机械设计课程设计二减速器[]

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1、机械设计课程设计设计说明书设计题目 胶带式输送机传动装置设计者俞培锋班级07 机制 02学号3070611056指导老师张美琴时间2010.05目录一、二、设计任务书传动方案拟定34三、电动机的选择4 -四、传动装置的运动和动力参数计算 6五、高速级齿轮传动计算7六、低速级齿轮传动计算12七、齿轮传动参数表18八、轴的结构设计18 -九、轴的校核计算19 -十、滚动轴承的选择与计算 23键联接选择及校核24十二、联轴器的选择与校核25十三、减速器附件的选择26十四、润滑与密封28十五、设计小结29十六、参考资料29一 设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1电动机 2联轴器3二级圆柱齿轮

2、减速器4联轴器5卷筒6运输带原始数据:数据编号104运送带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/(m/s)0.9卷筒直径D/mm3001工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉 尘；2使用期：使用期10年；3检修期：3年大修；4动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5.运输带速度允许误差：土 5% ；6制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1. 完成减速器装配图一张(A0或A1)02. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力 F

3、/N 2200 o运输带工作速度v/(m/s)0.9 ,卷筒直径D/mm 3001. 外传动机构为联轴器传动。2. 减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3. 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小， 结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器 横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大； 高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差； 仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为丫系列三相 交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，

4、此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2. 确定电动机效率Pw按下试计算P - FVw kwPw 1000 w试中Fw=2200NV=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效0.94率取 w代入上试得F w Vw kw=2. ikw1000 w电动机的输出功率功率Po按下式Po 卫 kw式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试3r由表2-4滚动轴承效率r =0.99 :联轴器传动效率n0.99 :齿轮传动效率g=0.98 （7级精度一般齿轮传动）则=

5、0.91所以电动机所需工作功率为Pw2.11P厂话=2.32kw因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中丫系 列电动机数据，选电动机的核定功率 Pw为3.0kw。3. 确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为nw6107w二 D6 1 00. 9.r / m i n二 3005 7.r3 2 /min所以电动机转速的可选范围为nd 二 i； nw = (9 25) 57.32r/min 二(515.92 1433.12)r. min符合这一范围的同步转速有750 r min和1000厂min两种。综合考虑电动

6、机 和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步 转速为1000 r min的丫系列电动机丫132S,其满载转速为nw _ 960r/min,电动 机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸，轴的尺寸等都在8-186,表8-187中 查的四.计算传动装置的总传动比i a并分配传动比nmnw1总传动比z为96016.7557.322. 分配传动比i考虑润滑条件等因素，初定片=4.67 q = 3.593. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速I轴n = nm = 960n m i nn 二二 205.57 r m i nII轴in =57.26 r m i nIII轴

7、i .卷筒轴nw = n = 57.26 r/m i n4.各轴的输入功率I轴P =poc = 2. 3 2 0. 99 = 2. 30 kwII轴p二 p ： ： = 2. 3 00. 990. 98 = 2.iii轴P 皿=PF F g=2. 23 0.9 0. 98 = 2. 1卷筒轴pw = p 严严 c = 2. 1七 0/9 9 0. 99 = 2. 1 2 kw5.各轴的输入转矩T =9550 P = 2.30 9550 = 23.94N mi 轴 Tn 960D 2 23T = = 9550 p9550=103.60N mII 轴匚n二 205-57T -9550 P 2.16

8、 9550 = 360.25N miii 轴 Tn - 57-26Pw 2. 1 2T 9550匕95503 5b3. m81 wn 5 7. 2 6工作轴nw电动机轴To=9550D 2 32匕9550 = 22.98N mn 960ilm将上述计算结果汇总与下表，以备查用项目电动机I轴n轴E轴工作轴转速（r/min ）960960205.5757.2657.26功率P（ kw）2.322.302.232.162.12转矩T（ Nm）22.9823.94103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.990.970.970.93五.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等

