齿轮式升降设计文档

明书

齿轮式升降机设计说明书

1 目录

设计任务书 ………………………………………………… 1 传动方案的拟定与分析 …………………………………… 2

传动方案简图

………………………………………… 2

………………………………………3 …………………………………3 …………………………………3

电动机的选择与计算

电动机类型与功率的选择 电动机转速与型号的选择

传动装置的运动以及动力参数的选择和计算………………4

传动比的分配

………………………………………………5

………………………………6

传动装置的运动与动力参数计算

传动零件的设计计算

齿轮的设计 齿轮的校核

…………………………………6

………………………………………………7 ………………………………………………8 ………………………………………………9

轴的设计计算

轴的设计 轴的校核

…………………………………………………10 ……………………………………………………10

键连接的选择以及计算 ………………………………………11

键的设计 键的校核

………………………………………………12 ………………………………………………16

滚动轴承的选择以及计算 ……………………………………17 联轴器的选择

………………………………………………18

润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 ……………19

齿轮的润滑 轴承的润滑

……………………………………………………19 ……………………………………………………23

箱体以及附件的结构设计和选择，以及装配，拆卸 ，安装时的注意事项

………………………………………………………25

设计小结 ………………………………………………………30 小组分工 参考资料

……………………………………………………31 ……………………………………………………32

2设计任务书

通过电动机输出转矩，由中间环节的减速器来实现减速增力，最后通过链轮 减速实现最终的转矩输出。驱动负载上升与下降。其中电动机输出咒语减速器采用联轴器相连，减速器输出轴与 链轮，链轮与负载均采用联轴器相连。

3传动方案的拟定与分析

动力由电动机提供，电动机选用Y 132M 2-6 型，额定功率5.5千瓦 ，同步转速 1000 r/min ,满载转速960 r/min 。 系统的总传动比 选定为 36

: 1 ，电动机轴外伸轴颈 38mm ，轴外伸长度 80 mm 。

高速及斜齿轮 传动比为 4：1，电动机输出轴通过联轴器与器相连。低速级直齿轮传动比为 3 ：1 ，通过联轴器与链轮相连。链轮传动比为 3:1，之后再通过联轴器 与 起重机滑轮相连。 最终升降机的速度为 m/s ，升降机 最大载荷为 N 。

传动方案简图

4 电动机的选择与计算

电动机类型与功率的选择 根据升降机的最大载荷为 7000牛 ， 平稳运行速度为 0.5 m/s ，载荷平稳，电源采用 三相交流电 380v 。 这里选用最常用的Y系列 三相异步电动机 。 工作所需要的有效功率为

pwFV/100070000.5/10003.5kW

为了计算电动机的所需功率，现需要确定从电动机到工作机之间的总效率。设

12345 分别表示 为弹性联轴器，闭式齿轮传动，滚动轴承，开式滚子链传动，滚

筒的效率 。通过查表可知，12345 分别取 0.99 ， 0.97 ， 0.99 , 0.92 , 0.96 则传动的总效率为 方案号 电动机型号 额定功率（kw） 同步转速满载转速总传动比 电动机质量/kg

123450.7745

所以电动机所需功率为pdpw/3.5/0.77454.5190kw

（r 一 二 三

Y132S1-2 Y132S-4 Y132M2-6 5.5 5.5 5.5 min） （rmin） 2900 1440 960 2.91i 1.50i i 64 68 85 3000 1500 1000 根据 电动机 数据表可以选定 额定功率为5.5kw 的电动机。

电动机转速与型号的选择 转速选用常用的 1000r/min，功率由上面结论可知为 5.5 KW.

