一级齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计

题 目： 一级圆柱齿轮减速器的设计 专业年级： 机械电子工程10-1 学生姓名： 学 号： 指导教师：

机械工程系

完成时间： 2012年 7 月 7 日

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机械设计课程设计任务书

学生姓名： 学号： 专业：机械电子工程 任务起止时间：2012年 6月 17日至 2012年7 月7日 设计题目：设计带式输送机中的传动装置 机械原理课程设计工作内容： 一．传动方案如下图1所示： 二、工作条件 单向连续平稳转动，常温下两班制工作，空载启动，装置寿命为7年。 三、原始数据 1—电动机；2—V带传动； 3—单级圆柱齿轮减速器 4—联轴器；5—带式输送机； 6—鼓轮；7—滚动轴承 图1 带式输送机减速装置方案图 鼓轮直径d/mm 传送带运行速度V/m/s 运输带上牵引力F/N 四、设计任务： 280 1.4 2500 1.减速器装配图一张（A1图纸） 2.低速轴零件图一张（A3图纸） 3.齿轮零件图一张（A3图纸） 2.设计说明书一份 在三周内完成并通过答辩。 资料： 《机械原理》 《工程力学》 《机械制图》 指导教师签字： 年 月 日

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目 录

一、 传动方案拟定 ............................................................................. 5 二、电动机选择 ................................................................................... 5 三、计算总传动比及分配各级的传动比 ........................................... 6 四、运动参数及动力参数计算 ........................................................... 6 五、V带的设计计算 ............................................................................ 7 六．齿轮传动的设计计算 ................................................................... 8 七、轴的设计计算 ............................................................................. 12 八、滚动轴承的选择及校核计算 ..................................................... 16 九、键联接的选择 ............................................................................. 17 十、箱体设计 ..................................................................................... 17 十一．减速器附件的选择 ................................................................. 20 十二、润滑与密封 ............................................................................. 21 十三．联轴器的设计 ......................................................................... 21 心得体会 ............................................................................................. 22 参考文献 ............................................................................................. 23

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带式输送机传动装置的设计

摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可

以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为45钢（调质），硬度约为260HBW，大齿轮材料为45钢（正火处理），硬度约为215HBW，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。

关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器

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一、 传动方案拟定 1.1工作条件：运输机工作平稳，单向运转，双班工作，使用期限7 年。 1.2原始数据：运输带牵引力F= 2500N；传送带速度V=1.4m/s ；鼓轮 直径D=280mm 。 二、电动机选择 2.1 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2.2 电动机功率选择： η总=0.89 （1）传动装置的总功率： η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器 =0.95×0.993×0.97×0.99 =0.89 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/（1000η总） P工作=3.93KW =2500×1.4/（1000×0.89） =3.93KW

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计算过程及计算说明

n滚筒 计算滚筒工作转速： =95.49r/min n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.4/（π×280）=95.49r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范 围Ic=3～7。取V带传动比Iv=2～4，则总传动比理时范围为I总=6～24。 故电动机转速的可选范围为nd=I总×n筒 ￣ nd=（6～24）×95.54=572.94～2291.76r/min 符合这一范围的推荐同步转速有750 r/min 、1460 r/min、1500 r/min。 表2.1查出有一种适用的电动机型号、如下表 电动机型号 额定满载满载满载最大转矩 功率因数 质量 Y112M-4 功率 转速 电压 电流 额定转矩电动机型号 /kW r/min V A Kg Y112M-4 4 1440 380 8.3 2.2 0.82 43 2.4 确定电动机型号： 根据以上表选用的电动机类型，综合考虑电动机和传动装置尺寸、 重量、价格和带传动、减速器的传动比，电动机确定为Y112M-4。 其主要性能：额定功率：4KW，满载转速1440r/min， 三、计算总传动比及分配各级的传动比 i总=15.08 3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1440/95.49=15.08 3.2分配各级伟动比： i带=3 （1） 取齿轮i带=3（V带传动比I1=2～4合理） i齿轮=5 （2） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i齿轮=i总/i带=15.08/3≈5 四、运动参数及动力参数计算 4.1计算各轴转速（r/min） n电机=1440r/min n电机=1440r/min nI=480r/min nI= n电机/i带=1440/3=480(r/min) nII=96r/min nII=nI/i齿轮=480/5=96 (r/min) 2.3 确定电动机转速：

