减速器设计

减速器设计

形容有才华-于谦的石灰吟

2023年3月20日发(作者：均线设置)

减速箱设计

2

带式运输机传动装置

设计说明书

姓名：

学号：

学院：机械工程学院

专业：机械工程及自动化

指导教师：周国斌

2010.3

3

目录

第一章设计题目及任务………………………………..………………………3

1.1设计题

目…………………………………………………

………………3

1.2设计任

务…………………………………………………

………………3

第二章传动装置的总体设计…………………………………..………………3

2.1传动方案的拟定及电动机的选择……………………………..3

2.2传动装置的运动和动力参数计算…………………………..…5

第三章传动零件的设计计算…………………………………..………………6

3.1带传动设计……………………………………………….….…6

3.2齿轮传动设计…………………………………………………..7

3.3轴的设计计算…………………………………………………..11

3.4键连接的校核计算……………………………………………..16

3.5滚动轴承的寿命计算……………………………………….….17

3.6联轴器的校核计算……………………………………………..18

第四章箱体的结构设计…………………………………………………….…..18

第五章润滑密封的选择…………………………………………………….…..20

4

第六章设计小结…………………………………………………………………20

第七章参考资料………………………………………………………..……….20

第一章设计题目及任务

1.1设计题目

设计题目：设计带式输送机的传动装置

工作条件：转动不逆转，载荷平稳，起动载荷为

名义载荷的1.25倍，运输带速度

允许误差为±5%；每日工作时间24

小时，使用期限5年。

原始数据：运输带工作拉力:F=1900N

运输带工作速度:V=1.6m/s

卷筒直径:D=400mm

1.2设计任务

设计任务：（1）传动方案的分析和拟定；

（2）电动机的选择，传动装置的运动

5

和动力参数的计算；

（3）传动零件的设计（带传动、单级

齿轮传动）；

（4）轴和轴承组合设计（轴的结构设

计，轴承组合设计，低速轴弯、

扭组合强度校核，低速轴上轴承

寿命计算）；

（5）键的选择及强度校核（低速轴上

键的校核）；

（6）联轴器的选择；

（7）减速器的润滑与密封；

（8）减速器装配草图俯视图设计（箱

体、附件设计等）；

附图：

第二章传动装置的总体设计

6

2.1传动方案的拟定及电动机的选择

1.传动方案的选择

采用V带传动及单级圆柱齿轮传动，如图所

示。

2.电机选择

本装置选用Y系列三相异步电动机

卷筒功率功率：WWVFP

g

30406.11900

传动装置总效率为：

86.00.950.990.970.990.9622

卷筒联轴器齿轮

轴承

带轮



a

因此所需电机理论功率：

WPP

agd

9.353486.0/3040/

应选电机额定功率：

kWPP

d

4.4100025.19.3534100025.1

m



卷筒轴的工作转速为：

min/4.76

400

1000606.1100060

r

D

v

n













卷

卷

7

按推荐的合理传动比范围取V带传动的传

动比

皮带轮

i约为2~4，单级齿轮传动比

齿轮箱

i约为

3~5，则合理总传动比的范围为20~6

a

i，因

此电动机转速的可选范围为

min/1528~458204.76~64.76rnin

a



卷

电机

符合这一范围的同步转速有750r/min，

1000r/min，1500r/min。

查《机械设计课程设计》表8-184得，得此

电机型号为Y132M2—6.