9、级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4选小齿轮齿数Zl = 21，则大齿轮齿数z2 = i乙=21 4.67二98.071).按齿轮面接触强度设计1. 设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核2. 按齿面接触疲劳强度设计，即d1t - 2.323u 一1( Ze .2门 d u 二 H 1.确定公式内

10、的各计算数值1 .试选载荷系数Kt1.3 02. 计算小齿轮传递的转矩=9.55 10 P = 2.381 104N mm nI3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d _10 4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.MPa5. 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-H Iim1二600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hiim2二550MPa 06. 计算应力循环次数N60n jL 60 960 1 365 2 8 10 = 3.364 109N8N21 = 7.203 108i7. 由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数Khn0.

11、90 ; Khn 0.958. 计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1K HN1 H lim 1二 hi 二 090 600MPa 二 540MPaSK HN H lim 2G2S a販沁七泅羽2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入二H 中较小的值。dit - 2.323KT1 u J Ze ) 39.563mm2. 计算圆周速度V。V 二Ut n139.563 96060 100060 1 000二 1.988ms计算齿宽bd 1t -1 39.5 mm39. mm3模数齿高沁331h 4.24计算齿宽与齿高之比b/hd1t = 39. 56爲=1. 88mmmt 21h =2.

12、2m 2. 25 1.mmom.m23. 计算载荷系数K由图10-8查表10-2得使用系数心=1.0；根据V = 1.988ms得动载系数Kv =1.10直齿轮K广Kf广1 ；由表10-2查的使用系数Ka1查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置心日.417由b/h=9.331KT417由图10-13得K = 1.34故载荷系数K 二KaKvKK1 1. 10 1 1. 417 1.54校正分度圆直径dl4 =d1t3k/Kt =39.563 3 1.559/1.3mm= 43.325mm 由机械设计1 t5计算齿轮传动的几何尺寸1计算模数mm1 = d1 / 乙二

13、43.325/21 二 2.063mm2按齿根弯曲强度设计，公式为1.确定公式内的各参数值1. 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FT =580MPa ； 大齿轮的弯曲强度极限二帥2 =380MPa ；2. 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 .88，Kfn2 =0.923. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数丫st = 2.0,得JL = Kfn1 丫ST、FE1 =500 0.88/1.4 =314.29MPaJ2Kfn2Yst、“ FE2 二 380 0.92/1.4 二 247.71MPa4. 计算载荷系数KK =Ka

14、KvKf：Kf1 1.10 1 1.34 = 1.474 5.查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数丫Sa1、丫Sa2由机械设计表查得丫卩玄兀2.76 ； YFa2=218 ； YSa1=任6 ； YSa2 =佔9YFaYsa6.计算大、小齿轮的 卜f并加以比较;al二 fi= 0.013699YFa 2YSa2二 F 2= 0.0 1 5 7 53大齿轮大7. 设计计算m-i0.016337mm 二 1.358mm3 2 1.747 2.381 104V仆 212对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 E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

15、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，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值mi=2mm 接触强度算得的分度圆直径d =43.668mm ，算出小齿轮齿数出=43.325 ： 22Z1 m2大齿轮 z2 二乙=22 4.67 = 102.74 取 z2=103这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费2.集合尺寸设计1. 计算分圆周直径d1、d2g = wg = 22 2 = 44mmd2 = z2m1103 2 = 206mm2. 计算中心距a = dd (44 20

16、6)/2 二 125mm3. 计算齿轮宽度b = ：j dd T 44 二 44mm 取 B2 = 45mm= 50mm。3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轮毂长度丨与齿宽相等轮毂直径D178(mm)板厚度c = 14(mm) 腹板孔直径d0 = 20(mm)轴孔直径d =43mm丨=45(mm)轮缘厚度0 =10(mm)腹板中心孔直径D0 =130(mm)齿轮倒角取n=2(mm)齿轮工作图如下图所示41六.低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2. 运输机为一

