1、機械設計基礎課程設計學 院：年級專業：學生姓名：學 號：扌旨導教y帀：2014年6月0設計任務書11緒論21.1設計目的21.2傳動方案擬定22減速器結構選擇及相關性能參數計算42電動機類型及結構的選擇42.2電動機選擇42.3確定電動機轉速42.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比52.5動力運動參數計算53傳動零件的設計計算73.1普通v形帶傳動73.2直齒圓柱齒輪83.3齒輪幾何尺寸的設計計算83.4齒輪的結構設計ii4軸的設計計算134.1輸入軸的設計134.2輸岀軸的的設計154.3軸強度的校核185軸承、鍵和聯軸器的選擇195軸承的選擇及校核195.2鍵的選擇計算及校核205.3

2、聯軸器的選擇206減速器潤滑、密封216潤滑的選擇確定216.2密封的選擇與確定217減速器附件的選擇確定228箱體主要結構尺寸計算239減速器繪制與結構分析249.1拆卸減速器249.2分析裝配方案249.3分析各零件作用、結構及類型249.4減速器裝配草圖設計249.5完成減速器裝配草圖259.6減速器裝配圖繪制過程269.7完成裝配圖26參考文獻270設計任務書設計一用于帶式運輸上的單級斜齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續單向工作，兩班工作制，載荷稍有波動，室內工作，有粉塵(運 輸帶與滾筒摩擦阻力影響已經在f中考慮)。使用期限：10年。生產批量：20臺o生產條件：中等規模機械廠，可加工78級齒

3、輪與蝸輪。動力來源：電力，三相交流380/220v題目數據：組號19運輸帶工作拉力f/ (kn)1.25運輸帶速度v/ (m/s)1.75卷筒氏徑d/(mm)240運輸帶允許速度誤差為5%設計任務要求:1. 減速器裝配圖紙一張(1號圖紙) 一張2. 軸、齒輪零件圖紙各一張(3號圖紙) 兩張3. 設計說明書一分一份1緒論1.1設計目的（1）培養我們理論聯系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計課程和其 他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力， 鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了 一般機械設計的程

4、序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學 的工程設計能力和創新能力。（3）另外培養了我們查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊及相關技術資料的 能力以及計算、繪圖數據處理等設計方面的能力。1.2傳動方案擬定1.2.1傳動系統的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動 機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成 部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳 動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳 動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機

5、。傳動方案采用了兩級傳動, 第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過 載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的 轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代 機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級斜齒圓柱輪傳動。減速器的箱體釆用水平剖分式結構，用ht200灰鑄鐵鑄造而成。1.2.3傳動方案的分析與擬定1. 工作條件：使用年限8年，4年大修，兩班工作制，載荷稍有波動，多灰 塵環境。2. 原始數據：帶工作拉力f=1950n；帶速

6、v=1.50m/s；滾筒直徑d=450mm；3. 方案擬定：采用v帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳 動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低, 使用維護方便。結果電動機額定功率 ped = 3 kwpd =2.57 kwn 卷筒=139.26 r/mini總=835.56 2785.2 r/min計算及說明2減速器結構選擇及相關性能參數計算2.1電動機類型及結構的選擇木減速器設計為水平剖分，選用y系列三相異步電動機， 封閉臥式結構。2.2電動機選擇（-）工作機的功率pwp =fv/1000= 1950x1.50/1000=2.19kw（二）總

7、效率總總=帶齒輪聯軸器嚨承=°96 x 0.98 x 0.99 x 0.9952 =0.91（三）所需電動機功率匕pd=2.57kw查機械零件設計手冊得ped = 4kw2.3確定電動機轉速卷筒工作轉速為：n 卷筒=60xl000v/ （tc d） =139.26 r/min根據機械設計課程設計p5表2-2推薦的傳動比合理范圍,取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比心=35范圍。取v帶傳動比2帶=24。則總傳動比理論范圍為:=6-20o故電動機轉速的可選范為nd 二:總 x 仇=835.562785.2 r/min則符合這一范圍的同步轉速有:750、1000和1500r/min,由 標準查岀

