铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计-课程设计说明书

机械设计基础课程设计学生姓名：陈翔 学号：05873738年级：大三院（系）：材料工程学院指导教师：时间：2016.01.22上海大学设计计算及说明结果一.《机械设计》课程设计任务书l.题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计2.任务：(1).减速器装配图(1号)…………1张(2).低速轴工作图(3号)…………1张(3).大齿轮工作图(3号)…………l张(4).设计计算说明书……………1份3.时间：2016年1月11日至1月22日4.设计参数：(1).传动带鼓轮转速n=150r/min(2).鼓轮轴输入功率P=3.3kW(3).使用年限：6年5.其它条件：两班制16小时工作、连续单向运转、载荷平稳，有轻微振动、设计计算及说明结果二、传动方案2.1传动方案说明一、选择传动机构类型的基本原则为：1.传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。2.载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。3.传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。4.在多粉尘、潮湿、易燃易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动。根据本次课程设计的要求，此设计采用的传动方案为单级圆柱齿轮传动。二、传动装置的合理布置传动装置布置的原则：1.传动能力小的带传动应布置在高速轴。2.开式齿轮传动应布置在低速轴。这样具有以下优点：1.适用于中心距较大的传动。2.具有良好的挠性，可缓冲吸收振动。3.过载时出现打滑现象，使传动失效，但可防止其他零件损坏。4.结构简单成本低。缺点：外廓尺寸大、无固定传动比、寿命短、传动效率低。结论：对于此传动装置的要求，低速轴由于其要求以固定的传动比传动，且所需传动效率很高，所以齿轮传动适用。设计计算及说明结果2.2电动机的选择2.2.1电动机的类型和结构型式类型：根据电源及工作机条件，由教材ⅡP196表20-1选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机ZBK22007-882.2.2选择电动机容量：（1）工作机所需功率PW=3.3kW（2）电动机的输出功率PdPd=PW/η电动机至工作机主动轴之间的总效率：＝0.96×××0.99×0.96＝0.86；式中，为V带的效率,为滚动轴承的效率，为圆柱齿轮的效率，为联轴器的效率，为滑动轴承的效率。所以电动机输出功率：Pd=Pw/η=3.3/0.86=3.84kW（3）确定电动机额定功率：Ped≥Pd，根据教材ⅡP196选择电动机，电动机额定功率为Ped=4.0kW2.2.3选择电动机的转速由教材ⅡP4表2-1：得推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为r/min。查课程设计指导书P196表20-1，可选择同步转速1000r/min、1500r/min和3000r/min的三种电机。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Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。2.2.4选择电动机的型号：查教材ⅡP196表20-1型号额定功率<kW>同步转速<转/分>满载转速<转/分>质量<kg>额定转矩最大转矩Y112M—44.015001440432.22.3η总=0.86Pd=3.84kWPed=4.0kW设计计算及说明结果2.2.5电动机外形简图和主要安装尺寸（教材ⅡP197表20-2）电动机外形示意图(1).电动机的主要技术数据表：电动机型号额定功率(kW)电动机转速(r/min)质量（kg）同步满载Y112M—44.015001440432.3总传动比的确定和各级传动比的分配2.3.1理论总传动比i总＝nm÷nw＝1440÷150＝9.602.3.2各级传动比的分配及其说明取V带传动比：i带＝2.1电动机型号Y112M—4i总＝9.60i带＝2.1设计计算及说明结果则单级圆柱齿轮减速器传动比i齿＝i总÷i带＝9.6÷2.1＝4.50由于i齿轮值一般取3—6所以i齿轮符合其常规范围。2.