从价格，总传动比等因素考虑，为了能够合理分配转速比，式结构更紧凑，这里选用 电机型号为 Y 132 M 2—6 。查表可知，轴的轴外伸轴颈 38mm ，轴外伸长度 80 mm 。

5传动装置的运动以及动力参数的选择和计算

链轮的传动比可以选为i33 ，升降机的滑轮直径为 389 mm 再计算升降机滑轮的 转

速 nw601000v/(D)6010000.45/(389)24.8r/min 则减速器的传动比为 i=960/24.8=38.7

传动比的分配 减速器部分的传动比为 i=38.7/3 =12.9 减速器高速及斜齿轮的传动比为i11.3i4.095 减速器低速级支持圆柱齿轮的传动比为i2i/i13.150

传动装置的运动与动力参数计算

各轴的转速计算

n1nm960r/min

n2n1/i1960/4.095234.43r/minn3n2/i2234.43/3.1574.42r/minn4n374.42r/min

各轴的输入功率计算

P1Pd14.5190.994.473kwP234.4730.970.994.296kw2P1P3P2234.2960.970.994.126kwP314.1260.990.994.044kw4P3

各轴的输入转矩计算

T19550P1/n195504.473/96044.50N•mT29550P2/n295504.296/234.43175.01N•mT39550P3/n395504.126/74.42529.47N•mT49550P4/n495504.044/74.42518.95N•m

轴名 功率（kw） 转矩（N•m） 转输入 输出 输入 输出 速传动比 i 效率 （rmin 1 2 3 4

） 1 4.095 3.150 1 0.97 0.96 0.99 0.92 4.473 4.926 4.126 4.044 4.926 4.126 4.044 37.185 146.246 442.339 433.484 146.246 442.339 433.484 960 234．43 74.42 74.42 6 传动零件的设计计算

齿轮的设计

齿轮 1,2

齿数 齿宽 传动比 齿数比 误差 模数 1 2 25 102 60 50 4.095 4.095 4.08 4.08 0.37% 0.37% 2.75 2.75

实际中心距 180 180



齿轮3,4

14.1 14.1

3 4 齿数 25 79 齿宽 45 38 传动比 3.15 3.15 齿数比 3.16 3.16 误差 0.32% 0.32% 模数 4.5 4.5 实际中心距 234 234

按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的计算。

齿轮的校核

设计双级圆柱减速器中的高级斜齿圆柱齿轮传动。已知：高速级主动轮输入功率P1=4.5kw,转速n1=960rpmin，齿数比4单向运转，载荷平稳，每天工作16小时。预计寿命5年，可靠性要求一般，轴的刚性较小，电动机驱动。

1）要求分析 • 使用条件分析

传动功率 P1=4.5kw

主动轮转速 n1=960rpmin 齿数比 u=4 转矩 T==44.5n·m

圆周转速 估计v<=4m/s

属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。 •

设计任务

确定一种能满足功能要求设计和设计约束的较好的设计方案，包括 一组基本参数 m、z1、z2、x1、x2、β、ψd 主要尺寸 d1、d2、a等

2）选择齿轮设计材热处理方式及计算许用应力 （1）选择齿轮材料热处理方式

按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，也是可用硬齿面齿轮。这里选用软齿面齿轮，并具体选用

小齿轮 45号钢，调质处理，硬度为230~255HBS；大齿轮45钢，正火处理，硬度为190~217HBS。 • 确定许用应力 • 确定极限应力和

齿面硬度 小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS，查表 ，，，。 • 计算应力循环次数N，确定寿命系数Zn、Yn

N1=60an1t=60*1*960*5*300*16=13.96*10e8 N2=N1/u=3.49*10e8 查图得，Zn1=Zn2=1，Yn1=Yn2=1 • 计算许用应力