8、三種適用的電動機型號：方案電動機 型號額 功定率電動機轉速（r/min）同步滿載1y160m1-84kw7507202y132m1-64kw10009603y112m1-84kw15001440綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速器傳動比,可見第2方案比較適合。因此選定電動機型號為y100l2-4, n滿二1430i7min。2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比選定電動機型號為 y100l2-41 確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速n滿和工作機主動軸轉速刀卷軸可得傳動裝置總傳動比為：抵二11滿/刀卷軸=10072.分配各級傳動裝置傳動比：總傳動比等于各傳動比的乘積

9、，總可帶zu-i帶=3取u=3.4 (普通v帶i=24)rffi 齒=3.42因為：，總二境齒所以：i齒=如/ »帶=3.42® =476.672.5動力運動參數計算(r/min)1.轉速nnu =139.384) = n滿=1430(r/min)® 二0 / u 二 n 滿 / i =476.67( r/min )«/=139.38(r/min)齒二 139.38 (r/min)pq - 3.2kw二二139.38 (r/min)好=3. 05伽2.功率pp2 = 2. 97 hv1 軸：p、=佗“帶=3. 21 x 0. 95 = 3. 05(hr)

10、p. = 2. 93 hri軸：p2 =好“齒輪軸承=3. 05 x 0. 995 x 0. 98 = 2. 97(加)卷筒軸厶=/仍聯軸器“昨 =2. 97 x 0. 995 x 0. 99 = 2. 93(伽)3.轉矩trq = 9550厶 / 刀0 = 31. 93 (n m)i 軸 7； = 帶/帶=103. 13gv /zz)ii軸t2 =齒輪軸承丄齒=446. 50 (n - m)卷筒軸厶=劭礪ii器軸承丄齒帶=439. 82 (n - m) 將上述數據列表如下：軸號功率p/kwn/(匚 min1)t/ (n m)103.2196031.933.413.05282.35103.13

11、22.9763.59446.504.4432.9363.59439.821to二31.93 (n . m) tl1033 (n m) t2=446.50 (n m) t3=439.82 (n m)結杲計算及說明3傳動零件的設計計算3.1普通v形帶傳動設計普通v形帶傳動須確定的內容是：帶的型號、長度、根 數，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上 之力的大小和方向1. 選擇帶的型號：查表13-8得k尸1.2,則計算功率為pc二kap=1.2x4二 4.8kw根據1、&查表，選取b型帶。2. 確定帶輪基準直徑、驗算帶速查資料表139,選取cli=125mm帶速驗算：v=mdi

12、%/ (1000x60) =3.14x125x960/1000x60=6.28m/s 介于525m/s范圍內，故合適大帶輪基準直徑 d2=no/nixdix(l- e )=3.4x 125x( 1 -0.02)=416.5mm故可選標準值425mm3. 確定帶長和中心距a：0.7x (dl+d2) <ao<2- (dl+d2)0.7x (125+425) <a()<2x (125+425)385mm<ao<l 100mm初定中心距a()=825mm ,則帶長為l()2*a()+7l, (di+d?) /2+ (d2-d|) v(4-a()=2x825-hf

13、(125+425) /2+ (425-125) 2/(4x825) =2541.22 mm查13-2表，按標準選帶的基準長度ld二2800mm的實際中心距 a= a()+(ld丄o)/2二825+(2800-2541.22)/2=960 mm4. 驗算小帶輪上的包角血ai=180°-(d2-d 1 )x57.3°/a= 162.09°> 120°小輪包角合適選b型帶di=125mmd2=425mm 帶中心距a=960mm3.2斜齒圓柱齒輪按輸入的轉速476.67 r/min,傳動比3.42計算，傳動功率 2.57kw,連續單向運轉，載荷平穩來計算。

