二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

目录 一 课程设计书 2 二 设计要求 2 三设计步骤 2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 齿轮的设计 8 6. 滚动轴承和传动轴的设计 19 7. 键联接设计 26 8. 箱体结构的设计 27 9.润滑密封设计 30 10.联轴器设计 30 四设计小结 31 五参考资料 32 1 / 25

. . .

一. 课程设计书 设计课题: 二级斜齿轮减速器使用年限10年，每年工作250天，双班制，轻度振动，单向表一: 已知运速带拉力F=2900 卷筒转速60r/min 卷筒直径为350 二. 设计要求 1.减速器装配图一(A1)。 2.零件图2一3(A3)。 3.设计说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7. 键联接设计 8. 箱体结构设计 9. 润滑密封设计 10. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案: 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： 1 / 25

. . .

图一: (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a 32a1233245＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759； 1为V带的效率,1为第一对轴承的效率， 3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率， 5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。 2.电动机的选择 n=60r/min=1r/m D=350mm=0.35m v=s2πr0.353.141.099m/s tt1Fv29001.0993.1871kw 95501000P 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2600×1.099/1000×0.759＝3.76kW, 经查表按推荐的传动比合理围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝9～25， 则总传动比合理围为i＝9～25,电动机转速的可选围为n＝i×n＝（9～25）×60＝0～1440r/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， 选定型号为Y160M1—8的三相异步电动机，额定功率为4 ，满载转速nm750 r/min，同步转速720r/min。 2 / 25

. . .

方电动机额定功率 Ped kw 1 Y160M1-8 4 电动机转速 电动机参考价格 元 总传动比 470 230 24 16 减速器 传动装置的传动比 案 型号 rmin 满载720 重量 N 同步750 转速 转速 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝720/60＝12 （2） 分配传动装置传动比 ia＝i0×i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。 根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3，则i2＝i/i1＝4 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 n＝nm/i0＝720r/min nⅡ＝n＝720/3＝240r/min Ⅰ/i　1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝240/4=60r/min nⅣ=nⅢ=60 r/min （2） 各轴输入功率 PⅠ＝pd×1＝4×0.96＝3.84kW 3 / 25

. . .

PⅠ×η2×3＝3.84×0.98×0.95＝3.575kW Ⅱ＝p PⅢ＝PⅡ×η2×3＝3.575×0.98×0.95＝3.328kW PⅣ＝PⅢ×η2×η4=3.328×0.98×0.97＝3.1kW 则各轴的输出功率： PⅠ＝PⅠ×0.98=3.7632kW PⅡ×0.98=3.5kW Ⅱ＝P＝PⅢ×0.98=3.2614kW PⅢ＝PⅣ×0.98=3.1 kW PⅣ（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×1N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550Pd=9550×3.84/960=38.2 N· nm所以: TⅠ＝Td×1=38.2×0.96=36.672 N·m TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=36.672×3×0.98×0.95=102.42N·m TⅢ＝TⅡ×i2×2×3=102.42×4×0.98×0.95=381.43N·m TⅣ=TⅢ×3×4=381.43×0.95×0.97=362.587 N·m 输出转矩：TⅠ＝TⅠ×0.98=35.938N·m ＝TⅡ×0.98=100.371N·m TⅡ＝TⅢ×0.98=373.8N·m TⅢ＝TⅣ×0.98=355.33 N·m TⅣ运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 输入 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 3.84 3.575 3.328 3.1 输出 3.84 3.7632 3.5 3.2614 3.1 输入 36.672 102.42 381.43 转矩T Nm 输出 35.938 100.371 373.8 720 720 240 60 60 转速r/min 362.587 355.33 4 / 25

. . .

6.齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理与精度 考虑此减速器的功率与现场安装的，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1） 齿轮材料与热处理 ① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3×22=66 . ② 齿轮精度 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 3d1t2KtT1du1ZHZE2() u[H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6 查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 10.7820.82 则0.780.821.6 ②由课本P202公式10-13计算应力值环数 N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=Z2) Z1③查课本P203 10-19图得：K1=0.93 K2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [H]1= [H]2=KHN2Hlim2=0.96×450=432 MPa SKHN1Hlim1=0.93×550=511.5MPa S许用接触应力 5 / 25

. . .

