链式运输机二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

目 录

1 传动简图的拟定………………………………………………1
2 电动机的选择…………………………………………………2
3 传动比的分派…………………………………………………3
4 传动参数的计算………………………………………………4
5 普通V型带传动的设计计算…………………………………6
6 圆锥齿轮传动的设计计算……………………………………9
7 圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………12
8 轴的设计计算…………………………………………………26
9 键连接的选择和计算…………………………………………28
10 滚动轴承的设计和计算………………………………………29
11 联轴器的选择…………………………………………………29
12 箱体的设计……………………………………………………31
13 润滑和密封设计………………………………………………33
设计总结…………………………………………………………34
参考文献…………………………………………………………34

1 传动简图的拟定
1.1 技术参数：
链拽引力：F = 8500 N
链速：V = 0.6m/s
运送链齿轮齿数：Z = 10 mm
运送链节距：P = 80 mm
1.2 工作条件：
室外作业，使用寿命2023每年按300天计，单班作业，每班按6小时计算。
1.3 拟定传动方案
传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为带传动。方案简图如图。

（图1）
注：锥齿轮速比不宜过大，圆柱齿轮速比不宜过小，带传动速比也不宜过大。
2 电动机的选择
2.1 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）
2.2 功率的拟定
2.2.1 工作机所需功率
==8500×0.6=5100W
2.2.2 电动机至工作机的总效率η：
η=×××××
=××0.98×0.98×0.99×0.96=0.875
（=0.96为V带传动的效率，=0.98为圆锥滚子轴承的效率，=0.98为圆锥齿轮传动的效率，=0.98为圆柱斜齿轮的传动效率，=0.99联轴器的传动效率, =0.96链的传动效率）
2.2.3 所需电动机的功率
=/η=5.1/0.875=5.564 kw
2.2.4电动机额定功率:

2.4 拟定电动机的型号
因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使减速器尺寸减小，其中=7.5kw，符合规定，但传动机构电动机容易制造且体积小。
由此选择电动机型号：Y160M-6
电动机额定功率:
=1.5 kw
满载转速:
=940 r/min
工作机转速:
=60*V/(π*D)=25.15r/min
电动机型号
额定功率
(kw)
满载转速
(r/min)
起动转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y160M-6
7.5
940
2.0
2.0
选取B3安装方式
3 传动比的分派
总传动比：
=/=940/25.15=37.38
取V带传动的减速器比为iv =2.5则，
减速器的传动比i=i总/iv=37.38/2.5=14.952
设圆锥齿轮的传动比为,低速轮的传动比为。
选=3, 则 =/=4.984，取=5
=iv=2.5×3×5=37.5
=（-）/=（37.5-37.38）/37.38=0.32% ∈±5%
符合规定。

4 传动参数的计算
4.1 各轴的转速n
电机轴0的转速：
= =940r/min
高速轴Ⅰ的转速：
=/iv=376 r/min
中间轴Ⅱ的转速：
=/=376/3=125.33r/min
低速轴Ⅲ的转速：
=/=125.33/5=25.07 r/min
4.2 各轴的输入功率P
电机轴0的输入功率：
kw
高速轴Ⅰ的输入功率：
kw
中间轴Ⅱ的输入功率：
kw
低速轴Ⅲ的输入功率：
kw

4.3 各轴的输入转矩T
电机轴0的输入转矩：
56.528 N·m
高速轴Ⅰ的输入转矩：
135.656 N·m
中间轴Ⅱ的输入转矩：
390.824 N·m
低速轴Ⅲ的输入转矩：
1876.478 N·m
4.4各轴参数表如下：
轴名
功率
P/KW
转矩T/(N.mm）
转速
n/（r/min）
传动比
i
电机轴
5.564
56.528
940
2.5
Ⅰ轴
5.341
135.656
376
Ⅱ轴
5.129
390.824
125.33
3
Ⅲ轴
4.926
1876.478
25.07
5