取Shmin=1，Sfmin=1.4. 得=/=580*1/1MPa=580MPa =550MPa =/=314.28Pa =300MPa

3）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 （1）选择齿轮类型

根据齿轮传动的工作条件（中速，中载，v<=4m/s等），可选择直齿圆柱斜齿轮。 （2）选择齿轮精度等级

按估计的圆周速度，由表初步确定选用8级精度。 （3）初选参数

β=，Z1=25，Z2=uZ1=102，X1=X2=0,ψd=0.9

（4）初步设计齿轮主要尺寸

因电动机驱动，工作机载荷平稳，查表得KA=1；因齿轮速度不高取Kv=1.05；因非对称布置，轴的刚性较小，取=1.13,Ka=1.2,则K=KA*Kv*Kb*Ka=1*1.05*1.13*1.2=1.424。查表，得Ze=189.8；取Zε=0.8，Zβ=0.989。

可初步计算出齿轮的分度圆直径d1、m等主要参数和集合尺寸

==68.7mm

=d1*cosβ/z1=2.69 按表取=2.75，则

a=（z1+z2）/2cosβ=180mm 圆整后取：a=180mm 修改螺旋角：β=14.06 d 1=70.8mm v=3.56m/s

与估计值相近

b=ψd*d1= 63.72mm 取b 1=64mm b 2=70mm • 验算齿轮弯曲强度条件。 计算当量齿数： Zv1=Z1/β=27.39 Zv2=111.76

查图得YFa1=2.58，YFa2=2.2，Ysa1=1.62，YSa2=1.81。取Yε=0.7，Yβ=0.9 计算弯曲应力 бF1=106MP бF2=101MP 满足

链轮带轮的设计 方案一 链轮

传动比 i=3

根据经验公式，z1 29-2i ，z1 =23 z2=iz1=69

根据公式rzp/2 可以求得 r1=46.5mm r2=139.5mm

电机驱动的 升降机 工况系数KA=1.0 所以涉及功率 PdKAP=P=4.044 选用小节距单排链 小链轮轴直径 dkdkmax

查表得 dk<51,节距选取 12.70mm。 取dk=20mm

初定中心距

a030pa0pa0/p

链条节数 Lpz1z22a0pk/a0p=46+60+53.60/30-108 2链条长度 LLpp/10001.37 m

计算中心距 acp(2Lpz1z2)ka=12.7（216-23-69）* 0.243=382 mm

aacaa0.003ac

所以实际中心距 a=381 mm 链条速度 vz1n1p0.36 为低速链传动。

601000有效圆周力 Ft=1000P/v=11.233 kN

因为是垂直传动，所以 作用在轴上的力 F=1.05 KA*Ft=11.794 kN 根据上述计算结果可知，采用人工定是润滑方式。 滚子链型号 08A -1 136GB1243.1-83 方案2 带轮

⑴ 确定计算功率

查课本表得：KA1.2

PcakAP1.244.8,式中

既电机的额定功率. ⑵ 选择带型号

为工作情况系数， p为传递的额定功率,

根据Pca4.8，kA1.3, 选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2

小带轮基准直径dd190mm，则大带轮基准直径

dd2i0dd12.390207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），

取dd2224mm。

⑷ 验算带速v

dd1nm9014007.17m/s35m/s 在5～25m/s范围内， VＶ

601000601000带充分发挥。

⑸ 确定中心距a和带的基准长度

由于,所以初步选取中心距a：

a01.5(dd1dd2)1.5(90224)471，初定中心距a0471mm，所以带长, Ld=2a02(dd1dd2)(dd2dd1)24a01444.76mm.查表选取基准长度

Ld1400mm得实际中心距

LdLdaa047144.76/2448.62mm

　2取a450mm

⑹ 验算小带轮包角1

dd2dd1180162.94，包角合适。 a1180

⑺ 确定v带根数z

因dd190mm，带速v6.79m/s，传动比i02.3, 查表，并由内插值法得p010.7.p00.17. 查表 得KL=0.96.

