热处理车间清洗零件的传动系统中的二级斜齿圆柱齿轮减速器论文

.工学院机械设计课程设计说明书题 目： 用于热处理车间清洗零件的传动系统中的二级斜齿圆柱齿轮减速器班 级： 机电101班 学 号： 5 姓 名： 梁宝元 指导教师： 韦丹柯 2013-1-10目 录设计任务书- 3 -第一章 传动方案的分析与拟定- 4 -第二章 电动机的选择与计算- 5 -2.1 电动机的选择- 5-2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比- 6 -2.2.1 总传动比- 6 -2.2.2分配传动装置传动比- 6 -2.3 计算传动装置的运动和动力参数- 6 -2.3.1 各轴转速- 6 -2.3.2 各轴输入功率- 6 -2.3.3 各轴输入转矩- 6 -第三章 传动零件的设计计算- 7 -3.1 设计带和带轮- 7 -3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计- 8 -3.2.1 第一次修正传动比 - 9 -3.2.2 高速级齿轮传动的设计计算- 9 -3.2.3第二次修正传动比 （修正低速级）-12 -3.2.4 低速级齿轮传动的设计计算- 12 -3.2.5最终传动比和各参数的修正（各设计参数附表）- 16 -第四章 轴的设计与计算- 14 -4.1 传动轴的设计- 14 -4.1.1 V带齿轮各设计参数附表- 14 -4.1.2 主动轴与主动轴的轴承设计工作能力计算- 17 -4.1.3 中间轴与主动轴的轴承设计工作能力计算- 22 -4.1.4 从动轴与主动轴的轴承设计工作能力计算- 28 -第五章 连接件的选择与计算- 31 -5.1 键的设计和计算- 32 -5.2 联轴器设计- 33 -第六章 大小带轮的结构参数.- 33 -第七章 箱体的设计- 37 -7.1 箱体结构设计- 37 -第八章 润滑、密封装置的选择与设计- 38 -8.1 润滑密封设计-38 -设计小结- 39 -参考文献- 39 -37 / 37第一章 传动方案的分析与拟定1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图1-1:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.95×××0.990.85为V带的效率,为滚动轴承的效率，为斜齿轮的效率，齿轮为8级精度.为联轴器的效率，第二章 电动机的选择与计算2.1 电动机的选择卷筒的转速nn=43.65r/min运输带功率Pw:Pw=2.06KW电动机输出功率P0:P0P/2.06/0.852.42kW额定功率Pw:Pw=(11.3) P0(11.3)×2.22=2.222.88KW经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理围为16160，电动机转速的可选围为:n0×n（16160）×40.11641.766417.6r/min方案电动机型号额定功率/KW同步转速/r/min满载转速/r/min总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y100L2-431500142032.5328601002Y132S-63100096021.993880132综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。选定方案一型号为Y100L24的三相异步电动机，额定功率为3.0，满载转速nm=1420 r/min，同步转速1500r/min。2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1 总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为：nm/n1420/43.6532.53 2.2.2分配传动装置传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3，则减速器总传动比为32.53/310.84双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为=3.90低速级传动比为=/ =10.84/3.90=2.782.3 计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1 各轴转速1420/3473.33r/min473.33/3.90121.37r/min / 121.37/2.78=43.65r/min=43.65r/min 2.3.2 各轴输入功率（=3KW）×3×0.952.85kW×2×2.85×0.98×0.972.73kW×2×2.73×0.98×0.972.62kW×4=2.62×0.992.57kW 2.3.3 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩:=9550×2.85/473.33=57.50 N·m=9550×2.73/121.37=214.81 N·m=9550×2.62/43.65=573.22N·m=9550×2.57/43.65=562.28N·m运动和动力参数结果如下表：轴号转速n/r/min功率/KW扭矩T/ N·m电动机轴142031473.332.8557.502121.372.73214.81343.652.62573.22443.652.57562.28第三章 传动零件的设计计算3.1 设计带和带轮确定计算功率查2表6-8（P75）得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.选择带型号根据,查2图6-7（P76）选用带型为A型带选取带轮基准直径查图表8-11（P157）得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,圆整大带轮查表8-8（P157）后取。实际传动比：从动轮的实际转速：=450.79r/min验算带速v在525m/s围，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度初步选取中心距：初定中心距，所以带长：=查表8-2（P146）选取基准长度得实际中心距:中心距变化围：取验算小带轮包角,包角合适。确定v带根数z，由公式得根据，查2表6-5（P73），用线性插值法得查表8-4b（P153）查得功率增量为查表8-2（P146）得带长度修正系数.查表8-5（P155）,并由插值法得由公式得故选Z=3根带。计算预紧力查2表6-1(P68)可得,故单根普通带紧后的初拉力为: =143N计算作用在轴上的压轴力:带轮的结构设计因为小带轮基准小于300毫米，故采用腹板式结构，大带轮基准直径大于300毫米，采用轮辐式结构。由电机外伸轴径可知小带轮轴径为28mm，小带轮的基准直径，采用3根V带传动，查机械设计表8-10（P161）得计算的小带轮轮缘宽度,根据手册取标准值为50，轮毂长度查得其值为42mm，小带轮=10mm，大带轮轮缘宽度和小带轮一样，大带轮轮毂长度为56mm,大带轮直径为315mm。其他参数如下表：带轮结构参数符号小带轮 大带轮 带型AAb1111b13.213.2h2.752.75h8.78.7e1515f101066 3438c10mm10mmdd=1.92d=53.7d=2d d2825100mm315mmdada=+2ha=105.5da=+2ha3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计3.2.1 第一次修正传动比由V带算出实际的V带传动比=3.15，则32.53，32.53/3.1510.33，所以高速级传动比修正为=3.66；转速修正，1420/3.15450.79r/min，功率P不变。 