5、普通V形带传动设计
设计普通V形带传动须拟定的内容是：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6－4得, 则计算功率为
PC=KA·P=1.2×5.564= 6.677KW
根据、查表和图6－8，选取A型带。
2、拟定带轮基准直径、验算带速
查资料表6－5，6－6，选取
带速带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×112×940/1000×60=5.51m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
大带轮基准直径d2=n1/n2×d1=2.5×112=280mm
3、拟定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（112+280）≤a0≤2×（112+280）
274.4mm≤a0≤784mm
初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（112+280）/2+（280-112）2/(4×500)=1629.55 mm
查6－2表，按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际
中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm
4、验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a=160.16>120 小轮包角合适
5、拟定带的根数
由式拟定V带根数，
查6－3表得＝5.564kW，查6－7表得＝0.11kW
查6－2表得＝0.99，＝0.95
则 Z=PC/（(P0+△P0)·=5.564/（1.14+0.11）×0.99×0.95
= 4.18 故要取5根A型V带
(6)计算轴上压力
由课本表 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×1.594/（2×5.51）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.512}N=87.38N
则作用在轴承的压力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×87.38sin（160.160/2）=687.45N

6 圆锥齿轮传动的设计计算
6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动
按齿形制
齿形角

顶隙系数

齿顶高系数

螺旋角

轴夹角

不变位，齿高用顶隙收缩齿。
6.1.2 根据课本表10-1，材料选择，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。
6.1.3 根据课本表10-8，选择7级精度。
6.1.4 传动比
u=/=3
节锥角

不产生根切的最小齿数：
=16.22
选
=20
=u=20×3=60

6.2 按齿面接触疲劳强度设计
公式：
≥2.92
6.2.1 试选载荷系数
=2
6.2.2 计算小齿轮传递的扭矩
=135.656×103 N·mm
6.2.3 选取齿宽系数
=0.3
6.2.4 由课本表10-6查得材料弹性影响系数

6.2.5 由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳极限

6.2.6 计算应力循环次数

6.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数:

6.2.8 计算接触疲劳许用应力:

6.2.9 试算小齿轮的分度圆直径,代入中的较小值得
≥2.92=68.43 mm
6.2.10 计算圆周速度v
mm

=（3.14159×58.17×376）/（60×1000）=1.15m/s
6.2.11 计算载荷系数
齿轮的使用系数载荷状态轻微震动，
查表10-2得
=1.25
由图10-8查得动载系数
=1.1
由表10-3查得齿间载荷分派系数
==1.1
依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，
查表10-9得轴承系数
=1.25
由公式
==1.5=1.5×1.25=1.875
接触强度载荷系数
==1.25×1.1×1.1×1.875=2.84

6.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
=68.43×=76.91 mm
m=/=76.91/20=3.84 mm
取标准值
m = 4 mm

6.2.13 计算齿轮的相关参数
=m=4×20=80 mm
=m=4×60=240 mm
=90-=71.57°
mm
6.2.14 拟定并圆整齿宽 :
b=R=0.3×126.49=37.95 mm,圆整取40

6.3 校核齿根弯曲疲劳强度
6.3.1 拟定弯曲强度载荷系数
K==2.06
6.3.2 计算当量齿数
=/cos=20/cos18.43°=20.8
=/cos=60/cos71.57=189.79
6.3.3 查表10-5得
=2.91
=1.53
=2.29
=1.71
6.3.4 计算弯曲疲劳许用应力
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数:
=0.82
=0.87
取安全系数: =1.4
由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限:
=500Mpa
=380Mpa
按脉动循环变应力拟定许用弯曲应力:

6.3.5 校核弯曲强度
根据弯曲强度条件公式

=54.47 MPa
=15.97 Mpa
满足弯曲强度规定，所选参数合适。

6.3.6数据整理
名称
符号
公式
直齿圆锥小齿轮
直齿圆锥
大齿轮
齿数

20
60
模数
m
m
4
传动比
i
i
3
分度圆锥度

，

分度圆直径

80
240
齿顶高

4
4
齿根高

4.8
4.8
齿全高
h

8.8
8.8
齿顶圆直径

，
87.59
(大端)
242.53
（大端）
齿根圆直径

70.89
236.97
齿距
p

12.57
12.57
齿厚
s

6.28
6.28
齿槽宽
e

6.28
6.28
顶隙
c

0.8
0.8
锥距
R

126.49
126.49
齿顶角

，

齿根角

齿顶圆锥角

，

齿根圆锥角

，

当量齿数

20.8
189.79
齿宽

40
40
7圆柱齿轮传动设计
7.1齿轮的类型
7.1.1、传动类型：选用圆柱斜齿轮传动
材料选择：小齿轮材料为40Cr表面淬火，齿面硬度为 280HBS， 接触疲劳强度极限，
弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢
表面淬火，齿面硬度为240HBS,接触疲劳强度极限,
弯曲疲劳强度极限。
查《机械设计基础》表11-5，取，。查表11-4，取区域系数，弹性系数（锻钢-锻钢）。
有===600MPa
===550MPa
===400MPa
===304MPa
7.1.2、螺旋角：8°<β<20°,初选β=15°
7.1.3、齿数：初选小齿轮齿数：；
大齿轮齿数：，取。

7.2按尺面接触强度校核
7.2.1、
（1）、取载荷
（2）、
（3）、， ，
mm
7.2.2、计算模数
，
7.2.3、计算齿轮圆周速度
7.3按轮齿弯曲强度设计计算
由于所选材料硬小于350HBS,所认为软齿面。
7.3.1、法向模数
7.3.2、查《机械设计基础》表11-3，得载荷系数k=1.3
7.3.3、查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数
7.3.4、小齿轮上的转矩
7.3.5、齿形系数

查《机械设计基础》图11-8得：，
查《机械设计基础》图11-9得：，
由于和
比较
所以对小齿轮进行弯曲强度计算。
7.3.6、法向模数

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，可取由弯曲强度算得的模数2.02，并圆整为标准值取
按接触强度算得的分度圆直径，
算出小齿轮齿数　取　
大齿轮齿数　取
7.3.7、中心距

圆整为210mm。
7.3.8、拟定螺旋角：

7.3.9、拟定齿轮的分度圆直径：

7.3.10、齿轮宽度：
圆整为45mm
圆整后取；。
7.3.11、重合度拟定
，查表得

所以
==3.593
7.3.12、齿轮尺寸表格：将几何尺寸汇于表：
序号
名称
符号
计算公式及参数选择
1
齿数
Z
27，135
2
端面模数

4
螺旋角

5
分度圆直径

6
齿顶高

7
齿根高

8
全齿高

9
顶隙

10
齿顶圆直径

11
齿根圆直径

12
中心距

13
重合度

2.997

7.4 验算齿面接触强度

可知是安全的

可知是安全的

7.5验算齿面弯曲强度
查《机械设计基础》图11-8得：，
查《机械设计基础》图11-9得：，

可知是安全的

8 轴的设计计算
8.1 输入轴设计
8.1.1 求输入轴上的功率、转速和转矩
=5.341kW
=376r/min
=135.656N·m
8.1.2 求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为
mm

1377.7 N
N
8.1.3 初步拟定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质）
根据课本表15-3，取

得

因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，取=29 mm 左右。
=30mm

8.1.5 为了满足带轮的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径
=36 mm
8.1.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据=36 mm ，由指导书表15-1，初步选取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸为
，
故

而为了利于固定

由指导书表15-1查得

8.1.7 取安装齿轮处的轴段6-7的直径

齿轮的左端与套筒之间采用轴肩定位。
已知齿轮轮毂的宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，
故

为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，
故取
。
8.1.8 轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的规定，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离

故取

8.1.9

至此，已经初步拟定了轴的各段直径和长度。
8.1.10 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
轴与半联轴器之间的平键，按
=30 mm
查得平键截面

长50 mm
轴与锥齿轮之间的平键按

由课本表6-1查得平键截面

长为35 mm，键槽均用键槽铣刀加工。
为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴的配合为；
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
8.1.11 拟定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，其他均为R=1.6

8.2 中间轴设计
8.2.1 求输入轴上的功率、转速和转矩
=5.129 kW
=125.33 r/min
=390.824 N·m
8.2.2 求作用在齿轮上的力
已知小圆柱直齿轮的分度圆直径=70 mm
=
=11166.4=4064.24N
已知大圆锥齿轮的平均分度圆直径d=240mm
mm

