机械设计课程设计二级标准直齿圆柱齿轮减速器（输送传动装置）.doc

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1、设计题目：二级标准直齿圆柱齿轮减速 器（输送传动装置）组别：10 设计题号：10姓名： 学号 ：专业：材料科学与工程院系：机电工程学院指导老师： 潘丽华目录一、设计任务书 1、设计带式输送机传动装置二级标准直齿圆柱齿轮减速器（输送传动装置） 2、已知条件 1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作有粉尘，环境最高温度35度； 2）使用寿命：8年； 3）检修间歇期：四年一大修，两年一中修，半年一小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 5）运输带速度允许误差：5%； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、原始数据 根据以上要求，本人的原始数据如

2、下： 1) 输送带拉力：F=4800N 2）输送带速度：v=1.8m/s 3）传动滚筒直径：D=500mm 4）机械效率：=0.96 5)工作年限：10年（每年按300天计算）；2班制。二、传动方案的拟定及说明传动方案如下图所示，第一级为带传动，第二级为二级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸振，过载时有安全保护作用。带传动在结构上宽度和长度尺寸都较大，且传动不适用于大功率的机械传动和恶劣的工作环境。机器结构如图三、电动机的选择（1）、根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机。 （2）、工作所需的功率： （3）、通过查（机械设计课程设计）表2-2确定各级传动的机械效率：V带 =0.95；齿轮

3、=0.97；轴承 =0.99；联轴器 =0.99。总效率电动机所需的功率为：由表（机械设计课程设计）16-1选取电动机的额度功功率为7.5KW。（4）、电动机的转速选1000r/min 和1500r/min两种作比较。 工作机的转速 D为传动滚筒直径。 总传动比 其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据进行比较如下表f-2 表f-2 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/kW同步转速/（）满载转速/传动比Y160M-67.5100097025.382Y132-27.51500140037.680 由上表可知方案的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案

4、。（5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为Y132-2。查表（机械设计课程设计）16-2得电动机中心高H=132 外伸轴直径D=38 外伸轴长度E=80。如图：（二）、传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比i总=37.68 选择V带的传动比；减速器的传动比。高速级齿轮转动比， 低速级齿轮传动比。（三）、传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速计算2、各轴输出功率计算3、各轴输入转矩计算各轴的运动和动力参数如下表f-3：表f-3轴号转速功率转矩传动比014007.00246.442.525766.652109.844.4263130.46.388468.7

5、73.405438.226.1341532.691538.226.0121502.21三、传动零件的计算（一）V带的设计与计算1、确定计算功率Pca 查表（没有说明查那本书表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情况系数KA=1.1 则：2、选择V带的带型 由Pca=7.702 nd=1400r/min选用A型V带。3、确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径 由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径2）验算带速v，按式验算速度因为，故带速适合。3）计算大带轮的直径 取4、确定V带的中心距a和基准长度Ld1）由公式 初定中心距a0=4502）计算带所需的基准长度 由表8-2

6、选带的基准长度Ld-1600mm3）计算实际中心距a5、计算小带轮的包角6、计算带根数Z1）由=125mm和，查表8-4a得根据，和A型带，查表8-4b得查表8-5得，查表8-2得2）计算V带的根数Z 7、计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得，A型带的单位长度质量q=0.1/m 8、计算压轴力Fp压轴力的最小值：9、带轮设计由表8-10查得 f=9 可算出带轮轮缘宽度：V带传动的主要参数如下表f-4表f-4名称结果名称结果名称结果带型A传动比2.5根数4带轮基准直径基准长度1600mm预紧力181.41N中心距443mm压轴力1440N（二）、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度

7、等级、材料及齿数。1）按设计任务要求，学号为单的选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。3）材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为40cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为45钢，调质处理，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮齿数Z2=i2Z1=244.426=106.224，取Z2=107.齿数比2、按齿面接触强度设计设计公式（1）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数Kt=1.32）小齿轮传递的转矩T=T1=109.84Nm=109840Nmm3）查表10-7选取齿宽系数4)查表10-6得材料的弹性影

