机械设计课程设计双级展开式圆柱齿轮减速器

目 录一、设计任务书 2二、传动方案的分析与拟定 3三、电动机的选择与计算 4四、传动比的分配 5五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 6六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 7七、联轴器的选择及计算21八、键连接的选择及计算33九、轴的强度校核计算36十、滚动轴承寿命的校核计算33十一、润滑和密封38十二、箱体及附件的结构设计和选择39十三、设计小结40十四、参考资料42一 设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆锥圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件： F=10300N; V=0.546m/s; D=360mm； 生产规模：小批量； 工作环境：少尘； 载荷特性：中等振动； 工作期限：10年，两班制。 设计注意事项： 1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;3. 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。二 传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+内部双级圆锥圆柱齿轮传动+滚子链传动。 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：图1. 传动方案简图三 电动机的选择与计算1 电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2 电动机的功率 工作机有效功率:Pw = Fv/1000 =103000.546/1000 kW=5.624kW 设电动机到工作机之间的总效率为，并设1，2，3，4，5 分别为V带传动、闭式齿轮传动（设斜齿轮精度为8级，圆锥齿轮为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、弹性联轴器,滚子链传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得： 1=0.95，2=0.97，3=0.99，4=0.99，5=0.96，6 =0.94由此可得：总效率： =12235456 =0.990.9720.9950.950.96 =0.7594 电动机所需功率： Pd=Pw/=5.624/0.7594=7.406 kW 查文献4表16-1选取电动机的功率为7.5 kW。3 电动机转速的选择在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。前者电动机转速高、价格低，总传动比大。因为设计的传动方案中有带传动和开式齿轮传动，可以比较好的分配传动比。因此，决定选用同步转速为1500 r/min 的电动机。表1. 预选电机的参数比较方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比轴外伸轴颈轴外伸长度1Y132M-47.5kw1500r/min1440r/min49.6932802Y160M-67.5kw1000r/min970r/min33.47421104 电动机型号确定由上述分析，选择电机型号为：Y132M-4四 传动比的分配计算得内外总的传动比取V带传动的传动比：i1=1.5 ，取开式齿轮传动比为：i4=2.76则减速器的总传动比：由于圆锥齿轮传动布置在高速级，而且其传动比推荐值为2到3，为了平衡高速级与低速级传动比，故取高速级传动比为，低速级传动比为表2. 各级传动比分配传动级别V带传动圆锥齿轮传动斜齿圆柱齿轮传动开式齿轮传动 五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算 n= n0/i1=1440/1.5 r/min=960r/minn = n/i2=960/3 r/min=320 r/min n = n/i3=320/4 r/min=80r/min2. 各轴的输入功率计算 P=Pd1 =7.036 kW P=P23=7.0360.95 kW=6.757 kW P=P23=6.7570.970.99 kW=6.488 kW P=P34=6.4880.990.94 kW=5.918 kW3. 各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=95507.036/960 Nm =69.990 NmT2=9550P2/n2=95506.757/320 Nm =201.654 NmT3=9550P3/n3=95506.488/80 Nm =774.505 NmT4=9550P4/n4=9550759.106/19.10 Nm =759.106 Nm将上述数据归纳总结如下表所示：表3. 各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功 率（kW）转 矩（Nm）传动比i 1.534高速轴9607.40669.990中间轴3206.757201.654低速轴806.488774.505六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择（一）. 减速器外部传动V带传动的设计计算（1）、确定计算功率PC 两班制工作，即每天工作16h，查阅机械设计表5-6得工况系数KA=1.2故 Pc = KAP = 1.27.5 kW =9 kW（2）、选择普通V带的型号 根据Pc=7.5 kW、n1=1440 r/min，由机械设计5-7初步选用B型带。（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2 由机械设计表5-7取dd1=160 mm，并取=0.02，则由机械设计表5-7取最接近的标准系列值dd2=250 mm。（4）、验算带速v 因v在525 m/s 范围内，故带速合适。（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心距a0的取值范围为 初选中心距a0=500 mm。由此计算所需带长为 查阅机械设计表5-8，选择基准长度Ld=1800mm。由此计算实际中心距得（6）、验算小带轮包角1（7）、确定带的根数已知dd1=160 mm，i=1.5，v=12.06m/s，查机械设计表5-2得P0=3.62 kW，查表5-3得P0=0.24 kW；因=171，查表5-4得K=0.98；因Ld=1800 mm，查表5-5得KL=0.95，因此= 9/(3,62+0.24)*0.95*0.98=2.5取Z=3即可。（8）、确定初拉力F0单根普通V带的初拉力为 =217.64N（9）、计算压轴力FQ（10）、带轮的结设计A、小带轮的结构设计由于dd1=160mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，轮毂长度L1=50mmE=80mm，故小带轮1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于dd2=250mm300mm，所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da2=270.5mm，轮毂长度L2=50mm。（二）链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为取为53材料选择40钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为：3 选择链条型号和节距根据及查图911，可选24A-1。查表91，链条节距为。4 计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数为，取链长节数节。