14、(1) 選定齒輪材料、熱處理方式和精度等級因載荷較平穩，小齒輪、大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為 45鋼調質，調制處理，齒面硬度為260hbs,大齒輪選用45號鋼 正火處理，齒面硬度為215hbsoo齒輪精度初選8級(2) 初選齒數和齒寬系數。z|=20 z2=z】i齒=69 取 嘰=1滑動率及修正：e=1- (d2 nn)/d2n滿=0%帶實際傳動比:i*=d2/dl (1-8)=3.42從動輪轉速：= n滿/i418.13修正后齒輪傳動比:i=3.423.3齒輪幾何尺寸的設計計算3. 3.1按齒面接觸疲勞強度計算確定各參數值：1. 載荷系數因k取值在11.8之間，由于載荷較平穩,取 k二 1

15、.22. 按一般可靠要求取安全系數為sf=1.25 sh=b 許用接觸應力o h1二1500mpao h2 = 476 mpa許用齒根彎曲應力。fll =456mpao f2 =352mpa取兩式計算中的較小值，即o h二560mpa o f=352mpa3 計算小齒輪分度圓直徑齒數比“=3.42dl >70.35小齒輪為45 鋼調質，齒面 硬度為260hbs大齒輪為45 號鋼正火，齒 面硬度為215hbszl=20z2=69切二3'齒=3.42oh =515mpa2f=410mpa“ =4.46dl23&45mm將數值帶入上述公式可知: 取 d|=40mm3. 3. 2

16、齒輪幾何尺寸的確定1. 初選螺旋角b o=1502. 確定模數mn=dicos b 0/zi=1.54取標準模數值mn=2d2=dixi=136.83. 初選中心距：a=(d|+d2)/2=88.4mm圓整后去a=90mm4. 計算螺旋角 bo cosbo二 mn(z!+z2)/2a=1.97實際螺旋角po=14°38, 5",在8°20°范圍內,故合適5. 計算傳動的主要尺寸：實際分度圓 di= mnzi/ cos b o=4o. 2mmd2= mnz2/ cos b o=14o. 2mmdai二d+2ha=44.加mda2=d2+2ha=144. 2

17、mm6. 齒寬b二"d di = 1 1 x40.2=44.22mm取 b2=45mm bi=40mm3. 3. 3驗算圓周速度viv,= n nd/ (60x1000) =0. 921m/s<6m/s 故取 8 級精度合適3. 3. 4按齒根彎曲接觸強度校核計算2kt、cos b _r亠j =h- yrs < o校核式中：a) 小輪 z)=24齒輪嚙合寬度b=70 mm cos b =0. 963k=1.2 t 嚴 103.13nmb) 查手冊得兩齒輪的齒形系數和應力修正系數c)yfa 1=2.68ysal 二 1.60yfa2=2.22ysa2=1.84將數據帶入公式

18、得：mn=2dl=40.2mm d2= 140.2mm a=90.2mm b|=75mm b=70mmavb 0=14°38 ' 5dai= 44.2mmda2= 144.2mm滿足強度要求0 fl=77.87mpao f2=74.18mpa由于oflofl 2f2 >of2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求小齒輪采用齒3.4齒輪的結構設計輪軸結構 大齒輪采用小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下：腹板式結構軸孔直徑d= 0 45 (mni)輪轂直徑： = 105 mm輪轂直徑 必= l6d=72（加刖 取d、=75輪轂長度：輪轂長度l=

19、60mml=60mm輪緣厚度 8()= (2.5 4)m = 6.2510(mm)取計算及說明結果3.4齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d= 0 65 (mni)輪轂直徑 z?1=1.6d=1.6x65=104(m/z) 取必=105輪轂長度 l = 90()輪緣厚度 =(2.54)m = 66.2510(mm)取 =8輪緣內徑 d2 =dr2 -2=255.53mm取 d2 = 260(mm)腹板厚度 c=0.3b=0.3 x 70=21 mm取 c=25(mm)腹板屮心孔直徑z?o =0.5( d+ £>

