减速器设计说明书

机械系统创新设计综合实践

设计说明书

姓 名： 陈笑镝 班 级： 机电1102班 学 号： 11221031 指导教师： 王青温 日 期： 2014.1.9

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目录

0. 设计题目及要求 ...................................................................... 1. 传动装置的总体设计 ..................................................................

1.1 传动方案的确定 ...................................................................

1.2 电动机的选择 ..................................................................... 1.3 传动比的计算及分配 .............................................................. 1.4 传动参数的计算 ................................................................... 2. 齿轮的设计计算 ......................................................................

2.1 高速级齿轮的设计 .................................................................

2.2 低速机齿轮的设计 ................................................................ 3. 轴及轴承装置和键的设计 .............................................................

3.1 高速轴设计 ........................................................................ 3.3 中速轴设计 .......................................................................... 3.3 低速轴设计 ........................................................................

4. 箱体的设计 ........................................................................... 5. 润滑及密封 ........................................................................... 6. 经济性分析 ........................................................................... 7. 设计心得 ............................................................................. 8. 参考文献 .............................................................................

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0.设计题目及要求

设计基本参数： 组号 碾盘主轴转速n主(r/min) 锥齿轮传动比i 电机同步转速n (r/min) 功率 P（KW） 5-4 38.5 1 1000 9.0

1. 传动装置的总体设计

1.1传动方案的确定

传动方案：电动机通过联轴器输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级采用圆柱斜齿轮，低速级采用圆柱直齿轮。然后低速级通过联轴器,锥齿轮传动输入到磨盘上。

图例：

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1.2 电动机的选择

选用Y160L-6型三相异步电机，其参数如下： （1） 额定功率：11 KW （2） 同步转速：1000r/min （3） 满载转速：970r/min

1.3 传动装置的总传动比的确定与传动比的分配

(1) 总传动比的确定：

原始数据给出准齿轮的传动比为1，总传动比为970/38.5=25.19 （2）传动比的分配:

对于二级圆柱齿轮减速器由展开式得，i1=6.25由此计算得：又i总=i1* i2 i1=6.25 i2=4

1.4 传动参数的计算 (1)各轴的转速 3轴： n3 =38.8r/min

2轴： n2 =38.8*6.25=155.2r/min 1轴： n1 =940r/min (2)各轴的输入功率

联轴器的效率η1=0.993，滚子轴承的效率η2=0.987 齿轮传动的效率η3=0.987

系统的总效率为η=η01η12η23η34=0.84 4轴：p4=p3η34=pdη12η24η32η4=9.68 KW 3轴：p3=p2η23=pdη1η22η32=9.88 KW 2轴：p2=p1η12=pdη1η2η3=10.32 KW 1轴：p1=pdη01= pdη1=10.78 KW (3)各轴的输出转矩

电动机的输出转矩为Td=9550*pd/nm=9550*11/970=108.29N.m

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1~3轴的输入转矩为： 1轴：T1= Tdη01=106.13N.m 2轴：T2= T1 i1η12=635.05N.m 3轴：T3= T2 i2η23=2431,96N.m 4轴：T4= T3 i3η34=2383.54N.m 运动和动力参数整理如下表：

转矩/N.m 轴名 电机轴 高速轴 中间轴 低速轴 磨盘轴

功率 /Kw 11 10.78 10.32 9.88 9.68 输入 输出 108.29 108.29 106.13 106.13 635.05 635.05 2431.96 2431.96 2383.54 转速(r/min)

970

970

155.2

38.8

38.8

2.齿轮的设计计算

2.1高速级齿轮

2.1.1选精度等级、材料及齿数，齿型

1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮

2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。 3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

4）选小齿轮齿数Ｚ1＝24，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝6.25×24=150,取Z2=150。

