单级圆柱齿轮减速器设计书

一．任务设计书

题目A:设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器的装置 设计要求： 工作条件:两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击 使用年限:五年 生产批量:小批量生产。

动力来源:电力，三相交流（ 380/220 ） 环境温度:最高 35 摄氏度 运输带速度允许误差:± 5%。 设计工作量: 1. 减速器装配图一（ A3）

2. 3.

个人设计数据:

零件工作图（从动轴，齿轮） 设计说明书一份

运输带的工作拉力 F（N/m）=1900 运输机带速 V（m/s）=1.6 滚筒直径 D（ mm）=400

已给方案

计算过程及其说明 计算结果 第部分 二.选择电动机 1传动装置的总效率： n= 1 !2 3 4式中： 为带的传动效率，取1=0.96 ； 2为两对滚动轴承的效率，取 2=0.99 ； 3为一对圆柱齿轮的效率，取 3=0.97; 4为弹性柱销联轴器的效率，取 4=0.98 ； 5为运输滚筒的效率，取 5=0.96。 所以。传动装置的总效率 n =0.96 0.99 0.99 0.97 0.98 0.96=0.86 电动机所需要的功率：p负=FV/1000=3.04 （KW P= p 负 / n- pg电动机效率 84.5% 43.04 =3.53KW 、 0.86 3.38 p负（符合条件） 2.滚筒的转速计算 nw=nw 60 1000v 60 1000「=76.4r/min 6滚筒的转速： 3.14 D 3.14 400 带传动的传动比围为i 1 [2,4];机械设计142页 n w=76.4r/min 一级圆柱齿轮减速器的传动比为 第八版413页 i2 € [3 , 5 ];机械设计 总传动比的围为[6 , 20]; 则电动机的转速围为[458.4,1528]; 3. 选择电动机的型号： 根据工作条件，选择一般用途的 丫系列三相异步电动机， 根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比 越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以电动机选用： 选用 Y112M1-6型 Y112M1-6 型 电动机。额定功率4KVy满载转速960( r/min ),额定转矩 2.0( N/m),最大转矩 2.0 (N/m) 4. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 i总传动比 ib= n/nw=960/76.4=12.56 式中：n为电动机满载转速； n1 =， 3i2=4.1w为工作机轴转速。 取带的传动比为h=3，则减速器的传动比i2=ib/3=4.19 5. 计算传动装置的运动和动力参数 6. 计算各轴的转速。 I轴:n1=n/ i 1=960/3=320 r/min; II轴:n2= n1/4.19=76.4; r/mi n 滚筒轴：n3= n 2=76.4 r/mi n n1 =320 r/mi n n 2 =76.4; r/min 7. 计算各轴的功率 I轴：P1=P 1=3.53 0.96=3.3888(Kw); I轴 P2= P1 2 3=3.3888 0.99 0.97=3.25(Kw); 滚筒轴的输入功率： P3= P2 4 2=3.25 0.98 0.99=3.15(Kw) 8. 计算各轴的转矩

电动机轴的输出转转矩： T i=9550 P/n=9550 3.53/960=35.12K N •m I轴的转矩 T2= TI 0.99=100.1 KN •m H 轴的转矩 T3 3 ii 1 2 =35.12 3 0.96 = T2 i2 2 = 100.1 4.19 0.99 0.97=402.8KN • m 第二部分传动部分的计算 三.带型零件设计 根据工作要求，选择V型带 1. 计算功率： Pea = Ka P =1.2 4=4.8 Ka---工作情况系数，查表取值1.2;机械设计156页 p---电动机的额定功率 V型带的功率： Pea=4.8W 2. 选择带型 根据Pea =4.8，n=960,可知选择A型；机械设计157页 由表8 — 6和表8— 8取主动轮基准直径dd1=100mm 则从动轮的直径为 取 db2=315mm dd2=300mm据表8— 8, 3. 验算带的速度 v 丁二,60 1000 60 1000 dd314 100 960 =5.02m/s 带的速度合适 机械设计 157 页 带速 v=5.02m/s 5.02m/s 25m/s V 根据0.7( ddi+dd2)< ao<2(ddi+dd2)，初步确定中心矩 机械设计第八版152页