20、2 )=0.5(180+70)= 125(mm)腹板孔直徑=0.25 (so) =0.25 (260-105)=38.75(mm)取 =40 (mm)齒輪倒角 n-0.5m-0.5x2.5-l.25取 n=1.5齒輪工作如下圖所示：小齒輪采用齒 輪軸結構 大齒車匕沐:用 腹板式結構輪轂直徑：£>)= 105mm輪轂長度：l = 90/aw? 輪緣內徑：d2=260mm腹板厚度：c=25mm腹板中心孔直 徑：do= 125 mm腹板孔直徑d) =40mm齒輪倒角：n=1.5計算及說明4軸的設計計算4.1輸入軸的設計(1) 小齒輪材料用45鋼，調質；(2) 按扭轉強度估算軸的直徑選

21、用45號鋼調質，硬度217255hbs齒輪軸選用45 號鋼調質，硬 度217255hbs軸的輸入功率為幷=3.05加轉速為 n 1 =282.35 r/min*柑八7x£|25.86 加d=30mm根據課本查表計算取a=83.5mm b=63mm c=63mm考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%,則 d=25.86x( 1 +5%)mm=27.15mm圓整為 30mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小肓徑。(3) 軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分 布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合 固定，兩軸承分別和軸承端蓋

22、定位，釆用過渡配合固定。(4) 求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d,=62mm圓周力：ft=3326.77n 作用在齒輪上的轉矩為：t1 =103.13xl03nmm 求圓周力：ftft=2ti/di=2x 103.13x 103/62=3326.77n徑向力：fr=1257.37n軸向力：fa=931.01n 求徑向力 fr=ft tana/cos p =3326.77xtan20°/0.963=1257.37n 求軸向力fa=f.tan b 二931. 01n(5) 軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位 置，建立力學模型。水平面的支反力：ft

23、l二ft/2=1663.385nft2= ft/2=1663.385 n垂直面的支反力：frl= fr-fr2=859.575nfr2=fr x 62. 5 - £ x 31125=397.795n(6) 畫彎矩圖水平面的彎矩：mmax=103.962n - m 垂直面的彎矩：mmax= 57.732n m 合成彎矩：mi】二118.916n m柞的s 堆力矩 塔用w(7) 軸上傳遞的轉矩：ti= 103.13n m(8) 帶作用在軸上的力：預緊力： 化=500 巳(2.5/ k-1 )/zv+qv2= 194.376n帶對軸作用力:fq =2z sin (a i/2) =1146.

24、1 in該力產生的彎矩圖，如圖在軸承 b 處彎矩 mf=ax/a =95.127 n m總合成彎矩(f),考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的 彎矩直接相加，可得總合成彎矩：總=166.48n m(9) 計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，4=0.6,公式為：m二+(如2i - i 剖面： mic =m【j + (燈丫 =178365.2484nmmii - ii 剖面：= t=61878nmmiii-iii剖面： miiic 二+(at$ =113481.4214nmm(10) 計算i、ii、iii三個剖面的直徑o-lb為對稱循環許用彎曲應力，為60mpaime -公式為：d&g

25、t;v0. lb_lz,d!>30.978mmmtc則 i - i 處：d 曰 一一-=30. 978imn v°- 1j21.766mmimttcii ii 處：dn>3f- = 21.766mmvo- igdin>26.643mmi mtttciii-iii： dni>3 ' = 26. 643mmyo. ij可以圓整到30mm4.2輸出軸的的設計犬齒輪材料 用45鋼，正 火，o b =600mpa,硬 度217 255hbs(1) 按扭矩初算軸徑j 2, 97v63. 59=42. 3mni人齒輪材料用45鋼，正火，o b=600mpa,硬度21

26、7255hbs 大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大， 故?。?117考慮有兩個鍵槽，將直徑增大10%,d=50mm則 d=42.13x( 1 +10%)mm=46.34mm圓整為 50mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑(2) 軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱 分布，該設計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面 用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩 軸承分別以軸肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階 梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(3) 求齒輪上

