某车间零件传送设备的传动装置设计

南 湖 学 院

课程设计报告书

题 目：某车间零件传送设备传送装置设计 系 部：

专 业：

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姓 名：

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年 月 日

南 湖学院

课程设计任务书

设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计 系 部：

专 业：

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起迄日期: 年月日至年月日

指导教师:

目录

第1章 概述 ........................................................... 1

1.1 课程设计的目的 .......................................................... 3

1.2 设计的内容和任务 ........................................................ 3

1.2.1设计的内容 ......................................................... 3

1.2.2 设计的任务 ........................................................ 3

1.3 设计的步骤 .............................................................. 3

第2章 传动装置的总体设计 .................................................. 4

2.1 拟定传动方案 ............................................................ 4

2.2选择原动机——电动机 ..................................................... 4

2.2.1选择电动机类型和结构型式 ........................................... 5

2.2.2确定电动机的功率 ................................................... 5

2.2.3确定电动机的转速 ................................................... 5

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 ................................. 6

2.3.1计算总传动比 ....................................................... 6

2.3.2合理分配各级传动比 ................................................. 6

2.4算传动装置的运动和动力参数 ............................................... 6

2.4.1 各轴转速计算 ..................................................... 7

2.4.2 各轴输入功率计算 ................................................. 7

2.4.3 各轴扭矩计算 ..................................................... 7

第3章 传动零件的设计计算 ................................................... 7

3.1 减速箱外传动零件——带传动设计 .......................................... 7

3.1.1 V带传动设计计算 .................................................. 7

3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计 ...................................... 9

3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................. 9

3.2.2 按齿面接触强度设计 ............................................... 10

3.2.3 按齿根弯曲强度计算 ............................................... 11

3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算........................................... 12

3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计 ..................................... 13

3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................................................. 13

3.3.2按齿面接触强度设计 ........................................................................................ 13

3.3.3按齿根弯曲强度计算 ................................................................................................ 15

3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算...................................................................................... 16

3.4 轴的设计——输入轴的设计 .............................................. 16

3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 ................................................................. 16

3.4.2初步设计输入轴的结构 ............................................................................................ 17

3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度................................................................................. 18

3.5轴的设计——输出轴的设计 ............................................... 20

3.5.1初步确定轴的最小直径 ............................................................................................ 20

3.5.2初步设计输出轴的结构 ............................................................................................ 21

3.6轴的设计——中速轴的设计 ............................................... 25

第4章 部件的选择与设计 .................................................. 25

4.1轴承的选择 ............................................................. 25

4.1.1输入轴轴承 ................................................................................................................ 25

4.1.2输出轴轴承 ................................................................................................................ 26

4.1.3中间轴轴承 ................................................................................................................ 26

4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 ..................................... 26

4.3轴承端盖的设计与选择 ................................................... 28

4.3.1类型 ............................................................................................................................ 28

4.4 滚动轴承的润滑和密封 .................................................. 29

4.5联轴器的选择 ........................................................... 29

4.5.1、联轴器类型的选择 ................................................................................................. 29

4.5.2、联轴器的型号选择 ................................................................................................. 29

4.6其它结构设计 ........................................................... 29

4.6.1通气器的设计 ............................................................................................................ 29

4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩 ............................................................................................ 30

4.6.3启盖螺钉 .................................................................................................................... 30

4.6.4定位销 ........................................................................................................................ 30

4.6.5油标 ............................................................................................................................ 30

4.6.6放油孔及螺塞 ............................................................................................................ 31

4.7箱体 .................................................................. 31

第5章 参考文献及心得体会 ................................................................................................... 33

第1章 概述

1.1 课程设计的目的

课程设计目的在于培养机械设计能力。课程设计是完成机械设计专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：

1. 通过课程设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。

2. 通过课程设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。

3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。

1.2 设计的内容和任务

1.2.1设计的内容

本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；

（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；

（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；

（4）绘制减速器装配图及典型零件图；

（5）编写设计计算说明书。

1.2.2 设计的任务

（1）减速器装配图1张（0号图纸）

（2）输入轴零件图1张

（3）齿轮零件图1张

（4）设计说明书1份

1.3 设计的步骤

遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：

1. 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。

2. 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。

3. 传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。

4. 装配图绘制 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。

5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。

6. 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。

第2章 传动装置的总体设计

传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。

2.1 拟定传动方案

带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。

图2-2 传动布置方案简图

1－减速器 2－联轴器 3―滚筒 4－运输带 5－电动机 6－带传动

2.2选择原动机——电动机

电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。

2.2.1选择电动机类型和结构型式 电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动

机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

2.2.2确定电动机的功率

电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。

1. 带式输送机所需的功率Pw

2. 计算电动机的输出功率Pd

根据文献[1]（《机械设计课程设计》杨光等编 高等教育出版社出版）表4-4确定部分效率如下：

弹性联轴器：10.99（两个）

滚动轴承（每对）：20.99（五对）

圆柱齿轮传动：30.98（精度7级）

传动滚筒效率：40.96

V带传动效率：50.95

传动系数总效率: kW4.0375kW 由[1]中公式（2-3）得：PwFV/100042500.95/1000

125324 50.990.9950.9820.960 .950.825 电动机的输出功率：PdPw4.0.825kW4.9kW

2.2.3确定电动机的转速

根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便选择。

1. 计算滚筒的转速nw V(D)计算输送带滚筒的转速： 由公式nw601000

nw601000V(D)6010000.(320)min56.7rmin

2. 确定电动机的转速nd

由参考文献[2]（《机械设计》）中表18—1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i8~60，由参考文献[1] V带传动比范围为i2~4，所以总传动比合

理范围为i总16~240，故电动机转速的可选范围是：

nd(16~240)56.7r/min907.2~13608r/min

符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min

由参考文献[1]中表8-53查得：

表8-53中，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选择方案1。

其主要参数如下：

表2-1电动机相关参数

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

2.3.1计算总传动比

由电动机的满载转速nm1440r/min和工作机主动轴的转速nw56.7r/min 可得总传动比 inm/nw56.725.4

2.3.2合理分配各级传动比

取带传动传动比i1 3，则两级减速器传动比 i j125.8.47 则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为 i2.3ij3.32， 低速级传动比为 i3ij28.3.322.55