查表并由内插值法得K=0.96

Zpca4.84.20

(p0p0)kkl(1.070.17)0.960.96故选Z=5根带。

⑻ 计算预紧力F0

单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0500Pca2.54.85002.5(1)qv2(1)0.17.172158.80N zvk57.170.96⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp

Fp2zF0sin1225158.80sin162.941570.43N 2

为了保证稳定的传动比，选取 链轮传动 。

7 轴的设计计算

轴的设计

初算轴的直径 ，根据公式dC3p/n

可以得出轴的经验直径。因为材料选用45钢，取C=106至117之间。 对于轴1，因为高速轴转矩较大，C取 117，P=4.473kw，n=960r/mim 。

dC3p/nd11734.473/96019.54mm

但与电动机伸出轴相差太大，所以按照公式 d=（0.8~1.2）D,.来估算。 所以d1=38mm 根据齿轮轴选用标准，因为选用的都是直齿齿轮，所以当 x<2.5 m 时，选用齿轮轴。 轴一 选用阶梯齿轮轴。

中间轴的计算

C取 113，P=4..296kw，n=234.43r/mim

dC3p/nd11334.296/234.4329.79mm,

因为有2个键槽，所以d增加百分之十。 d2=29.79 1.1=33mm 低速轴的计算

C取 108，P=4..126kw，n=74.42r/mim

dC3p/nd10834.126/74.4241.18mm

因为有1个键槽，所以d增加百分之五。 d3=41.18 1.05=44mm 轴4的计算

C取 110，P=4..044kw，n=74.42r/mim

d4C3p/nd11034.044/74.4242mm

轴的校核 轴1

Ft1.203kNFr0.448kNFa0.268kNMtFt100/340.1N•mMrFr100/318.3N•mT141.4N•mMMt2Mr244.1N•maT10.641.424.8N•mMcaM2(aT1)250.6N•m

caMca/W4.5MPa

水平面

垂直面

远小于45 钢的许用应力，所以轴1 尺寸合格

轴3 计算公式

受力简图

Ft2.979kNFr1.084kNFa0kNMtFt100/3100N•mMrFr100/336.1N•mT3529.6N•mMMt2Mr2106.3N•maT30.6529.6318N•mMcaM2(aT3)2335.3N•m

caMca/W20MPa远小于45 钢的许用应力，所以轴3 尺寸合格

根据轴1 ，轴3 的计算结果，可以看出轴2 的应力远小于许用应力 已知传递功率P=4.3kw，转速n=234.43r/min，齿轮齿宽B2=50mm，B3=45mm，齿数z2=102，z3=25，模数m2=2.75mm，m3=4.5mm，螺旋角为14.1度，轴端没有联轴器。 解：

1） 选择轴的材料

选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能能由表查得：бb=650MPa ，бs=360MPa，б-1=300MPa，[б-1]b=60MPa,τ-1=155MPa。 2) 初步计算轴的直径

选C=113，dmin=C

=113*

mm=113*0.264=29.8mm

考虑到有两个键槽，将直径增加百分之十。 D2=29.8*1.1=33mm 3） 轴的结构设计

按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮以及滚动轴承。根据轴的受力选用滚动轴承，起尺寸d*D*B为，根据周上零件的定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计基本要求，可确定轴的各段尺寸，得出如图所示的结构。齿轮用平键周向固定，轴向通过轴环和套筒定位。如图的结构形式，齿轮、套筒，右端轴承和端盖、联轴器依次从轴的右端装入，仅左端轴承从左端装入。 4） 按弯扭合成校核 （1） 画受力简图

画轴的空间受力简图，将轴的作用力分解为垂直面受力图和水平面受力图。分别求出垂直面支反力和水平面支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩（由于轴上零件如齿轮等均有宽度）可当集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异，一般可按图确定。

