二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书(永职).doc

《机械设计》课程设计计算说明书 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

永城职业学院
机械设计基础课程设计计算说明书

题 目： 二级展开式圆柱斜齿轮减速器
班 级： 09级（4）班
学 号： 2009044005
姓 名： 楚 亚 东
专 业： 机电一体化
指导教师： 韩 健 美

2011 年 05 月 07 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 - 23 -
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 - 29 -
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，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差为；
（2）使用寿命：10年（其中带、轴承寿命为3年以上）；
（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）。
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＝==40.11r/min
运输带功率Pw:
Pw===1.68KW
电动机输出功率P0:
P0＝P/＝1.68/0.759＝2.22kW
额定功率Pw:
Pw=(1～1.3) P0＝(1～1.3)×2.22=2.22～2.88KW
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）×40.11＝641.76～6417.6r/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5-1（P120）选定型号为Y100L2—4的三相异步电动机，额定功率为3.0，满载转速nm=1420 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＝1420/40.11＝35.40
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，则减速器传动比为＝＝35.40/2.5＝14.16
根据各原则，查图得高速级传动比为＝5，则＝＝2.832

2.3 计算传动装置的运动和动力参数

2.3.1 各轴转速
＝＝1420/2.5＝568r/min
＝＝568/5＝113.6r/min
＝ / ＝113.6/2.832=40.113 r/min
==40.113r/min
2.3.2 各轴输入功率
＝×＝2.88×0.96＝2.76kW
＝×η2×＝2.76×0.98×0.95＝2.57kW
＝×η2×＝2.57×0.98×0.95＝2.39kW
＝×η2×η4=2.39×0.98×0.97＝2.27kW
则各轴的输出功率：  
＝×0.98=2.71 kW
＝×0.98=2.52 kW
＝×0.98=2.34kW
＝×0.98=2.23 kW
2.3.3 各轴输入转矩
电动机轴的输出转矩:=9550 =9550×2.88/1420=19.37 N·m
所以:
＝×× =19.37×2.5×0.96=46.49 N·m
＝×××=46.49×5×0.98×0.95=216.39 N·m
＝×××=216.39×2.832×0.98×0.95=570.532N·m
=××=570.532×0.95×0.97=525.745N·m
输出转矩：
＝×0.98=45.56 N·m＝×0.98=212.06N·m
＝×0.98=559.12N·m、＝×0.98=515.23N·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

2.88

19.37
1420
2.5
1轴
2.76
2.71
46.49
45.56
568
5
2轴
2.57
2.52
216.39
212.06
113.6
2.832
3轴
2.39
2.34
570.532
559.12
40.113
1
4轴
2.27
2.23
525.745
515.23
40.113

P0＝2.22kW

Pw=2.22～2.88KW

n0＝641.76～6417.6r/min

第三章 传动零件的设计计算

3.1 设计Ｖ带和带轮

⑴确定计算功率
查[2]表6-8（P75）得：
,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵　选择带型号
根据,查[2]图6-7（P76）选用带型为A型带．
⑶　选取带轮基准直径
查[2]表6-2（P68）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：
===570.28r/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，Ｖ带充分发挥。
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6-3（P70）选取基准长度得实际中心距:

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6-5（P73），用线性插值法得
查[2]表6-6（P74）查得功率增量为
查[2]表6-3（P70）得带长度修正系数.
查[2]表6-7（P75）,并由内插值法得
由公式得

故选Z=3根带。
⑻　计算预紧力
查[2]表6-1(P68)可得,故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为:

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，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

对于二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的润滑方式：高速级大齿浸油深度约0.7倍齿高且h>=10mm,低速级，当v=0.8～12m,大齿轮浸油深度为一个齿根高，且浸油深度为10mm～1/6齿轮高度，故选择齿轮润滑油的深度为60mm。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。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
键标记为：
键 14×9×40 GB/T 1096—2003

取

取

取

取
键标记为：
键 14×9×70 GB/T 1096—2003
键 18×11×63 GB/T 1096—2003