2.4算传动装置的运动和动力参数

2.4.1 各轴的转速计算

nnm/i 480r/min 1

n n /i 144.58r/min  

2

nIVnn/i356.7r/min

2.4.2各轴输入功率计算

PIPd5 4.90.95KW4.66KW

PIIPI234.660.990.98KW4.52KW

PIIIPII234.520.990.98KW4.39KW

PIVPIII124.390.990.99 KW4.3KW

2.4.3各轴输入扭矩计算

TI9550PInI92.71Nm

TII9550P.56Nm IInII298

TIII9550PIIInIII739.41Nm

TIV9550PIVnIV724.25Nm

各项指标误差均介于+5%～-5%之间。各轴运动和动力参数见表4：

表2-4各轴运动和动力参数

第3章 传动零件的设计计算

3.1 减速箱外传动零件——带传动设计

3.1.1 V带传动设计计算

1、确定计算功率

由[2]中表8-7查得工作情况系数KA1.1

由[2]中公式8-21： P.95.39kW caKAPd1.14

2、选择V带的带型

根据Pr/min,由[2]中图8-11选用A型 ca5.39kW及nm1440

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

①初选小带轮的基准直径dd1

由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd190mm

②验算带速v 按[2]中公式8-13验算带的速度

dd1nv6.78m/s 因为5m/sv25m/s,故带速合适。 601000

③计算大带轮的基准直径。根据[2]中公式8-15a计算大带轮的基准直径 dd2idd1390270mm

由[2]中表8-8取dd2280mm

4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld

①根据[2]中公式8-20，0.7dd1dd2a02dd1dd2,

初定中心距a0500mm

②由[2]中公式8-22计算所需的基准长度

2dd2dd1Ld02a02dd1dd24a0

2500

22280909028045001599mm

由[2]中表8-2选带的基准长度Ld1600mm

③计算实际中心距a 由[2]中公式8-23计算

LLd016001599aa0d500500mm 22

5、验算小带轮上的包角1 根据[2]中公式8-25计算：

57.357.318028090158.290 a5001180dd2dd1

6、计算带的根数z

①计算单根V带的额定功率pr

由dd190mm和nm1440KW r/min,查[2]中表8-4a得P01.064

根据nm1440r/min i3和A型带查[2]中表8-4b得P00.17KW 查[2]中表8-5得K0.94，查[2]中表8-2得KL0.99,

于是由[2]中公式8-26：

PrP0P0KKL(1.0640.17)0.940.99KW1.15KW

②计算V带的根数z

z

Pca5.394.69 取5根 Pr1.15

7、计算单根V带的初拉力的最小值F0min 根据[2]中公式8-27：

(F0)min2.5KPcaqv2 5002.50.945.390.16.782136.53N

Kzv

0.9456.78

其中q由[2]中表8-3得A型带q0.1kg/m 应使带的实际初拉力F0F0min。 8、计算压轴力

压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：

158.21

Fpmin2zF0minsin25136.53sin1340.67N

229、带轮结构设计

查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：B4152978mm V型带传动相关数据见表3-0。

3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计

3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动

2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）

3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS

小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS

大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS

4. 试选择小齿轮齿数 z125 大齿轮齿数 z2i2Z13.322583 3.2.2 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数kt1.3 ②小齿轮转矩T19.55106

PI4.669.551069.271104Nmm nI480

1

2

③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE189.8MPa ④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数d1

⑤由文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 600MPa Hlim1550MPa

Hlim1

⑥计算应力循环次数

N160n1jLh6048012830081.106109 1.106109N2N1/u13.331108

3.32

⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.90 KHN20.95 ⑧计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由文献[2]中式10-12

H1KHN1lim10.90600540MPa

S

H2KHN2lim20.95550522.5MPa

S

KT1u11ZE

⒉计算 由式d1t2.32 du1[H]

2

①试算小齿轮分度圆直径d1t

4

1.39.271103.321189.8KTu1ZE32.32d1t2.323t11 13.32522.5du1

H2

63.694mm

d1tn163.694480

1.6m/s ②计算圆周速度v v

601000601000

2

2

③计算齿宽b bdd1t163.69463.694mm

b

④计算齿宽与齿高比

h

模数 mt

d1t63.6942.548 齿高 h2.25mt2.252.5485.733 Z125

b63.694

11.11 h5.733

⑤ 计算载荷系数

据v1.6m/s 7级精度。由图10-8查动载荷系数Kv1.08

直齿轮KHKF1 由文献[2]中表10-2查得使用系数KA1 由文献[2]中表10-4用插值法查得

7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH1.423 由

b

11.11 KH1.423 在文献[2]中查图10-13 得KF1.35 h

故载荷系数KKAKvKHKH11.0811.4231.537

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a得

d1d1tK.53763.694367.351mm Kt1.3

⑦ 计算模数m m

d167.351

2.69mm Z125

3.2.3 按齿根弯曲强度计算

由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式 m1. 确定公式内各计算数值

① 由文献[2]中图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 由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85 KFN20.88 ③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 由[2]中式10-12

2KT1YFaYSa

2

dZ1F

F1KFN1FE10.85500303.57MPa

S

1.4

F2KFN2FE2

S



0.88380

238.86MPa1.4

④ 计算载荷系数KKAKvKFKF11.0811.351.458

⑤ 查取齿形系数 由[2]中表10-5查得：YFa12.62，YFa22.214 ⑥ 查取应力校正系数 由[2]中表10-5查得：YSa11.59，YSa21.773 计算大小齿轮的

YFa1YSa1

YFaYSa

F

F1



2.621.59YY2.2141.7730.01372 Fa2Sa20.01643

F2303.57238.86

大齿轮的数值大 2. 设计计算

2KT1YFaYSa21.4589.271104

m0.016431.92mm

1252dZ1F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，由于齿轮模数m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（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.92并根据GB1357-87就近圆整为标准值m2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d167.351mm， 算出小齿轮的齿数

d67.351z1134 大齿轮的齿数z23.3234112.88 取z2113

m23.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算

①分度圆直径 d1z1m34268mm d2z2m1132226mm ② 中心距a

68226

147mm 2

③ 齿轮宽度bdd168mm 取 B173mm B268mm

圆周力：Ft1

2T1292.71

2726.76N 3d16810

径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N

3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计

3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

⑴ 选用直齿圆柱齿轮传动

⑵ 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88） ⑶ 材料选择

小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45 调质 硬度240HBS

⑷ 选择小齿轮齿数 z326 大齿轮齿数 z4i3Z366.367 3.3.2按齿面接触强度设计

d3t2.32KT3

u1ZE

 2u2[H]