3.0 t

0.2 1.2 1.6 1.1 r

0.06 0.44 0.6 （2） 轴上受力分析

T1=44.5N.M T2=175N.M

Ft1=1.2kN Fr1=0.44kN Fa1=0.27kN Ft3=3.0kN Fr3=1.1kN

（3） 计算作用于轴的支反力

=1.6Kn =0.6kN

=0.2kN =0.06kN

（4） 计算轴的弯矩，并画出弯，转矩图

分别做出垂直面和水平面的弯矩图，并按M=

=85N.M进行弯矩合成。画

转矩图。

Mt 8.0

Mr 3.0

（5） 计算并画当量弯矩图

转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6，则 aT=0.6*175N.M=105N.M

按Mca=

=135N.M计算，画出当量弯矩图。

（6） 校核轴的强度

一般而言，轴的强度是否满足只需要对危险截面进行即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩最大且轴的直径最小处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，a-a截面出弯矩最大，也属于危险截面。

=135/7Mpa=20Mpa 安全

5） 按安全系数校核 （1） 判断危险截面

截面a-a

弯力应力幅：

=M/W=85/7Mpa=12Mpa

扭转应力幅：t a=T/（2Wt）=175/14Mpa=2.4Mpa 弯曲平均应力：

=0

扭转平均应力： tm=ta=2.4Mpa

（2） 疲劳强度校核 a．a-a截面上的应力：

b．材料的疲劳极限：根据бb=650MPa，бs=360MPa，查表得 ψб=0.2，ψτ=0.1

c．a-a截面应力集中系数：查表得 ka=1.825，kτ=1.625

d．表面状态系数及尺寸系数查表得

β=0.94（бb=650MPa，Ra=1.6um）ζб=0.81,ζr=0.76 e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数： Sб=10.4 Sr=27

Sca=9.4>1.4 故安全。

8键连接的选择以及计算

键的设计 键 1

轴1 与 齿轮相连的键

键的截面尺寸 b×h =14x9 mm 键的长度 L =40 mm

键的有效长度 L0 =26.000 mm

键的校核

平键连接（静连接）校核计算结果

传递的转矩 T =44.5 N·mm 轴的直径 d =45 mm 键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =14x9 mm 键的长度 L =40 mm

键的有效长度 L0 =26.000 mm 接触高度 k =3.600 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.021 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足 键的设计 键 2

轴1 与 联轴器 相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =60 mm

键的有效长度 L0 =51.000 mm

键的校核

平键连接（静连接）校核计算结果

传递的转矩 T =44.5 N·mm 传递的转矩 T =44.5 N·mm 轴的直径 d =35 mm 键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =63 mm

键的有效长度 L0 =51.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.016 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足 校核计算结果： σ≤[σ] 满足 键的设计 键 3

轴2 与 小齿轮相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =32 mm

键的有效长度 L0 =20.000 mm

键的校核

传递的转矩 T =175 N·mm 轴的直径 d =45 mm 键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =32 mm

键的有效长度 L0 =20.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.122 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足

键的设计 键 4

轴2 与 大齿轮相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =40 mm

键的有效长度 L0 =13.000 mm

键的校核

传递的转矩 T =175 N·mm 轴的直径 d =45 mm

键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =25 mm

键的有效长度 L0 =13.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.187 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足 键的设计 键 5

轴3 与 齿轮相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =18 mm

键的有效长度 L0 =6.000 mm

键的校核

传递的转矩 T =529 N·mm 轴的直径 d =45 mm 键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =18 mm

键的有效长度 L0 =6.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =1.225 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足 键的设计 键 6

轴3 与联轴器相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =50 mm

键的有效长度 L0 =38.000 mm

键的校核

传递的转矩 T =529 N·mm 轴的直径 d =35 mm

键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =50 mm

键的有效长度 L0 =38.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.249 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足 键的设计 键 7