[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa ⑤查课本由P198表10-6得：ZE =1.8MPa 由P201表10-7得: d=1 5T=95.5×105×P1/n1=95.5×10×5.03/576 =4.86×104N.m 3.设计计算 ①小齿轮的分度圆直径d1t 3d1t32KtT1du1ZHZE2() u[H]=21.64.861044.242.4331.82().76mm 11.63.271.75②计算圆周速度 d1tn13.14.765761.62m/s 601000601000　③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b b=dd1t=50mm 计算摸数mn 初选螺旋角=14 mnt=d1tcos.76cos142.46mm Z122④计算齿宽与高之比b h齿高h=2.25 mnt=2.25×2.5=4.5.625mm b =49.53 =11.01 h4.5⑤计算纵向重合度 =0.318d1tan0.318122tan14=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1 根据v1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07, 查课本由P194表10-4得KH的计算公式: KH=1.120.18(10.6d)d+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42 查课本由P195表10-13得: KF=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH=KF=1.2 226 / 25

. . .

故载荷系数: K＝K K KH KH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t33K/Kt=49.53×1.82=55mm 1.6⑧计算模数mn mn=d1cos.76cos142.5mm Z1244. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 3mn≥ 2KT1Ycos2YFYS() 2[F]dZ1a⑴ 确定公式各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝5.14kN·m 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z＝22，z＝i z＝2×22＝66 ② 计算当量齿数 z＝z/cos＝22/ cos314＝26.27 z＝z/cos＝66/ cos314＝85.43 ③ 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝0.9 ④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝14 ⑤ 载荷系数K K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由P197表10-5得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（1/78）]×cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.690 ＝14.07609 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 11）]cos＝[1.88－3.2×（1/24＋Z1Z27 / 25

. . .

⑧ 螺旋角系数Y .76sin14o 轴向重合度＝＝1.825, 2.09Y＝1－＝0.78 ⑨ 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S＝1.25 工作寿命两班制，10年，每年工作250天 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×10×250×2×8＝6.255×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由YFFS[F] P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮FF1500MPa 大齿轮FF2380MPa 查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 KFN1FF10.86500307.14 S1.4K0.93380252.43 [F]2=FN2FF2S1.4YF1FS12.5921.5960.01347 [F]1307.14[F]1=YF2FS2[F]2 2.2111.7740.015 252.43大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数 3mn21.734.861040.78cos2140.015mm2.45mm 12421.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由: .76cos14z1==21.98 取z1=22 mn那么z2=3.24×25=81 ②几何尺寸计算 8 / 25

. . .

计算中心距 a=(z1z2)mn(2266)2==109.25mm 2cos142cos将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 (12)mn(2266)2arccos14.01 22109.25=arccos因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=d2=z1mn222.5=55.78mm coscos14.01z2mn662.5=166.21mm coscos14.01计算齿轮宽度 B=d10.955.78mm50.2mm 圆整的 B245B150 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 ⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=22 速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=4×22=88 ⑵ 齿轮精度 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式的各计算数值 ①试选Kt=1.6 ②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③试选12o,查课本由P214图10-26查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×10×250×8) =4.45×108 N14.451081.91×108 N2=i3.2由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa 9 / 25

. . .

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 [H]1=[H]2=[H]KHN1Hlim10.946005MPa =1SKHN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa S(Hlim1Hlim2)0.5MPa 2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=1.8MPa 选取齿宽系数d1 T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24 =14.33×104N.m 3d1t2KtT1du1ZHZE2321.614.331043.332.451.82()()u[H]11.712.330.5 =65.71mm 2. 计算圆周速度 d1tn266208.70.665m/s 601000　6010003. 计算齿宽 b=dd1t=0.9×66=58.4mm取55 4. 计算齿宽与齿高之比b h 模数 mnt=d1tcos65.71cos122.75mm Z130 齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.75=5.4621mm b =65.71/5.4621=12.03 h5. 计算纵向重合度 0.318dz1tan0.31830tan122.028 6. 计算载荷系数K KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103×65.71=1.4231 使用系数KA=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 Kv=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2 故载荷系数 K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d1t33KKt=65.71×1.77666mm 1.310 / 25

. . .