17、般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4. 选小齿轮齿数Z3 = 21，则大齿轮齿数乙二厂21 3.59二75.392).按齿轮面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即IKT3 U1 Ze 2 从2.32可（丽）1.确定公式内的各计算数值1 .试选载荷系数Kt = 1.3 02. 计算小齿轮传递的转矩T3 二 9.55 10 P =10.36

18、104n mmn“T3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d =104. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =1893MPa 05. 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二H lim厂600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限二H lim厂55MPa。6. 计算应力循环次数N3 = 60n二 jLh = 60 205.57 1 365 2 8 10= 0.720 109N4 二吐= 0.2001 108inK = 0 96 K = 0 987.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数Khn3 0.96 ； Khn4 0.98。8. 计算接触疲劳许

19、用应力取安全系数S=1K 二HN 3 H lim 3p h 3二 0.96 600M P a二 576M P aSK HN 4 H lim 4一S 98 550MPa = 539MPa2.设计计算 1试算小齿轮分度圆直径d3t，代入匸h中较小的值d3t - 2.323 KT3 u 1（ Ze）2 4.363mmd u h 2.计算圆周速度V ov/d3tn360 1000二 64.363 205.5760 汉1000=0.692 m. s计算齿宽bb = dd3t =1 64. 3 613m = 64. mm3计算齿宽与齿高之比b/hmtZ164.36321mm = 3.065mmh =2.2

20、5mt =2.25 3.065mm = 6.896mm64.3636.896= 9.333. 计算载荷系数K查表10-2得使用系数Ka=1.o；根据V 7.692 s、由图10-8得动载系数Kv 10直齿轮广Kf广1 ；由表10-2查的使用系数K1查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置K1.423由b/h=9.33 K匸T423由图10-13得K-T35故载荷系数K 二KaKvK.K 厂 1 1. 10 1 1. 423 1. 54. 校正分度圆直径d1由机械设计,d3 二d3t3k/Kt =64.363 3 1.565/1.3mm = 70.626mm5计算齿轮传

21、动的几何尺寸 1计算模数mm2 = d3/z3 二 70.626/21 二 3.36mm2按齿根弯曲强度设计，公式为2KT3 _Ya 绻dz3& 11.确定公式内的各参数值1. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二尸讪3 =580MPa ； 大齿轮的弯曲强度极限5m4=380Mpa ；2. 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.92，Kfn4.943计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数丫st = 2.0,得6】3KFN3丫ST- FE3S= 500 0.92/1.4 =328.57M PaJ4K FN 4丫STFE4S-380 0

22、.94/1.4 -255.14MPa4. 计算载荷系数KK 二KaKvKf：Kf1 1.10 1 1.35 = 1.4855.查取齿形系数丫Fa3、丫Fa4和应力修正系数Ysa3、Ysa4由机械设计表查得YFa3 二 2.76 . YFa47二 2.26Ysa3 = 1.56. Ysa4 =1.764YFaYsa6.计算大、小齿轮的 卜f并加以比较;YFa 3YSa3= 0.0 1 3 1 04ah篇0 1 5625大齿轮大7. 设计计算1.485 10.36 104U2120.015625mm 二 2.22mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术m2大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，

23、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，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值m2=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径d3 =70.626mm ，算出小齿轮齿数Z3 -m270.6232.5大齿轮 Z4 = i-Z3 = 28 3.59 = 100.52 取 Z2 - 100这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费2.集合尺寸设计1. 计算分圆周直径d1、d2d3 二 z3m2 二 28 2.5 二 70mmd4 二 z4mt

24、 100 2.5 二 250mm2. 计算中心距d + da/34 = (70 250)/2 = 160mm3. 计算齿轮宽度b 二dd 1 70 二 70mm 取 B? = 70mm = 75mm3.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d =48mm轮毂长度1与齿宽相等轮毂长度1与齿宽相等1 = 70(mm)轮毂直径D1 =1.6d =1.6 48 = 76.8(mm)取 D1 二 76(mm)轮缘厚度0 = 10(mm)腹板厚度c = 22(mm)腹板中心孔直径D0 =154(mm)腹板孔直径d0 二 24(mm)齿轮倒角取 n =2(mm)齿轮工作图如下