轴4 与联轴器相连的键

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =50 mm

键的有效长度 L0 =38.000 mm

键的校核

传递的转矩 T =519 N·mm 轴的直径 d =35 mm 键的类型 A型

键的截面尺寸 b×h =12x8 mm 键的长度 L =50 mm

键的有效长度 L0 =38.000 mm 接触高度 k =3.200 mm 最弱的材料 钢 载荷类型 静载荷

许用应力 [σp] =135 MPa 计算应力 σp =0.244 MPa

校核计算结果： σ≤[σ] 满足

9滚动轴承的选择以及计算

其中，轴1是高速轴，主要是径向载荷，选择深沟球轴承。

设计参数

径向力 Fr=448 (N) 轴向力 Fa=268 (N) 轴颈直径 d1=38 (mm) 转速 n=960 (r/min)

润滑方式 油润滑

选 6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9

基本额定静载荷 Co=4400 (N) 极限转速(油) 13000 (r/min)

轴2 的轴承选择

设计参数

径向力 Fr=1084 (N) 轴向力 Fa=3000 (N) 轴颈直径 d1=33 (mm) 转速 n=234.43 (r/min) 润滑方式 油润滑 被选轴承信息

轴承类型 深沟球轴承 轴承型号 61807 轴承内径 d=35 (mm) 轴承外径 D=47 (mm) 轴承宽度 B=7 (mm)

基本额定动载荷 C=4900 (N) 基本额定静载荷 Co=4000 (N) 极限转速(油) 15000 (r/min)

轴3 的轴承选择

设计参数

径向力 Fr=1084 (N) 轴向力 Fa=3000 (N) 轴颈直径 d1=44 (mm) 转速 n=74.42 (r/min)

润滑方式 油润滑

被选轴承信息

轴承类型 深沟球轴承 轴承型号 61809 轴承内径 d=45 (mm) 轴承外径 D=58 (mm) 轴承宽度 B=7 (mm)

基本额定动载荷 C=6400 (N) 基本额定静载荷 Co=5600 (N) 极限转速(油) 12000 (r/min)

为了简化 设计，这里都采用了6207轴承

d=35mm B=17mm D=72 Z=9 。

因为轴承寿命 ，强度余量较大，所以不存在问题。

10 联轴器的选择

电动机轴与减速器高速轴之间的 联轴器采用 具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，这里采用弹性套柱销联轴器。这样可以减小启动载荷，缓和冲击。 根据参数，T1 44.50N•m，d1=38mm

所以选用LT-6,轴孔直径 38mm的联轴器。 。 减速器输出轴与工作机相连的联轴器采用刚性可移动性联轴器，这里采用鼓行齿式联轴器。这样可以承载和高的负载，并且可以补偿较大的轴线偏移量。

根据参数，T3=529.47牛米，d3=44mm, d4=42mm，所以选用，YL 10 轴孔直径为 45mm的联轴器。

11 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定

齿轮的润滑

根据齿轮轴的转速球的每个齿轮的转速，线速度，然后可以确定润滑方式。 V1 ，v2 ，v3 ，v4 分别表示每个齿轮的线速度。

v1n1m1z1/60000960252.753.14/600003.45m/sv2n2m2z2/60000234.431022.753.14/600003.44/sv3n2m3z3/60000234.43254.53.14/600001.38m/sv4n3m4z4/6000074.42794.53.14/600001.38m/s

因为每个齿轮速度都满足v <12m/s ，所以都采用油池进油润滑。 浸入深度只要在1至2个齿数之间就可以，装配式可以有较大的调整范围，使之适应整体结构。

因为齿轮的 硬度 小于280HBS，高速及齿轮速度v=3.45m/s ，低速级齿轮速度 1..38m/s，工作温度为50.度左右，所以查表可得 ， 高速级润滑油的粘度取82，因此选用 AN150型润滑油。 低速级润滑油的粘度取 118，因此选用L-CKC220型的润滑油。

轴承的润滑 减速器高速级齿轮圆周速度为

v13.45m/s

低速机齿轮圆周速度为

v31.38m/s

所以 ，高速级轴承采用润滑油润滑，润滑方式选用 飞溅润滑即可。润滑油牌号为AN150型润滑油。 低速级轴承采用润滑脂润滑，需要定期更滑，在轴承内测用挡油板封油。 选用ZG 69-2的润滑脂即可。