27、作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=278mm 作用在齒輪上的轉矩為：t2 =446500n-mm 求圓周力:ftft=3326.77n 求徑向力：frfr=ft tana/cos b =3326.77xtan20°/cos b =1125.90n 求軸向力fa=ft tan b =898.96n(4) 軸長支反力根據課本查表計算取a=90mm b=64.5mmc=64.5mm根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位 置，建立力學模羋水平面的支反力：ftl=ft/2=1663.39nft2= ft/2=1663.39 n垂直面的支反力：frl=心x 64. 5 打1

28、29x 138.89二404.93nfr2= fr-frl = 1530.83n(5) 畫彎矩圖剖面i-i處的彎矩：水平面的彎矩：mmax=ftxc=103.597n m垂肓面的彎矩：mmax= fr2xb=98.738n - m合成彎矩： mi2 二 143.114nmm(6) 軸上傳遞的轉矩：t2m46500n mm(7) 計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，cr=0.6,ftfr壓2彎矩彎矩圖1含成.彎從陰扭矩£1公式：m =+ (刃)i - i 剖面：mc 二 jmj +(a7j2 二303.745n mii- ii剖面： mg二at=267.9n miii- i

29、ii剖面： mme - q t=267.9n m(8) 計算i、ii、iii三個剖面的直徑di>36.99mmdn>35.48mmdni>o-lb為對稱循環許用彎曲應力，為60mpai me公式為：d>vo. lfcr_1almtc則 1-1 處：d>>3 - = 36. 99nimv°-j mile=35. 48mm0i hiiciii-iii處：dni>3/ = 35. 48nimv0- 1九4.3軸強度的校核按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知i處當 量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：°

30、 e= mie /w<a-1輸入軸：(1) 軸是分度圓肓徑為62的是齒輪軸，w=o.ld3=23832.8mm3(2) 軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為o-l=65mpa貝|j o e= m總 /w=6.39<o-1= 65mpa 故軸的強度滿足要求輸出軸：軸是直徑為65的是實心圓軸，w=o.ld3=27462.5mm3(2)軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為o-l=65mpa 貝ij o e= mi2av=5.21<q-1= 65mpa 故軸的強度滿足要求di>36.99mmd?>35.48mmd3>35.48mm輸入軸的強 度滿足要求輸出軸的強

31、 度滿足要求結果計算及說明5軸承.鍵和聯軸器的選擇5.1軸承的選擇及校核軸號軸承型號基本尺寸mmddb16209458519262126011022因軸轉速較高，主要承受徑向載荷，軸向載荷較小，故選取 深溝球軸承。根據初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計 初裝軸承處的軸徑并假設選用中系列，查表定岀滾動軸承型號列表 如下：根據條件，軸承預計壽命10年x365x 16=58400小時小軸軸承型 號為6209 大軸軸承型號為6212小軸軸承滿10660 x 282. 35r 29. 5 x 1000 ,1276.739 x 1.5丿=215748.04>87600足壽命要求1 小軸的軸承

32、使用壽命計算小齒輪軸承選用 6209,cr=31.5.5kn c0r=20.5knf二 1257.37/2二628.685、fa 二 931.01/2二465.505n教材表169查得fp=1.5 e=0.22 x=0.56 y=1.99當量動載荷:p=xfr + 辰二0.56x62&685+1.99 x 465.505= 1276.739n所以由式cj二空j色處丄，查表168可知21ft v 106故滿足壽命要求2.大軸的軸承使用壽命計算大軸承選用 6212,cr=47.8kn cor=32.8kn fr=562.95nfa二449. 48n 查表得 e=0.19 x=0.56 y=