a =500mm

o

5.计算带所需的基准长度：

Ldo 2ao

(ddi dd2)/2 (dd2 ddi) /4a°

2

2 500 3.14 （ 100+315）/2+ （ 315-100）/4 500 =1674.7mm

机械设计158页 由表8-2选带的基准长度

L=1800mm带轮的实际中

d

6. 计算实际中心距a

a a ° (L d L J/2=500 (1800 1674.7) / 2=563mm 机械设计第八版158页 验算小带轮上的包角

1

1 180 (d2 d1)57.3/a= 158.12。90。

心距：a=563mm

00

dd

7. 确定带的根数Z

Z= ----- ------ 机械设计第八版158页

Pca

（P。 Wk k

i

由 n=960r/min , dd1=100mn查表 8— 4a 和表 8 — 4b 得：

p

°

=°.，

96

P=°

0

12

查表 8 — 5 得：k 0.949,查表 8 — 2 得：

R

1.01 ,

带的根数z:

贝卩 Z = Pca

---- =4.8/（0.96+0.12）0.949

l

（P。 p°）k k

Z=5 1.01=4.637

取Z=5根

8. 计算预紧力

F 500 0Pca ( 1) q 机械设计 158 页 2.52v厂贝S F0 500 0 VZ k v 查表 8-3 得 q=0.10 (kg/m) (-^ 1) 0.10 5.02 5.02 5 0.949 4.82157.5N 主动轮：腹板式 从动轮：轮辐式 9. 计算作用在轴上的压轴力 F 2zFp°sin( 1/2) 2 5 157.5sin(158.12°/2) =1546.4N 机械设计第八版158页 四. 带轮结构设计 带轮的材料采用HT150 主动轮基准直径dd1 =100mm故米用腹板式(或实心式)， 从动轮基准直径db2 =315mm米用轮辐式。 五. 齿轮的设计 1. 选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； (1) .按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动； (2) .减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高， 所以选用7级精度(GB 10095-88); 小齿轮的齿数 为Z1 =20,则大 齿轮的(3) .选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调 质)，硬度为280HBS大齿轮的材料为45刚(调质)，硬度 为240HBS二者的材料硬度相差为 40HBS 齿数为 Z2=84 (4) .选小齿轮的齿数为 =20 4.19=84, 乙=20，贝卩大齿轮的齿数为 Z2 (5) 选取螺旋角。初选螺旋角 =14 o2. 按齿面接触强度进行设计

由设计公式进行计算，即

丿肛手宀乙丘）机械设计第八版203页 y d

u

dlt

H

选用载荷系数K =1.6

t

计算小齿轮传递的转矩

T 95.5 10R/n 1 1.011345 1 0Ngmm

5

5

由表10-7选定齿轮的齿宽系数

1 ;机械设计第八版

d

205页

1

由表10-6查得材料的弹性影响系数

Z

E

= 1.8 MPa 2

由图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

Hlim2

=550MPa

3. 计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%安全系数S=1,得：

K

H 1

-^=

540 Ma

P

―HNS lim2 =522.5 Mpa

K

机械设计第八版205页

由图10-30选取区域系数

图 10-26 得

a1

z H =2.433 0.74, a2 0.84,则

158

a1 a2

.

J — 2 2

540 522.5 MPa 531.25MPa 4. 计算

1)试算小齿轮分度圆的直径d 1t，带入 H中较小的值

d

i. ｛虹罟

(^

H

ZHZ

=53.3mm

圆周的速度

U

\\ d

v=2.6778m/s (1)计算圆周的速度V

d 1t n 1 60 1000 60 1000

=

3.14 53.3 9602.6778(m/s)