5）选取螺旋角。初选螺旋角14 2.1.2按齿面接触强度设计

按式（10－21）试算，即d1t32ktTtu1ZHZE2() du[H]- 5 -

１.确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt1.6

（2）由图１０－３０，选取区域系数ZH2.433 （3）由图１０－２６查得10.78 20.87 121.65 （4）计算小齿轮传递的转矩

=95.5*10.78/970=106.13N.m

（5）由表１０－７选取齿宽系数d1

（6）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2

（7）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa

（8）由式１０－１３计算应力循环次数

=60*1000*（2*8*300*15）=4.32*10^9

N2 = N1÷6.40=6.75*10^8

（9）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90KHN20.95 （10）计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [H1]KHN1Hlim10.9600MPa540MP aSKHN2Hlim20.95550MPa522.5MP aS [H2]a531.25MP a [H]([H1][H2])/2(540522.5)/2MP

2.计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t32ktTtu1ZHZE2()=59.21mm du[H] （2）计算圆周速度

- 6 -

3m/s

（3）计算齿宽ｂ及模数mnt

=59.21

2.39

=5.37

b/h=59.21/5.38=11 （4）计算纵向重合度

0.318dZ1tan0.318124tan141.903 （5）计算载荷系数K 已知使用系数KA1

根据v=1.44m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV1.11 由表１０－４查得

由图１０－１３查得KF1.34 假定

KAFt100N/mm，由表１０－３查得KHKF1.4 b故载荷系数KKAKVKHKH11.111.41.422.21

（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

65.14mm

（7）计算模数mn

2.53

- 7 -

3．按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ mn3（1）计算载荷系数 KKKAVF2KT1Ycos2YFYS [F]dZ12K4F11.111.1 .K（2）根据纵向重合度1.903，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 Y0.88 （3）计算当量齿数

（4）查取齿形系数

由表１０－５查得YFa12.592 YFa22.172 （5）查取应力校正系数

由表１０－５查得YSa11.596 YSa21.798

（6）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa （7）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN10.85 KFN20.88

（8）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得 [F]1KFN1FE10.85500303.57MP aS1.4KFN2FE20.88380238.86MP aS1.4 [F]2YY （9）计算大小齿轮的FaSa

[F]- 8 -

YFa1YSa12.5921.5960.01363[F]1303.57YFa2YSa22.1721.7980.01635[F]2238.86

大齿轮的数据大

(10)设计计算

4222.082.8146100.88cos14mn30.016351.186mm 21241.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有

=25 则Z2取156

4．几何尺寸计算

(1)计算中心距

(2)修正螺旋角

234.9

14.78°因值改变不多，故参数

、K、ZH等不必修正。

(3)计算大、小齿轮的分度圆直径

d1Z1mn211.5coscos1422' 67mm Z2mn1091.5coscos1422'406mm

d2 (4)计算大、小齿轮的齿根圆直径

- 9 -

63.75mm 403.75mm

(5)计算齿轮宽度

67

2.1低速级齿轮

1．选精度等级、材料及齿数，齿型

1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮

2)材料选择．小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

4) 选小齿轮齿数Ｚ1＝24，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4×24=96。 2．按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即

kTu1ZE2() d1t2.323t1du[H]（1）试选载荷系数Kt1.3 （2）计算小齿轮传递的转矩

95.5 N.mm

（3）由表１０－７选取齿宽系数d1

（4）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE198.8MPa1/2 （5）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得

小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa

（6）由式１０－１３计算应力循环次数

60*155.2*1*（2*8*300*15）=6.7*10^9

（7）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.96KHN21.05 （8）计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [H1]KHN1Hlim10.96600MPa576MP aS- 10 -

[H2]KHN2Hlim21.05550MPa577.5MPa

S3.计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值

=111.82mm

(2)计算圆周速度v

(3)计算齿宽ｂ

0.9m/s

=111.82

(4)计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ=10.66

4.46mm

=10mm (5)计算载荷系数K

根据v=0.9m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV1.07 假设KAFt/b100N/mm，由表１０－３查得

