联轴器式运输机传动装置的设计课程设计44953468

《联轴器式运输机传动装置的设计课程设计44953468》由会员分享，可在线阅读，更多相关《联轴器式运输机传动装置的设计课程设计44953468（68页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、课程设计阐明书设计名称 联轴器式运送机传动装置的设计系 别 机电工程系专 业 机械设计制造及其自动化一 、任务1二 、总体设计2传动装置总传动比的拟定及各级传动比的分派31.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表42.低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表14三、轴的设计21(一)轴的校核26(二)轴的校核32(三)轴的校核39四、键的选择和校核46五、滚动轴承的选择和校核47六、联轴器的选择51七、箱体及其附件的设计511、窥视孔：532、轴承端盖设计：543、油面批示装置油标尺：564、外六角螺塞和封油垫：56定位销：595、启盖螺钉：596、通气塞：60八、润滑、密封设计60九、减速器的技术规定61十、减速

2、器的技术特性62十一、参照资料63十二、总结63一 、 任务题目4：设计运送机传动装置已知条件：（1）运送带工作拉力； （2）运送带工作速度； （3）滚筒直径； （4）工作机传动效率； （5）输送带速度容许误差为5%； （6）工作状况：两班制，持续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （8）规定齿轮使用寿命为5年（每年按300天计）； （9）生产批量：中档。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。传动方案：如图2所示。设计工作量：（1）建立构成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图

3、纸）； （3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同窗的零件图不得反复，须由指引教师指引选定）； （4）设计计算阐明书1份。二 、 总体设计1、 电机的选择拟定电动机类型 按工作规定和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。拟定电动机的容量工作机卷筒上所需功率PwPw= Fv/(1000*w) =2、 电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要拟定从电动机到工作机之间的总功率总。设c、r、g、分别为弹性联轴器、滚动轴承、8级齿轮（稀油润滑）传动的效率，查机械设计 课程设计表10-1查得c= 0.99，r= 0.99，g = 0.97，则根据机械设计 课程设计的22页 传动装置的总效

4、率为 总=c2r3g2 = 0.99 2x 0.993 x 0.97 2 =0.89因载荷较平稳，因此电动机的额定功率Ped只需要略不小于Pn即可，由表10-2中，Y系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为7.5Kw。选择电动机转速工作机卷筒轴的转速为由机械设计 课程设计的经验公式单级圆柱齿轮传动比范畴总传动比范畴电动机转速可选范畴=(491.311364.75)r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计 课程设计10-2，符合这一范畴的常用同步转速有750、1000、1500。选用同步转速为1000r/min选定电动机型号为Y160M-6由机械设计 课程设计表10-3 86 87 页

5、电动机型号及重要尺寸型号额定功率P ed/KW满载转速/（rmin-1）同步转速/（rmin-1）电动机中心高H/mm外伸轴直径D/mmE/mmY160M-611970100016042110传动装置总传动比的拟定及各级传动比的分派（一）、 传动装置总传动比 式中 -电动机满载转速，970 r/min; -工作机的转速， 60.05 r/min。（二）、 分派传动装置各级传动比 由机械设计 课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比双级圆柱齿轮减速器低速级的传动比为 高速级的传动比 运动参数和动力参数计算 一 、 各轴转速计算轴 n1= nm = 970r/min轴n2= n1 / i1 = 9

6、70/4.58=211.79r/min轴n3= n2 / i2 = 211.79/3.52=60.2 r/min卷同轴n卷 = n3=60.2r/min二 、 各轴输入功率轴P1= Pnc=6.440.99=6.38kw轴P2= P1rg=6.380.990.97=6.13kw轴P3= P2rg =6.130.990.975.89kw卷同轴Pw= P3w=5.880.965.64kw1 各轴输入转矩电动机的输出转矩电动机轴转矩轴轴轴卷同轴表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比效率电机轴6.4497063.4010.99 轴6.3897062.8134.580.98