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PI=3.76KW PII=3.61KW PI=Pd×η带×η轴承=4.0×0.95×0.99=3.76KW PII= PI×η轴承×η齿轮=3.76×0.99×0.97=3.61KW 4.3计算各轴扭矩（N·mm） TI=74.81N.m TI= 9550×PI/ nI=9550×3.76/480=74.81N·m TII=361.04N.m TII= 9550×PII/ nII=9550×3.61/95.49=361.04N·m 五、V带的设计计算 dd1=100mm 5.1.确定计算功率PC 由表8-7查得工作情况系数kA=1.2，故 Pca=KAPd=1.2×4=4.8KW V=7.54m/s 5.2.选择V带的带型 根据Pca、n电机由课本图8-10选用A型 dd2=315mm 5.3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 1）初选小带轮的基准直径dd。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准 直径dd1=100mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度： dd1n电机1001440m 7.54m vss601000601000 在5-25m/s范围内，带速合适。 3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基 准直径dd2 Ld=1800mm dd2=i带·dd1(1-ε)=3×90×（1-0.02）=294mm 根据表8-8，圆整为dd2315mm。 5.4.确定V带中心矩a和基准长度Ld 1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm 2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度 2Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/（4a0） 2=2×500+3.14×（140+315）/2+（315-100/（4×500）≈1674.99 由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm 3）按课本式（8-23）计算实际中心距a。 a≈a0+（Ld-Ld0）/2=563mm 中心距变化范围为291～830mm。 5.5.验算小带轮上的包角α1 00α1=180-（dd2-dd1）×57.3/a 4.2计算各轴的功率（KW）

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Z=4 5.6.确定带的根数z 1）计算单根V带的额定功率pr。 由dd1=100mm和n电机=1400r/min根据课本表8-4a得P0=1.3KW 根据n电机=1440r/min，i带=3和A型带，查课本表（8-4b）得△P0=0.17KW。 查课本表8-5得Ka=0.94,表8-2得KL=0.95，于是 (F0)min Pr(P0P0)KKL(1.320.17)0.941.011.41KW =137.75N 2)计算V带的根数z。 Pca4.8z3.40 圆整为4根 Pr1.41 （Fp）min 5.7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min =1081.75N 由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以： (2.5K)2(F0)min500qv Kzv (2.50.94)4.825000.17.54N137.75N 0.9447.54 应使带的实际初拉力F0>(F0)min。 5.8.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 1158 (Fp)min2z(F0)minsin24137.75sinN1081.75N 22 综上可知带传动的设计参数如下： 选用B型V带 传动比i带=3 带数Z=4 V带额定功率Pr=4.8KW 带速：v=7.54m/s 基准直径：dd1=100mm，dd2=315mm 六．齿轮传动的设计计算 6.1选定齿轮精度等级、材料及齿数 1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。 2）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40钢（调质），硬度为T1=74848.125N280HBS，大齿轮材料为45钢（正调制处理）硬度为240HBS。二者材料·mm

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=1800-（315-100）×57.30/563 00158>90（适用）

硬度差为40 HBS。 3）选小齿轮齿数z124,大齿轮齿数z2245120。 6.2．按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 d1t2.323KT1u1ZE2() duH(1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 5T1=95.5×10×PI/nI =95.5×105×4×0.95×0.99/480=74848.125N·mm 3)由表10-7选取齿宽系数d=1 4)由课本表表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 5)由课本图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 2=550MPa；解除疲劳寿命系数ZＮ ：按一年３００工作日，每天１６ｈ计算， 6）由课本式10-13算应力循环次数N＝６０ｎｊｔ N1=60nIjｔｎ =60×480×1×(2×16×7×300) =2.32×109 N2=NL1/i齿=2.32×109/3=4.64×108 7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数 ZN1=0.9 ZN2=0.95 8）计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1.0 [ζH]1= ZN1ζHlim1/S=0.9×600/1.0Mpa =540Mpa [ζH]2= ZN2ζHlim2/S=0.95×550/1.0Mpa =522.5Mpa 12 αHlimZ1=600Mpa αHlimZ2=500Mpa N1=2.32×109 N2=4.64×108 ZN1=0.9 ZN2=0.95 [ζH]1=540Mpa [ζH]2=522.5Mpa m =2.5mm 6.3计算 1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[ζH]较小的值 KT1u1ZE21.374848.12531189.82d1t2.323()2.323() duH13522.522 1/3dd1=57.73mm =2.32×[1.2×101625.4×（3+1）×671/(3×515)] =57.73mm 2)计算圆周速度v。 v=πdd1 nI/（60×1000）=3.14×57.33×480/（60×1000）=1.45m/s 因为Ｖ＜６m/s，故取８级精度合适。 3）计算齿宽b。