KHKF1

由表１０－２查得使用系数KA1

由表１０－４查得

由图１０－2３查得KF1.35

故载荷系数KKAKVKHKH11.0711.4221.522

(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

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113.21mm

(7)计算模数ｍ

m =d1/Z1 =113.21/24=4.72

3．按齿根弯曲强度设计

由式１０－５得弯曲强度的设计公式为mn3(1)由图１０－２０ｃ查得

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

(2)由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85 KFN20.88

(3)计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 [F1]YFYS 2[F]dZ12KT1KFN1FE10.85500MPa303.57MPa S1.4KFN2FE20.88380MPa238.86MPa S1.4[F2](4)计算载荷系数

KKAKVKFKF11.0711.351.4445

(5)查取齿形系数

由表１０－５查得YFa12.65 YFa22.212

(6)查取应力校正系数

由表１０－５查得YSa11.58 YSa21.774

YY (7)计算大小齿轮的FaSa，并比较

[F]YFa1YSa12.651.580.01379[F]1303.57YFa2YSa22.2121.7740.01643[F]2238.86

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大齿轮的数据大 (8)设计计算

M ≥ 3.74

对比计算结果，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，可取有弯曲强度算得的模数3.74，并就近圆整为标准值ｍ＝4mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=113.21mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1/m1=113.21/4=28.3取Z1=28。大齿轮齿数Z2取Z2=28*4=112

4．几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径

d 1=m1*Z1=4*28=112 d 2=m1*Z2=112*4=448 (2)计算齿根圆直径

df1=d1-2m=112-2*4=104 df2=d2-2m=448-2*4=440 (3)计算中心距

a =(d1+d2)/2=(58+202)/2=130

计算齿宽

112

（高速） 名称 代号 中心距 传动比 模数 螺旋角 齿数 分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 齿宽 （低速） 名称 中心距 传动比 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 a i β z d 单位 mm mm ° mm mm mm mm 小齿轮 大齿轮 234 6.25 2.5 14.78 25 67 64 70 67 156 408 404 411 67 b 代号 a i m z d da 单位 mm mm mm mm 小齿轮 大齿轮 281 4 4 28 112 112 450 116 456 - 13 -

齿根圆直径 齿宽 b mm mm 108 112 444 112

3.轴及轴承装置和键的设计

3.1高速轴设计计算

1.输入轴上的功率 P1=11Kw n1=970r/min转矩T1=106.13mm 2.求作用在齿轮上的力

3284N

1236N

866N

3.初定轴的最小直径

选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112（以下轴均取此值），于是由式15-2初步估算轴的最小直径dmin=25mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d.为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，Tca=KAT1 =137.97N.m查《机械设计手册》，选用TL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250N·ｍ。半联轴器的孔径d1=32mm，故取d1=32mm,半联轴器长度L＝82ｍｍ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。

4.轴的结构设计

（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高

度h0.07~0.1d,故取2段的直径d2=36mm,l2=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而

不压在轴的端面上，故l1的长度应该比11略短一点，现取58mm。

（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d2=36，初选型号6208轴承，

其尺寸为40*80*18，基本额定动载荷29.5KN ，基本额定静载荷18KN，da=47，Da=73 ，取l3=190mm。

（3）轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 齿轮左端用套筒固定,为使套

筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,

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若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=67mm,故取l5=65mm。齿轮右端用肩固 定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度h0.07~0.1d,取d6=52mm,l61.4h,故取l6=5mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据6208的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d6=45mm l6=20，l7=30mm