电动机型号：Y132M2—6

额定功率：5.5kW

满载转速：960r/min

起动转矩：2.0N.m

最大转矩：

电动机具体尺寸参数查表8-187，得

中心高：0

5.0

132



外型尺寸

2

AC

LADHD









：315345508

底脚安装尺寸AB：178216

地脚螺孔直径K：12

轴外伸尺寸DE：8038

装键部位尺寸FGD：383310

8

2.2传动装置的运动和动力参数计算

a.总传动比：57.12

4.76

960



卷

满载

n

n

i

a

b．传动比分配：取

皮带轮

i=3.14，则

齿轮箱

i=4

14.3

57.12



皮带轮

i

i

a

c．各轴的转速：min/73.305

14.3

960

1

r

i

n

n

皮带轮

满载

min/4.76

4

73.305

1

2

r

i

n

n

齿轮箱

min/4.76

2

rnn

卷

d．各轴的输入功率：kWP4.4

m



kWPP

m

22.496.04.4

1



带轮



kWPP06.497.099.022.4

12



齿轮轴承



kWPP98.399.099.006.4

2



轴承联轴器卷筒



e．各轴的输入转矩：

mN

n

P

T·77.43

960

4.49550

9550





电机

电机

电机

m94.13196.014.377.43

1

NiTT

d

带轮

皮带轮



m81.50697.099.0494.131

12

NiTT

齿轮轴承齿轮



9

m72.49699.099.081.506

2

NTT

轴承联轴器卷筒



将运动和动力参数的计算结果列于下表。

电动机

轴

1轴2轴卷筒轴

转速

n(r/min)

960305.7376.476.4

输入功率

P(kw)

4.44.224.063.98

输入转矩

T(Nm)

77.4394.13181.50672.496

传动比i3.1441

效率η0.960.960.98

第三章传动零件的设计计算

3.1带传动设计

带传动设计的主要内容：选择合理的传动参

数；确定带的型号、长度、根数、

10

传动中心距、安装

要求、对轴的作用

力及带的材料、结

构和尺寸等。

设计依据：传动的用途及工作情况；对外廓

尺寸及传动位置的要求；原动机

种类和所需的传动功率；主动轮

和从动轮的转速等。

已知条件：设计带式输送机传动系统中的普

通V带传动。原动机为

Y132M2-6型电动机，电动机额

定功率Ped=5.5KW,满载转速

min/960rn

满载

，小带轮安装在电机轴

上，带的传动比i=3.14,一天工

作时间t=24h,5年寿命。

1.确定计算载荷

查《机械设计》表8-7，得工作情况系

数KA=1.4,得计算功率Pc=KA×

Ped=1.4×5.5=7.7KW

2.选择V带型号

由小带轮转速n1及计算功率Pc查

《机械设计》图8-11，选择V带

11

型号为A型。

3.确定带轮直径

a.根据V带带型，查《机械设计》表

8-6和表8-8得dd1=112mm，dd2=i×

dd1=355mm

b.验算带速：带速

sm

nd

vd/63.5

60000

96011214.3

100060

1









满载

5m/s

要求

4.初步确定中心距

0.7(dd1+dd2)