8、响系数5）由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环齿数 7）由图10-19选取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径，取（取最小值）。2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高比 模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=1.97m/s ，8级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.06因为是直齿齿轮，所以，由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插入法查得8级精度小齿轮支承非对称时；由，查图10-13得，故动载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

9、7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计设计公式(1)、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4 则： 4)计算载荷系数K5)查取齿型系数由表10-5查得6）查去应力校正系数7）计算大、小齿轮的并作比较（2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取最小):比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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

10、的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.05并就接近圆整为标准值m=2.5，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4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮 大齿轮5、修正计算结果1） 查表8-5修正：2）3）齿高h-=2.25m=2.252.5=5.625 ；查表10-4 修正 由，查图10-13修正4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5）6） 然而是大齿轮的大7）实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。高速级齿轮的参数如下表f-5表f-5名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角齿数28124传

11、动比i4.426分度圆直径70310齿顶圆直径75315齿根圆直径63.75303.75中心距190齿宽75706、齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表f-6：表f-6名称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径d55轮毂直径D388轮毂宽度L取76腹板最大直径D0取270板孔分布圆直径D1179板孔直径D2取40腹板厚度C20根据参数设计的结构图f-1：图f-1（三）、低速级齿轮传动的设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）仍然是选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度足够。3）材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为235HBS

12、，大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数为Z3=24，则大齿轮齿数Z4=i3Z3=243.405=81.72，取Z4=82.齿数比2、按齿面接触强度设计设计公式（1）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数Kt=1.32）小齿轮传递的转矩T=T2=468Nm=46877Nmm3）查表10-7选取齿宽系数4)查表10-6得材料的弹性影响系数5）由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环齿数 7）由图10-19选取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，（2）、计

13、算1）试计算小齿轮分度圆直径，取。2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高比 模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=0.826m/s ，8级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.05因为是直齿齿轮，所以，由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插入法查得7级精度小齿轮支承非对称时；由，查图10-13得，故动载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计设计公式(1)、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数

14、S=1.4 则： 4)计算载荷系数K5)查取齿型系数由表10-5查得6）查去应力校正系数7）计算大、小齿轮的并作比较（2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取最大):比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.58并就接近圆整为标准值m=4，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4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮

15、大齿轮5、修正计算结果1） 查表8-5修正：2）3）齿高h-=2.25m=2.254=9 ；查表10-4 修正 由，查图10-13修正4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5）6） 然而是大齿轮的大7）实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。低速级齿轮的参数表如下表f-7表f-7名称计算公式结果/mm模数m4压力角齿数32109传动比i3.405分度圆直径128436齿顶圆直径136444齿根圆直径118426中心距282齿宽135130四、轴的设计（一）、轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式 Ao的值由表15-

16、3确定为：高速轴， 中间轴 ，低速轴。1、 高速轴 因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此 取2、 中间轴 根据后面轴承的选择，取3、 低速轴 安装联轴器设一个键槽， 再根据后面密封圈的尺寸，取（二）、减速器的装配草图设计图f-2减速器草图设计如上图f-2（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 以及密封圈的标注，取：滚动轴承轴段 滚动轴承选取6308 ：dDB=40mm90mm23mm:过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为2m/s左右，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取齿轮轴段

17、：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。：滚动轴承段，2）高速轴各段长度的确定：由于大带轮的毂孔宽度B=63mm，确定：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 ：由装配关系、箱体结构确定：由高速齿轮宽度B=75 确定：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此.滚动轴承选取6309 dDB=45mm100mm25mm。：低速齿轮轴段 取： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 :高速带齿轮轴段 ：滚动轴承段，2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取：由低速小齿轮轮宽B=135 取

18、：轴环，：由高速齿轮大齿轮轮宽B=70取： 3）细部机构设计查（机械设计课程设计）表10-1得高速级大齿轮处键bhL=161063（t=6.0，r=0.3）；低速级小齿轮键bhL=1610125（t=6.0，r=0.3）；齿轮轮毂与轴的配合公差选；滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为，各倒角为C2.中间轴的设计如下图f-3：图f-34、 低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此.滚动轴承选取6217 dDB=85mm150mm28mm。：低速大齿轮轴段 取：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 : 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： ：滚动轴承段，：封密轴段处，根据联