2

d

1.确定公式内各计算数值 试选载荷系数kt1.3

95.5105P295.51054.522.9856105Nmm 小齿轮传递的扭矩T3

n2144.58由[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE189.8MPa 由[2]中表10-7选取齿宽系数d1 由[2]中图10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 Hlim3600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa

1

2

⑥ 由[2]中式10-13计算应力循环次数

N360n2jLh60144.5812830083 .331108

N33.331108N41.306108

u22.55

⑦ 由[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN30.94 KHN40.98 ⑧ 计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由[2]中式10-12

H3

KHN3lim3

0.94600564MPaS

0.98550539MPa

H4KHN4lim4

S

2.计算

① 计算小齿轮分度圆直径d3t，代入H2

2

KT3u21ZEd3t2.32du2

H4

2

5

1.32.9856102.551189.8

2.32394.23mm

12.55539

② 计算圆周速度 v

d3tn2

601000



94.23144.58

601000

0.713m/s

③ 计算宽度b bdd3t194.2394.23mm

b

④ 计算齿宽与齿高比

h

模数 mt

d3t94.23

3.62mm Z326

b94.23

11.56 h8.15

齿高 h2.25mt2.253.628.15mm ⑤ 计算载荷系数

据v0.713m/s 7级精度。由[2]中图10-8查动载荷系数Kv1.02； 直齿轮KHKF1。由[2]中表10-2查得使用系数KA1。

由[2]中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时

KH1.43 由

b

11.56 KH1.43 查[2]中图10-13得KF1.4 h

故载荷系数KKAKvKHKH11.0211.431.46

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]中式10-10a得

d3d3tK1.4694.23397.95mm Kt1.3

⑦ 计算模数m m

d397.95

3.77mm Z326

3.3.3按齿根弯曲强度计算

2KTYFaYSa

dZ1F

由[2]中式10-5弯曲强度设计公式 m1. 确定公式内各计算数值

① 由[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

② 由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN30.95，KFN40.98 ③ 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由[2]中式10-12

F3KFN3FE30.95500339.29MPa

S

1.4

F4KFN4FE4

S



0.98380

266MPa

1.4

④ 计算载荷系数K KKAKVKFKF11.0211.41.428 ⑤ 查取齿形系数 由[2]中表10-5查得：YFa32.6，YFa42.252

⑥ 查取应力校正系数 由[2]中表10-5查得：YSa31.595，YSa41.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

F

YFa3YSa3

F3



2.61.595

0.01222

339.29

YFa4YSa4

F4



2.2521.764

0.01493

266

2.设计计算m2KTYFaYSa

2

dZ1F2KTYFaYSa21.4282.9856105

m0.014935.21mm 22

dZ1F126

根据[2]中表10—1就近圆整为标准值m6mm

d97.95

17 计算小齿轮齿数Z33

m6计算大齿轮齿数Z42.551744 3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算

① 分度圆直径 d3Z3m176102mm d4Z4m446264mm dd4102264

183mm ② 中心距a23

22③ 齿轮宽度bdd31102102mm B3107mm B4102mm

3.4 轴的设计——输入轴的设计

3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料 输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。

2、求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： PI4.66KW nI480r/min T92.71Nm 圆周力：Ft1

2T1292.712726.76N 3d16810

径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N

3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据[2]中表15-3，取A0112 dminA03

PI4.66

11223.89mm n480

3.4.2初步设计输入轴的结构

根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①已知轴最小直径为dmin23.89mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA25mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB35mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据

dB35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴

承6208（参考文献[1]表8-32），其尺寸为dDB40mm80mm18mm，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：

dD45mm dEdF60mm。

③由于轴承长度为21mm，根据[4]中图5.3挡油板总宽度为18mm故根据箱座壁厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离21，lClH39mm，

则取212mm，根据[4]中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，故

lG1239mm。根据参考文献[1]表3-1知中间轴的两齿轮间的距离

110~15，估取110mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为212mm，因B3107mm，B268mm，B1lF73mm

故lD1210710

6873121273339111.5mm。 22

④设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据

轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lB75mm。根据根据带轮宽度可确定lA118mm

图3-1输入轴结构简图

3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度

１． 轴的受力简图

Fp =1340.67N

图3-2 输入轴的受力简图

（１）计算支座反力 H面

m

A

0

256Fr1144.5Fp

25688.5

256992.46144.51340.67

1299.84N

344.5

(25688.5)RBH256Fr1144.5Fp0

RBH



F

x

0 Fr1FpRBHRAH0

RAHRBHFpFr11299.841340.67992.461648.05N V面 RAV

Ft12562726.76256

2026.27N

344.5344.5

（２）计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图 ①H面

DA段：MH(x)Fpx1340.67x (0x144.5) 当x0时，在D处MHD0

当x144.5时，在A处MHA1648.05144.5238143.23Nmm BC段：MH(x)RBHx1299.84x (0x88.5) 当x0时，在B处MHB0

当x88.5时，在C处MHC1299.8488.5115035.84Nmm ②V面

MVDMVAMVB0

MVCRAVx2026.27256518725.12Nmm （３）计算合成弯矩并作图

MDMB0 MA238143.23Nmm

MCMHCMVC.842(518725.12)2531327.58Nmm

2

2

（４）计算T并作图

TI0.392.71100027813Nmm

（５）校核轴的强度

按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取0.3，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限1335MPa

2

MCTI531327.5820.392.71ca13.66MPa1W0.1733

2

2

结论：强度足够。

Fp

C VC

M 图3－3 轴的载荷分析图

t1

B

3.5轴的设计——输出轴的设计

3.5.1初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料

输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。 2．求作用在齿轮上的力

根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力： PⅢ4.39KW nIII56.7r/min TIII739.41Nm

Ft4

2TIII2739.41

5601.6N Fr4Ft4tan205601.6tan202038.82N 3d426410

PIII4.39

112347.74mm nIII56.7

３.初步确定轴的最小直径 dminA03.5.2初步设计输出轴的结构

１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩

TcaKAT1查表14-1，考虑到转矩变化很小故取KA1.3，则：TcaKATII.41Nm961.233Nm I1.3739２．初选联轴器

按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，由[1]中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径dg48mm,故取dg48mm半联轴器长度L112mm。