计算模数mnd1cos72.91cos122.953mm z1302KT1Ycos23. 按齿根弯曲强度设计 3m≥dZ21YFYS [F]㈠确定公式各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩＝751.72kN·m （2） 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z＝22，z＝i ×z＝4×22＝88 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1 （4） 初选螺旋角 初定螺旋角＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848 （6） 当量齿数 z＝z/cos＝32/ cos312＝32.056 z＝z/cos＝66/ cos312＝74.797 由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y YF12.491,YF22.232YS11.636,YS21.751 （7） 螺旋角系数Y 轴向重合度＝＝2.03 Y＝1－＝0.797 （8） 计算大小齿轮的 查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1500MPaFE2380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 [F]1=KFN1FE10.90500321.43MPa S1.4KFN2FF20.93380252.43MPa S1.4YFFS[F] [F]2= 计算大小齿轮的YFaFSa,并加以比较 [F]YFa1FSa12..4911.636 0.01268[F]1321.4311 / 25

. . .

YFa2FSa22.2321.7510.018 [F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数 3mn21.68481.4331050.797cos2120.018mm2.859mm 13021.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66mm来计算应有的齿数. 66cos12z1==22.34取z1=22 mnz2=4x22=88 ②初算主要尺寸 计算中心距 a=(z1z2)mn(2288)3==168.71mm 2cos122cos将中心距圆整为168mm 修正螺旋角 (12)mn(3070)2arccos13.86 2268.71=arccos因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正 分度圆直径 d1=d2=z1mn223=67.48mm coscos12z2mn883=258.192mm coscos12计算齿轮宽度 bdd10.967.4860.73260mm 圆整后取 B160mmB255mm 7.传动轴承和传动轴的设计 1. 传动轴承的设计 ⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 12 / 25

. . .

P3=3.328KW n3=60r/min T3=381.43N．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 d2=210mm 而 Ft=2T32381.434348.16N 240103d2tanntan20o Fr= Ft4348.161630.06N ocoscos13.86 Fa= Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N 圆周力Ft，径向力Fr与轴向力Fa的方向如图示: ⑶. 初步确定轴的最小直径 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P361表153取Ao112 dminAo3P331.763mm 取32 n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,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 查课本P343表141,选取Ka1.5 TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d132mm,故取dⅠⅡ32mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取lⅠⅡ82mm ② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7008C型. 13 / 25

. . .

2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB40mm80mm18mm,故dⅢⅣdⅦⅧ40mm;而 lⅦⅧ18mm . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm, ③ 取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ72mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm. ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器与轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm ,故取lⅡⅢ50mm. ⑤ 取齿轮距箱体壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm,则 lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm (5082016248)mm62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7. 对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. L2L3114.8mm60.8mm175.6mm L360.8FNH1Ft4348.161506N L2L3175.6L2114.8FNH2Ft4348.162843N L2L3175.6FDFrL3a2809N FNV1L2L3FNV2FrFNV21630809821N MH172888.8Nmm MV1FNV1L2809114.892873.2Nmm MV2FNV2L382160.849916.8Nmm 2222M1MHMV196255Nmm 1172892873lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥM2179951Nmm 传动轴总体设计结构图: 14 / 25

. . .

(从动轴) (中间轴) (主动轴) 15 / 25

. . .

从动轴的载荷分析图: 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 16 / 25

. . .