N
N
8.2.3 初步拟定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），
根据课本表15-3，取

得

中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。
因轴上有两处键槽，故直径增大10%—15%，故取45
8.2.4拟定轴上零件的装配方案如图

8.2.5初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据
=
由指导书表15-1中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为

所以
==45mm
这对轴承均采用套筒进行轴向定位，
由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径58mm，内直径45mm。
8.2.6 取安装圆锥齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度2.45，故取，则轴环处的直径为。
8.2.7 已知圆柱直齿轮d=62.4，齿宽=55mm取 =53。
8.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离为

则取轴肩

有如下长度关系：
++16mm=+-7mm
由于要安装轴承与甩油环与套筒、尚有插入轮毂中的4mm,取

由于要安装轴承与甩油环与套筒、尚有插入轮毂中的3mm

综合 以上关系式，求出

8.2.9 轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，
按由课本表6-1查得平键截面

键槽用键槽铣刀加工，长为35mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；
圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，
按由课本表6-1查得平键截面

键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；
8.2.10 拟定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为。
8.3 输出轴的设计
8.3.1 求输入轴上的功率、转速和转矩
=4.926kW
=25.07r/min
=1876.478N·m
8.3.2 求作用在齿轮上的力
已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 =350mm
=
=10722.7=3902.76N

8.3.3 初步拟定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取

得

中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。
因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故

8.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。
8.3.5由图可得为整个轴直径最小处选
=75 mm
为了满足齿轮的轴向定位，取

根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取

。
8.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作规定并根据=，由指导书表15-1中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为

所以
==75mm
这对轴承均采用套筒进行轴向定位。
由表15-7查得30311型轴承的定位轴肩高度，因此取

去安装支持圆柱齿轮处直径
。
8.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽
=50mm
为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，
故取
=48mm。

8.3.8由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30311宽为31.25mm，可以得出

至此，已经初步拟定了轴的各段直径和长度。
8.3.9 轴上的周向定位
圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，
按由课本表6-1查得平键截面

键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；
链轮的周向定位采用平键连接，
按由课本表6-1查得平键截面

键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
8.3.10 拟定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为。
8.3.11 求轴上的载荷
根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。

计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的、及的值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T
=1876.478N·m
8.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取
，
轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质解决，
由课本表15-1查得许用弯曲应力

因此

故安全。
8.3.13判断危险截面：截面6右侧受应力最大
8.3.14截面6右侧
抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面6右侧弯矩

截面6上的扭矩
=1876.48N·m
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45，调质解决。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因

，
经插值后查得
=2.018
=1.382
又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数为
=
=
由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为
==0.92
轴未经表面强化解决，即，则综合系数为
/+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58
/+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66
计算安全系数值

>>S=1.5

故可知安全。

8.3.15 截面6左侧
抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面6左侧弯矩

截面6上的扭矩
=1876.48N·m
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

由课本附表3-8用插值法求得
/=3.75，则/=0.83.75=3
轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=3.75+1/0.92=3.84
/+1/=3+1/0.92=3.09
又取碳钢的特性系数
所以轴的截面5右侧的安全系数为

>>S=1.5
故可知其安全。

9 键连接的选择和计算
8.1 输入轴与带轮的链接
轴径，选取的平键界面为，长L=50mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。
满足强度规定。
8.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接
轴径，选取的平键界面为，长L=45mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。
满足强度规定。
8.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接
轴径，选取的平键界面为，长L=53mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。

满足强度规定。
8.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接
轴径，选取的平键界面为，长L=36mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。
满足强度规定。
8.6 输出轴与机构的链接
轴径，选取的平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。
满足强度规定。