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d157.73模数：mtmm2.40mm z124 d1=62mm 齿高：h2.25mt2.252.40mm5.4mm b/h=57.73/5.4=10.69 d1=62mm 5）计算载荷系数。 d2=310mm 根据v=1.45m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12 a=186mm B2=62mm 直齿轮，KHKF1； B1=67mm m=2.57mm 由表10-2查得使用系数KA1； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH1.423。 由b/h=10.69,KH1.423查图10-13得KF1.35；故载荷系数 KKAKVKHKH11.211.4231.594 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 1/3 1/3d1=d1t×(K/Kt)=57.73×(1.59/1.3)=61.74mm,取62mm。 7) 计算模数m。 ｍ=d1/z1=61.74/24=2.57 6.4几何尺寸计算 1)计算分度圆直径d1=mz1=24×2.57=62 d2=mz2=120×2.57=310 2)计算中心距 a(d1d2)/2(62310)/2mm186mm 3)计算齿轮宽度bdd1162mm62mm 取b262mm b167mm (4)按齿根弯曲强度设计 1 2KT1YFaYSa3 由课本公式的弯曲强度的设计公式m 2 z1F 1）由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1490MPa；大齿轮的弯 曲疲劳强度极限FE2410MPa。 2）计算弯曲疲劳许用应力。

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b=φdd1t=1.0×57.73mm=57.73mm b4）计算齿宽与齿高之比。 h

min F12bblim2SF410MPa max3）取齿形系数 由课本查得YFa14.35 YFa24.05 图6-40 弯曲疲劳极限应力 ζbblim：ζbblim1=490mpa ζbblim2=410mpa 弯曲疲劳寿命系数SFmin2=1 弯曲许用应力[ζbb1]= （ζbblim1／SFmin）YN1=490同理可得[ζ bb2]=410 校核计算ζbb1=2KT1YFS1=84mpa≤[ζbb1]同理可计算ζ bb2=72.7mpa≤[ζbb2] 故弯曲疲劳强度足够 下图为大齿轮的结构图： 综上可知，齿轮的设计参数如下： 小齿轮分度圆直径：d1=62mm 大齿轮分度圆：d2=310mm 中心距a=186mm 小齿轮齿宽：B1=67mm FtII=2317N 大齿轮齿宽：B2=62mm FrII=843.38N 模数m=2.5 bb11bblim1SF490MPa

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FtI=24144.56N FrI=8987.90N 7.1轴的设计计算 1、 两轴上的功率P、转数n和转矩 由前面的计算已知： PII=3.61kw nII=96r/min PI=3.76 kw nI=480 r/min 2、求作用在齿轮上的力 dminII=37.52mm 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=310mm dminI=22.24m FtII=2TII/d2=2×359119.76/310=2317N FrII= FtIItan20°=843.28N 因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=62mm FtI=2TI/d1=2×74848.125/62=24144.56N FrI=FtItan20°=8987.90N 3、初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢， 调质处理。取C=112，于是得 dminII= C（PII/ nII）1/3=112×（3.61/96）1/3=37.52mm 1/31/3dminI= C（PI/ nI）=112×（3.76/480）=22.24mm 4、低速轴联轴器的选择 可选取弹性柱销联轴器，查《机械设计手册》，选用HL3型弹性柱销联轴 器，联轴器的孔径d1=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度L1=84mm。 5.轴的结构设计 A、低速轴的设计 1)选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢调质处理。查教材表15-1得b640MPa， [b]160MPa 2)轴上零件的同向定位 齿轮在箱体中央，轴承对称分布在齿轮两边 3)确定各段轴的直径 根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径将估算轴d40作 为外伸端直径d1与联轴器相配。 轴段2：要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要故 d2d12hd125245mm 轴段3：安装轴承d350mm 七、轴的设计计算