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴的理论转速电动机轴：n0＝nm＝1440r/min高速轴：nⅠ＝n0/i带＝1440/2.1＝685.71r/min低速轴：nⅡ＝nⅠ/i齿轮＝685.71/4.5＝152.38r/min2.4.2各轴的输入功率电动机轴：P0＝Ped＝4.0kW高速轴：PⅠ＝P0×η带＝4.0×0.96＝3.84kW低速轴：PⅡ＝PⅠ×η齿轮×η滚动轴承＝3.84×0.97×＝3.65kW2.4.3各轴的理论转矩电动机轴：T0＝9550×P0/n0＝9550×4.0/1440＝26.53N•m高速轴：TⅠ＝9550×PⅠ/nⅠ＝9550×3.8/685.71＝52.92N•mm低速轴：TⅡ＝9550×PⅡ/nⅡ＝9550×3.65/152.38＝228.75N•m2.4.4各轴的运动和动力参数汇总表轴P（kW）n(r/min)T（N•m）电动轴O4.0144026.53高速轴I3.84685.7152.92低速轴II3.65152.38228.75i齿＝4.50n0＝1440r/min=685.71r/minnⅡ＝152.38r/minP0＝Ped＝4.0kWPⅠ＝3.84kWPⅡ＝3.65kWT0＝26.53N•mTⅠ＝52.92N•mTⅡ＝228.75N•m设计计算及说明结果三.传动设计3.1V带传动3.1.1V带传动的设计计算1、确定计算功率Pc由课本表8-8“工作情况系数KA”查得KA=1.1故Pc=KA•P=1.1×4.0=4.4kW(2)选取普通V带型号根据Pc=4.4kW，n1=1440r/min,由教材ⅠP157图8-11，确定选用A型。d1=75~100mm(3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2由教材ⅠP155表8-7“V带轮最小基准直径”及其注，取d1=90mm,d2=(n1/n2)*d1=(1440/685.71)*90=199mm由教材ⅠP157表8-9取d2=200mm误差Δη=Δd/d2=(200-189)/200×100%=0.5%<5%故允许。(4)验算带速VV=(d1×n1×π)/(60×1000)=(3.14×1440×90/(60×1000)=6.78m/s,在5~25m/s范围内，带速合适。(5)V带内周长度Ld和中心距a0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)203mm<a0<580mm初步选取中心距a0=500mm,KA=1.1Pc=4.4kWd1=90mmd2=200mmV=6.78m/s设计计算及说明结果L0=2a0+(π/2)*(d1+d2)+[(d2-d1)²/4a0]≈1462mm（教材式8-22）由教材Ⅰ表8-2对A型带选用基准长度Ld=1550mm再由式8-23计算实际中心距：a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1550-1462)/2=544mm(6)小带轮包角α，由教材Ⅰ式8-6得α1=180°-[(d2-d1)/a]*57.3°=180°-[(200-90)/544]*57.3°≈168°>120°∴主动轮包角合适。(7)V带根数z,由教材Ⅰ式8-19得z=Pc/[P0]=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*KL]由n1=1440r/min,d1=90mm,i带=2.1查教材ⅠP151页表8-4用插入法得：P0=1.064kW由教材ⅠP153表8-5得：ΔP0=0.17kW查教材ⅠP155表8-6得Kα=0.97查教材ⅠP145表8-2得KL=0.98则Z=Pc/[(P0+ΔP0)KαKL]=4.4/[(1.064+0.17)*0.97*0.98]=3.76取Z=4根式中：P0—单根V带的基本额定功率；ΔP0—单根V带额定功率增量；Kα—包角系数；KL—长度系数。(8)作用在带轮轴上的压力FQ由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m所以：F0=[(500*Pc)/zv]*[(2.5/Kα)-1]+qv²F0=[(500*4.4)/(4*6.78)]*[(2.5/0.97)-1]+0.1*6.78²=133N计算轴压力FQ=2Z*F0*sin(α1/2)=2*4*133*sin(168°/2)=1058NV带传动主要传动参数见下表：带型Ld(mm)D1(mm)D2(mm)a(mm)Z(根)F0（N）Fp（N）V(m/s)KAA155090200544413310586.7带轮结构设计：由于带轮低速运转（V＜30m/s），所以采用铸铁材料，常用材料的牌号为HT150或HT200。1、小带轮：D=dd=125mm;d=38;2.5d~3d=95~114mm;dd≤2.5d~3d故小带轮采用实心式。带轮的基本尺寸如下：(mm)槽型febbdhahfδψA10eq\o(\s\up5(+2),\s\do2(-1))15±0.313.2112.758.7634°槽型Bdaddd1dlA50104.510072.238502、大带轮：D=355mm>300mmd=38;d1=1.9d=72.2;l=1.5d=1.5*38=57mmdd-d1=355-72.2=282.8＞100mm故大带轮采用椭圆轮辐式。