3.2.2 高速级齿轮传动的设计计算1 、材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱斜齿齿轮齿轮材料与热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮240HBS取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮200HBS,，取. 初选齿轮精度由查表7-7（P107），选择8级精度。初定螺旋角2、计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计公式：确定公式各参数的值:转矩:试选查图10-30 （P217）齿轮材料的弹性系数 由表10-7（P205）选取齿宽系数 由表10-6（P201）查得材料的弹性影响系查图10-26（P215）得， 则由图10-21d（P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：大齿轮的接触疲劳强度极限由式计算循环次数 许用接触应力查图10-19（P207）,计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由式得3、小齿轮的分度圆直径计算圆周速度。计算齿宽b与模数初选螺旋角计算纵向重合度。计算载荷系数K。已知使用系数,根据v=1.21m/s,8级精度，由图10-8（P194）查得动载系数；由表10-4 （P196）查得；由图10-13（P198）；由表10-3查得。故动载系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得mm计算模数。4、按齿根弯曲强度设计。由式（1）确定计算参数。计算载荷系数。根据纵向重合度，从图10-28（P217）查得螺旋角影响系数计算当量齿数。查取齿形系数。由表10-5（200）查得，查取盈利校正系数。由表10-5（200）查得，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限与大齿轮的弯曲强度极限，；由图10-18取弯曲疲劳寿命系,计算弯曲疲劳许用应力。去弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式得计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮数值大。5、设计计算。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模塑大于齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取；取，则,6、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为130mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为的值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取,高速级实际传动比为3.2.3第二次修正传动比（修正低速级） 由上得V带传动比，高速级实际传动比为则32.53，32.53/3.1510.33、则，则修正后的低速级传动比为，、则，功率P不变。3.2.4 低速级齿轮传动的设计计算1 、材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱斜齿齿轮齿轮材料与热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮240HBS取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮200HBS,，取. 初选齿轮精度由查表7-7（P107），选择8级精度。初定螺旋角2、计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计公式：确定公式各参数的值:转矩:试选查图10-30 （P217）齿轮材料的弹性系数 由表10-7（P205）选取齿宽系数 由表10-6（P201）查得材料的弹性影响系查图10-26（P215）得， 则由图10-21d（P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：大齿轮的接触疲劳强度极限由式计算循环次数 许用接触应力查图10-19（P207）,计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由式得3、小齿轮的分度圆直径计算圆周速度。计算齿宽b与模数初选螺旋角计算纵向重合度。计算载荷系数K。已知使用系数,根据v=1.21m/s,8级精度，由图10-8（P194）查得动载系数；由表10-4 （P196）查得；由图10-13（P198）；由表10-3查得。故动载系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得mm计算模数。4、按齿根弯曲强度设计。由式（1）确定计算参数。计算载荷系数。根据纵向重合度，从图10-28（P217）查得螺旋角影响系数计算当量齿数。查取齿形系数。由表10-5（200）查得，查取盈利校正系数。由表10-5（200）查得，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限与大齿轮的弯曲强度极限，；由图10-18取弯曲疲劳寿命系,计算弯曲疲劳许用应力。去弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式得计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮数值大。5、设计计算。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模塑大于齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取；取，则，6、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为160mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为的值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取,低速级实际传动比为齿轮各项数据如下：（说明：高速轴齿轮为1，中间轴大齿轮为2，小齿轮为3，低速轴打齿轮为4）名称符号 高速级 低速级齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4螺旋角 =14.250度=15.0665度传动比ii=3.66i=2.815齿数Z27Z2=992776法面模数mm=2m=3端面模数mm=2.063m=3.10发面压力角=20=20分度圆直径d=55.714=204.286=83.833=236.117齿顶圆直径=59.84=208.41=90.10=242.333齿根圆直径=50.56=199.13=76.12=228.35中心距a130160齿宽BB1=65B2=60B3=90B4=85结构齿轮轴腹板式实体式腹板式3.2.5最终传动比和各参数的修正（各设计参数附表）由上计算得， 由EXCEL表格计算得。