326.9mm

5.确定期带的长度





mm

a

dd

ddaLdd

ddd

1958

42

2

0

2

12

2100







，取

a=a0+(Ld-Ld0)/2=620

6.校核V带的包角

α1=180o－２arcsin（dd1-dd2）/（2a）

=157.4o>120o

7.确定带的根数z

查《机械设计》表8-4a单根V带传递

功率P0=1.16KW

12

查《机械设计》表8-4b传递功率增量

△P0=0.119KW

包角修正系数kα=0.93,

长度修正系数kl=1.03,

Z≥Pc/[(P0+△P0)kαkl]=6.3根，因此

Z=7根

8.确定单根V带的拉力F0





Nqv

zvk

pk

F

a

caa1.16863.51.0

63.5793.0

7.793.05.2

500

5.2

50022

0













9.对轴的压力FQ

NzFF

Q

2308

2

4.157

sin1.16872

2

sin2

0

1

0





10.张紧装置

此处的传动近似为水平传动，故可用

调节中心距的方案张紧。设张紧轮，

位置在小带轮松边外侧，另外，将马

达联动小带轮的中心轴设为可调，以

调节传送带松紧。

11.带轮的结构设计

已知小带轮的直径为dd1=112mm，大带

轮的直径为dd2=355mm。

小带轮，转速较高，宜采用铸钢材料，

13

直径小，故用实心结构。

大带轮，转速不太高，可采用铸铁材

料（HT150或HT200），直径大，故

用腹板式腹板式结构。

计算结果是7根A—GB11544—89V带，中心距a

为620mm,带轮的基准直径dd1=112mm,

dd2=355mm，对轴的压力FQ=2308N，带轮的宽度B=(Z

－1)e+2f=108mm

3.2齿轮传动设计

已知条件：传递的功率kWP22.4

1

,电动机驱动，

小齿轮转速n1=305.73r/min,传动比

i=4，单向运转，载荷平稳，使用寿

命5年，每天工作24小时。

1.选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1）选用直齿圆柱齿轮传动，相对支承对称

布置

2）运输机速度不高，故选用7级精度

3）材料选择。小齿轮选用45（调质），硬

度为280HBS，大齿轮选用45钢（调

质），硬度为240HBS，要求齿面粗糙

度Ra≤3.2—6.3um

14

4）选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数

z2=27*4=108，Z1、Z2互质，取Z2=107。

2．按齿面接触疲劳强度设计

由设计公式

3

2

1

1

1

32.2





















H

E

d

t

Z

i

i

KT

d



进行试算

（1）确定公式内各计算数值

1）试选载荷系数3.1

t

K

2）计算小齿轮传递的扭矩

mmNNiTT

d

5

1

101.3194m94.13196.014.377.43

带轮

皮带轮



3）由《机械设计》表10-7选取

齿宽系数1

d



4）由《机械设计》表10-6查得

材料影响系数2

1

8.189MPaZ

E



5）由《机械设计》图10-21d按

齿面硬度查得小齿轮的接触

疲劳强度极限MPa

H

600

1lim

；大

齿轮的接触疲劳强度极限

MPa

H

550

2lim



6）计算应力循环次数

8

11

10034.85365241305.736060

h

jLnN

15

8

8

1

2

10009.2

4

10034.8







i

N

N

7）由《机械设计》图10-19取接

触疲劳寿命系数02.1

1



HN

K,10.1

2



HN

K

8）计算接触许用应力

取失效概率为1%，安全系数

S=1，则

MPa

S

K

HHN

H

612

1

60002.1

1lim1

1















MPa

S

K

HHN

H

605

1

55010.1

2lim2

2















（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入

H



中较小的数值。



Z

i

i

KT

d

H

E

d

t

1.64

605

8.189

4

14

1

101.31943.1

32.2

1

32.23

2

5

3

2

1

1













































2）计算圆周速度v

sm

nd

vt/02.1

100060

73.305110.64

100060

11















3）计算齿宽b

mmdb

td

110.64110.641

1



4）计算齿宽与齿高之比

16

模数374.2

27

110.64

1

1

z

d

mt

t

齿高mmmh

t

34.5374.225.225.2

故00.12

34.5

110.64



h

b

5）计算载荷系数

根据v=1.02m/s，7级精度，

由《机械设计》图10-8查得动载系数

05.1

v

k

直齿轮，1