3．根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

图3-4输出轴结构简图

４．轴的结构设计

（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①根据已确定的dg48，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为df55mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df55m，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212（参考文献[1]表8-32），其尺寸为dDB60mm110mm22mm，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故dd67mm。

③由于轴承长度为22mm，挡油板总宽为18mm故le40mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上累加得出la54.5mm，lb152mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出ld108mm

④设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lf74mm。 ５．按弯曲合成应力校核轴的强度 （1）绘制空间受力图

（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力

F1182038.82118

696.33N ①H面 mB0 RAHr4

345.5345.5

RBHFr4RAH2038.82696.331342.49N

②V面

F1185601.6118RAVt41913.14N

345.5345.5

RBVFt4RAV5601.61913.143688.46N （3）计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图 ①H面 MHAMHB0

MHC118RAH118696.3382166.94Nmm ②V面 MVAMVB0

MVC118RAV1181913.14225750.52Nmm （4）计算合成弯矩并作图

MAMB0

22

MCMHCMVC(82166.94)2225750.522240238.85Nmm

（5）计算T并作图

T

0.6739.411000443646Nmm

图3-5 输出轴的受力简图

（6）校核轴的强度

按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限1335MPa

2

MCTIII240238.8520.6739.41caMPa9.16MPa1 3

W0.164

2

2

所以，强度是足够的。

图3－6 轴的载荷分析图

3.6轴的设计——中速轴的设计

1、中速轴 PII4.52KW nII144.58/min TII 298.56Nm 2、初步确定轴的最小径 dminA03

P II4.52

112mm35.28mm nII144.58

因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6208的深沟球轴承，其尺寸dDB40mm80mm18mm。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。

FtII

2TII2298.56

5854.12Nd 102103

FrIIFtIItan20o

5854.12tan20o2130.72N

图3-7 中速轴结构简图

第4章 部件的选择与设计

4.1轴承的选择

轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 4.1.1输入轴轴承

1. 轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P992.46N；轴承转速nI480r/min；轴承的预期寿命

Lh82300838400h

2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP3

60n1Lh60480384003992.4610.26kN 106106

按照[1] 表8-32选择C22.8kN的6208轴承 4.1.2输出轴轴承

1.轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P2038.82N；轴承承受的转速 n356.7r/min 轴承的预期寿命 Lh82300838400h

2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP3

60n3Lh6056.73840032038.8210.35kN 106106

按照[1] 表8-32选择C36.8kN的6212轴承 4.1.3中间轴轴承 1.轴承类型的选择

由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P2130.72N;轴承承受的转速 n2144.58r/min 轴承的预期寿命 Lh82300838400h 2.轴承型号的选择

求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP60n2Lh60144.58384002130.7214.77kN 106106

按照[1]表8-32选择C22.8kN的6208轴承.

4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算

1、输入轴键连接

由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d25mm，由[2]中表6-1选择

bh87。键长根据皮带轮宽度B=78选取键的长度系列取键长L=70.

② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力p100~120MPa



取平均值p110MPa。键的工作长度lLb70862mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.573.5mm 由[2]中式6-1得



2T 103292.71103

p34.17MPap，强度足够。

Kld3.56225



键bL870 GB/T 1096-2003 2、输出轴键连接

⑴ 输出轴与齿轮4的键连接 ①选择键连接的类型与尺寸

一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d64mm，由[2]中表6-1查得键的剖面尺寸为b18mm，高度h11mm。由轮毂宽度B110mm及键的长度系列取键长L100mm。 ② 校核键连接的强度

键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力

100~120MPa取

p

平均值p110MPa，键的工作长度



lLb1001882mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.5115.5mm

2TIII 1032739.41103

51.23MPap，由[2]中式6-1得p强度足够。

Kld5.58264



键bL18100 GB/T 1096-2003 ⑵ 输出轴端与联轴器的键连接

据输出轴传递的扭矩TⅢ应小于联轴器公称转矩。由[1]中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器孔径d148mm。 ① 选择键连接的类型及尺寸

据输出轴轴端直径d48mm，联轴器Y型轴孔d148mm，轴孔长度L112mm选取A型普通平键bhL149110 ② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力p100~120MPa取平均值p110MPa。键的工作长度lLb1101496mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.594.5mm。





2TIII 1032739.41103

71.32MPap，由[2]中式6-1得p强度足够。

Kld4.59648



键bL14110 GB/T 1096-2003

4.3轴承端盖的设计与选择

4.3.1类型

根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖： 闷盖和透盖：参照[4]表

4.8

闷盖示意图 透盖示意图

表4-1 三个轴的轴承盖

4.4 滚动轴承的润滑和密封

当浸油齿轮圆周速度v2m/s,轴承内径和转速乘积

dn2105mmr/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.

根据[3]表h17-1知:轴承选用钠基润滑脂(GB492―77)

4.5联轴器的选择

4.5.1、联轴器类型的选择

为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移 4.5.2、联轴器的型号选择

（１）计算转矩

由[2]中表14-1查得KA1.5，故由[2]中式（14-1）得计算转矩为

TcaKATⅢ1.54059.12＝6088.68Nm

式中K为工作情况系数，由工作情况系数表确定。 （3）选择联轴器型号

根据GB5014-85中查得LX3的 Y型弹性柱销联轴器的许用转矩为 1250Nm,许用最大转速为4750Nm，轴径为30~48mm之间，故合用。

4.6其它结构设计

4.6.1通气器的设计

通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及

时排出。其结构基本如下：4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩

为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。

4.6.3启盖螺钉

启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。

4.6.4定位销

定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。

4.6.5油标

油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。

油标尺

4.6.6放油孔及螺塞

在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。

出油塞

4.7箱体

采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

箱体主要结构尺寸如下:

m

参考文献

[1] 孙恒，葛文杰，陈作模. 机械原理. 第七版. 北京：高等教育

出版社，2005

[2] 翰泽光，郑夕健，同长虹. 机械设计. 北京：北京航空航天大 学出版社 ，2011.9

[3] 成大先. 机械设计手册. 北京：化学工业出版社，2001 [4] 徐灏. 机械设计手册. 第二版. 北京：机械工业出版社，2004 [5] 甘永立. 几何测量公差与检测. 上海：科学技术出版社，2005 [6] 翰泽光，郝瑞琴，毕新胜.机械设计课程设计 北京：北京航空 航天大学出版社，2013.9