(2)计算齿宽b

b d =1 53.3=53.3mm

d 1t

(3) 计算齿宽和齿高之比。

d

1t

z

=2.665 mm

1

齿高h 2.25m =2.25 2.665=5.996 mm

t

=8.8

5.99625

计算纵向重合度 0.318 dz1tan 0.318 1 20 tan 14 1.586

o

(4 )计算载荷系数。

根据V=2.678mm/s;7级精度，可查得动载系数k =1.1 ；

v

丿

齿轮 k K =1.4;

H

F

可得使用系数k A=1;机械设计第八版193页

A

小齿轮相对支承非对称布置时，k =1.31 ；

H

机械设计第八版196页

由

b

9.1，k =1.31 可得 K =1.35

H

F

h

故载荷系数 K K K K K

A

V

H

=1 1.1 1.4 1.31 2.03

H

(5)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。

57.701mm

（6 ）计算模数m。 d

K

d

1

= m 一 COS =2.799 ; z

1

5. 按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的计算公式

2

m 3张「罗（丫

Fa

Y

Sa

）；机械设计第八版201页 I dZl

F

（1）确定公式各计算数值 1） 计算载荷系数 KKKK K =

A V

1 1.1 1.4 1.35 2.08

2） 根据纵向重合度 1.586，从图10-28查得螺旋角影

响系数丫 0.88。

Z1 Z 21. Z2 Zv1 3 91.95 v2 3 查取齿形系数。

查得 Y 2.7

a1

Y 2.22

a2 机械设计第八版200页

4）查取应力校正系数。

查表可得丫 = 1.565 3） 计算当量齿数

Sa2 = 1.785 机械设计第八版200页

丫 计算大，小齿轮的 Fa Ysa 并加以比较。 Y Y Y Y —Fa1 Sa1 =0.0139 —Fa2 Sa2 =0.0166

大齿轮的数值大。

5)设计计算。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又 满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构1 202

1.58 紧凑，避免了浪费 6. 几何尺寸的计算

(1)计算中心距 (Z1 Z2cos

2)m a -

149.73 mm 取整为 150mm

(2)修正螺旋角

关，可取由弯曲强度算得的模数 2.09 并就近圆整为标准值 m=2按接触强度计算得的分度圆直径 d 1 =57.701 mm,算 出小齿轮数 d 1 cos 57.701cos140

z i=28得大齿轮的 1 ----- --------- 27.99 取Z齿数 Z =4.19 28=117.29

取整Z2=117 2 中心距a=150mm 小齿轮齿数

Z1=28

大齿轮齿数

Z2=117

(zarccosi 2Z)m_ arccos(2 28 11 7) 2 =14o24' arc cos — arccos 300 =14 24 因 值改变不多，故参数 ,k ,ZH等不必修正。 (3) 计算分度圆直径 d = 1 cos d = 2 cos (4) 计算齿轮的宽度 b d Zim 282o ' 57.82 mm 24 241.6mm 24 cos14 1172oZ2m , cos14 d 1 1 57.82=57.82 mm 取整 B=60mm 六.轴的设计与校核 一. 主动轴的计算。 (1)选择轴的材料 选取45钢，调制处理，参数如下： 硬度为HBS= 220 抗拉强度极限(T B= 650MPa 屈服强度极限(T s= 360MPa 弯曲疲劳极限(T- 1 = 270MPa 剪切疲劳极限 T- 1= 155MPa 许用弯应力[(T- 1]=60MPa 二. 初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知 n 广 320 r/min; p =3.3(KW);查表可取

三.轴的机构设计

(1)拟定轴上零件的装配方案

如图(轴1),从左到右依次为轴承、轴承端盖、小 齿轮1、轴套、轴承、带轮。

=25

皿

=

30mm

5mm d -广v 3

皿卫=vii-viii =

d

40mm

d =41mm

IV -

v

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d ，取d =25

1

7

d刑-广40 mm

mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故 I段的长度应比带轮的宽度略短一些， mm 现取 li= 77mm。

带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h 0.07d

~0.1d ,

1 1

7

取带轮的宽度为80

取 h=2.5 mm,贝卩 d

皿

=30mm

轴承端盖的总宽度为20 mm根据轴承端盖的拆装及便于对 轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的右端面 间的距离I =25 mm故取丨=45 mm.