FaHa

KK

由《机械设计》表10-2查得

使用系数1

A

K

由《机械设计》表10-4查得

齿向载荷系数314.1

H

K

由00.12

h

b，314.1

H

K，查《机械

设计》图10-13得29.1

F

K

故载荷系数

380.1314.1105.11

HHVA

KKKKK

6）按实际的载荷系数校正所算得

的分度圆直径

mm

K

K

dd

t

t

400.65

3.1

380.1

110.643

3

11



17

7）计算模数m

42.2

27

400.65

1

1

z

d

m

3．按齿根弯曲强度设计

弯曲强度设计公式为

3

2

1

1

2



















F

SaFa

d

YY

z

KT

m





（1）确定公式内各计算数值

1）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的

弯曲疲劳强度极限MPa

FE

500

1

；大齿轮的弯曲

强度极限MPa

FE

380

2



2）由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命

系数86.0

1



FN

K,89.0

2



FN

K

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.5则

MPa

S

K

FEFN

F

67.286

5.1

50086.0

11

1











MPa

S

K

FEFN

F

47.225

5.1

38089.0

22

2











4）计算载荷系数

354.129.1105.11

FFVA

KKKKK

5）查取齿形系数

由《机械设计》表10-5查得57.2

1



Fa

Y，174.2

2



Fa

Y

6）查取应力校正系数

由《机械设计》表10-5查得60.1

1



Sa

Y，796.1

2



Sa

Y

18

7）计算大小齿轮的



F

SaFa

YY



并加以比较



01434.0

67.286

60.157.2

1

11





F

SaFa

YY





01732.0

47.225

796.1174.2

2

22





F

SaFa

YY



显然大齿轮的数值大

（2）设计计算



mm

YY

z

KT

m

F

SaFa

d

04.201732.0

271

101.3194354.12

2

3

2

5

3

2

1

1





























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，由于模数的大小主要取决于

弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接

触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿

轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模

数2.04并就近圆整为标准值m=2.5mm，

按接触强度算得的分度圆直径

mmd400.65

1

，算出小齿轮齿数

2716.26

5.2

400.65

1

1



m

d

z

则大齿轮齿数108274

2

z

这样设计出来的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳

19

强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧

凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

mmmzd685.227

11



mmmzd2705.2108

22



（2）计算中心距

mm

dd

a169

2

27068

2

21









（3）计算齿轮宽度

mmdb

d

68681

1



取mmB68

2

，mmB75

1



齿轮传动设计汇总：

表（4）计算结果汇总

传

动

比

齿

轮

圆

周

速

度

m

/s

输

入

力

矩

N

·m

小

齿

轮

直

径

m

m

大

齿

轮

直

径

m

m

模

数

m

m

A

齿

数

B

齿

数

中

心

距

m

m

小

齿

轮

宽

度

m

m

大

齿

轮

宽

度

m

m

20

4

1.

09

94.13168

27

0

2.

5

2

7

10

8

16

9

75

6

8

3.3轴的设计计算

（1）高速轴设计

已知条件：传递的功率P1=4.22kw，转速

n1=305.73r/min,直齿圆柱齿轮分度圆

直径d1=68mm,传递的转矩T1=131.94Nm

1)选择轴的材料确定许用应力

减速器传递的功率属于中小功率，材料

无特殊要求，故选用45钢调质处理，强

度极限σB=650Mpa，许用弯曲应力[σ

-1b]=60Mpa

2)初步确定轴的最小直径

根据《机械设计》表15-3得A0=103~126.