南 湖 学 院

课程设计报告书

题 目：某车间零件传送设备传送装置设计 系 部：

专 业：

班 级：

姓 名：

学 号：

年 月 日

南 湖学院

课程设计任务书

设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计 系 部：

专 业：

学生姓名:

序 号：

学 号:

起迄日期: 年月日至年月日

指导教师:

目录

第1章 概述 ........................................................... 1

1.1 课程设计的目的 .......................................................... 3

1.2 设计的内容和任务 ........................................................ 3

1.2.1设计的内容 ......................................................... 3

1.2.2 设计的任务 ........................................................ 3

1.3 设计的步骤 .............................................................. 3

第2章 传动装置的总体设计 .................................................. 4

2.1 拟定传动方案 ............................................................ 4

2.2选择原动机——电动机 ..................................................... 4

2.2.1选择电动机类型和结构型式 ........................................... 5

2.2.2确定电动机的功率 ................................................... 5

2.2.3确定电动机的转速 ................................................... 5

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 ................................. 6

2.3.1计算总传动比 ....................................................... 6

2.3.2合理分配各级传动比 ................................................. 6

2.4算传动装置的运动和动力参数 ............................................... 6

2.4.1 各轴转速计算 ..................................................... 7

2.4.2 各轴输入功率计算 ................................................. 7

2.4.3 各轴扭矩计算 ..................................................... 7

第3章 传动零件的设计计算 ................................................... 7

3.1 减速箱外传动零件——带传动设计 .......................................... 7

3.1.1 V带传动设计计算 .................................................. 7

3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计 ...................................... 9

3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................. 9

3.2.2 按齿面接触强度设计 ............................................... 10

3.2.3 按齿根弯曲强度计算 ............................................... 11

3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算........................................... 12

3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计 ..................................... 13

3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................................................. 13

3.3.2按齿面接触强度设计 ........................................................................................ 13

3.3.3按齿根弯曲强度计算 ................................................................................................ 15

3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算...................................................................................... 16

3.4 轴的设计——输入轴的设计 .............................................. 16

3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 ................................................................. 16

3.4.2初步设计输入轴的结构 ............................................................................................ 17

3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度................................................................................. 18

3.5轴的设计——输出轴的设计 ............................................... 20

3.5.1初步确定轴的最小直径 ............................................................................................ 20

3.5.2初步设计输出轴的结构 ............................................................................................ 21

3.6轴的设计——中速轴的设计 ............................................... 25

第4章 部件的选择与设计 .................................................. 25

4.1轴承的选择 ............................................................. 25

4.1.1输入轴轴承 ................................................................................................................ 25

4.1.2输出轴轴承 ................................................................................................................ 26

4.1.3中间轴轴承 ................................................................................................................ 26

4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 ..................................... 26

4.3轴承端盖的设计与选择 ................................................... 28

4.3.1类型 ............................................................................................................................ 28

4.4 滚动轴承的润滑和密封 .................................................. 29

4.5联轴器的选择 ........................................................... 29

4.5.1、联轴器类型的选择 ................................................................................................. 29

4.5.2、联轴器的型号选择 ................................................................................................. 29

4.6其它结构设计 ........................................................... 29

4.6.1通气器的设计 ............................................................................................................ 29

4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩 ............................................................................................ 30

4.6.3启盖螺钉 .................................................................................................................... 30

4.6.4定位销 ........................................................................................................................ 30

4.6.5油标 ............................................................................................................................ 30

4.6.6放油孔及螺塞 ............................................................................................................ 31

4.7箱体 .................................................................. 31

第5章 参考文献及心得体会 ................................................................................................... 33

第1章 概述

1.1 课程设计的目的

课程设计目的在于培养机械设计能力。课程设计是完成机械设计专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：

1. 通过课程设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。

2. 通过课程设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。

3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。

1.2 设计的内容和任务

1.2.1设计的内容

本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；

（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；

（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；

（4）绘制减速器装配图及典型零件图；

（5）编写设计计算说明书。

1.2.2 设计的任务

（1）减速器装配图1张（0号图纸）

（2）输入轴零件图1张

（3）齿轮零件图1张

（4）设计说明书1份

1.3 设计的步骤

遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：

1. 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。

2. 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。

3. 传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。

4. 装配图绘制 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。

5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。

6. 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。

第2章 传动装置的总体设计

传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。

2.1 拟定传动方案

带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。

图2-2 传动布置方案简图

1－减速器 2－联轴器 3―滚筒 4－运输带 5－电动机 6－带传动

2.2选择原动机——电动机

电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。

2.2.1选择电动机类型和结构型式 电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动

机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

2.2.2确定电动机的功率

电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。

1. 带式输送机所需的功率Pw

2. 计算电动机的输出功率Pd

根据文献[1]（《机械设计课程设计》杨光等编 高等教育出版社出版）表4-4确定部分效率如下：

弹性联轴器：10.99（两个）

滚动轴承（每对）：20.99（五对）

圆柱齿轮传动：30.98（精度7级）

传动滚筒效率：40.96

V带传动效率：50.95

传动系数总效率: kW4.0375kW 由[1]中公式（2-3）得：PwFV/100042500.95/1000

125324 50.990.9950.9820.960 .950.825 电动机的输出功率：PdPw4.0.825kW4.9kW

2.2.3确定电动机的转速

根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便选择。

1. 计算滚筒的转速nw V(D)计算输送带滚筒的转速： 由公式nw601000

nw601000V(D)6010000.(320)min56.7rmin

2. 确定电动机的转速nd

由参考文献[2]（《机械设计》）中表18—1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i8~60，由参考文献[1] V带传动比范围为i2~4，所以总传动比合

理范围为i总16~240，故电动机转速的可选范围是：

nd(16~240)56.7r/min907.2~13608r/min

符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min

由参考文献[1]中表8-53查得：

表8-53中，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选择方案1。

其主要参数如下：

表2-1电动机相关参数

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

2.3.1计算总传动比

由电动机的满载转速nm1440r/min和工作机主动轴的转速nw56.7r/min 可得总传动比 inm/nw56.725.4

2.3.2合理分配各级传动比

取带传动传动比i1 3，则两级减速器传动比 i j125.8.47 则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为 i2.3ij3.32， 低速级传动比为 i3ij28.3.322.55