2. 。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下受轴向力较

小的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴 35mm故轴承

的型号为6207,其尺寸为d 35mm D 72mm, B=17mm. 所以 d 皿卞=vii-viii =35mm d3. 取做成齿轮处的轴段V-W的直径d 辱=40mm v1 v-W =58mm 取齿轮距箱体壁间距离a—10mm考虑到箱体的铸造误差， 4. 在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁 段距离 s, 取 s — 4mm 贝卩 iivv 8mm dvd =41mm v - =W47mm d -皿=40 mm 至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 (3) 轴上零件的轴向定位 齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键(详细的选择见后 面的键的选择过程) (4) 确定轴上的倒角和圆角尺寸 参考课本表15-2, 取轴端倒角为1X45°,各轴肩处的圆角半径 四.危险截面的强度 一主动轴的强度校核 (1) 主动轴上的功率 R=3.388 kw,转矩Ti=100.1 N •m 转速 m R=1.2mm =320r/min (2) 计算齿轮受力： 圆周力 Ft二 =2X 100.1 X 1000/57.82=3462.4N 2TLd1 cos

径向力 Fr Ft

tan n

3462.4 X tan200 =1301.1N

cos14.41

轴向力 Fa Ft tan =3462.4 X tan 14.41° =8.6N

作主动轴受力简图

L=i 1 + 12 =69.5+55.5=125mm

1.求支反力：

7水平支反力：FHA FHB^；^

34

21731

.\"

2

F卩 PH! 垂直支反力

Fr 丨2 Fa d1

2

- J 1 \"J J ------ =(1301.1 X 55.5+8.6 X 57.701/2)/125=7

83N

F

比

a

— =(1301.1 X 69.5-8.6 X 57.701/2)/125=51 8.1N 2•作弯矩图。

2

水平弯矩M H图，

M HC FHBl1 1731.2 x 69.5=120318.4N • mm

• I

f 1 R ..“Milllllllll 1 1 1111||\"： r血.一 1 = 垂直面弯矩MV图，

C点左边 C点右边

M vc = FVA 12 =783 55.5=43456.5N - mm

M

VC

= FVB11 =518.1 69.5=36007.95N • mm

• I r 1 ■I J \\l ,'1 • r ..irllllllll W\\\\\\ 1 II l 1 lllh 3. 求合成弯矩M作出合成弯矩图， C点左边

MC 二寸

~~MC

V120318.42 43456.52 127925.7N - mm

C点右边

MC 2

2

J J” .n -. i i \"III,. .. .Hllllll llllllll Illi Illi Illi llll Ill l l l l l l l = - Mlll

4. 轴传递的转矩

T二Ft di/2=3462.4 57.701/2=991.9N • mm

5. 危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考 虑，取 =0.6.

C点左边

Me' = vMc ( T)2 =

127925.7 (0.6 991.9) =141269.9

2

2

N • mm C点右边

Me = JMC ( T)

2

=

{125590.9 (0.6 991.9)

22

=

139159.2N • mm

6.

计算危险截面的轴径。由

教材公式

14-6

d 141269-9

3 Me =. =28.6

\\ 0.1 [ 1b] 、0.1 60

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5% d 30.09mm 而该危险截面的轴径为39mm符合要求。 二.从动轴的强度校核 （1）计算齿轮受力：

圆周力 Ft=2T2/ d2=2000X 402.8/241.6=3334.4N

径向力 Ftan r Ft

n

3334.4 X tan20 0 =1253N

cos

cos14.410

轴向力 Fa Ft tan =3334.4 X tan 14.410 =856.7N

作从动轴受力简图

L=l 1+l 2 =69. 5+55.5=125mm

— - 匚丫 — H 1 1 J. 7- ' 1 i —L T !*■ 主动轴的轴距

符合要求

F — 一FJ Fr T ------

1.求支反力:

水平支反力: F

Ft

3334HA

FHB

= 二

.