7、轴6.12211.79276.4133.520.97轴5.8860.2934.37710.99卷筒轴5.6460.2894.718二. 传动零件的设计计算1. 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）根据计算过程单位计算（或拟定）成果1选齿轮精度级别查机械设计表6-3117页选用8级级82材料选择查机械设计表6-2 116页小齿轮材料：45钢(调质)大齿轮材料：45钢（正火）45钢(调质)45钢（正火）3选择齿数Z取 取个4分度圆螺旋角初选=15=15由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350HBS大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350H

8、BS故选择设计 制造工艺简朴，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt查机械设计表6-3117页由于载荷平稳 取Kt1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T1Nmm(3) 齿宽系数 d由机械设计表116 133页d=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）0.9(4)材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116 122页ZE=189.8 MPa1/2MPa1/2189.8（5）节点区域系数ZH由机械设计图6-14124页ZH2.422.42（6）端面重叠度由机械设计122页1.665（7）纵向重叠度1.917（8）重叠度（9）接触重叠度系数Z由机械设计122页 图6-13

9、0.780.78（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式0.98（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式1.40109（12）工作应力循环次数N2（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页 图6-15（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页 图6-15（15）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22dMpa（16）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22cMpa（17）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin由机械设计124页取失效概率为SHmin =1SHmin =1（18）许用接触应力公式由机械设计124页 6-12 公式（19）许用接触应力公式同上斜齿轮齿面接触疲劳强度设计

10、公式修正 ： (1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重叠度N(5)重叠度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角系数Y由机械设计140图6-28Y=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）大齿轮当量齿数ZV2128（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.55YFa1=2.55（10）修正系数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.60Ysa1=1.60（11）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.15YFa2=2.15（12）修正系

11、数Ysa2同上Ysa2=1.80Ysa2=1.80（13）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式（14）工作应力循环次数N2(15)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.91YN1=0.91(16) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.98YN2=0.98(17)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b（18）弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin由机械设计124页取失效概率为SFmin =1.25SFmin=1.25(19)许用应力由机械设计1306-16取=1.5 取设计齿轮模数（25）选用原则模数mn由机械设计113页表6-1选用 . 齿轮重要的几何尺寸（1）中

12、心距mm圆整后145（2）螺旋角（3）小齿轮分度圆d1mm（4）大齿轮分度圆d2mm（5）齿宽bmm取大齿轮B2=68mm,小齿轮B1=70mm校核齿根弯曲强度疲劳(1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重叠度N(5)重叠度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角细数Y由机械设计140图6-28Y=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）大齿轮当量齿数ZV2128（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.83YFa1=2.83（10）修正系

13、数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.53Ysa1=1.53（12）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.18YFa2=2.18（13）修正系数Ysa2同上Ysa2=1.77Ysa2=1.77(14)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.87YN1=0.87(15) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.91YN2=0.91(16)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b(17)许用应力由机械设计1306-16取=1.5齿根弯曲疲劳强度足够齿轮精度设计大齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏差

14、计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）拟定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页原则公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮构造的设计小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）拟定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页原则公差

15、表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮构造的设计作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力2. 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）根据计算过程单位计算（或拟定）成果1选齿轮精度级别查机械设计表6-3117页选用8级级82材料选择查机械设计表6-2 116页小齿轮材料：45钢(调质)大齿轮材料：45钢（正火）45钢(调质)45钢（正火）3选择齿数Z取 取个4分度圆螺旋角初选=15=15由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350HB

16、S大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350HBS故选择设计 制造工艺简朴，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt查机械设计表6-3117页由于载荷平稳 取Kt1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T2Nmm(3) 齿宽系数 d由机械设计表116 133页d=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）0.9(4)材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116 122页ZE=189.8 MPa1/2MPa1/2189.8（5）节点区域系数ZH由机械设计图6-14124页ZH2.422.42（6）端面重叠度由机械设计122页1.657（7）纵向重叠度1.91

17、7（8）重叠度（9）接触重叠度系数Z由机械设计122页 图6-130.760.76（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式0.98（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式（12）工作应力循环次数N2（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页 图6-13（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页 图6-13（15）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22cMpa（16）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22bMpa（17）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin由机械设计124页取失效概率为SHmin =1SHmin =1（18）接触应力公式由机械设计124页 6-12 公式（19