最终修正传动比为：32.529 3.150 10.327 3.667 2.815 总的传动比误差修正后：各轴运动与动力参数轴号转速n/（r/min）功率/kw扭矩T/(n.m)1450.794 2.850 60.377 2122.944 2.737 212.593 343.677 2.628 574.653 443.677 2.576 563.217 第四章 轴的设计与计算4.1 传动轴的设计 4.1.1 V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮3.153.6672.815 2. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)450.794122.94443.67743.6773. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)2.85 2.7372.6282.5764. 各轴输入转矩 T(N·m) (N·m) (N·m) (N·m)60.377212.539574.653563.217 5. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z10031546516003 4.1.2 主动轴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.85KW =450.794r/min=60.377Nm. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为而圆周力F，径向力F与轴向力的方向如图示. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据，因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，查表得大带轮轮毂长度L=60mm。.轴的结构设计主动轴设计结构图:5 (主动轴) 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；右端轴承端非定位定位轴肩高度，选7306AC型轴承，则；根据轴段选取键槽尺寸规格根据齿根圆的直径，e=(dg-d5)/2-h/2=(50.56-38)/2-8/2=2.28<(2Mn)/cos14.25=4.12。所以需要在轴上加工做成齿轮轴，所以轴段直径为加工成齿应取齿顶圆为，校核轴强度时用分度圆为了便于在轴上加工出齿轮，齿轮轴上的齿轮两侧开槽，深度为3mm，宽度为，开槽处直径，左端轴环的定位轴肩，右端轴套定位轴肩，轴环直径。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,，箱体侧与轴承端面间隙取，齿轮与箱体壁的距离为，为使得大带轮不易碰到箱体底座轴段2可以取，与之对应的轴各段长度分别为，。 4.1.3 中间轴.求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.737KW =122.944r/min=212.539Nm.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为,圆周力、，径向力、与轴向力的方向如图示. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理, 根据，。因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。.轴的结构设计中间轴设计结构图: (中间轴) 各轴段直径的确定 与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7308AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,箱体侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取15mm，齿轮与箱体侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，。首先确定顶轴承的支点位置时,（两角接触轴承反装）查P191附表8-33，对于7308AC型的角接触球轴承作用力点（a0=27.5）,因此,做为简支梁的轴的支承跨距。. 求轴上的载荷 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：， 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： 画合成弯矩图和画转矩图，如图（d）所示。由总弯矩图可以看出齿轮处的总弯矩较大，由于左端齿轮和右端齿轮的轴径一样大，又，所以只用校核左端齿轮危险截面处即可，转矩按脉动循环，取，则已选定的轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1（P362）查得。因此，, 故安全。轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力 计算轴承的轴向力由2P191表8-33查得7308AC轴承部轴向力的计算公式为，故有因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为计算当量动载荷由2P191表8-33查得,而查2P321表13-5可得.由2P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号一样，所以只需计算轴承2的寿命，取。查1P192附表8-33得7308AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时）， 4.1.4 从动轴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.628KW =43.677r/min=574.653Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 圆周力F，径向力F与轴向力的方向如载荷分析图所示。. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据，因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用联轴器，取其标准孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查2P351表14-1 ，选取查1P196附表8-36 ，选取型弹性套柱联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径 故取 ，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。.