2.4算传动装置的运动和动力参数

2.4.1 各轴的转速计算

nnm/i 480r/min 1

n n /i 144.58r/min  

2

nIVnn/i356.7r/min

2.4.2各轴输入功率计算

PIPd5 4.90.95KW4.66KW

PIIPI234.660.990.98KW4.52KW

PIIIPII234.520.990.98KW4.39KW

PIVPIII124.390.990.99 KW4.3KW

2.4.3各轴输入扭矩计算

TI9550PInI92.71Nm

TII9550P.56Nm IInII298

TIII9550PIIInIII739.41Nm

TIV9550PIVnIV724.25Nm

各项指标误差均介于+5%～-5%之间。各轴运动和动力参数见表4：

表2-4各轴运动和动力参数

第3章 传动零件的设计计算

3.1 减速箱外传动零件——带传动设计

3.1.1 V带传动设计计算

1、确定计算功率

由[2]中表8-7查得工作情况系数KA1.1

由[2]中公式8-21： P.95.39kW caKAPd1.14

2、选择V带的带型

根据Pr/min,由[2]中图8-11选用A型 ca5.39kW及nm1440

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

①初选小带轮的基准直径dd1

由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd190mm

②验算带速v 按[2]中公式8-13验算带的速度

dd1nv6.78m/s 因为5m/sv25m/s,故带速合适。 601000

③计算大带轮的基准直径。根据[2]中公式8-15a计算大带轮的基准直径 dd2idd1390270mm

由[2]中表8-8取dd2280mm

4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld

①根据[2]中公式8-20，0.7dd1dd2a02dd1dd2,

初定中心距a0500mm

②由[2]中公式8-22计算所需的基准长度

2dd2dd1Ld02a02dd1dd24a0

2500

22280909028045001599mm

由[2]中表8-2选带的基准长度Ld1600mm

③计算实际中心距a 由[2]中公式8-23计算

LLd016001599aa0d500500mm 22

5、验算小带轮上的包角1 根据[2]中公式8-25计算：

57.357.318028090158.290 a5001180dd2dd1

6、计算带的根数z

①计算单根V带的额定功率pr

由dd190mm和nm1440KW r/min,查[2]中表8-4a得P01.064

根据nm1440r/min i3和A型带查[2]中表8-4b得P00.17KW 查[2]中表8-5得K0.94，查[2]中表8-2得KL0.99,

于是由[2]中公式8-26：

PrP0P0KKL(1.0640.17)0.940.99KW1.15KW

②计算V带的根数z

z

Pca5.394.69 取5根 Pr1.15

7、计算单根V带的初拉力的最小值F0min 根据[2]中公式8-27：

(F0)min2.5KPcaqv2 5002.50.945.390.16.782136.53N

Kzv

0.9456.78

其中q由[2]中表8-3得A型带q0.1kg/m 应使带的实际初拉力F0F0min。 8、计算压轴力

压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：

158.21

Fpmin2zF0minsin25136.53sin1340.67N

229、带轮结构设计

查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：B4152978mm V型带传动相关数据见表3-0。

3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计

3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动

2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）

3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS

小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS

大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS

4. 试选择小齿轮齿数 z125 大齿轮齿数 z2i2Z13.322583 3.2.2 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数kt1.3 ②小齿轮转矩T19.55106

PI4.669.551069.271104Nmm nI480

1

2

③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE189.8MPa ④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数d1

⑤由文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 600MPa Hlim1550MPa

Hlim1

⑥计算应力循环次数

N160n1jLh6048012830081.106109 1.106109N2N1/u13.331108

3.32

⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.90 KHN20.95 ⑧计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由文献[2]中式10-12

H1KHN1lim10.90600540MPa

S

H2KHN2lim20.95550522.5MPa

S

KT1u11ZE

⒉计算 由式d1t2.32 du1[H]

2

①试算小齿轮分度圆直径d1t

4

1.39.271103.321189.8KTu1ZE32.32d1t2.323t11 13.32522.5du1

H2

63.694mm

d1tn163.694480

1.6m/s ②计算圆周速度v v

601000601000

2

2

③计算齿宽b bdd1t163.69463.694mm

b

④计算齿宽与齿高比

h

模数 mt

d1t63.6942.548 齿高 h2.25mt2.252.5485.733 Z125

b63.694

11.11 h5.733

⑤ 计算载荷系数

据v1.6m/s 7级精度。由图10-8查动载荷系数Kv1.08

直齿轮KHKF1 由文献[2]中表10-2查得使用系数KA1 由文献[2]中表10-4用插值法查得

7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH1.423 由

b

11.11 KH1.423 在文献[2]中查图10-13 得KF1.35 h

故载荷系数KKAKvKHKH11.0811.4231.537

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a得

d1d1tK.53763.694367.351mm Kt1.3

⑦ 计算模数m m

d167.351

2.69mm Z125

3.2.3 按齿根弯曲强度计算

由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式 m1. 确定公式内各计算数值

① 由文献[2]中图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 由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85 KFN20.88 ③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 由[2]中式10-12

2KT1YFaYSa

2

dZ1F

F1KFN1FE10.85500303.57MPa

S

1.4

F2KFN2FE2

S



0.88380

238.86MPa1.4

④ 计算载荷系数KKAKvKFKF11.0811.351.458

⑤ 查取齿形系数 由[2]中表10-5查得：YFa12.62，YFa22.214 ⑥ 查取应力校正系数 由[2]中表10-5查得：YSa11.59，YSa21.773 计算大小齿轮的

YFa1YSa1

YFaYSa

F

F1



2.621.59YY2.2141.7730.01372 Fa2Sa20.01643

F2303.57238.86

大齿轮的数值大 2. 设计计算

2KT1YFaYSa21.4589.271104

m0.016431.92mm

1252dZ1F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，由于齿轮模数m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（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.92并根据GB1357-87就近圆整为标准值m2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d167.351mm， 算出小齿轮的齿数

d67.351z1134 大齿轮的齿数z23.3234112.88 取z2113

m23.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算

①分度圆直径 d1z1m34268mm d2z2m1132226mm ② 中心距a

68226

147mm 2

③ 齿轮宽度bdd168mm 取 B173mm B268mm

圆周力：Ft1

2T1292.71

2726.76N 3d16810

径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N

3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计

3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

⑴ 选用直齿圆柱齿轮传动

⑵ 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88） ⑶ 材料选择

小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS 大齿轮 45 调质 硬度240HBS

⑷ 选择小齿轮齿数 z326 大齿轮齿数 z4i3Z366.367 3.3.2按齿面接触强度设计

d3t2.32KT3

u1ZE

 2u2[H]