带轮的基本尺寸如下：(mm)槽型febbdhahfδψA10eq\o(\s\up5(+2),\s\do2(-1))15±0.313.2112.758.7638°槽型BD1D0dd1d0lCA508779,63872.23.760103.2齿轮传动设计计算3.2.1齿轮的设计计算1、齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数[1]选用斜齿圆柱齿轮传动。[2]选用软齿面、闭式传动。由课本表10-1得小齿轮：45钢，调质处理HBS=197~286;sHlim1=550~620MPasFE1=410~480MPa取HBS=230sHlim1=600MPasFE1=425MPa大齿轮：45钢，正火处理HBS=156~217;sHlim1=350~400MPasFE1=280~340MPa取HBS=200sHlim1=380MPasFE1=300MPa查教材ⅠP207“最小安全系数SH,SF的参考值”得SH=1.0SF=1.25[sH1]=sHlim1/SH=600/1.0=600MPa[sH2]=sHlim2/SH=380/1.0=380MPa[sF1]=sFE1/SF=425/1.25=340MPa[sF2]=sFE2/SF=287/1.25=240MPa[3]初选精度等级8级。[4]初选小齿轮齿数：Z1=24大齿轮齿数：Z2=i齿轮*Z1=4.5*24=108取Z2=108实际传动比为i=108/24=4.50[5]选取螺旋角β=14º按齿面接触强度设计1）由设计计算公式试算小齿轮分度圆直径公式内的各参数值（1）试选“载荷系数K”（1.2—1.4）得K=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数φd=1由表10-5查得材料的弹性影响系数由图10-5得区域系数ZH=2.5计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20/cos14）=20.562=φdZ1tan/π=1.905（7）由式（10-23）可得螺旋角系数（8）小齿轮上的转矩T1：T1=52920N.mm（9）小齿轮分度圆直径d1：D1≥[(2KT1/yd)(u+1/u)(ZEZHZβ/[sH1])2]1/3=[(2×1.3×52920/1.0)(4.5+1/4.5)(189.8×2.5×0.985/380)2]1/3=47.281mm7调整分度圆小齿轮直径⑴计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=pd1n1/(60*1000)=3.14×47.281×1440/(60×1000)=3.56m/s②齿宽bb=ydd1=1×47.281=47.281mm⑵计算实际载荷KH①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=3.56m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12③齿轮的圆周力=2×52920/47.28=2.24×10^3

N.mm=1×2.24×10^3/47.28=47.736N/mm＜100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.451④由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4则载荷系数为=1×1.12×1.4×1.145=2.275⑶由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径=及相应的齿轮模数mn=d1cosβ/z1=56.975×0.97/24=2.303mm3按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-20）试算齿轮模数，即：（1）试选KFt=1.3（2）由式（10-18）可计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y弯曲疲劳强度用重合度系数βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/(cosβcosβ)=1.739ZV1ZV1=26.37ZV2=118.68YFa1=2.62YFa2=2.11YSa1=1.60;YSa1=1.82d1=48.74V=3.67m/sb=48.74mmh=3.105mm⑷齿形系数和齿根修正系数：ZV1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.37ZV2=Z2/cos3β=108/cos314°=118.68查教材Ⅰ图10-17“外齿轮的齿形系数YFa”与图10-18“外齿轮的齿根修正系数YSa”得（3）齿形系数由图10-17查得YFa1=2.62；YFa2=2.11（4）应力校正系数由图10-18可查得YSa1=1.60;YSa