4

=1667.2N

2 2

垂直支反力: Fd2 」2 Fa 2 F VA

=(1253x 69.5+856.7 x 241.6/2)/125=1524

L .6N

Frll F

归

—2

=(1253 x 55.5-856.7 x 241.6/2)/125=271.6N

F i绡 rHr FHi -4------------- ]Q!— ---- 2.弯矩图。

水平弯矩 MH图,

MHC FHBI2 1667.2 x 55.5=92529.6N • mm

」1 dill 1 一 •.・T I ‘■Mi i 「丨 III lllllll lllllll[||iII ■

垂直面弯矩MV图

C点左边: M VC = FVA11 = 1524.6 69.5=105959.7N C点右边: M VC = FVB 12 = 271.6 55.5 = 15073.8N • mm

- ■ - ■' i 「illll 4i \"0 L -1 / , J. f J t\\ ■ n 1*1 1 1 1 lllllllllll ... — ' r—

3. 求合成弯矩M作出合成弯矩图, C点左边：

MC = ,MHC MV：

C点右边:

MC M HC MVC

z

z

92529.62 105959.72 140674N - mm

92529.6 1 50738 9 3 7 49.4N • mm

2

2

_ C G / 1 -i-1 I

I

I 1111 lllllllll

.illll

lllllrun.

4. 轴传递的转矩

T二Ft d2/2=3334.4 241.6/2=281995.5N

• mm

5. 危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑, 取=06

C点左边

Me'=、.Mc2

( T)2

1406742

(0.6 281995.5)2

=220038.4 N • m

C点右边

M2

2

2

e= .MC ( T) =、93749.4 (0.6 281995.5) =193433.9 N -mm Jf

i-J.

6.计算危险截面的轴径。由教材公式

14-6

Me

4

3322mm

d

眾。

=

-\\0-1

[

1b

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5% d 34.88mm 而该危险截面的轴径为39mm符合要求。

从动轴符合要从动轴的轴距符合要求 求。

第二部分滚动轴承的选择及校核 因为轴主要受径向力的作用，一般情况受轴向较小的作用， 故选用深沟球滚动轴承。 一.计算主动轴轴承， 输入轴轴承选择6207。 根据设计条件，轴承的预期寿命为：16 360 5 28800h 前面已算得径向负荷 Fr =1301.1N Fa=8.6N, n1=320r/min 主动轴轴承选 择 6207 , 查参考书《机械设计课程设计》表 荷 18— 3得基本额定动负 动载荷 Cr=25.5kN 静载荷 C°r=15.2kN B=17mm, D=72mm,d=35mm Fa/ Cor =8.6/(15.2 X 1000)=0.05852,取e=0.44,Y=1.0 (1) 计算当量动负荷Pr 由教材《机械设计基础》中的公式 16— 4得Pr XFr YFa 8.6F = =0.68>e=0.44 Fr 1301.1 由表16-11查得X=0.56 所以 Pr XFr YFa =0.56 X 1301.1+1.0 X 8.6=1618.2N 即轴承在Fr=1301.1N和Fa=8.6N作用下的使用寿 命， 相当于在纯径向载荷为1618.2N作用下的使用寿命。 (2) 计算轴承寿命 查教材表16— 8各表16—9得：ft=1, fp=1.1. 对于球轴承，取 =3 由参考书2中公式15-5得

10 6 ( f t C r 60 n f p p r

— 60 10( 320 1—25500 ) =1.54 10 h>>28800h 361 . 1 1618 .2 预期寿命为:5 年，两班制 。 预期寿命足够

预期寿命为:5年，两班制。预期寿命足够。 二.计算从动轴轴承 从动轴轴承选择7209G根据设计条件，轴承的预期 从动轴轴承选

寿命为： 16 360 5 28800h 前面已算得径向负荷Fr =1253N Fa =856.7N, m=76.4r/min 择 7209C

, 查参考书《机械设计课程设计》得基本额定动负荷 动载荷 Cr =25.5kN 静载荷 Cor =15.2kN B=17mm D=72mm,d=35mm Fa/ Cor =856.7/(15. 2X 1000)=0.0563,取e=0.44,Y=1.0 (1)计算当量动负荷Pr 由教材《机械设计基础》中的公式 16— 4得Pr XFr YFa —= ^=0.68>e