19、轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取：最小直径，安装联轴器的外伸轴段 2）低速轴各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取：由低速大齿轮轮宽B=130mm 取：轴环，：由由装配关系和箱体结构取：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 ：由联轴器的孔毂L=142 取五、轴的校核C121469（一）、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图f-4，高速轴的力学模型：齿轮1 图f-4f-52、支反力的计算由上面数学模型图知 总长L=283mm1)垂直面受力如右图f-5：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误图f-62）水平

20、支反力水平面受力如右图f-6对于点 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。图f-7M60176.83）A1 点总支反力 B1 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-7：C1点 M165315图f-82）水平面弯矩图如右图f-8：C1点 175926.96图f-9M3)合成弯矩图如右图f-9：C1点 4、转矩图图f-10M109840高速轴的转矩图如右图f-10T=5、弯矩强度校核由上面可知C1处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构，d 和d14=50根相差太大，危险截面可能会出现在D1处，如图f-11：据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1

21、查得当危险截面是C1处时：齿根圆图f-12 可见是安全的。当危险截面是D1处时：垂直平面的弯矩 水平面的弯矩 合成力矩 于是： 也安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以D1处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取

22、钢的特性系数：则安全系数如下：S =1.4故 设计的轴安全。（二）、中间轴的校核102.5112.567C2D2图f-131、中间轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图，中间轴的力学模型如图f-13齿轮2 齿轮3 2、支反力的计算由上面数学模型图知 总长L=285mm1)垂直面受力如图f-14：对于点得： 图f-14 方向向下对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核图f-15 计算无误2）水平支反力如图f-15对于点 =5491.39N对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）A2 点总支反力 B2 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图M6538-146796.4图f-1

23、61）垂直平面内的转矩图如右图f-16：C2点 M562867.48352627.8图f-17D2点 2）水平面弯矩图如右图f-17：C2点 D2点 3)合成弯矩图如右图f-18：M581694.9352688.40图f-18C2点 D2点 M468770图f-194、转矩图中间轴的转矩图如右图f-195、弯矩强度校核由上面可知C2处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知C2处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数：C截面有一个键槽 bh=1610 t=6 抗

24、扭截面系数：弯曲应力扭转应力 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：S=1.4 故 设计的轴安全。C321469f-20（三）、低速轴的校核1、低速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如图f-20，低速轴的力学模型：齿轮1 f-212、支反力的计算由上面数学模型图知 总长L=283mm1)垂直面受力如右图f

25、-21：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误。2）水平支反力如图f-22对于点f-22 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）A3 点总支反力 图f-23M-177997.04 B3 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-23：C3点 图f-24M489043.362）水平面弯矩图如右图f-24：C3点 图f-25520429M3)合成弯矩图如右图f-25：M1532690图f-26C1点 +4、转矩图高速轴的转矩图如右图f-26T=5、弯矩强度校核由上面可知C1处截面的转矩最大，是危险截面。据选定的轴材料45钢，调质处理

26、，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以C3处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）C3处设一键槽 bh=2514 t=9抗弯截面系数：抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附图3-1可得轴的材料的敏性系数故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：S =1.4故 设计的轴安全。六、键的选择

27、和校核（一）、高速轴上键的选择和校核 高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径d=31，查（机械设计课程设计）表10-1选择普通平键。因为带轮的轮毂宽B=63mm，所以选择的键尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。标记：键10856 GB/T1096-2003。键的工作长度L=l-b=56-10=46mm,键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm，传递的转矩。按表6-2差得键的静连接时需用应力 则故高速轴上的键强度足够。（二）、中间轴上的键选择和校核 中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿轮的轮宽B=70mm ，轴段直径d=55mm，所以

28、选用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），标记：键161063GB/T1096-2003 。高速轴上大齿轮的轮宽B=135 ，轴段直径d=55，所以选用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），标记：键1610125 GB/T1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。短键的工作长度L=l-b=63-16=47mm,键的接触高度k=0.5h=0.510=5mm，传递的转矩 则故轴上的键强度足够。（三）、低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=95mm，轮宽B=1