1=1.82＜所以取代入公式（8）试算模数调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度d1=Z1/cosβ=1.97×24/cos14=48.74②齿宽bb=ydd1=1×48.74=48.74mm③齿高h及宽高比b/hh=（2ha*+c*）mn=(2.0+0.25)*1.38=3.105mmb/h=15.69计算实际载荷系数Kf①根据v=3.76m/s,八级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.11②由Ft1=2T1/d1=2×52920/48.74=KAFt1/b=1×/48.74=43.08＜100查表10-3得齿间载荷分配系数Kfβ=1.4③由表10-4用插值法查得KHβ=1.451由b/h=15.69查图10-13得Kfβ=1.45则载荷系数为KF==1×1.11×1.4×1.45=2.253）由10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数1mn=Mn=2Z1=27Z2=121对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中近取mn=2mm。同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.281mm来计算小齿轮的数。即Z1=d1cosβMn=2Z1=27Z2=121则Z2=uZ1=4.5×27=121.5取Z2=121Z1，Z2互为质数4）计算几何中心距d1=56mmd1=56mmd2=249mmb2=58mmb1=62mmβ=14.76考虑模数由1.66mm增加到2mm，为此将中心距减小圆整为153mm按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos(mn(Z1+Z2)/2a)=14.76⑿齿轮分度圆直径d1=mn*Z1/cosβ=55.67mm取d1=56mmd2=mn*Z2/cosβ=249.48mm取d2=249mm⒀齿宽b：b=yd*d1=1*56=56mm取b2=58mm,b1=62mm3、验算齿轮弯曲强度sF1=2KT1*YFa1YSa1/(bdmn)=324MPa＜【sF1】=340sF2=2KT1*YFa2YSa2/(bdmn)=183MPa＜【sF2】=230∴齿轮尺寸合适Ld=1550mma=544mmα=168°P0=1.064kWΔP0=0.17kWKα=0.97,Kl=0.98Z=4F0=133NFQ=1058NZ1=24Z2=108β=14ºK=1.3yd=1.0mn=2.0mma=153mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果齿轮设计总表：（I为小齿轮，II为大齿轮）齿轮齿数Z材料热处理传动比中心距(mm)螺旋角I2745钢调质4.5015314.76II121正火齿轮齿宽(mm)I62II583.3各轴的运动和动力参数汇总表项目电动机轴高速轴低速轴转速（r/min）1440685.71153功率（kW）4.03.843.65转矩（N·mm）26.5352.92228.75传动比2.14.5设计计算及说明结果3.4联轴器的选择1.选型说明由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。2.联轴器型号由教材ⅡP164表17-4选择联轴器HL4联轴器38×82GB4384—86型(Y型)联轴器外形示意图设计计算及说明结果四.轴与轮毂的联接4.1高速轴的结构设计4.1.1轴径设计利用公式d≥C*(P/N)1/3初步确定所需直径。由教材ⅠP245表14-2得C=118~107∴d≥（118~107）*(3.8/685.71)1/3=18.93~20.886mm 考虑到键的影响,轴径放大5%，d1=(1+5%)×（18.93~20.886）=19.876~21.930mm⑴取d1=20mm⑵d2=d1+2h定=25mm⑶d3=d2+2h非定=30mm根据教材ⅡP158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径d3=30mm⑷d5=d3+2h非定=40mm根据教材ⅡP144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=30mm∴初步选取深沟球轴承的型号为6306轴承外径D=72mm,宽度B=19mm⑸d6=30mm;d4=35mm用齿轮轴。