33、2.30當量動載荷：p=r + 方=0.56x562.95+2.30x449.48= 1349.056n所以由式cj= f ；箱11 '查表16-8可知ft=l fp=1.560 x 63. 59x g.txbxj =3454457.897>58400h大軸軸承滿 足壽命要求故滿足壽命要求小軸上鍵強 度符合要求大軸上鍵強 度符合要求選用yl8型 凸緣聯軸器5.2鍵的選擇計算及校核1. 小軸上的鍵： tj=103.13n m查手冊得，選用a型平鍵，得：a 鍵 8x40 gb1096-2003 l=40mm h=7mm 根據式 o p=4t/(d h-l)= 49.11 mpa<

34、;100mpa故鍵強度符合要求2. 大軸上的鍵： t2二446.50n m查手冊選：c 鍵 14x70 gb1096-2003 l=70mm h=9a 鍵 18x50 gb1096-2003 l=50mm h= 11 根據式 j尸4t2/ (d hl) =56.70mpa< loompao pc=4 -t2/ (d-h-l) =49.96mpa< loompa 故鍵強度符合要求5.3聯軸器的選擇在減速器輸出軸與工作機之間聯接用的聯軸器因軸的轉 速較低、傳遞轉矩較人，又因減速器與工作機常不在同-機 座上，要求由較大的軸線偏移補償，應選用承載能力較高的 彈性柱銷聯軸器。查表得選用lx4

35、型號的軸孔直徑為50的 彈性柱銷聯軸器聯軸器，公稱轉矩tn=2500 n-m k=1.3r =9550-=9550 x l3 x 2, 97580.12n mnu63.59選用gyh6凸緣聯軸器，公稱尺寸轉矩tn =2500n m,tc<tn o采用j型軸孔，c型鍵軸孔直徑d=50,軸孔長度l=84gyh6凸緣聯軸器有關參數公稱 轉矩nm鬻r/min軸孔 直徑 d/mm軸孔 長度 l/mm外徑d/mm材料軸孔類型鍵 槽 類 型lx390068005084140ht200j 型a 型計算及說明結果6減速器潤滑、密封6.1潤滑的選擇確定61.1潤滑方式1. 齒輪vv12 m/s,選用浸油潤滑

36、，因此機體內需要有足夠 的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣， 齒頂到油池底面的距離h不應小于3050mm。對于單級減速器， 浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動，每 傳遞1kw需油量v（）=0350.7m3o2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺 潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使潤滑可靠，要加設輸油溝。6.1.2潤滑油牌號及用量1. 齒輪潤滑選用an 150全系統損耗油，最低最高油面距 1020mm,需油量為1.2l左右2. 軸承潤滑選用an 150全系統損耗油6.2密封的選擇與確定1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水

37、玻璃的方法2 .觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體z間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3. 軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常 溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈 內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然 彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛 氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。齒輪浸油潤滑軸承油潤滑齒輪軸承均用an 150全系統 損耗油計算及說明|結罄果7減速器附件的選擇確定1、軸承端蓋：ht150參看賈北平韓賢武主編的機械設計基 礎課程設計（第二版）的表44根

38、據下列的公式對軸承端蓋進行計算：do=3+lmm； d（）=d +2.53；0二d（）+2.53；£二1.23； ei>e；m 由結構確定；d4=d -（1015）mm； d5=d0-3d3; d6=d -（2 4）mm； di、b由密封尺寸確定;b=510, %=（0.8l）b 輸入軸端蓋：d（）=9mm d（）= 105mm d?= 125mm e=10mmei=15mm d4=70mm m=20mm輸出軸端蓋：d（）=9mm d（）= 130mm d?= 150mm e=10mmei-12mm d4 -100mm m-17 mm2、油面指示器：用來指示箱內油面的高度。3、

39、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱 體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面， 向放油孔方向傾斜1。2。，使油易于流出。4、窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪 齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。5、定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯接而組成的剖分式箱體，為保 證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱 體軸承座孔的加工精度及安裝精度。6、啟蓋螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水 玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟 箱螺釘可將箱蓋頂起。7、軸承蓋螺釘，軸承蓋旁連接螺栓，箱體與箱蓋