则mm

n

P

Ad2.30~7.24

73.305

22.4

126~1033

3

1

1

0min

，安

装带轮需键联接直径扩大5％,取

mmd32

1

。

3)轴的结构设计

a.拟定轴上零件的装配方案

齿轮布置在箱体内部中央，将轴承

对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端

安装带轮。齿轮从左端装入，右端

21

轴环定位，左端用套筒定位。

b.确定各轴段直径

轴段12（外伸端）直径最小，若选

用6208,则

d12=32,d23=35,d34=40,d56=45,

d67=40

c.确定各段长度

1.带轮的轮毂宽为108，则L12=106

2.轴承6208，其尺寸d×D×B=40

×80×18,则L67=18

3.L56=21

4.齿轮距箱体内壁的距离a=16，确

定轴承时，应距离箱体内壁s=8，

轴承宽度B=18，则834-asBL

34



5.根据轴承端盖的装卸及便于对

轴承添加润滑油的要求，故取

L23=70

22

d.轴上零件的周向固定

齿轮及带轮的周向固定采用平键连接；为

了保证齿轮以及带轮与轴配合有良好的

对中性，故选择齿轮及带轮轮毂与轴的配

合为6/7mH

e.确定轴上圆角以及倒角尺寸

参考《机械设计》表15-2，取轴端倒角为

0452，各轴肩处圆角R2

4)求轴上的载荷

根据轴的结构画出轴的受力简图。由于是滚

动轴承，所以受力在中点。

N

d

T

F

t

6.3880

68

1000131.942

2

1

1

1







NtgtgFF

tr

4.1412206.3880

11



23

a.在水平面内

N

F

FFt

HBHA

3.1940

2

1

在截面C处的弯矩为

mNLFM

HBHC

00.13010673.19403

2

在截面D（就是轴上的4）处的弯

矩为

mNLFM

HBHD

24.57105.293.19403

4

b.在垂直面内

N

F

FFr

VBVA

2.706

2

1

在截面C处的弯矩为

mNLFM

VBVC

31.4710672.7063

2

在截面D处的弯矩为

mNLFM

VBVD

12.21105.292.7063

4

c.C截面受弯矩情况

mNMMM

VCHCC

34.13831.4700.1302222

d.D截面受弯矩情况

mNMMM

VDHDD

01.6112.2124.572222

e.两截面受扭矩情况

mNTT

DC

94.131

24

f.强度校核

1)C截面







b

C

CC

caC

MPa

W

TM

1

3

2

2

2

2

1.5

681.0

1319406.0138340



















2)D截面







b

D

DD

caD

MPa

W

TM

1

3

2

2

2

2

6.15

401.0

1319406.061010



















故此轴安全。

（2）低速轴设计

已知条件：传递的功率P2=4.06kw，转速

n2=76.4r/min,直齿圆柱齿轮分度圆直

径d2=270mm,传递的转矩T2=506.81Nm

1)选择轴的材料确定许用应力

减速器传递的功率属于中小功率，材料

无特殊要求，故选用45钢调质处理，强

度极限σB=650Mpa，许用弯曲应力[σ

-1b]=60Mpa

2)初步确定轴的最小直径

根据《机械设计》表15-3得A0=103~126.