4.1.2轴的长度设计：轴段1：L1=60mm（根据教材ⅡP65普通V带轮毂长度的设计确定）轴段2：L2=71mm（涂润滑脂的空隙）轴段3：L3=m+e+10+结构确定=30mm轴段4：L4=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm轴段5：L5=轴承宽度B+结构确定+2=62mm轴段6：L6=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm轴段7：L7=轴承宽度B+结构确定+2=30mm高速轴总长：L=267mmd1=20mmd2=25mmd3=30mmd4=35mmd5=40mmd6=30mmL1=60mmL2=71mmL3=30mmL4=7mmL5=62mmL6=7mmL7=30mmL=267mm设计计算及说明结果4.2低速轴的结构设计4.2.1轴径设计利用公式d≥C*(P/N)1/3初步确定所需直径。∴dmin=107*(3.65/152.38)1/3=30.84mm 由教材ⅠP245表14-2得C=118~107考虑到键的影响,轴径放大5%，d1=(1+5%)×30.84=32.382mm⑴取d1=35mm⑵d2=d1+2h定=40mm⑶d3=d2+2h非定=45mm根据教材ⅡP158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径d3=45mm根据教材ⅡP144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=45mm∴初步选取深沟球轴承的型号为6309轴承外径D=100mm,宽度B=25mm⑷d4=d3+2h非定=50mm（5）d5=d4+2h定=55mm（6）d6=由结构决定=45mm4.2.2轴的长度设计：轴段1：L1=80mm（根据教材ⅡP117表11-2的数据设计确定）轴段2：L2=66mm（涂润滑脂的空隙）轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定=46mm轴段4：L4=齿轮轮毂长度-2=56mm轴段5：L5=定位轴肩（结构决定）=12mm轴段6：L6=轴承宽度+结构确定=36mm低速轴总长：L=296mmd1=35mmd2=40mmd3=45mmd4=50mmd5=55mmd6=45mmL1=80mmL2=66mmL3=46mmL4=56mmL5=12mmL6=36mmL=296mm设计计算及说明结果4.3轴的强度校核只需进行高速轴的强度校核,按弯扭强度计算L=267,K=155,压力角α=20°∵齿轮上的圆周力Ft=2T1/d1=5292N轴向力Fa=Ft*tgβ=1394.25N径向力Fr=Ft*tgα/cosβ=1991.85N带轮的压力FQ=1238.5N1)求垂直面的支反力F1v=(Fr*L/2-Fa*d4/2)/L=(1991.85*267/2-1394.25*35/2)/267=904.54NF2v=Fr-F1v=1991.85-904.54=1087.31N2)求水平面的支反力FH=F1H=F2H=Ft/2=5292/2=2646N3)F在支点产生的反力F1f=F*k/L=1238.5*155/267=718.98NF2f=F+F1f=1238.5+718.98=1957.48N4)绘垂直面的弯矩图：Mav=F2v*L/2=145155.88N·mmMav＇=F1v*L/2=120756.09N·mm5)绘水平面的弯矩图：Mah=FH*L/2=353241N·mm设计计算及说明结果6)F力产生的弯矩图：M2f=F*k=1238.5*155=191967.5N·mma-a截面F力产生的弯矩为:Maf=F1f*L/2=718.98*267÷2=95983.83N·mm7)合成弯矩图考虑到最不利的情况,把Maf与(Mav2+Mah2)1/2直接相加Ma=Maf+(Mav2+Mah2)1/2=95983.83+(145155.882+353241N2)1/2=477886N·mmMa’=Maf+(Mav’2+Mah2)1/2=95983+(120756.092+3532412)1/2=469294N·mmM2=M2f=191967.5N·mm8)轴的传递转矩T=Ft*d/2=5292*40/2=105840N·mm9)最危险截面当量弯矩截面：可见a-a截面最危险Me=(Ma2+αT2)1/2,取α=1,Me=(4778862+1*(105840)2)1/2=489466N·mm10)计算危险截面处轴的直径：轴的材料选用45钢,调质处理,查得бB=650N/mm2,由此查得许用弯曲应力[б-1b]=60N/mm2,则d≥(Me/0.1/[б-1b])1/3=(326923/0.1/60)1/3=43mm而初步设计此段轴径为45>43设计计算及说明结果∴强度满足要求,合适设计计算及说明结果4.3轴上键联接强度校核1.高速轴轴端的键(1)类型及尺寸选择(教材ⅡP140页表14-1)选择半圆头普通平键联接（C型）根据教材2P140表14-1得轴的直径dmin=20mm时,查得b=6,h=6,取标准值L=45mm2.低速轴一、齿轮与轴联接的键：(1)类型及尺寸选择(教材ⅡP140页表14-1)选择圆头普通平键联接(A型)根据轴的直径d=50mm,查得b=14,h=9，取L=40mm设计计算及说明结果B.