(6)参考表15－2，取轴端为1450，各轴肩处的圆角半径见图。

5．受力分析、弯距的计算

（1）计算支承反力 在水平面上

232.27N 601.03N

225.4N

（2）在垂直面上

总支承反力：

=338.53N

99.24N

314.20-99.24=214.96N

=638.31N

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2）计算弯矩并作弯矩图 （１）水平面弯矩图

（２）垂直面弯矩图

（３）合成弯矩图

3）计算转矩并作转矩图

T=T1 =14.14KN

=31699.1 N.mm =30958.2 N.mm 99.24 214.96 232.27

6．作受力、弯距和扭距图

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7．选用键校核

键连接：联轴器：选普通平键 （A型） 10*8 t=5 L=50mm

齿轮：选普通平键 （A型） 14*9 t=7.5 L=60mm 联轴器:

查表６－２，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全

齿轮:

查表6－2，得[]100~120MPa p[p]，键校核安全

p8．按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式１５－５，并取0.6，轴的计算应力

23.1Mpa

由表１５－１查得[1]60MPa，ca[1]，故安全 9．校核轴承和计算寿命

（1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷

轴向载荷

由

225.4N

，在表１３－５取X＝0.56。相对轴向载荷为=252.58N

=7.42Mpa 8.9Mpa

，在表中介于0.025－0.040之间，对应的e

值为0.22－0.24之间，对应Y值为2.0－1.8，于是，用插值法求得

，故

X=0.56,Y=1.952

由表１３－６取fp1.2 则，A轴承的当量动载荷

，校核安全

该轴承寿命该轴承寿命

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（2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷

当量动载荷

该轴承寿命该轴承寿命

=638.31N

1.2 3.2中速轴设计计算

1. 输入轴上的功率 P1=10.78Kw n1=155.2r/min 2．求作用在齿轮上的力

高速大齿轮:

=3600N

低速小齿轮:

1350N 3490N

22700N =8260N

3.初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。

根据表１５－３，取A112，于是由式１５－２初步估算轴的最小直径 dmin=45mm这是安装轴承处轴的最小直径d1

4．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）初选型号6210的深沟球轴承 参数如下50*90*20 da=57 Da=83基本额定动载荷35KN, 基本额定静载荷23.2KN。 故d1=d5=50mm。轴段1和5的

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长度与轴承宽度相同,故取d1=d5=55mm。

（2）轴段2上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,d3应略大与d2,可取 齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度l3应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=112mm，取l2=110mm。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h0.07~0.1d,取d3=65mm,l3=5mm。

（3)轴段4上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 。齿轮右端用套筒固 定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=67，取65mm。

（4）参考表15－2，取轴端为1.2450，各轴肩处的圆角半径见图。

5.轴的受力分析、弯距的计算 1）计算支承反力： 在水平面上

226.13N

1467.44N

1809.46N

在垂直面上：

总支承反力：

518.74N

684.89N

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2)计算弯矩 在水平面上：

在垂直面上：

1947.91N

1556.43N

1467.44 1809.46

26455.74N.mm

684.89 26455.74N.mm 30526.08N.mm 684.89N.mm

30526.08N.mm

=79377.98N.mm

==121888.07N.mm

3)计算转矩并作转矩图 T=T2=79377N.mm

6．作受力、弯距和扭距图

=80825.74N.mm

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7．选用校核键

1) 低速级小齿轮的键

由表6-1选用圆头平键（A型） 20*12 t=7.5 L=50mm

由式6-1，26.8Mpa

查表6-2，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全 2）高速级大齿轮的键

由表6-1选用圆头平键（A型） 20*12 t=7.5 L=90mm 由式6-2，

查表6-2，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全

8．按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为 危险截面

根据式１５－５，并取0.6

31.2Mpa 33.5Mpa

由表１５－１查得[1]60MPa，2a[1]，校核安全。 9．校核轴承和计算寿命

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1) 校核轴承A和计算寿命

径向载荷 轴向载荷

1934.7N

226.13N

/F1,2e FAa查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,fp1.0~1.2,取 Ar0. fp1.0,故Pa=1934.7N