查表98得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中心距为：5 计算链速v，确定润滑方式 由和链号24A1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6 计算压轴力有效圆周力为： 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为7 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的最大轴凸缘直径（二）高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率6.757 kW，转速960 r/min，转矩T2=69.990 Nm，齿数比u=i2=3，单向运转，载荷中等振动，每天工作16小时，预期寿命10年，电动机驱动。（1）选定齿轮材料和精度等级1）根机械设计表33，选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为260286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为230255HBS2）由于该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度3）试选小齿轮齿数z1=29，则z2=uz1=293=87，取z2=86，是齿数比互质，调整后u=z2/z1=86/29=2.9655，比较接近目标传动比。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算 查机械设计公式（322）有齿面接触疲劳强度设计公式1) 试选载荷系数：2) 计算小齿轮产生的扭矩： 3) 取齿宽系数： 4) 确定弹性影响系数：查表32得，5) 确定区域系数，查图3-11标准直齿圆锥齿轮传动：6) 根据循环次数公式，计算应力循环次数： 7) 查图3-18得接触疲劳寿命系数： ,8) 按齿面硬度中间值，查图3-16（b）得： Hlim1=750Mpa Hlim2 =680Mpa由【1】公式（10-12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=SH=1 9) 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径，将，中较小的代入设计公式： =85.53mm10) 齿轮的圆周速度： 11) 计算载荷系数：1 齿轮使用系数，查表3-1得2 动载荷系数，查书取3 齿间载荷分配系数 4 齿向载荷分布系数，查【1】表10-9得，所以5 接触强度载荷系数：12) 计算模数 ，取标准值m=313) 计算齿轮的相关参数 分度圆直径： 分度圆锥角： 齿顶高: 齿根高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 锥距： 齿宽：，查【2】表8-11得： 圆整取4. 校核齿根弯曲疲劳强度1) 载荷系数2.4242) 当量齿数 3) 查表3-14 有： 查表3-15 有： 4) 取安全系数查图3-19得弯曲疲劳寿命系数， 按齿面硬度中间值查图3-17（b）得： 许用应力： 5) 校核强度，由公式：计算得： 由以上计算可知，弯曲疲劳强度满足，参数合理。（三）低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率6.757 kW，转速320 r/min，转矩T=201654Nmm，齿数比u=i3=4，单向运转，中等振动，每天工作16小时，预期寿命10年，电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热处理方式查图3-16（c）和3-17（c）知：大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度4050HRC，取45HRC。（2）、确定许用应力A确定极限应力Hlim和Flim许用接触应力Hlim3=Hlim4=1120MPa许用弯曲应力Flim3=Flim4=350MPaB计算应力循环次数N，确定寿命系数查图表得，ZN3=1.0, ZN4=1.0; YN3=YN4=1。C计算许用应力安全系数：，故有：（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A选择齿轮类型初估齿轮圆周速度v=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B初步选用8级精度C初选参数初选：，, Z4=Z3u=174=68，为了使齿数互质，取Z4 =69，实际传动比：i3= Z4/ Z3 =4.0588之前高速级传动比为：i2=2.9655故减速箱内传动比i=12.036 传动比误差为0.3%，控制在允许范围内。齿宽系数。D初步计算齿轮主要尺寸当量齿数：据此查得：Ysa3=1.56 ,Ysa4=1.75 ;YFa3=2.83 ,YFa4=2.23 ;取Y=0.7，Y=0.9；由于载荷中等振动，取载荷系数K=1.5，则：（因为比大，所以上式将代入）取标准模数mn=4 mm ，则中心距圆整后取a=175mm。调整螺旋角：计算分度圆直径： 计算圆周速度：符合估计值。计算齿宽：大齿轮：，取 =66mm小齿轮： （4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数，则：故：齿面接触疲劳强度满足要求。（5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿根圆直径： 低速级齿轮设计结果： d3=69.186mm d4=280.814mmb3=74mm b4=66mmda3=77.186mm da4=288.186mmdf3=59.186mm df4=270.814mmmn=4 mm , , a=175mm ， v=1.16m/s.对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4200 mm，所以做成腹板式结构。（四）初算轴的直径及轴结构的初步设计已知，最小轴径的初算公式为，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力-1b=60MPa , C=118107。（1）、高速轴因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=23.45mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=26mm。初步设计其结构如下图所示：图2. 低速轴结构设计（2）、中间轴取C=112，则：在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=32.5 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min=35 mm。初步设计其结构如下图所示：图3. 中间轴结构设计（3）、低速轴取C=110，则：在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=50mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=50 mm。初步设计其结构如下图所示：图4. 低速轴结构设计(五) 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表2. 轴承代号及其尺寸性能轴种类轴承代号dDTBCCr/kNC0r/kN高速轴7307C3511018.25211534.226.8中间轴7307C3511019.75211534.226.8低速轴7311C5512024.75291570.560.5由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于5m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。