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轴段4：用于安装齿轮d4d3(12)52mm 轴段5：齿轮左端用套筒固定，右端用轴环定位d557mm 轴段6：用轴肩对轴承作轴向固定，用拆卸尺寸来确定d652mm 轴段7：同一根轴上两轴承型号相同d7d350mm 4)轴承的选择 初选滚动轴承，故轴承只受径向力作用，用深沟球轴承，选用深沟球轴承6210，dDB50mm90mm20mm，轴承宽度B20mm最小安装安装尺寸为57mm。故轴承直径取d557mm 5)确定轴各段的长度 L4：应略小于齿轮的宽度 L4b(23)mm60mm L5：根据轴环宽度确定 L51.4h1.40.45.6mm L6：L6H32mm L2：为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸冲突，从而确定轴段2的长度 L2Ke(CB)77.6mm L184mm L7B20mm l3=BH2mm42mm 故全轴长为：L8477.642385.63220mm321.2mm 6)两轴承间的跨度L 因为深沟球轴承的负反力作用点作用在轴承宽度的中点，故两轴承之间的跨距 LL3L4L5L6L7B147mm 经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为73.5，故齿轮为居中布置 B．高速轴的设计 1)选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理 B640MPa,S=355MPa，许用应力160MPa因为dminI=22.24m 13

深沟球轴承6210，其尺寸d×D×B=50mm×90mm×20mm

，考虑键槽的影响与系列标准，取d23mm。 2)高速轴的结构设计 下图为高速轴的简图 （1）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。小齿轮 直径较小，可做成齿轮轴。两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合 实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。小齿轮的两端设置轴 肩给挡油环定位。 （2）确定轴各段的直径 ①轴段1的直径为轴的最小直径，故选定D1d136mm； ②轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择D2d12h40mm； ③轴段3为安装轴承，为便于安装应取D3D2，且与轴承内径标准系 列相符，取D350mm（其中选择轴承型号为6210，其尺寸为： ； dDB509020，最小安装尺寸为20mm）段4在小齿轮两侧对称设置的两轴肩处直径为D4=60mm; ④ 第五段轴为齿轮轴，则d5=62mm； ⑤D6=D4=60mm，D7=D3=50mm （3）、确定个轴段的长度 轴段4考虑到给挡油环定位，根据草图，可设计 l4=1.5h=8mm； l578mm l6=l4=8mm l3BA(23)mm46mm l2Ke(CB)60mm l184mm l7B18mm

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故全长为ll3l4l5l6l7-B46878818-12146mm 7.2校核轴的长度 1、画出轴的计算简图、计算支反力和弯矩。由轴的结构简图，可以确定轴支点跨距，由此可画出轴的受力简图。 水平面支反力FRBX1= FRDX1=（1/2）Ft=(1/2)8987.90=4493.95N FRBX2= FRDX=（1/2）Ft=421.64N L=b/2+H++B/2 则l2=67/2+10+10+15/2=94.5 l3=62/2+10+10+20/2=94 水平面弯矩 MCH1= FRBX1×94.5=424678N·mm MCH2= FRBX2×94=39844.98N·mm 垂直面支反力：FFRAZ=806 FRDZ=806 垂直面弯矩1MCV2=MCV1= FRBZ×94.5=5432.76Nmm 2MCV1=MCV2= FRDZ×94=108899Nmm 合成弯矩 1MC2=MC1=M2CHM2CV1=424678Nmm 2MC1=MC2=M2CHM2CV2=108899.73Nmm 7.3画出各平面弯矩图和扭矩图

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7.4、绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩： Mec1=[MC2+(αT)2]1/2 =[4246782+(0.6×74848.125)2]1/2=427045.92N·mm Mec2=[MC2+(αT)2]1/2 =[108899.732+(0.6×359119.79)2]1/2=241427.58N·mm 画出当量弯矩图 7.5、校核危险截面C的强度 由以上可得 DC1=25.8 DC2=34.8 设计直径分别为36mm 62mm ∴该轴强度足够。 八、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×360×7=40320小时 轴承预计寿命 40320h f P=1 Lh1=467300h

