的轴各段长度分别为，，，，，，
首先确定顶轴承的支点位置时,查[1] P142附表6-3，对于7012AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

⑸. 求轴上的载荷
从动轴的载荷分析图:

① 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。
② 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：

则
③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：

则

④ 画合成弯矩图，如图（d）所示。

⑤ 画转矩图，如图（e）所示。

⑥ 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则

由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。
⑦ 验算轴的直径

因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。

第五章 滚动轴承的选择及计算

5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算

轴承的受力分析图：

⑴ 计算两轴承所承受的径向力

径向载荷：由静力学平衡方程式得

⑵ 计算轴承的轴向力
由[2] P223表12-13查得7005AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有

绘出计算简图。
因
故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为

（负号表示的方向与图示方向相反）
⑶计算当量动载荷
由[2] P222表12-12查得,而

查[2] P222表12-12可得.由[2] P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为

⑷ 计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查[1] P140附表6-3得7005AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），
由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算

轴承的受力分析图：

⑴ 计算两轴承所承受的径向力
已知

径向载荷：由静力学平衡方程式得

⑵ 计算轴承的轴向力
由[2] P223表12-13查得7007AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有

绘出计算简图。
因
故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为

（负号表示的方向与假设方向相反）
⑶计算当量动载荷
由[2] P222表12-12查得,而

查[2] P222表12-12可得.由[2] P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为

⑷ 计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查[1] P140附表6-3得7007AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），
由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算

轴承的受力分析图：

⑴ 计算两轴承所承受的径向力

径向载荷：由静力学平衡方程式得

⑵ 计算轴承的轴向力
由[2] P223表12-13查得7012AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有

绘出计算简图。
因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为

（负号表示的方向与假设方向相反）
⑶计算当量动载荷
由[2] P222表12-12查得,而

查[2] P222表12-12可得.由[2] P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为

⑷ 计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查[1] P142附表6-3得7012AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），
由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

第六章 连接件的选择及计算

6.1 键的设计和计算

⑴.主动轴段键
装带轮处，选A型键，根据轴直径，查[2] P174表10-7查得键截面尺寸。
计算键长，查得键的许用应力，由式得：

则键长，考虑安全因素，查[2] P175表10-8查得，取。
装齿轮处，选A型键，根据轴直径，由查[2] P174表10-7查得键截面尺寸。
计算键长，查得键的许用应力，由式得：

则键长，考虑安全因素，查[2] P175表10-8查得，取。
键标记为：键 6×6×22 GB/T 1096—2003
键标记为：键 8×7×20 GB/T 1096—2003
⑵.中间轴段键
由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当相同： 选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。
计算键长，查得键的许用应力，
由式得：

则键长，考虑安全因素，查[2] P175表10-8查得，取。
键标记为：键 14×9×40 GB/T 1096—2003
⑶.从动轴段键
装带轮处，选A型键，根据轴直径，查[2] P174表10-7查得键截面尺寸。
计算键长，查得键的许用应力，由式
得：

则键长，考虑安全因素，查[2] P175表10-8查得，，取。

装齿轮处，选A型键，根据轴直径，查[2] P174表10-7查得键截面尺寸。
计算键长，查得键的许用应力，由式
得：

则键长，考虑安全因素，查[2] P175表10-8查得，取。
键标记为：键 14×9×70 GB/T 1096—2003
键标记为：键 18×11×63 GB/T 1096—2003

6.2 联轴器设计

⑴.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
⑵.载荷计算.
公称转矩：=570.532N．m
查[2] P183表10-10 ，选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查[1] P115附表4-10 ，
选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。

第七章 箱体的设计

7.1 箱体结构设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖，机座肋厚

8.5
轴承端盖外径

+（5~5.5）
120（1轴）125（轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（轴）
150（3轴）

第八章 润滑、密封装置的选择及设计

8.1 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+=30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

取
得

选择A型带

取
得
取

V带能充分发挥作用

取

取

包角满足要求

取

故Z=3根

取

取
取

取

取、

取标准值

取

选取9级精度是合适的

选

得

初选9级精度

取

取

查

查

取

取

变化不大，故参数不必修正
齿轮的主要参数：

取

取

选取9级精度是合适的

大带轮的毂孔直径
，宽度
取最小处直径为

轴各段直径分别为

轴各段长度分别为

支承跨距

当量弯矩最大值为

验算危险截面C的直径，符合强度要求。

估算最小直径
滚动轴承毂孔直径

取最小处直径为

轴各段直径分别为

轴各段长度分别为

支承跨距

（负号方向与图示方向相反）

当量弯矩最大值为

验算危险截面B的直径，符合强度要求。

估算最小直径
联轴器毂孔直径

取最小处直径为

取

选取TL9型弹性套柱联轴器。

轴各段直径分别为

轴各段直径分别为

支承跨距

当量弯矩最大值为

验算危险截面C的直径，符合强度要求。

因
故轴承2被放松，轴承1被压紧

（负号表示的方向与图示方向相反）

当量动载荷为

因
取

预计三年工作17520小时

轴承的寿命远大于预期的寿命，满足要求。

因
故轴承2被放松，轴承1被压紧
（负号表示方向与假设方向相反）

轴承的当量动载荷为

因
取

预计三年工作17520小时

轴承的寿命远大于预期的寿命，轴承满足要求。

因

故轴承2被放松，轴承1被压紧
（负号表示方向与假设方向相反）

轴承的当量动载荷为

因
取

预计三年工作17520小时

轴承的寿命远大于预期的寿命，轴承满足要求。

取

取

取

取
键标记为：
键 6×6×22 GB/T 1096—2003
键 8×7×20 GB/T 1096—2003

取

取
键