Fr 1253

85

由表16-11查得X=0.56

所以 Pr XFr YFa =0.56 X 1253+1 X 856.7=1558N

即轴承在Fr=1253N和Fa=856.7N作用下的使用寿命, 相当于在纯径向载荷为1558N作用下的使用寿命。

(2)计算轴承寿命

查教材表16— 8各表16— 9得:

f1

t =，

f

11,

p

= .

对于球轴承，取 =3 由参考书2中公式15-5得

L 此

(晋)

L

p r

h

60 n

10 6 (

1 25500

)

3

60

76 .4 (1.1 1558

=7.2 105

h>>28800h

预期寿命为:5年，两班制预期寿命足够。 十.键的选择和校核

1.选择键的和类型

一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键 联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(

A型)

根据d= 40mm从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b =10mm键高h=8mm由轮毂宽度并参考键的长度系列，取 键长L= 50mm

2.校核键连接的强度

键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力

预期寿命为:5 年，两班制预 期寿命足够

d= 40mm b= 10mm h=8mm L= 50mm

[p]=100-120MPa,取其平均值。[p] = 110MPa.

键的工作长度I = L-b=50-10=40mm

键与轮毂键槽的接触高度 k= 0.5h=0.5 x 8=4mm 由式（6-1 ）得，

2T 10

P

3

2 100.1 10

31.3MPa

P

3

110MPa

d K l 4 40 40

P

故合适。键的类型为键10x 50

3. 带轮上的键的选择

带轮处键位于轴端，选择 键C8 63 GB/T1096— 79，查表 得公称尺寸bx h=6X6 长度L=63mm

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[p] = 100〜120Mpa取[p]=110MPa 键的工作长度1 = L-b = 63-6 = 57mm

带轮上的键的 选

择

： bx h=6x6

长度L=63mm

k = 0.5h = 0.5 x 6= 3mm

2T 10 2 100.1 10

------- ------------ 46.83MPa P

d K l 57 3 25

故合适。

3

3

P

110MPa

P

键的选择合适

4. 大齿轮上的键的选择

选择键70X 20 GB/T1096- 79,查表得公称尺寸 bx h=10x 8 长度L=50mm

大齿轮上的键

键材料用45钢，查课本得

许用挤压应力[p] = 100〜120Mpa取[p]=110MPa

的选择：

bx h=10x8

2T 103

2 402.8 103

P --------------- --------------------- 125.9MPa 110MPa d K l 40 4 40 为了保险，改用双键

P 卩

/2=62.95 P

110MPa 5.联轴器的选择及其上面的的键的选择 联轴器选用GB5014.02.00,型号为HL2 轴孔直径为25, 轴孔长度为62 键位于轴端，选单圆头平键 b=6mm,h=6mm,L=56mm. 工作长度 I = L-B=56-6=50mm k = 0.5h = 0.5 x 6=3mm

2T 103 2 402.8 103 d K I 3 25 50 214.8MPa P

110MPa 所以改用双键, 107.4MPa <

p

110MPa 故合适。选择双键 56X 6 GB/T1096-1979 卜一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择 1.润滑方式的选择

在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩 擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨 粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。

因为速度较小，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较 大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠 机体油的飞溅润滑。 2.润滑油的选择 由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 N200工业齿 轮油，轴承选用ZGN- 2润滑脂