低速轴轴端的键：(1)类型及尺寸选择(教材ⅡP140页表14-1)选择半圆头普通平键联接(C型)根据轴的直径d=35mm,查得b=10,h=8取标准值L=56mm五.轴承选择计算5.1低速轴轴承寿命验算根据所选单列深沟球轴承6306Ft=2T2/d2=2*228750÷200=2287.5NFr=Ft*tgα/cosβ=860.99NFa=Fa=Ft*tgβ=2287.5*tg14.67°=598.91NC0r=12.8KNP=Fa÷C0r=821.15÷12800=0.047由教材ⅠP317表13-5查得取Fa÷C0r=0.047，则有e=0.25Fa÷Fr=598.91÷860.99=0.6956＞eX=0.56；Y=1.55P=X*Fr+Y*Fa=0.56*860.99+1.55*598.91=1358.80N轴承所受载荷大,校核轴承的寿命Lh=(ftCr/fpP)10/3*1000000/60*n1式中ft为温度系数,Cr为额定动载荷,fp为载荷系数查得ft为1,fp为1.2根据初步选的轴承型号查得Cr=16.8*10³N∴Lh=(16.8*10³*1/1.2/1358.80)3*106/60/152.38=67160h∵工作情况是双班制,每天工作16个小时。寿命为Lh/16/365=11.5年＞6年符合要求 一般机器的大修期大于2到3年,所以所选轴承型号合适。设计计算及说明结果5.2减速器各轴所用的轴承型号轴承型号d(mm)D(mm)B(mm)高速轴I深沟球轴承630630

219低速轴II深沟球轴承63094510025设计计算及说明结果六.减速器的润滑与密封6.1齿轮传动的润滑本减速器齿轮圆周速度为：V=pd1nⅡ/(60*1000)=1.31m/s齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。（教材ⅡP153~P154页表16-1、16-4）机座内装中负荷工业齿轮油N220润滑油（GB5903-86）至规定高度。轴承用ZGN69-2滚动轴承脂；密封（教材ⅡP156表16-8，P158表16-9）采用毡圈密封，特点是结构简单、价廉，但磨损较快，寿命短，用于脂润滑。轴径油封毡圈沟槽d0dDbD1d1b1b22524375382645.54039525534145.56.2润滑油牌号的确定及油量计算润滑油牌号的确定齿轮节圆的速度为:V=pd1nⅡ/(60*1000)=1.31m/s查教材ⅡP153表16—2，所需润滑有运动粘度220mm2/s教材ⅡP153表16—1得所需润滑油牌号为N220.油面高度的确定以每传递1kw功率所需油量为300—700cm³，计算所需油量范围。设计计算及说明结果Vmin=300×4.8=1440cm³Vmax=700×4.8=3360cm³实际储油量：大齿轮浸油深度（浸油最低处）不小于da2-df2=9mm；而且最高浸油深度不超过1/3的大齿轮半径得：R21/3=62mm最低油面深度：72mm最高油面深度：126mm箱体内壁总长：L=510mm箱体内壁总宽：b=213mmVmin=(126-72)×510×213=5866020mm³可见箱体有足够的储油量。6.3轴承的润滑由于d1*n1=60*685.71=41142.6<250000，所以轴承采用脂润滑。（d1轴承内径，n轴的转速）查教材Ⅱ2P154表16-46.4减速器的密封本减速器所采用的密封件是毡圈密封圈。密封方式是接触式密封。本减速器在轴承旁还设置了挡油圈。七.减速器箱体及其附件7.1箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用骡栓连接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工，以保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。设计计算及说明结果7.2箱体结构尺寸1.基本箱体参数(教材ⅡP17表3-1)箱座壁厚δ=10mm箱盖壁厚δ1=8mm箱体凸缘厚度：箱座b=1.5δ=15mm,箱盖b1=1.5δ1=12mm,箱底座b2=2.5δ=25mm加强肋厚：箱座m=0.85δ=0.85*10=8.5mm，箱盖m1=0.85δ1=0.85*8=6.8mm地脚螺钉直径：df=0.036a+12=0.036*153+12=15.508mm，取公称直径为16mm地脚螺钉数目：n=4轴承旁联接螺栓直径：d1=0.75df=16mm,取为M16箱盖、箱座联接螺栓直径：d2=(0.5~0.6)df=10~12mm取M12轴承盖螺钉直径和数目：d3=8,n=4(教材ⅡP77表9-9)观察孔盖螺钉直径：0.3~0.4df0.35df=7mm取M8n=4箱体主要机构尺寸：名称符号尺寸箱座壁厚δ10mm箱盖壁厚δ18mm箱体凸缘厚度b15mmb112mmb225mm加强肋厚m8.5mmm16.8mm地脚螺钉直径和数目df16mmn6轴承旁联接螺栓直径d116mm箱盖、箱座联接螺栓直径d212mm观察孔盖螺钉直径d47mmdf、d1、d2至箱体外壁距离；df、d2至凸缘边缘的距离C1、C2螺栓直径M8M12M16M20C1(mm)13182226C2(mm)11142024设计计算及说明结果7.3主要附件1.