则mm

n

P

Ad4.47~7.38

4.76

06.4

126~1033

3

2

2

0min

，安装

带轮需键联接直径扩大5％,取mmd50

1



3)轴的结构设计

25

a.拟定轴上零件的装配方案

齿轮布置在箱体内部中央，将轴承

对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端

安装半联轴器。齿轮从右端装入，

左端轴环定位，右端用套筒定位。

b.确定各轴段直径

轴段78（外伸端）直径最小，若选

20024323/

11255

8450

9





TGB

ZC

LT联轴器,轴承选用

6212则

d12=60,d23=65,d34=70,d45=65,

d56=60,d67=55,d78=50

c.确定各段长度

1.半联轴器的轮毂宽为84，则

L78=82

2.齿轮的轮毂宽68，则L45=65

3.轴承6212，其尺寸d×D×B=60

26

×110×22,则L12=22

4.轴环高度h>0.07d=4.55,取h=5，

则轴环宽度b≥1.4h=7，取b=12，则

L34=12

5.齿轮距箱体内壁的距离a=16，确

定轴承时，应距离箱体内壁s=8，

轴承宽度B=22，则

4965)-(68asBL

56

；12L-saL

3423



6.根据轴承端盖的装卸及便于对

轴承添加润滑油的要求，故取

L67=50

d.轴上零件的周向固定

齿轮及带轮的周向固定采用平键连接；为

了保证齿轮以及带轮与轴配合有良好的

对中性，故选择齿轮及半联轴器轮毂与轴

的配合为6/7nH

e.确定轴上圆角以及倒角尺寸

参考《机械设计》表15-2，取轴端倒角为

0452，各轴肩处圆角R2

4)求轴上的载荷

根据轴的结构画出轴的受力简图。由于是滚

动轴承，所以受力在中点。

27

N

d

T

F

t

1.3754

270

100081.0652

2

2

2

2







NtgtgFF

tr

4.1366201.3754

22



g.在水平面内

N

F

FFt

HBHA

0.1877

2

2

在截面C处的弯矩为

mNLFM

HBHC

51.12910690.18773

2

在截面D（就是轴上的5）处的弯

矩为

mNLFM

HBHD

33.7110380.18773

4

h.在垂直面内

N

F

FFr

VBVA

2.683

2

2

28

在截面C处的弯矩为

mNLFM

VBVC

14.4710692.6833

2

在截面D处的弯矩为

mNLFM

VBVD

96.2510382.6833

4

i.C截面受弯矩情况

mNMMM

VCHCC

82.13714.4751.1292222

j.D截面受弯矩情况

mNMMM

VDHDD

91.7596.2533.712222

k.两截面受扭矩情况

mNTT

DC

506.81

l.强度校核

3)C截面







b

C

CC

caC

MPa

W

TM

1

3

2

2

2

2

2.12

651.0

5068106.0137820



















4)D截面







b

D

DD

caD

MPa

W

TM

1

3

2

2

2

2

5.14

601.0

5068106.075910



















故此轴安全。

3.4键连接的校核计算

（1）带轮与输入轴键连接设计

29

已知条件：轴径32d，轮毂长度为108L，转

矩T=131.94Nm

查《机械设计》表6-1，选用A型平键，其

尺寸为100810Lhb.

现校核其强度：

MPa

kld

T

h

k

bLl

p

9.22

32904

100094.1312102

4

2

9010100

3



















查《机械设计》表6-2得MPa

p

110][，因

为



PP

，故满足要求。

（2）大齿轮与输出轴键连接设计

已知条件：轴径65d，轮毂长度为68L，转

矩T=506.81Nm

查《机械设计》表6-1，选用A型平键，其

尺寸为631118Lhb.

现校核其强度：

MPa

kld

T

h

k

bLl

p

0.63

65455.5

100081.5062102

5.5

2

451863

3



















30

查《机械设计》表6-2得MPa

p

110][，因

为



PP

，故满足要求。

（3）半联轴器与输出轴键连接设计

已知条件：轴径50d，轮毂长度为84L，转

矩T=506.81Nm

查《机械设计》表6-1，选用A型平键，其

尺寸为70914Lhb.

现校核其强度：

MPa

kld

T

h

k

bLl

p

4.80

50565.4

100081.5062102

5.4

2

561470

3



















查《机械设计》表6-2得MPa

p

110][，因

为



PP

，故满足要求。

3.5滚动轴承的寿命计算

（1）高速轴上滚动轴承寿命计算

已知条件：所选轴承代号6208

根据《机械设计课程设计》

表8-155得C=29.5kN

31

故符合设计要求

年

，

55.1091998

8.2477

10005.29

73.30560

10

60

10

8.24778.206412.1)(

2.1f0,Y1,X

0

8.20642.7063.1940

2.706

2

3.1940

2

3

66

h

p

2222

1

1















































h

P

C

n

L

NYFXFfP

F

NFFF

N

F

FFN

F

FF

arp

a

VAHAr

r

VBVA

t

HBHA



（2）低速轴上滚动轴承寿命计算

已知条件：所选轴承代号6212

根据《机械设计课程设计》

表8-155得C=47.8kN

故符合设计要求

年

，

51017.885781

2.2996

10008.47

4.7660

10

60

10

2.29965.199712.1)(

2.1f0,Y1,X

0

5.19972.6830.1877

2.683

2

0.1877

2

3

66

h

p

2222

2

2















































h

P

C

n

L

NYFXFfP

F

NFFF

N

F

FFN

F

FF

arp

a

VAHAr

r

VBVA

t

HBHA



3.6联轴器的校核

已知条件：所选联轴器代号为

20024323/

11255

8450

9





TGB

ZC

LT联轴器

校核计算：

32





故此联轴器安全

计算转矩

，得》表查《机械设计课程设计

得查《机械设计》表

nn

TmNTKT

rnmNT

K

NT

nAca

n

A











2

2

2.76081.5065.1

min/285010001788

5.1114

m81.506

第四章箱体的结构设计

1.箱体

（1）箱体采用灰铸铁铸造而成，采用剖分式结

构，由机座和机盖两部分组成，取轴的中

心线所在平面为剖分面。箱体的强度、刚

度保证，在轴承座孔处设置加强肋，做在

箱体外部。外轮廓为长方形。

（2）箱体结构良好的工艺性

机座壁厚为10mm，机盖厚度8mm，圆

角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.