2

d

1.确定公式内各计算数值 试选载荷系数kt1.3

95.5105P295.51054.522.9856105Nmm 小齿轮传递的扭矩T3

n2144.58由[2]中表10-6查得材料弹性影响系数zE189.8MPa 由[2]中表10-7选取齿宽系数d1 由[2]中图10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 Hlim3600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa

1

2

⑥ 由[2]中式10-13计算应力循环次数

N360n2jLh60144.5812830083 .331108

N33.331108N41.306108

u22.55

⑦ 由[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN30.94 KHN40.98 ⑧ 计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由[2]中式10-12

H3

KHN3lim3

0.94600564MPaS

0.98550539MPa

H4KHN4lim4

S

2.计算

① 计算小齿轮分度圆直径d3t，代入H2

2

KT3u21ZEd3t2.32du2

H4

2

5

1.32.9856102.551189.8

2.32394.23mm

12.55539

② 计算圆周速度 v

d3tn2

601000



94.23144.58

601000

0.713m/s

③ 计算宽度b bdd3t194.2394.23mm

b

④ 计算齿宽与齿高比

h

模数 mt

d3t94.23

3.62mm Z326

b94.23

11.56 h8.15

齿高 h2.25mt2.253.628.15mm ⑤ 计算载荷系数

据v0.713m/s 7级精度。由[2]中图10-8查动载荷系数Kv1.02； 直齿轮KHKF1。由[2]中表10-2查得使用系数KA1。

由[2]中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时

KH1.43 由

b

11.56 KH1.43 查[2]中图10-13得KF1.4 h

故载荷系数KKAKvKHKH11.0211.431.46

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]中式10-10a得

d3d3tK1.4694.23397.95mm Kt1.3

⑦ 计算模数m m

d397.95

3.77mm Z326

3.3.3按齿根弯曲强度计算

2KTYFaYSa

dZ1F

由[2]中式10-5弯曲强度设计公式 m1. 确定公式内各计算数值

① 由[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

② 由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN30.95，KFN40.98 ③ 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由[2]中式10-12

F3KFN3FE30.95500339.29MPa

S

1.4

F4KFN4FE4

S



0.98380

266MPa

1.4

④ 计算载荷系数K KKAKVKFKF11.0211.41.428 ⑤ 查取齿形系数 由[2]中表10-5查得：YFa32.6，YFa42.252

⑥ 查取应力校正系数 由[2]中表10-5查得：YSa31.595，YSa41.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

F

YFa3YSa3

F3



2.61.595

0.01222

339.29

YFa4YSa4

F4



2.2521.764

0.01493

266

2.设计计算m2KTYFaYSa

2

dZ1F2KTYFaYSa21.4282.9856105

m0.014935.21mm 22

dZ1F126

根据[2]中表10—1就近圆整为标准值m6mm

d97.95

17 计算小齿轮齿数Z33

m6计算大齿轮齿数Z42.551744 3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算

① 分度圆直径 d3Z3m176102mm d4Z4m446264mm dd4102264

183mm ② 中心距a23

22③ 齿轮宽度bdd31102102mm B3107mm B4102mm

3.4 轴的设计——输入轴的设计

3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料 输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。

2、求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： PI4.66KW nI480r/min T92.71Nm 圆周力：Ft1

2T1292.712726.76N 3d16810

径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N

3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据[2]中表15-3，取A0112 dminA03

PI4.66

11223.89mm n480

3.4.2初步设计输入轴的结构

根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①已知轴最小直径为dmin23.89mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA25mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB35mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据

dB35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴

承6208（参考文献[1]表8-32），其尺寸为dDB40mm80mm18mm，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：

dD45mm dEdF60mm。

③由于轴承长度为21mm，根据[4]中图5.3挡油板总宽度为18mm故根据箱座壁厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离21，lClH39mm，

则取212mm，根据[4]中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，故

lG1239mm。根据参考文献[1]表3-1知中间轴的两齿轮间的距离

110~15，估取110mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为212mm，因B3107mm，B268mm，B1lF73mm

故lD1210710

6873121273339111.5mm。 22

④设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据

轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lB75mm。根据根据带轮宽度可确定lA118mm

图3-1输入轴结构简图

3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度

１． 轴的受力简图

Fp =1340.67N

图3-2 输入轴的受力简图

（１）计算支座反力 H面

m

A

0

256Fr1144.5Fp

25688.5

256992.46144.51340.67

1299.84N

344.5

(25688.5)RBH256Fr1144.5Fp0

RBH



F

x

0 Fr1FpRBHRAH0

RAHRBHFpFr11299.841340.67992.461648.05N V面 RAV

Ft12562726.76256

2026.27N

344.5344.5

（２）计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图 ①H面

DA段：MH(x)Fpx1340.67x (0x144.5) 当x0时，在D处MHD0

当x144.5时，在A处MHA1648.05144.5238143.23Nmm BC段：MH(x)RBHx1299.84x (0x88.5) 当x0时，在B处MHB0

当x88.5时，在C处MHC1299.8488.5115035.84Nmm ②V面

MVDMVAMVB0

MVCRAVx2026.27256518725.12Nmm （３）计算合成弯矩并作图

MDMB0 MA238143.23Nmm

MCMHCMVC.842(518725.12)2531327.58Nmm

2

2

（４）计算T并作图

TI0.392.71100027813Nmm

（５）校核轴的强度

按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取0.3，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限1335MPa

2

MCTI531327.5820.392.71ca13.66MPa1W0.1733

2

2

结论：强度足够。

Fp

C VC

M 图3－3 轴的载荷分析图

t1

B

3.5轴的设计——输出轴的设计

3.5.1初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料

输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。 2．求作用在齿轮上的力

根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力： PⅢ4.39KW nIII56.7r/min TIII739.41Nm

Ft4

2TIII2739.41

5601.6N Fr4Ft4tan205601.6tan202038.82N 3d426410

PIII4.39

112347.74mm nIII56.7

３.初步确定轴的最小直径 dminA03.5.2初步设计输出轴的结构

１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩

TcaKAT1查表14-1，考虑到转矩变化很小故取KA1.3，则：TcaKATII.41Nm961.233Nm I1.3739２．初选联轴器

按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，由[1]中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径dg48mm,故取dg48mm半联轴器长度L112mm。

3．根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

图3-4输出轴结构简图

４．轴的结构设计

（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度

①根据已确定的dg48，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为df55mm。

②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df55m，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212（参考文献[1]表8-32），其尺寸为dDB60mm110mm22mm，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故dd67mm。