W前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[1]=60MPa ca=M1(T3)222196255(1311.35)2=10.82 0.127465ca〈 [1] 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A ⅡⅢ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ左侧。 抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MM160.816144609Nmm 60.8截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=311.35Nm 截面上的弯曲应力 M144609b11.57MPa W12500截面上的扭转应力 T=T331135012.45MPa =WT25000轴的材料为45钢。调质处理。 由课本P355表15-1查得： B0MPa1275MPaT1155MPa 因r2.0D580.041.16 d50d50经插入后得 2.0 T=1.31 轴性系数为 q0.82q=0.85 K=1+q(1)=1.82 K=1+q（T-1）=1.26 所以0.670.82 17 / 25

. . .

0.92 综合系数为： K=2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1 0.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S=S125.13 Kaam113.71 katmSSSS22Sca10.5≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右侧 抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=295 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转应力 M13356010.68 W12500T=T3294930K111.80K==12.8 WT25000K=K111.62 所以0.670.820.92 综合系数为： K=2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1 0.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S=S125.13 Kaam113.71 katm18 / 25

. . .

Sca SSSS2210.5≥S=1.5 所以它是安全的 8.键的设计和计算 ①选择键联接的类型和尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d2=55 d3=65 查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=50 ②校和键联接的强度 查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 l2L2b236-16=20 l3L3b350-20=30 ③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5 K3=0.5 h3=6 由式（6-1）得： p22T21032143.53100052.20 ＜[p] 52055K2l2d22T31032311.35100053.22 ＜[p] 63065K3l3d3p3两者都合适 取键标记为： 键2：16×36 A GB/T1096-1979 键3：20×50 A GB/T1096-1979 9.箱体结构的设计 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， H7大端盖分机体采用配合. is6 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. 考虑到机体零件的润滑，密封散热。 19 / 25

. . .

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6.3 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与油面稳定之处。 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与装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一20 / 25

. . .

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 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 符号 计算公式 结果 10 9 12 15 25 M24 6 M12  1 b1 b 0.025a38 10.02a38 b11.51 b1.5 箱座底凸缘厚度 b2 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 d4 定位销直径 d b22.5 df df0.036a12 查手册 n d1 d10.72df d2 d2=（0.5~0.6）df M10 d3 d3=（0.4~0.5）df 10 d4=（0.3~0.4）df d=（0.7~0.8）d2 8 8 34 22 18 df，d1，d2至外机壁距离 C1 查机械课程设计指导书表4 df，d2至凸缘边C2 查机械课程设计指导28 21 / 25

. . .

缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与机壁距离 齿轮端面与机壁距离 书表4 16 50 l1 l1=C1+C2+（8~12） 1 1>1.2 15 2 2> 10 机盖，机座肋厚 m1,m m10.851,m0.85 轴承端盖外径 m19 m8.5 D2 D2D+（5~5.5）d3 120（1轴）125（2轴） 150（3轴） 轴承旁联结螺栓距离 S SD2 120（1轴）125（2轴） 150（3轴） 10. 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5(1.5~2)10mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的50号润滑，小于装至规定高度. 油的深度为H+h1 H=30 h1=34 所以H+h1=30+34= 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。 11.联轴器设计 22 / 25

. . .

1.类型选择. 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 公称转矩：T=9550p2.9550333.5 n75.6查课本P343表141,选取Ka1.5 所以转矩 TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 四 设计心得体会 减速器设计的设计是我们对《机械设计教程》课程学习成果的检验。 设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用，以与数据的计算与检验等。前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以与细心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以与实际经验的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以与对课本所学知识的复习和任老师的耐心说明下，我们的理论知识水平有所提高。在任老师的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长自行设计水平和实践检验能力。在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团，尝试不同的方案，在老师指导和组员的共同协作下，让设计得以基本完成。 由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望任老师再提出宝贵意见，并予以指正！再次感老师的精心指导和热情帮助 五 参考文献 机械设计教程（1994年修订本） 西北工业大学 濮良贵 机械设计手册（第2版） 机械工业 机械零件设计手册（第3版） 冶金工业 机械设计课程设计指导书（第2版）高等教育 龚桂义 23 / 25

. . .

机械工程师手册（第2版） 机械工业 几何公差与检测 (第七版) 科学技术 甘永立 24 / 25