18、）接触应力公式同上斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式修正 ： （19）使用系数KA由机械设计117页表6-3KA=1KA=1（20）动载系数KV由机械设计118页图6-7KV=1.2KV=1.2（21）齿向载荷分布系数K由机械设计119页图6-10K=1.08K=1.08（22）齿向载荷分布系数K由机械设计120页表6-4K=1.2K=1.2 K=KAKVKK=11.21.081.2=1.56（23）分度圆直径d1（24）计算斜齿轮法面模数mn（25）选用原则模数mn由机械设计113页表6-1选用 . 齿轮重要的几何尺寸（1）中心距mm圆整后175mm（2）螺旋角（3）小齿轮分度圆d1mm（4）大

19、齿轮分度圆d2mm（5）齿宽bmm取大齿轮齿宽B2=78mm,小齿轮齿宽B1=80mm校核齿根弯曲强度疲劳(1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重叠度N(5)重叠度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角细数Y由机械设计140图6-28Y=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）大齿轮当量齿数ZV298（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.55YFa1=2.55（10）修正系数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.62Ysa

20、1=1.62（12）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.15YFa2=2.15（13）修正系数Ysa2同上Ysa2=1.77Ysa2=1.77(14)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.87YN1=0.87(15) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.91YN2=0.91(16)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b(17)许用应力由机械设计1306-16取=1.5齿根弯曲疲劳强度足够小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）拟定最小侧隙：齿厚

21、上偏差：查机械设计课程设计 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页原则公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮构造的设计大齿轮的精度按选择的8级精度，查齿轮公差表（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）拟定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页原则公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下

22、偏差：齿轮构造的设计三、轴的设计轴的材料选择和最小直径估算成果由机械设计189页表8-1查的参数初步拟定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）根据计算过程单位计算（或拟定）成果轴的直径和长度计算轴段一机械设计课程设计137页表16-2与联轴器相连为保证轴端挡圈只压在联轴器上轴段长80mm轴径30mm机械设计课程设计112页键的选择GB/T C 10850mm轴段长80mm轴径30mm轴段二机械设计课程设计128页凸缘式轴承盖轴径：32mm 轴段长：52mmmm轴径：32mm 轴段长：52mm轴段三装配轴承轴径：35mm轴段长：17mmmm轴径：35mm轴段长：17mm轴段四辨别加工轴段

23、轴径：44mm轴段长：114mmmm轴径：44mm轴段长：114mm轴段五齿轮轴轴段长：70mmmm轴段长：70mm轴段六辨别加工轴段轴段长：44mm轴径：19mmmm轴段长：44mm轴径：19mm轴段七安放滚动轴承轴段长：17mm轴径：35mmmm轴段长：17mm轴径：35mm初步拟定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）根据计算过程单位计算（或拟定）成果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径：35mm轴长：17mmmm轴径：35mm轴长：17mm轴段二辨别加工表面轴径：41mm轴长：22mmmm轴径：41mm轴长：22mm轴段三装配实心齿轮轴径：45mm轴长：78mmmm轴径：45m

24、m轴长：78mm轴段四轴环轴径：50mm轴长：15mmmm轴径：50mm轴长：15mm轴段五装配实心大齿轮轴径：45mm：轴长: 66mmmm轴径：45mm：轴长: 66mm轴段六装配轴承、轴径：35mm轴长：39mmmm轴径：35mm轴长：39mm初步拟定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）根据计算过程单位计算（或拟定）成果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径：50mm轴长：42mmmm轴径：50mm轴长：42mm轴段二装配实心齿轮轴径：55mm轴长：76mmmm轴径：55mm轴长：76mm轴段三轴环轴径：60mm轴长：15mmmm轴径：60mm轴长：15mm轴段四装配实心大齿轮轴