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防治润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。规格:A：100;A1：135;A0：117.5;d4：M8;h：5~8;2.油标尺为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位，可以及时泄润滑油。规格：油标尺M16尺寸：dd1d2d3HabcDD1M1641663512852622设计计算及说明结果3.定位销保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。2个M12*30GB117-86α：1.04.起盖螺钉在箱体部分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有起盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。M10*36GB5783A级5.起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱体上装有吊环螺钉。为搬运整个减速器，在箱两座凸缘处铸有吊耳。教材ⅡP80表9-20A．箱盖吊耳尺寸（mm）：d=16，R=17.6，e=14.4，b=16B．箱座吊耳尺寸（mm）：B=34，H=27.2，h=13.6，r2=8.5，b=20箱座吊耳设计计算及说明结果6.通气器减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起的密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，多在视孔盖上设置通气器，使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保持箱体内压力正常，从而保证箱体的密封性。规格：M18*1.5（教材ⅡP76页表9-8）尺寸d：18mm；d1=M33×1.5；d2=8;d3=3;d4=16;D=40;a=12;b=7;c=16;h=40;h1=18;D1=25.4mm；R=40;k=6;e=2;f=2;S=22mm；0设计计算及说明结果7.放油孔和螺塞为了排出油污，在减速器箱座底部设有放油孔，并用方油螺塞和密垫圈将其堵住。外六角油塞及封油垫：mm（教材ⅡP97页表9-16）尺寸：d：M16*1.5；D0：26；e：19.6；L：23；l：12；a：3；S：17；d1：17；H：2外六角油塞及封油垫8.轴承盖（教材ⅡP77表9-9）高速轴：轴承外径D：57；螺钉直径d3：6；螺钉数：4；d0：7；D0：72；D2：87；e：7.2；e1：8；D4：47；D5：54；D6：54；b1：5；d1：46；低速轴：轴承外径D：70；螺钉直径d3：8；螺钉数：4；d0：9；D0：90；D2：110；e：9.6；e1：10；D4：60；D5：66；D6：67；b1：5；d1：56；其中b1、d1由教材ⅡP158 页表16-9确定。设计计算及说明结果八.小结此次课程设计时间短，起先感觉完不成，总感觉很难。在开始算数据的时候在教材二的一步步指导下慢慢的将所需的数据算出来了。心情真是有种开阔的感觉。在画草图的时候也画错了好多，在老师的指导下即使改正了。正图画的比较小心所以没有之前草图的速度。不过总体来说速度还是可以的。在规定时间内完成了课程设计。总体来说课程设计的方案布置是合理的，基本符合设计的总体要求。在零部件结构设计和计算上完全按照教科书、课程设计书进行，相关尺寸符合国家有关标准。装配图的轴系部件设计合理，零件图尺寸和公差完全符合行业基本规范。附件的选择和布置基本合理，轴承盖、密封件等的选择完全参照相关国家标准，设计合理。在设计中的所有公式以及参数均以标明出处，并符合标准，数据来源可靠，计算结果正确。通过此次课程设计，我在总体设计能力有了显著的提高。特别是对设计的理解、分析以及绘制特有的严谨的设计规范有了深刻的认识，在计算机绘图能力方面也有了长足的进步。当然，我认识到我还存在以下不足：在对于设计的总体把握方面还不够强；对于有些设计理念理解的还不够透彻；通过现代信息手段查找资料的能力还有所欠缺；计算机绘图能力还有待加强。九.资料索引1.《机械设计基础》（第五版）扬可桢、程光蕴主编高等教育出版社书号：ISBN978-7-04-019209-4注：此书即为说明书中所指教科书、课本。2．《机械设计（机械设计基础）课程设计》华中理工大学王昆、重庆大学何小柏、同济大学汪信远主编高等教育出版社书号：ISBN978-7-04-005405-7基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究