25、图所示七.齿轮传动参数表名称符号单位咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm125160传动比i4.673.59模数mmm22.5压力角ao2020齿数Z22210328100分度圆直径dmm44206670250齿顶圆直径damm4821075255齿根圆直径dfmm3920163.75243.75齿宽bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240八轴的结构设计1初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 dcJP = 14.72mm1轴，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d仁30d2

26、 -C3 P 24.31mm2 轴“二，取 d2=35d3 _C3 P = 36.88mm3轴;门，取d3=382. 初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30207357217426254.263.530208408018476963.074.03. 确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子 轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：咼速级米用实心齿轮，米用上端用套筒固定，下端用轴肩固

27、定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子 轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚 子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。4. 各轴段长度和直径数据见下图九轴的校核计算1. 1轴强度校核11).高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度二b=735Mpa2).况.计算齿轮上受力(受力如图所示)厂2T12 23.94 103F te1088N切向力d144径向力Fre = Fte tan 20 = 1088 0.364 = 396N3) 计算弯矩水平面内的弯

28、矩:ymaxFreabl396 134 47181=13779.05 N.mm垂直面内的弯矩:M zmaxfab 1088 134 47丨一 18137857.59 N.mmM =、. M： Mz21 3 77 9. 0）53 78 57. 5 9410 mm7. 2 1取=0.6 ,计算轴上最大应力值:二 maxJm 2 +（町1）2W.40 2 78.2120.6 23.94 1 03 0.1 汇 3837 3MPa故高速轴安全，合格弯矩图如下:7I丿范涎?.耐kkkHkk.Bl21).低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度二b=735M

29、pa2) .%.计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力d4250径向力 Fre =Fte tan20 =2882 0.364 =1049N3) 计算弯矩水平面内的弯矩:M y max垂直面内的弯矩:zmax取=0.6，F reabF teab二 max1049 67 1195=186.52882 67 119.5186.545033.88 1 23 7 2豆 1113J1n6r66.07计算轴上最大应力值:TM2 +（町3 ）2131666.0720.6 360.25 1 03 0.1 483=22. 8M Pa ：；b7 3IMPa故低速轴安全，合格。弯矩图如下:Hl鎂APR舷r中间轴的校核，

30、具体方法同上，步骤略，校核结果合格。十.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴I 30207两个，轴U 30207两个，轴川选用 30208两个(GB/T297-1994)寿命计算：轴I1. 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30207Cr =54. kN C0r =63. kN2. 查机械设计得X=1,Y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：卩伯=Fr2H = 544N在水平面内轴承所受得载荷2FrlV =F2V =區=198N在水平面内轴承所受得载荷2所以轴承所受得总载荷Fr = Fr1 = Fr2 二.Fr1H Fr1v 二 5442 1

31、982 =578.91N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P 二 fp XFr Y& =1.21 578.91 0 = 694.76N4. 已知预期得寿命10年，两班制L10h =2 8 10 365 =58400h基本额定动载荷CP 3 6幣=694.76 3 60 960658400 10.41kN ： C 54.2kN所以轴承30207安全，合格轴川1. 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30208G =63. kN C0r =7 4. kN2. 查机械设计得X=1,Y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：Ft一F伯=F r2H= c =1441N在水平面内轴承所受得载荷2I

32、F riv = F r2V = r =524.5N在水平面内轴承所受得载荷2所以轴承所受得总载荷Fr = Fr1 = F r2 F；1H F；1v =、14412 524.5 1533.49 N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P = fp XFr YF； =1.2 1 1533.49 0 =1840.19N4. 已知预期得寿命10年，两班制L10h =2 8 10 365 =58400h基本额定动载荷/60nLh60X57.26X58400G 二 P 3；/ =1840.19 36= 26.07kN ： G = 63.0kN 106 106所以轴承30208安全，合格。中间轴上轴承得校核