因为PC，校核安全。

r 该轴承寿命该轴承寿命

2） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷

该轴承寿命该轴承寿命

1556.43N

，校核安全

660110h 343680.8h

查表13-3得预期计算寿命L'h12000LBh，故安全。

3.3 低速轴设计计算

1.输入轴上的功率 P3=9.88 Kw n3=38.8r/min 2.第三轴上齿轮受力

21900N

7970N

3.初定轴的直径

与圆锥的联轴器：选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表15-3，取，于是由式15-2初步估算轴的最小直径A112（以下轴均取此值）

69.7mm。这是安装链轮处轴的最小直径d=69.7mm。联轴器

的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.7,则，

Tca=KAT1 =1.7=4134.33N.m查《机械设计手册》，选用HL7型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d1=71mm，故取半联轴器长度71mm，半联轴器L=142mm与轴配合的毂孔长度L1=107mm。

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4.轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩 高度h0.07~0.1d,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了 保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l1的长度 应该比L1略短一点，现取L1=105mm。

（2）d1=d5=75mm，l1=55mm，l5=95mm。

（3）轴2接齿轮b=112取110mm，d2=90mm，取d3=98mm，l3=5mm。 （4）见下图。

5.轴的受力分析、弯距的计算 （1）计算支承反力 在水平面上

1947.8N

在垂直面上

357.5N

故

（2）计算弯矩

1）水平面弯矩 在C处，

533.5N

839.1-533.5=305.6N

357.5

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在B处，-2453=-136158.2

2）垂直面弯矩 在C处

（3）合成弯矩图 在C处 在B处，

6．作受力、弯距和扭距

533.533610.5

=40459.0 136158.2N.mm

7．选用校核键

1）低速级大齿轮的键

由表６－１选用圆头平键（A型）25*14 t=9mm L=90mm

由式６－１，58.2Mpa

查表６－２，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全

2）与圆锥连接的轴上的键：选用圆头平键（A型） 20*12 t=7.5mm L=90mm

根据式6-1，校核，键安全。

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8．按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为 危险截面根据式１５－５，并取0.6

54.5Mpa

由表１５－１查得[1]60MPa，2a[1]，校核安全。 9．校核轴承和计算寿命

1）校核轴承A和计算寿命

径向载荷

642.2N

当量动载荷642.2N

因为PC，校核安全。

r该轴承寿命该轴承寿命

2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷

当量动载荷

1971.6N

176h

，校核安全

该轴承寿命该轴承寿命

132795.33h≥70080h

4. 箱体的设计

1.箱体说明：

箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。 当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。

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箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。 2.减速器附件说明： 1)视孔和视孔盖

箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。 2)油标

采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。 3)油塞

在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。 4)吊钩、吊耳和吊环螺钉

为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。 5)定位销

为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。

5. 润滑与密封

1.齿轮的润滑方式 （1）润滑方式的选

因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v12ms，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不油，

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所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。 （2）密封方式的选择

由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v10ms，所以采用毡圈密封。 （3）润滑油的选择

因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。

2.轴承的润滑方式

采取脂润滑，在轴承和箱体之间安装油挡。

6. 经济性分析

1.方案一（本设计方案）：在设计过程中选取电机满载的功率作为计算，使其能完全满足型砂搅拌机的运行，但是这样造成的结果是齿轮过大，箱体体积过大，成本增加；在设计过程中尽量减少轴上零件达到降低成本的目的。

2.方案二：如图

选取带传动进行过载保护这样选取电机的时候可以考虑功率较小一点的电机节省成本；选取圆锥圆柱齿轮减速器节省减速器空间节省成本。

7.设计心得

在这十几天的课程设计中通过设计两级圆柱齿轮减速器，觉得自己受益非浅。

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机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，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、工程力学、机械设计基础等）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。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。

8.参考资料

［1］杨明忠，朱家诚主编。机械设计。武汉理工大学出版社，2001 ［2］吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006 ［3］龚桂义主编.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社,1990 ［4］龚桂义主编.机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,1989

［5］濮良贵 纪名刚 主编 《机械设计课程》第八版 高等教育出版社2007年

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