七 联轴器的选择及计算1. 低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型鼓形齿式联轴器。计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数KA=1.5，则：查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。其主要尺寸如下表所示：表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸型号轴孔类型键槽类型d1LD2GICL3Y型A型5511295八 键连接的选择及计算1. 小锥齿轮与高速轴间键的设计与计算小锥齿轮与高速轴连接处轴颈d=30mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=50mm，故根据标准，可取键长L=40 mm，其有效长度为l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速轴上传递的转矩T2=69.990 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。2. 中间轴与其上大锥齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=40 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=48 mm，故根据标准，可取键长L=36 mm,其有效长度为l=L-b=24 mm。中间轴上传递的转矩T3=201.654 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：故该键满足强度条件，其设计是合理的。3. 低速轴与其上大斜齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=60 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=18 mm，高度h=11 mm。该轴段长度l=64 mm，故根据标准，可取键长L=50,其有效长度为l=L-b=53mm。低速轴上传递的转矩T4=774.505 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：满足强度条件，其设计是合理的。4. 低速轴与联轴器间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈d=50 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=112 mm，故根据标准，可取键长L=100 mm，其有效长度为l=L-b=(100-16)mm=84 mm。低速轴上传递的转矩T4=774.505 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。九 轴的强度校核计算1. 高速轴校核（1）、计算齿轮受力齿轮1的圆周力：齿轮1的径向力：齿轮1的轴向力：（2）、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。图5. 高速轴的受力分析（3）、计算支反力铅垂面内支反力： (1) (2) 由（1）（2） 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图齿轮所在截面处：A铅垂面弯矩B水平面弯矩分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图所示。C合成弯矩支点A处：由此作出合成弯矩图。画出扭矩图，如图所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮所在截面左截面：齿轮所在截面右截面：与左边相等，没发生突变。支点A处：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮1所在截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=30mm且开有一个键槽。此处键槽宽度b=7mm，键槽深度t=40 mm，所以其抗弯模量为由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：显然，轴的强度足够。从而该轴的结构设计合理。2 中间轴校核（1）、计算齿轮受力 通过进行受力分析，易知齿轮2的圆周力：齿轮2的径向力： 齿轮2的轴向力： 齿轮3的圆周力：齿轮3的径向力：齿轮3的轴向力：（2）、画受力简图 按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。（3）、计算支反力铅垂面内支反力： 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮3所在截面处弯矩有突变，故：左截面：右截面：齿轮2所在截面处弯矩有突变，故：右截面：左截面：B水平面弯矩分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图所示。C合成弯矩齿轮3所在截面左截面：齿轮3所在截面右截面：齿轮2所在截面左截面：齿轮2所在截面右截面：由此作出合成弯矩图，如上图图所示。画出扭矩图，如图所示，转矩作用于两齿轮所在截面之间的轴段。（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮3所在截面左截面：齿轮3所在截面右截面：齿轮2所在截面左截面：齿轮2所在截面右截面：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知：齿轮3是齿轮轴，此处轴颈较粗，强度足够，不用校核。齿轮2所在截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大，故也属于危险截面。此处轴颈d=40 mm，键槽宽度b=12 mm，键槽深度t=5.0 mm，所以其抗弯模量为从而可求得轴上该处所受弯曲应力为显然，轴的强度足够，从而该轴的结构设计合理。3. 低速轴校核（1）、计算齿轮受力齿轮4的圆周力：齿轮4的径向力：齿轮4的轴向力：（2）、画受力简图按照前面所作假定，可画出低速轴的受力如下图所示。（3）、计算支反力铅垂面内支反力：水平面内支反力：（4）计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮4所在截面处弯矩有突变，故：左截面：右截面：B水平面弯矩分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图所示。C合成弯矩齿轮4所在截面左截面：齿轮4所在截面右截面：由此作出合成弯矩图，如图所示。画出扭矩图，如图所示，转矩作用于齿轮4所在截面与工作机所在截面之间的轴段。 （5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮4所在截面左截面：齿轮4所在截面右截面：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮4所在截面的右截面当量弯矩最大，且此轴段开有一个键槽，属于危险截面，此处轴颈d=60 mm,键槽宽度b=18 mm，键槽深度t=7 mm，所以其抗弯模量为从而可求得轴上该处所受弯曲应力为显然，轴的强度足够，从而该轴的结构设计合理。十 滚动轴承寿命的校核计算（一）低速轴上滚动轴承的寿命校核（1）受力分析计算轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8. 高速轴上轴承支撑受力 （2）计算派生轴向力对于7311C型轴承，查得：S=0.5Fr由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S2S1+Fa ，故有（3）计算当量动载荷查表知：Cr=70.5KN Cor=60.0KN 因为工作情况为中振，但由于低速级有滚子链传动，可以起到隔振的效果，故取载荷系数fP=1.1 。