（3）附件设计

a.视孔盖及窥视孔

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，窥

视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸

缘一块，便于机械加工出支承盖板

33

的表面并用垫片加强密封，盖板用

铸铁制成，用M8螺钉紧固。

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；

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

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.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

34

的长度方向各安装一圆锥定位销，

以提高定位精度.

f.吊环

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。

减速箱铸铁箱体主要结构尺寸关系

名称符号尺寸

机座厚度δ10

机盖厚度δ18

机座凸缘的厚度B15

机盖凸缘的厚度B112

机座底凸缘的厚

度

b225

地脚螺栓的直径df20

轴承旁联接螺栓

的直径

d116

上下机体结合处

联接螺栓直径

d210

轴承端盖的螺钉

直径

d310

35

窥视孔盖的螺钉

直径

d46

螺栓Mdf至凸缘

边缘的距离

C2f24

螺栓Mdf至外机

壁的距离

C1f26

螺栓Md2至凸缘

边缘的距离

C2221

螺栓Md2至外机

壁的距离

C1222

螺栓Md1至外机

壁的距离

C1122

轴承旁凸台半径R120

凸台高度H50

外机壁至轴承座

端面的距离

L150

大齿轮齿顶圆与

内机壁距离

△112

齿轮端面与内机

壁距离

△216

机盖肋厚度M18

机体肋厚度M10

36

小轴承端盖外直

径

D2130

大轴承端盖外直

径

D2160

轴承旁联接螺栓

距离

S138及179（见

装配图）

2.轴承端盖

轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承

间隙并承受轴向力的，轴承端盖的结

构形式有凸缘式和嵌入式两种。

凸缘式轴承端盖的密封性能好，调整轴承间

隙方便，因此，采用凸缘式，这种端盖

大多采用铸铁件。

第五章润滑密封的选择

（1）机体内零件润滑和密封

低速轴上齿轮的圆周速度为：

smsm

dn

v/12/08.1

60

4.76270.014.3

60

2







则采用浸油润滑，浸油深度不应超过

一个齿高。

高速轴上的小齿轮采用溅油轮来润

37

滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。

（2）滚动轴承润滑

对于滚动轴承6208，

min/102.1305.7340dn4rmm，故采用脂润滑；

对于滚动轴承6212，

min/1064.04.6760dn4rmm，故采用脂润滑；

（3）伸出端密封

轴伸端密封方式有接触式和非接触式两

种。毡圈密封是接触式密封，结构简单，

价格低廉，适用于脂润滑轴承中。

第六章设计小结

经过此次减速箱的设计，我真正体会到一

个完整机械的设计方法，虽然我选择的是

单级圆柱直齿齿轮减速箱的设计，但是我

还是从中学到了很多。

1.锻炼了自己运用课本知识的能力。本次设

计涉及了机械设计，机械原理，材料力学，

理论力学，工程图学等多门课程的知识，

通过本次设计，不但使我对课本知识在一

定程度上进行了复习，而且锻炼了我运用

知识的水平，提高了我对课程知识的综合

运用能力。

38

2.通过本次实践，初步掌握了一般机械的设

计流程，培养了我独立设计的能力。在本

次设计中，需要我们去翻阅很多书籍，自

主查阅各种设计手册，初步培养我们的自

主设计能力，这是课堂上难以学到的宝贵

财富。

第七章参考资料

1.《机械设计》濮良贵，纪名刚主编高等

教育出版社

2.《机械设计课程设计》陈秀宁，施高义主

编浙江大学出版社

3.《材料力学》刘鸿文主编高等教育出版

社

4.机械工业部洛阳轴承研究所.GB/T

276-1994,滚动轴承深沟球轴承外形尺

寸.机械中国标准出版社,1994.

5.廖念钊,古莹庵,莫雨松,互换性与技术

测量[M].北京:中国计量出版社,2001.