③由于轴承长度为22mm，挡油板总宽为18mm故le40mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上累加得出la54.5mm，lb152mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出ld108mm

④设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故lf74mm。 ５．按弯曲合成应力校核轴的强度 （1）绘制空间受力图

（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力

F1182038.82118

696.33N ①H面 mB0 RAHr4

345.5345.5

RBHFr4RAH2038.82696.331342.49N

②V面

F1185601.6118RAVt41913.14N

345.5345.5

RBVFt4RAV5601.61913.143688.46N （3）计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图 ①H面 MHAMHB0

MHC118RAH118696.3382166.94Nmm ②V面 MVAMVB0

MVC118RAV1181913.14225750.52Nmm （4）计算合成弯矩并作图

MAMB0

22

MCMHCMVC(82166.94)2225750.522240238.85Nmm

（5）计算T并作图

T

0.6739.411000443646Nmm

图3-5 输出轴的受力简图

（6）校核轴的强度

按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限1335MPa

2

MCTIII240238.8520.6739.41caMPa9.16MPa1 3

W0.164

2

2

所以，强度是足够的。

图3－6 轴的载荷分析图

3.6轴的设计——中速轴的设计

1、中速轴 PII4.52KW nII144.58/min TII 298.56Nm 2、初步确定轴的最小径 dminA03

P II4.52

112mm35.28mm nII144.58

因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6208的深沟球轴承，其尺寸dDB40mm80mm18mm。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。

FtII

2TII2298.56

5854.12Nd 102103

FrIIFtIItan20o

5854.12tan20o2130.72N

图3-7 中速轴结构简图

第4章 部件的选择与设计

4.1轴承的选择

轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 4.1.1输入轴轴承

1. 轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P992.46N；轴承转速nI480r/min；轴承的预期寿命

Lh82300838400h

2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP3

60n1Lh60480384003992.4610.26kN 106106

按照[1] 表8-32选择C22.8kN的6208轴承 4.1.2输出轴轴承

1.轴承类型的选择

由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P2038.82N；轴承承受的转速 n356.7r/min 轴承的预期寿命 Lh82300838400h

2.轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP3

60n3Lh6056.73840032038.8210.35kN 106106

按照[1] 表8-32选择C36.8kN的6212轴承 4.1.3中间轴轴承 1.轴承类型的选择

由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 P2130.72N;轴承承受的转速 n2144.58r/min 轴承的预期寿命 Lh82300838400h 2.轴承型号的选择

求轴承应有的基本额定动载荷值：

CP60n2Lh60144.58384002130.7214.77kN 106106

按照[1]表8-32选择C22.8kN的6208轴承.

4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算

1、输入轴键连接

由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d25mm，由[2]中表6-1选择

bh87。键长根据皮带轮宽度B=78选取键的长度系列取键长L=70.

② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力p100~120MPa



取平均值p110MPa。键的工作长度lLb70862mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.573.5mm 由[2]中式6-1得



2T 103292.71103

p34.17MPap，强度足够。

Kld3.56225



键bL870 GB/T 1096-2003 2、输出轴键连接

⑴ 输出轴与齿轮4的键连接 ①选择键连接的类型与尺寸

一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d64mm，由[2]中表6-1查得键的剖面尺寸为b18mm，高度h11mm。由轮毂宽度B110mm及键的长度系列取键长L100mm。 ② 校核键连接的强度

键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力

100~120MPa取

p

平均值p110MPa，键的工作长度



lLb1001882mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.5115.5mm

2TIII 1032739.41103

51.23MPap，由[2]中式6-1得p强度足够。

Kld5.58264



键bL18100 GB/T 1096-2003 ⑵ 输出轴端与联轴器的键连接

据输出轴传递的扭矩TⅢ应小于联轴器公称转矩。由[1]中表8-36 选用型号为LX3的 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器孔径d148mm。 ① 选择键连接的类型及尺寸

据输出轴轴端直径d48mm，联轴器Y型轴孔d148mm，轴孔长度L112mm选取A型普通平键bhL149110 ② 校核键连接的强度

键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用压应力p100~120MPa取平均值p110MPa。键的工作长度lLb1101496mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.594.5mm。





2TIII 1032739.41103

71.32MPap，由[2]中式6-1得p强度足够。

Kld4.59648



键bL14110 GB/T 1096-2003

4.3轴承端盖的设计与选择

4.3.1类型

根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖： 闷盖和透盖：参照[4]表

4.8

闷盖示意图 透盖示意图

表4-1 三个轴的轴承盖

4.4 滚动轴承的润滑和密封

当浸油齿轮圆周速度v2m/s,轴承内径和转速乘积

dn2105mmr/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.

根据[3]表h17-1知:轴承选用钠基润滑脂(GB492―77)

4.5联轴器的选择

4.5.1、联轴器类型的选择

为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移 4.5.2、联轴器的型号选择

（１）计算转矩

由[2]中表14-1查得KA1.5，故由[2]中式（14-1）得计算转矩为

TcaKATⅢ1.54059.12＝6088.68Nm

式中K为工作情况系数，由工作情况系数表确定。 （3）选择联轴器型号

根据GB5014-85中查得LX3的 Y型弹性柱销联轴器的许用转矩为 1250Nm,许用最大转速为4750Nm，轴径为30~48mm之间，故合用。

4.6其它结构设计

4.6.1通气器的设计

通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及

时排出。其结构基本如下：4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩

为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。

4.6.3启盖螺钉

启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。

4.6.4定位销

定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。

4.6.5油标

油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。

油标尺

4.6.6放油孔及螺塞

在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。

出油塞

4.7箱体

采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

箱体主要结构尺寸如下:

m

参考文献

[1] 孙恒，葛文杰，陈作模. 机械原理. 第七版. 北京：高等教育

出版社，2005

[2] 翰泽光，郑夕健，同长虹. 机械设计. 北京：北京航空航天大 学出版社 ，2011.9

[3] 成大先. 机械设计手册. 北京：化学工业出版社，2001 [4] 徐灏. 机械设计手册. 第二版. 北京：机械工业出版社，2004 [5] 甘永立. 几何测量公差与检测. 上海：科学技术出版社，2005 [6] 翰泽光，郝瑞琴，毕新胜.机械设计课程设计 北京：北京航空 航天大学出版社，2013.9