轴的结构设计传动轴总体设计结构图: (从动轴) 各轴段直径的确定 与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7211AC型轴承，则，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不在轴的端面上，联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，左端齿轮与箱体侧的距离，为，右端齿轮与箱体侧的距离，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为， 首先确定顶轴承的支点位置时, （两角接触轴承反装）查P191附表8-33，对于7211AC型的角接触球轴承作用力点（a0=28.6）,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图: 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： （c）画合成弯矩图和画转矩图，如图（d）所示。由总弯矩图可以看出齿轮处的总弯矩较大，所以需要校核左端齿轮危险截面处和校核半联轴器轴段的强度即可，转矩按脉动循环，取，则半联轴器轴段校核已选定的轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1（P362）查得。因此，, 故安全。由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力 计算轴承的轴向力由2P191表8-33查得7211AC轴承部轴向力的计算公式为，故有因故可判断轴承2被压紧，轴承1被放松，两轴承的轴向力分别为计算当量动载荷由2P191表8-33查得,而查2P321表13-5可得.由2P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号一样，所以只需计算轴承2的寿命，取。查1P192附表8-33得7211AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。轴承类型型号个数主动轴角接触7306AC2中间轴7308AC2从动轴7211AC2单位（mm）主动轴中间轴从动轴244048284654305355364664604074366430553030585482605650531546105866865601213813360第五章 连接件的选择与计算5.1键的设计和计算.主动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查P106表6-1查得键截面尺寸，键槽到轴段两端的取3mm，键的长度系列L取40，计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查P106表6-1查得，取键标记为：键 8×7×28 GB/T 10962003.中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当一样： 选A型键，查P106表6-1查得键截面尺寸， 计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查P106表6-1查得，取键标记为：键 14×9×40 GB/T 10962003键标记为：键 14×9×40 GB/T 10962003.从动轴段键装带轮处，根据轴直径，选A型键，查P106表6-1查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查P106表6-1查得，取键标记为：键 18×11×63 GB/T 10962003(4)半联轴器段键半联轴器轴段，根据轴直径，选A型键，查P106表6-1查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查P106表6-1查得，取键标记为：键 14×9×70 GB/T 10962003高速轴键 8×7×28 GB/T 10962003中间轴键 14×9×40 GB/T 10962003键 14×9×40 GB/T 10962003从动轴键 14×9×70 GB/T 109620035.2 联轴器设计.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.载荷计算.公称转矩：=574.653Nm查P351表14-1，选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查1P115附表4-10 ，选取型弹性套柱联轴器其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。第六章 箱体的设计7.1 箱体结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，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，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与油面稳定之处。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：由于减速器运转时，机体温度升高，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，以便达到体为压力平衡.E 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.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工与装配精度，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.G 吊耳：在机盖上直接铸出吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.H 吊钩:在机座上直接铸出吊钩，用以吊起或搬运较重物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20轴承端盖外径高速轴112中间轴130低速轴150轴承旁凸台高、半径h，R1h=30，R1=c2h=30，R1=20地脚螺钉直径a1+a2=290小于350M16地脚螺钉数目查手册6通孔直径查手册20沉头座直径查手册45底座凸缘尺寸查手册25查手册23轴承旁联接螺栓直径M12箱座箱盖连接螺栓直径0.50.6，螺栓间距l=150200=M10连接螺栓直径d查手册M8通孔直径查手册9沉头座直径查手册18凸缘尺寸查手册15查手册12定位销直径0.70.8M6机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M，M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8吊耳d,R,e,b15,15,15,16吊钩B,h,r,b27,22,11,7,16外机壁至轴承座端面距离=+（58）41大齿轮顶圆与机壁距离>1.216齿轮端面与机壁距离>1520机座肋厚I.轴承端盖的设计型号7306AC7309AC7211AC轴承外径D72mm90mm100mm螺钉直径8mm8mm10mm螺钉数446e915，m有结构定第八章 润滑、密封装置的选择与设计8.1 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+7+6 H=50 =7所以H+=50+7+7+6=70其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 光 波 机械设计课程设计 第二版 高等教育 20032濮良贵 机械设计 第八版 高等教育 20063 高中庸 机械原理 华中科技大学2011