33、，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承 30207安全，合 格。十一.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力LP=150MPa1轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm，轴段长56mm ，所以选择单圆头普通平键（A型）键b=8mm,h=7mm,L=45mm2轴轴段长为73mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A 型）键 b=12mm,h=8mm,L=63mm轴段长为43mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键 b=12mm,h=8mm,L=35mm3轴轴段长为68mm，轴径为48mm，所以选择圆头普通平键（A 型）键 b=14mm,h=9mm,L=5

34、8mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长78mm ，所以选择单圆头普通平键（A型）键b=10mm,h=8mm,L=69mm2键类型的校核2Td l k32 23.94 1032 37 3.5= 11.6Mpa Wp则强度足够，合格2轴2T2 103.60 10L-1p = 36.5Mpa ： ；pd l k43 33 4则强度足够，合格3轴2T32 360.25 10-p 二= 80.3Mpa ： ；pd l k38汉59汇4则强度足够，合格，均在许用范围内。十二.联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器1减速器进口端

35、T, = 1 2 5(N m)选用TX3型(GB/T 5014-2003 )弹性套柱销联轴器，采用 Z型轴孔，A型键,轴孔直径d=2230mm, 选d=30mm,轴孔长度为 L=45mm2减速器的出口端T4 = 4 0 QN *m)选用GY5型(GB/T 5843-2003 )弹性套柱销联轴器，采用 Y型轴孔，C型键,轴孔直径d=5071mm, 选d=50mm,轴孔长度为 L=60mm十三.减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 =8箱盖壁厚8180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5 8箱盖b1121.5 8底座b2252.5 8箱座肋厚m80.8

36、5 8地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12(0.5-0.6 ) df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38(0.4-0.5 ) df观察孔盖螺钉d46(0.3-0.4 ) df定位销直径d9.6(0.7-0.8 ) d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mi nd2至凸缘边缘距离C216C2=C2mi ndf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距1153C1+ C2+(510)离轴承端盖外径D2101 101106轴承旁连接螺栓距离S11514013

37、9注释：a取低速级中心距，a= 160mm2附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130 X100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在 箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。材料为 Q235通气器通气螺塞M10 X1减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大， 为使箱内热胀空气能自由

38、排出，以保持箱内外压力平衡， 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通 常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235轴承盖凸缘式轴承盖 六角螺 栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用 的是凸缘式轴承盖，禾U用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴 处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M9 X38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精 度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配 装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两 侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料 为4

39、5号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的咼度，经常保持油池内有适量的 油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面 指示器，采用2型油塞M20 X1.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低 位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱 体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M12 X42为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻 璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为 此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将 上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设

40、置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。十四 .减速器润滑方式、密封形式1. 润滑本设计采用油润滑， 润滑方式为飞溅润滑， 并通过适当的油沟来把油引入各个轴 承中。1) .齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050伽。取为60伽。2) .滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3) .润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利， 考虑到该装置用于小型设备， 选用 L-AN15 润滑油。2. 密封形式 用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十五 . 设计小结此次减速器，经过

41、大半学期的努力 ,我终于将机械设计课程设计做完了 . 这次作业过程中 ,我遇到了许多困难 ,一次又一次的修改设计方案修改， 这都暴 露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼 .后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处 ,并将之解决 .同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解 .尽管这次作业的时间是漫长的 ,过程是曲折的 ,但我的收获还是很大的 .不 仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法 ;也对机械制图、 autocad 软件有 了更进一步的掌握。 对我来说 ,收获最大的是方法和能力 .那些分析和解决问题 的方法与能力 .在整个过程中 ,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验 ,没有 感性的认识 ,空有理论知识 ,有些东西很可能与实际脱节 .总体来说 ,我觉得做这 种类型的作业对我们的帮助还是很大的 ,它需要我们将学过的相关知识都系 统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也 希望学院能多一些这种课程。十六 . 参考文献 机械设计手册、机械设计、机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、 理论力学。