29、30mm 查表（机械设计课程设计）选键的参数：bhl=2514110（t=9.0，r=0.5）标记键2514110GB/T1096-2003 。键的工作长度 L=l-b=110-25=85mm,键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm，传递的转矩 则故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键用单圆头普通平键。由后面的联轴器选择所选的联轴器TL10联轴器可知 轴孔长度L1=107 又因为轴直径d=65mm，所以选键bhl=1811125。标记：键C1811125 GB/T1096-2003。键的工作长度 L=l-b=125-18=107mm,键的接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm，传递

30、的转矩 则故选的键强度足够。七、滚动轴承的选择和校核（一）、高速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据，选轴承型号为6209，其基本参数：轴承1轴承22、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h 所以，轴承寿命足够。（二）、中间轴轴承的选择和校核 1、滚动轴承的选择轴承3轴承4 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据，选轴承型号为6309，其基本参数：

31、2、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h 所以，轴承寿命足够。（一）、低速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据，选轴承型号为6217，其基本参数：轴承5轴承62、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48

32、000h 所以，轴承寿命足够。八、联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴（低速轴）选用弹性主销联轴器，考虑到转矩变化小，取，则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查（机械设计课程设计）表13-4，选用HTL10，公称转矩为2000N.mm，孔径d=65，L=143，需用转速为1700r/min，故适用。标记 联轴器。九、箱体的设计箱体各部分尺寸关系如下表f-8：表f-8名称符号尺寸关系mm箱座壁厚12箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度b118箱座凸缘厚度b30地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联接螺栓直径d2M10联接螺栓d2的间距

33、L轴承端盖螺钉直径d3M10检查孔盖螺钉直径d4 M5定位销直径d8大齿轮齿顶圆与箱体壁的距离L115轴承座轴承盖外径D1D2D3140150200箱体外壁到轴承座端面的距离L250凸缘尺寸C1C22420沉头座直径D22通气孔直径D418箱坐上的肋厚m114十、润滑、密封的设计1、润滑因为齿轮的速度都小于12m/s，所以，减速器齿轮选用油池浸油的方式润滑。把齿轮浸再油中，通过齿轮的传动，将油池中的油带入啮合处进行润滑，同时也甩到箱壁上有助于散热。润滑时，浸油高度为高速齿轮的0.7个齿高；滚动轴承的润滑采用油润滑，通过齿轮的的快速转动，将油打到机箱内壁上，油沿着机箱内壁流到油沟里，然后沿着油沟

34、流到滚动轴承那进行润滑和散热。可参见装配图。1、密封为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈。十一、参考文献1、机械设计（教材）第八版，高等教育出版社，主编：濮良贵 纪名刚 。2、机械设计课程设计，机械工业出版社，主编：殷玉枫。3、机械制图（第五版）（教材），高等教育出版社，主编：钱可强 何铭新4、机械设计手册简明手册，化学工业出版社，主编：骆素君 朱诗顺5、机械原理（第七版）（

35、教材），高等教育出版社，主编：孙桓 陈作模 葛文杰6材料力学（第二版）（教材），高等教育出版社，主编：单辉祖十二、总结。1、 通过这次课程设计，使我更加深入地了解了机械设计这一门课程。机械设计不仅仅是一门课，我们必须通过理论接合实际，深入地去了解其中的概念和设计过程，这样我们不但学到了理论知识，而且有助于提高我们的综合素质。这次设计不但涉及到我们学过的机械原理、机械设计、理论力学、材料力学等知识，还设计到我们还没学过的公差与配合，CAD制图，可见，机械设计是一门广泛综合的课程，单单靠教材学的点点是远远不够的，我们很有必要多点吸收课外的有关知识.。1. 这次设计还存在一些错误：如在分配传动比的时候，传动比分配得有点不合理，造成后面箱体结构不匀称，有点过大；在画装配图时，按照计算尺寸画低速齿轮无法正常啮合，应该是计算出现了点错误或传动比分配不合理。因此，必须继续努力学习，培养设计习惯，提高计算能力和操作能力。