对于轴承1，有： 查表8-7，用线性差值可求得e1=0.405，故有：又，对于轴承2，有： 查表8-7，用线性差值可求得e2=0.426，故有：（4）校核使用寿命因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷70.5kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=3，则高速轴上轴承寿命为故，高速轴上所选的7311型角接触球轴承是合用的。（二）中间轴上滚动轴承的寿命校核（1）受力分析计算轴承的支撑受力如图所示，由轴的受力易知： （2）计算派生轴向力对于7307C型轴承，查得：S=0.5Fr由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有（3）计算当量动载荷查表知：Cr=30.5KN Cor=20.0KN 取载荷系数fP=1.1 。对于轴承1，有： 查表8-7，用线性差值可求得e1=0.472，故有：对于轴承2，有： 查表8-7，用线性差值可求得e2=0.455，故有：（4）校核使用寿命因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=30.5kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=3，则高速轴上轴承寿命为故，高速轴上所选的7307型角接触球轴承没法达到预期要求，在不改变轴承内径和外径以及轴向宽度的情况下，改选30307圆锥滚子轴承。查表知该轴承的Cr=75.2kN，Cor=82.5kN，带入进行计算：此时轴承是合用的。（三）高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核（1）受力分析计算轴承的支撑受力如图所示，由轴的受力易知： （2）计算派生轴向力对于7307C型轴承，查得：S=0.5Fr由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有（3）计算当量动载荷查表知：Cr=30.5KN Cor=20.0KN 取载荷系数fP=1.1 。对于轴承1，有： 查表8-7，用线性差值可求得e1=0.44，故有：对于轴承2，有： 查表8-7，用线性差值可求得e2=0.455，故有：（4）校核使用寿命因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=30.5kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=3，则高速轴上轴承寿命为显然，高速轴上所选的7307型角接触球轴承是没有达到设计要求的，同中间轴一样，把轴承改为30307圆锥滚子轴承，计算如下： 如此，轴承便满足了设计要求。十一 润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（0.5m/s），浸油深度可达1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280350HBS，圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为266mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度小于5m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作36个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）润滑。3. 密封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈60 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。十二 箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。铸件壁厚为10，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。2. 轴承盖与套杯 均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。3. 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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螺钉紧固（具体结构参考装配图）。4. 油面指示器 选用油标尺。油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。油标尺中心线与水平面呈45或大于45角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。5. 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。本减速器选用通气罩。6. 启盖螺钉 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。7. 定位销 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。8. 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.9. 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。箱体具体各部分的尺寸大小如表4所示：表4. 减速器铸造箱体的结构尺寸箱座壁厚10mm箱盖壁厚18.5mm箱座凸缘壁厚b15mm箱盖凸缘壁厚b113mm箱座底凸缘壁厚b225mm轴承盖螺钉直径8mm窥视孔螺钉直径6mm定位销直径6mm大齿顶圆与箱体内壁距离1 12 mm齿轮端面与箱体内壁距离2 25 mm箱体外壁至轴承座断面的距离4 67mm箱座箱盖上的肋板厚地脚螺钉直径与数目通孔直径=20 mm沉头座直径底座凸缘尺寸连接螺栓连接螺栓轴承旁连接螺栓直径12mm轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉头座直径D=26mm轴承旁连接螺栓凸缘尺寸箱座、箱盖的连接螺栓直径箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径D=18箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸十三 设计小结经过紧张而有辛苦的三周的课程设计结束了当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，顿感心旷神意，眼前豁然开朗 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 说实话，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来但一想起周伟平教授，黄焊伟总检平时对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信 最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪纸上学来终觉浅，绝知此事要躬行。经过三个星期的“实战演练”，我收获了很多。也许每个男孩都有一个设计师的梦想，我也是抱着这样一个梦想长大的。然而，想像很美好，现实却很残酷。以前我只看到了设计师表面上的光鲜亮丽，这一次，我终于体会到了那一抹光环背后的凄凉痛苦。在没有任何设计基础的条件下，我们迎来了这次课程设计。整整18天，我都陶醉在这孤独、反复的设计之中，算了又画，画了又改，改了再算，就是在这不断重复的过程中，我对设计有了刻骨铭心的认识，我的设计水平有了很大的提升，也正是这一段辉煌的设计岁