25、径：56mm：轴长: 87.5mmmm轴径：56mm：轴长: 87.5mm轴段五装配滚动轴承、轴径：65mm轴长：16mmmm轴径：65mm轴长：16mm轴段六装配轴承端盖轴径：45mm轴长：60mmmm轴径：45mm轴长：60mm轴段七装配联轴器轴径：42mm轴长：110mmmm轴径：42mm轴长：110mm三. 轴的校核(一) 轴的校核1) 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的拟定：齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的构造可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。2) 求齿轮所在截面B,C的以及的值3) 画出轴的简

26、图为了以便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而拟定。4) 计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力5) 求支反力1) 水平面内支反力水平面内的支反力 12) 垂直面内的支反力6) 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩2) 垂直平面内的弯矩3) 合成弯矩7) 画出转矩图8) 计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，获得：因此其弯矩为对轴进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 因此轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面

27、面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。2) 轴段三处截面疲劳强度安全系数校核(二) 轴的校核1. 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的拟定：齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的构造可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。2. 画出轴的简图为了以便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而拟定。3. 计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力4. 求支反力1) 水平面内支

28、反力 22) 垂直面内的支反力 垂直面的支反力 25. 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩水平面内的弯矩图22) 垂直平面内的弯矩垂直平面内的弯矩 23) 合成弯矩6. 画出转矩图7. 计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，获得：因此其弯矩为对轴进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 因此轴的强度足够 按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核(三) 轴的校核1. 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的拟定：齿轮对轴的力作用点按简

29、化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的构造可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为。2. 求齿轮所在截面B,C的以及的值3. 画出轴的简图为了以便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而拟定。4. 计算轴上的外力作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力5. 求支反力1) 水平面内支反力水平面内的支反力 22) 垂直面内的支反力6. 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩2) 垂直平面内的弯矩3) 合成弯矩7. 画出转矩图8. 计算并画出当量弯矩图转矩按

30、不变计算，获得：因此其弯矩为对轴进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 因此轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核四、键的选择和校核五、滚动轴承的选择和校核(一) 轴滚动轴承的校核计算轴承承受的径向载荷1. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA4 2. 计算轴承的当量动载荷P3和P43. 计算轴承寿命因此该轴承寿命为35274h,满足使用寿命规定(二) 轴滚动轴承的校核1. 计算轴承承受的径向载荷2. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA4

31、3. 计算轴承的当量动载荷P3和P44. 计算轴承寿命因此该轴承寿命为47597h,满足使用寿命规定(三) 轴滚动轴承的校核1. 计算轴承承受的径向载荷2. 计算轴承的轴向载荷FA5和FA6 3. 计算轴承的当量动载荷P3和P44. 计算轴承寿命因此该轴承寿命为427852h,满足使用寿命规定六、联轴器的选择七、箱体及其附件的设计 (一) 、箱体设计 (单位mm)名称符号减速器型式及尺寸/mm齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径16联接螺栓d2 间距150轴承端盖螺钉直径10窥视孔

32、盖螺钉直径8定位销直径 8df、d1、d2、至外箱壁距离16d1、d2至凸缘侧边的距离14轴承旁凸台半径20凸台高度35箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离16齿轮端面与内箱壁距离16轴承座加强肋厚度、8、8轴承端盖外径140轴承旁联接螺栓距离140(二) 附件的设计1、窥视孔：重要作用是检查齿轮的啮合状况和润滑状况，还可以往此处灌注润滑油。窥视孔的位置应当放置于齿轮啮合区的上方。窥视孔应为凸起构造，以便辨别加工面。窥视孔盖一般为钢板或铸件，其与窥视孔端面结合表面要进行机械加工，安装时用螺钉紧固在箱盖上，并加垫片密封。构造示意图如下：RB2B1B窥视孔和窥视孔盖参数设计 参照130页