长度L=50mm 为了保险，改用 双键 P

P

/2=62.95

P

110MPa

改用双键，合 适。 轴承采用脂润 滑

减速器选用 3.密圭寸方式的选择 输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的 灰尘等造N200工业齿轮 油，轴承选用 成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂 润滑，所以采用毛毡ZGN-2润滑脂。 圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将 毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或 在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另 个零件压在毡 圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。 毡圈油圭寸 十二.箱体的设置 名称 计算公式 结 果 机座壁厚8 机盖壁厚8 i 机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘厚 地脚螺钉直径 8 =0.025a+1 >8 8 i=0.02a+1 >8 b=1.5 8 bi = 1.5 8 i b2=2.5 8 d=0.036a+12=1 7.904 10mm 8mm 15 mm 12 mm 25mm 20mm 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺 栓直径 箱盖与箱座联 a<250,n=4 di=0.75 d f 4 16 mm d2=（0.5 〜0.6） 12 mm 接螺栓直径d2 联接螺栓d2距 轴承盖螺钉径 df L=150 〜200 160 mm d3=（0.4 〜0.5） 10 mm df 窥视孔螺钉径 d4=（0.3 〜0.4） 8 mm df 定位销直径 d=（0.7 〜0.8） 10 mm d2 轴承旁凸台径 Ri =C? R=24mm R=20mm R=16mm 轴承盖螺钉分布 圆直径 D= D+2.5d 3 （D为轴承孔直 径） Di=97mm D2=105mm D3=125mm D21=122mm 轴承座凸起部分 端面直径 D= Di+2.5d 3 D22=130mm D；3=150mm 大齿顶圆与箱 体壁距离△ i 齿轮端面与箱 体壁距离△ 2 △ i>1.2 S 14 mm △ 2> S 10 mm df,d i,d 2至外机 壁距离 Gf=30mm G=1.2d+（5 〜8） Gi=20mm G2=20mm df,d i,d 2至凸台 边缘距离 Gf=24mm C2 Gi=20mm G2=i6mm 机壳上部（下部） 凸缘宽度 K=54mm K= Gi+ G2 K=40mm K2=36mm 轴承孔边缘到螺 钉e=（1 〜1.2）d i i6mm di中心线距离 轴承座凸起部分 宽度 吊环螺钉直径 Li》C if + G2f+（3 〜 5） dq=0.8df 58 mm i6mm 十三.减速器附件的选择

1.观察孔盖

由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下

检查孔尺 寸(mm) 检杳孔盖尺寸(mm) B L bi Li b2 L2 R 孔径 孔数n d4 68

120 100 150 84 135 5 6.5 4 2.通气器

设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸

如下：

D M2(X 1. D 30 D 25.4 S 22 L 28 l 15 a 4 d1 6 5

3.游标

选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下:

d M12

d1 4 d2 12 da 6 h 28 a 10 b 6 c 4 D 20 D 16 4.油塞

d D L 27 h 15 b 3 D 28 S 21 e d1 H M18< 1. 25 24.2 15.8 2 5

5.吊环螺钉

d di D d2 hi l h ri r a1 da a b Cb h2 d1 M16 14 34 34 12 28 31 6 1 6 13 4 16 22 4. 62 5 6.定位销

为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度

方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径 为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。

d=（0.7〜0.8）d 2, d 2

7.起盖螺钉

为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺 纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。 十四.设计总结

作为一名09级采矿的学生，类似的课程设计是十分有意义，而 且是十分必要的。在

已度过的大二时间里我们大多数接触的是专业基 础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，

如何去锻炼

我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中 去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。

次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。

在做本

为

了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计 手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们 不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是 工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是 构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，

由于本次大作业要求用auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图， 我们必须熟练的掌握

它。

虽然过去从未应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我

发现效率好高，记得大一 CAD寸觉得好难就是因为我们没有把自己放 在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边 用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。 但是由 于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。十六：参考资料

1.《机械原理》 桓、作模、文杰主编高等教育 2006年 2•《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育2001年 3.《机械设计手册》 吴宗泽、罗圣田主编 高等教育1993年 4•《机械设计课程设计》 俊龙、何在洲主编机械工业1992年 5.《机械设计课程设计》 卢颂峰、王大康主编工业大学1993年 6•《机械设计课程设计》蔡广新 主编机械工业2002年 7•《中国机械设计大典》第六卷

中国机械工程学会、中国机械

设计大典编

2 2.08 1.011345 105 0.88 cos2

14° 0.0166 =2 092mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数

齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要

取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有

m大于由