12 箱体以及附件的结构设计和选择，以及装配，拆卸 ，安装时的注意事项

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用

H7配合. is6

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

6.3油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

箱体的计算

根据公式，可知 箱体壁厚

9mm 箱盖壁厚18mm

按照小齿轮端面确定距离箱体内壁最小值210mm 大齿轮顶圆距离 箱体内壁111mm 所以箱体 宽度为 B=10+10+130=150mm 箱体座，箱盖，箱底座凸缘的厚度 箱座 b=1.5=13.5mm 箱盖 b1=1.5=13.5mm

箱底座凸缘 b2=2.5=22.5 mm 箱盖，箱座上的肋板厚度

箱座肋板 m0.85 m= 8mm 箱盖肋板m10.851 m1= 7 mm 轴承旁凸台的高度和半径 h =42.5 R1=c2

轴承盖的外径

采用凸缘式 D2=D+ 5d3=102

地脚螺钉的计算 因为a1+a2=408<600 所以df=24 ，n=6 通孔直径 df’=30 D0=60

C1min=35 取c1=35

C2min =30 取 c2=30 连接螺栓的计算

轴承旁边 连接螺栓直径 d1=0.75 df=18 mm

箱盖 箱座 连接螺栓直径 d2=0.5df=12 mm 螺栓间距 l= 200 mm 连接螺栓直径 d=16 通孔直径 d‘=17.5 沉头座直径 D =33 凸缘尺寸

C1min=24 取c1=24 C2min =20 取 c2=20

定位销直径 d=0.7d2=9

轴承盖螺钉直径 d3=0.4df= 8

观察孔盖螺钉直径 d4=0.35df= 8 吊环螺钉直径 d5

箱体外壁至轴承座端面的距离

l1=c1+c2+8=52mm

大齿轮顶圆与箱体内壁的距离

111mm

齿轮端面与箱体内壁的距离

210mm

附表 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 符号 计算公式  0.025a38 10.02a38 b11.51 1 b1 b b2 df n b1.5 b22.5 df0.036a12 查手册 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 d1 d2 d3 d10.72df d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df d4 d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 查机械课程设计指导书 df，d1，d2至外机壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离

C2 查机械课程设计指导书 l1 1 l1=C1+C2+（8~12） 1>1.2 2 m1,m D2 2> m10.851,m0.85 D2D+（5~5.5）d3 SD2 S 13设计小结

课程设计是一个非常重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来，使自己受益匪浅。

而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让自己树立了正确的设计思想，培养了自己对机械工程设计的独立工作能力；让自己具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为自己今后的设计工作打了良好的基础，同时，也锻炼了自己整体思考问题的思维能力。作出了很好的铺垫作用。

通过本次设计，还提高了自己的计算和制图能力；能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准，获得了一个工程技术人员

在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。

通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

14小组分工

二维图 见工程图纸

三维图 张志宁，柳洋 零件 壤树杰 装配 设计文档 柳洋完成

轴，轴承 齿轮 ，键 ，联轴器 设计，校核计算 壤树杰 箱体 箱盖 润滑 链轮 后续部分 电机选择 功率计算等 柳洋 其他 张志宁

15 参考资料

[1].王旭主编 机械设计课程设计 机械工业出版社 2006. [2].徐锦康主编 机械设计 高等教育出版社 2006． [3].沈世德主编 机械原理 机械工业出版社 2007．

[4].单祖辉主编 工程力学 高等教育出版社 2004. [5].王章忠主编 机械工程材料 机械工业出版社 2007. [6].王伯平主编 互换性与测量技术基础 机械工业出版社 2009. [7].左晓明主编 工程制图 机械工业出版社 2007. [8].吉卫喜主编 机械制造技术 机械工业出版社 2008. [9].唐增宝主编 机械设计课程设计 华中科技大学出版社 2002.