40、連接螺栓：用 作安裝連接用。輸入軸端蓋：do=9mm do= 105 mm d?= 125mm e=10mm ei=15mmd4=70mm m=20mm 輸出軸端蓋: d（）=9mm do= 130mm d2= 150mm e=10mm ei=12mm d4=100mm m=17mm計算及說明結果8箱體主要結構尺寸計算箱體用水平剖分式結構，用ht200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主 要尺寸計算參看賈北平韓賢武主編的機械設計基礎課程設計 （第二版）的表箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）8=8mm箱座壁厚588i=8mm箱蓋壁厚818b=12mm箱座凸緣厚度b12bi=12mm箱蓋凸緣厚度b i

41、12b2=20mm箱座底凸緣厚度b220df=16mm地腳螺釘直徑df16n=4個地腳螺釘數目n4dl = 12mm軸承旁聯結螺栓直徑di12d2=8mm箱蓋與箱座聯接螺栓直徑d28d3=8mmd4=6mmd-6mm軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑cu6定位銷直徑d6凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定， 以便于扳手操作為準li=40mmal = 12mm a 2= 12mm 3=4mm ml = 8 mm箱體外壁至軸承座端面距離hcl +c2+(58)=40大齒輪頂圓與內機壁距離al12齒輪端面與內機壁距離212箱蓋、箱座肋厚mi ,m28, 8軸承端蓋外徑（凸緣式）d2130,170m

42、2=8mm箱體內壁至軸承座孔外斷 面的距離li48d2=130j70li =48軸承端面至箱體內壁的距 離349減速器繪制與結構分析9.1拆卸減速器按拆卸的順序給所有零、部件編號，并登記名稱和數量，然后分類、分組保 管，避免產生混亂和丟失；拆卸時避免隨意敲打造成破壞，并防止碰傷、變形等, 以使再裝配時仍能保證減速器正常運轉。拆卸順序： 、拆卸觀察孔蓋。 、拆卸箱體與箱蓋聯連螺栓，起出定位銷釘，然后擰動起蓋螺釘，卸下箱 蓋。 、拆卸各軸兩邊的軸承蓋、端蓋。 、一邊轉動軸順著軸旋轉方向將高速軸軸系拆下，再用橡膠榔頭輕敲軸將 低、中速軸系拆卸下來。 、最后拆卸其它附件如油標尺、放油螺塞等。9.2分析

43、裝配方案按照先拆后裝的原則將原來拆卸下來的零件按編好的順序返裝回去。 、檢查箱體內有無零件及其他雜物留在箱體內后，擦凈箱體內部。將各傳 動軸部件裝入箱體內； 、將嵌入式端蓋裝入軸承壓槽內，并用調整墊圈調整好軸承的工作間隙。 、將箱內各零件，用棉紗擦凈，并塗上機油防銹。再用手轉動高速軸，觀 察有無零件干涉。經檢查無誤后，合上箱蓋。 、松開起蓋螺釘，裝上定位銷，并打緊。裝上螺栓、螺母用手逐一擰緊后, 再用扳手分多次均勻擰緊。 、裝好軸承小蓋，觀察所有附件是否都裝好。用棉紗擦凈減速器外部，放 回原處，擺放整齊。9.3分析各零件作用、結構及類型主要零部件： 、軸：主要功用是直接支承回轉零件，以實現回轉運動并傳遞動力。高速 軸屬于齒輪軸；低速軸為轉軸，屬階梯軸。 、軸承：用來支承軸或軸上回轉零件、保持軸的旋轉精度、減小磨擦和磨 損。 、齒輪：用來傳遞任意軸間的運動和動力，在此起傳動及減速作用，都為 斜齒圓柱齒輪。9.4減速器裝配草圖設計(1) 裝配圖的作用：裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構, 所有零件的形狀和尺寸，相關零件間的聯接性質及減速器的工作原理，是 減速器裝配、調試、維護等的技術依據，表明減速器各零件的裝配和拆卸 的可能性、次序及減速器的調整和使用方法。（2）設計內容：進行軸的設計，確定軸承的型號、軸的支點距離和作用在軸上零件的