33、机械设计课程设计表15-1 代号与名称体现式数值备注窥视孔的长度：A无取A=200mm查表15-1，根据齿轮啮合位置选择窥视孔盖的长度：为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔盖上两螺钉的中心距长度：无窥视孔盖的宽度：无窥视孔的宽度：BB=130mm为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔螺钉在宽度上的中心距：无窥视孔上的螺纹孔：M68取M8根据螺钉选择窥视孔盖的倒圆角：R510取8mm无窥视孔盖的高度：h无取10mm自行设计2、 轴承端盖设计：1) 为了以便调节轴承的间隙，并且要密封性良好，因此采用凸缘式轴承端盖，其构造如下图所示：.2) 轴承端盖的设计表格轴承端盖外径轴承盖外径成果采用凸缘式轴承盖低速轴轴承盖12

34、7中间轴轴承盖127高速轴轴承盖145轴承端盖设计参照131页机械设计课程设计表15-3 单位：mm公式输入轴端盖中间轴端盖输出轴端盖轴承外径D727290螺钉直径 1010101111119797115707088626280122122140121212131313161616b555444b1、d1详见密封3、 油面批示装置油标尺：参照机械设计课程设计47页油标尺的作用是观测箱体内润滑油的储存状况，使油面保持合适高度。为了以便观测，油标尺常设立在油面较稳定的低速级齿轮附近，设计时应当注意油标座孔的加工工艺性和装配使用的以便性。构造参数： 油标尺参数设计参照机械设计课程设计131页表15-

35、5 单位：mmhabcDM16416635128526224、 外六角螺塞和封油垫：参照机械设计课程设计47页用于更换润滑油以及清洗箱体时排出油污的需要，在箱座底部设有排油孔。油塞的作用就是封堵排油孔。排油孔应设立在油池最低处，其构造设计要保证排油彻底并且加工工艺性良好。在这里使用外六角螺塞和封油垫，构造和参数：外六角螺塞和封油垫构造参数设计参照机械设计课程设计132页表15-8 单位：mmdeslLHaM16x1.51719.61712232263（2） 起吊部分构造设计：参照机械设计课程设计48页吊环螺钉、吊钩和吊耳均设立在减速器箱体上，是搬运移动减速器的起吊装置。按减速器重量选用。（1）

36、 吊环螺钉及沉孔的尺寸：参照135页表15-13估算减速器重量W：；其中分别为高速级和低速级的中心距查课程设计表15-13，假设减速器的质量为3.0KN，而一般状况下吊环螺钉只用来吊运箱盖，因此假设箱盖质量最大值为3.0/2=1.5KN，选用双螺钉起吊。构造参数：吊环螺钉及沉孔参数设计参照机械设计课程设计134页表15-11 单位：mm参数值dM12 max13.1 min11.6取=1228 max29.1 min27.6取=28 max11 min9.6取=10L22（参照）52h266r1a3.5b14173.5单螺钉最大起重力4双螺钉最大起重力2（3） 参照机械设计课程设计48页吊耳和

37、吊钩：吊钩或者吊耳是沿减速器长度方向在箱体上直接铸出来的。在箱座结合凸缘如下部位铸出的吊钩，可用来搬运减速器整体；而在箱盖上铸出的吊钩或吊耳是用来吊运减速器的箱盖，一般不能吊运整台减速器。构造参数： 吊耳和吊钩参数设计参照机械设计课程设计130页表15-2 单位：mm参数体现式值备注B无取B=45吊环宽度，可取为凸缘的宽度，但不少于40HH=（0.81.2）B算出H=45无hh=0.4H算出h=18无bb=算出b=16为箱壁厚，8d取d=16无RR=（11.2）d算出R16无eE=（0.81）d算出e=16无c取c=42无算出=64无rr=0.25B算出r=10.5无（4） 参照机械设计课程设

38、计48页定位销：定位销重要作用是保证轴承座孔的镗制和装配精度，需要在箱体结合凸缘上安装两个。一般将定位销设立在箱体长度的对角方向，相距尽量开某些，这样才干保证定位精度。采用B型圆柱销。一般有效长度为d=(0.70.8)d2(d2为凸缘联接螺栓直径)构造参数：定位销参数设计参照机械设计课程设计113页表12-2 单位：mm参数值备注d16根据箱体所定的定位销直径a2无c3无l（圆柱销）34根据箱体凸缘厚度选定，凸缘厚度为24mm5、 启盖螺钉：在需要打开减速器箱体时，拆卸掉联接螺钉后，先拧动启盖螺钉顶起箱盖，然后才干搬移。启盖螺钉设立在箱盖两侧边凸缘上，数目为2个。这里的启盖螺钉选用外六角螺栓，