10 滚动轴承的设计和计算
9.1 输入轴上的轴承计算
9.1.1 已知:
=376r/min

e=0.37
Y=1.6
9.1.2 求相对轴向载荷相应的e值和Y值
相对轴向载荷
比e小
9.2.2 求两轴承的轴向力

9.1.3 求轴承当量动载荷和
< e
< e
由指导书表15-1查得：
=3989.9 N
=1377.7 N
9.1.4 验算轴的寿命
>48000 h
故可以选用。
9.2 中间轴上的轴承计算
9.2.1 已知：
=125.33r/min
，
， ，
，
e=0.31，Y=1.9
9.2.2 求两轴承的轴向力

9.2.3 求轴承当量动载荷和

< e
< e
由指导书表15-1查的
=4064.24 N
=1340.97 N
9.2.4 验算轴的寿命
>48000h
故可以选用。

9.3 输出轴上的轴承计算
9.3.1 已知：
=25.07 r/min
=
=3902.76 N
，
e=0.35，Y=1.7
9.3.2 求两轴承的轴向力

9.3.3 求轴承当量动载荷
< e
由指导书表15-1查得：
=3902.76N
9.2.4 验算轴的寿命
>48000 h
故可以选用。

11 联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为3800 r/min。

12 箱体的设计
11.1 箱体的基本结构设计
箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中拟定。
11.2 箱体的材料及制造方法
选用HT150，砂型铸造。
11.3 箱体各部分的尺寸（如表1、2）
表1：箱体参数
名 称
符 号
圆锥圆柱齿轮减速器
计算结果
机座壁厚

0.025a+3mm≥8mm
10
机盖壁厚

（0.8~0.85）≥8mm
10
机座凸缘厚度
b
1.5δ
15
机盖凸缘厚度

1.5δ
15
机座底凸缘厚度
p
2.5δ
25
地脚螺钉直径
df
0.036a+12mm
24
地脚螺钉数目
n
a ≤ 250mm
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
18
机座与机盖连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
12
连接螺栓d2的间距
l
150~200mm

轴承端螺钉直径
d3
(0.4~0.5) df
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4) df
8
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
9
df、d1 、d2至外机壁距离

见表2

d1 、d2至缘边距离

见表2

轴承旁凸台半径

凸台高度
h
根据低速轴承座外径拟定
50
外机壁到轴承端面距离

c1+ c2+(5~8)mm
50
内机壁到轴承端面距离

δ+ c1+ c2+(5~8)mm
58
大齿轮齿顶圆与内机壁距离

≥1.2δ
10
齿轮端面与内机壁的距离

≥δ
10
机盖、机座肋厚
、m
m1≈0.85δ1，m≈0.85δ
7
轴承端盖外径

轴承座孔直径+(5~5.5) d3
72 / 100
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2) d3
10
轴承旁连接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准

12 润滑和密封设计
12.1 润滑
齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不仅起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充足润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，重要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的限度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。
12.2 密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。

12.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简朴、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。

12.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。
12.2.3 箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶。

设计总结：
短短一个月的课程设计，让我意识到成为一个设计师必须具有扎实的基础功底。在完毕课程设计的过程中也让我对以前所学的东西有了更深的结识并懂得了如何应用到实际中，初步了解了设计的具体环节和过程的同时加强了自己的动手能力以及思考、解决问题的能力。

参考文献：
[1]  濮良贵、纪名刚主编．机械设计．北京：高等教育出版社，2023．
[2]  李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，2023．6.
[3]  孙恒、陈作模主编．机械原理．第七版．北京：高等教育出版社，2023．
[4]  裘文言、张祖继、瞿元赏主编．机械制图．高等教育出版社，2023．
[5]  刘鸿文主编．材料力学．第四版.高等教育出版社，2023．
[6]  吴宗泽、罗国圣主编．机械设计课程设计手册．北京：高等教育出版社，2023．

=5.1 kw

η=0.875

=5.564kw

n=25.15r/min

电动机型号：
Y160M-6
n=940 r/min

=37.38
iv =2.5

=3

=5

=940r/min

=376r/min

=125.33r/min

=25.07r/min

=5.341kW

=5.129kW

=4.926kW

=135.656N·m

=390.824N·m

=1876.478N·m

=20
=60

m = 4 mm

=80 mm
=240 mm

=20
=100

a=210

=15.36°

=70 mm
=350mm

=45mm
=50mm