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8.1、计算高速轴承 （1）已知nI=480r/min (2)计算当量载荷P1、P2 （3）选择轴承型号为6008 取f P=1 根据式 PI=fPxFr1=fPx FAY =1.5×(1×217.58)=326.37N 8.2轴承寿命计算 ∵深沟球轴承ε=3 Lh=106(ftCr/P)ε/60n 根据手册得6210型的Cr=27000N Lh1=106(ftCr/ PI)3/60n =106×[1×27000/454.04] 3/[60×480] =467300h>33600h ∴预期寿命足够 九、键联接的选择 根据轴径的尺寸，可选择 高速轴与V带轮联接的键为：平键b×h=10×8，长度系列L=80 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 b×h=16×10长度系列L=56 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键b×h=12×8长度系列L=80 GB1096-79 十、箱体设计 (1) 窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来，尺寸设计根据手

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册第89页。 (2) 放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注，尺寸设计根据手册第90页确定。 (3) 油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。 (4) 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能，尺寸设计根据手册第94页右图确定。 (5) 启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。 (6) 定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置，尺寸参考手册p84确定。 (7) 调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用，尺寸参考手册p80确定。 (8) 吊环和吊钩 在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。 (9) 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其 密封效果相差很大，尺寸参考手册p87和p88确定。 箱体结构尺寸选择如下表：

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名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 符号 δ δ1 b b1 b2 df n d1 尺寸（mm） 10 10 15 15 25 20 4 15 10 机盖与机座联接螺栓直径 d2 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 定位销直径 l 150 d3 d 10 8 26, 22, 18 24, 20，16 14 230 df，d1, d2至外机壁距离 C1 df，d1 d2至凸缘边缘距离 C2 轴承旁凸台半径 箱座高度 R1 H 外机壁至轴承座端面距离 l1 60 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承旁联接螺栓距离 12 △2 10 m1 ,m 8.5， 8.5 s 尽量靠近，以Md1和Md2互不 干涉为准，一般s=D2

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十一．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) B L 检查孔盖尺寸(mm) b1 100 L1 150 b2 L2 5 R 孔孔径d4 数n 6.5 4 68 120 2.通气器 84 135 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 M201.5 ×D 30 D1 25.4 S 22 L 28 l 15 a 4 d1 6 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 d1 d2 12 d3 6 h 28 a 10 b 6 c 4 D 20 D1 16 M12 4 4.油塞 d D0 L h b D S e d1 H M18×1.5 25 27 15 3 28 21 .2 24.8 152 5.吊环螺钉 d d1 D d2 h1 l h r1 r a1 d3 a b D2 h2 d1

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M16 14 34 34 12 28 31 6 1 6 13 4 16 22 4.5 62 十二、润滑与密封 密封和润滑的设计 1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑，其尺寸根据手册p87确定。 2．润滑 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 十三．联轴器的设计 （1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算 55计算转矩TcaKAT31.33.89105.05710Nmm， 其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3 （3）型号选择 根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—85，选用HL3型弹性柱销联，其额定转矩[T]=630Nm, 许用转速[n]=5000r/m ,故符合要

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求。 心得体会 十几天的机械原理课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化. 在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不以为然,总觉得自己的弱势…..其实在生活中这样的事情也是很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题. 在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解…..也许很多问题没有想象中的那么复杂,关键还是看我们的心态,那种处理和解决分歧的心态,因为毕竟我们的出发点都是很好的. 课程设计也是一种学习同事优秀品质的过程,比如我组的同学,人家的确有种耐得住寂寞的心态.确实他在学习上取得了很多傲人的成绩,但是我所赞赏的还是他追求的过程,当遇到问题的时候,那种斟酌的态度就值得我们每一位学习,人家是在用心造就自己的任务,而且孜孜不倦,追求卓越.我们过去有位老师说得好,有有些事情的产生只是有原因的,别人能在诸如学习上取得了不一般的成绩,那绝对不是侥幸或者巧合,那是自己付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完

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美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同的,这就是一种优良的品质,它将指引着一个人意气风发,更好走好自己的每一步. 在今后的学习中,一定要戒骄戒躁,态度端正,虚心认真….要永远的记住一句话:态度决定一切. 参考文献 1、《机械设计基础》 第2版 2、《机械设计》课程设计指导书 3、《工程力学》 4、《机械设计手册》

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