39、按A级全螺纹选择并且在钉杆端部制成圆头。构造参数：启盖螺钉参数设计参照机械设计课程设计103页表11-14 单位：mm参数值备注dM16无16无s14无k16无6、 通气塞：通气塞的作用是排除箱体内的热膨胀气体，一边维持箱体内外的压力平衡，保持箱体的密封性。通气塞常设在箱体的最高处或窥视孔盖上。通气塞参数设计参照机械设计课程设计132页表15-6 单位：mmdDSLla25.422281546八、润滑、密封设计润滑1. 轴承的润滑方式的选择根据转速选择油润滑，润滑油根据126页表14-1选择L-AN全损耗系统用油（GB 443-1989）中的L-AN 22润滑油。2. 密封原则件机械设计课程设

40、计128页和41根据轴速选择毡圈油封公式输入轴端盖输出轴端盖轴径d3045毡圈D4561d12944b178沟槽D04460d03146b67装配视图：爆炸视图：九、减速器的技术规定参照机械设计课程设计62页1、 滚动轴承用汽油清洗，其她零件用煤油清洗，零件和箱体内不许有杂物存在，零件配合面洗净后涂以润滑油。2、 滚动轴承的安装轴承内圈应紧贴轴肩，规定缝隙不得通过0.05mm厚的塞尺，队游缝隙可调；齿轮啮合的齿侧间隙可以用塞尺或压铅法进行3、 用涂色法检查齿面接触斑点，按齿高和齿长的接触斑点都不不小于35%。4、 调节、固定轴承时，应留轴向间隙0.040.07mm。5、 减速器剖分面、各接触面

41、及密封处均不许漏油，剖分面容许涂密封胶或水玻璃。6、 箱体内装全损耗系统用油LAN22至规定高度。新减速器第一次使用，运转7-14天后换油，根据状况每隔36月换一次油7 、减速器表面涂上油漆。 十、减速器的技术特性输入功率/KW6.44输入转速/()970效率0.89总传动比i16.15传动特性第一级mn2Z2/Z14.6精度级别8第二级mn3Z2/Z13.52精度级别8减速器的中心高H/mm210电动机的中心高H/mm160在使用减速器时使电动机提高50mm使电动机和减速器的中心对齐十一、参照资料1 谭庆昌、赵洪志. 机械设计.北京：高等教育出版社，2 张春林. 机械原理. 北京：高等教育出

42、版社，.13 刘向阳 占向辉 张恩光. UG建模、装配与制图.国防工业出版社,4 寇尊权 王多. 机械设计课程设计. 北京：机械工业出版社，5 范钦珊、蒋永莉、税国双. 工程力学.清华大学出版社，6 陈锦昌、刘林.机械制图.高等教育出版社，7 甘永立.几何量公差与检测.上海科学技术出版社，十二、总结 在邓教师的指引下，经历三个月的课程设计，让我的知识体系有一定的完善，对基本知识的巩固和提高，进一步的突破和完善自我。 通过对课程设计的学习，使理论和实践相结合，对知识的有一种新的结识。从对课程设计的一次次的修改中对知识的重新结识，通过机械辅助软件UG、AUTOCAD对模型进行一种抱负化可视化的转换。简化设计的工作量。 课程设计让我更加结识到筹划和效率的重要性，机械设计对工作质量和效率的高规定，在本次设计过程中往往会超过预期筹划，因此提高效率是十分有必要的，这需要对知识的牢固的掌握。 课程设计中逆向思维和节省成本材料、合理的构造、强度合理等很大限度上决定了一种产品设计的好坏，如何提高一种产品设计的质量，这些都需要时刻考虑到的。