带式输送机用一级蜗杆减速器概要.docx

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1、1 .设计题目带式输送机用一级蜗杆减速器1.1 工作原理、传动方案、工作条件及已知数据工作原理：带式输送机是由输送带完成运送机器零、部件的工作。其传动示图1-1带式输送机工作装置传动示意图意图参见图1-1Z 5¥心pi二（ I-|-传动方案:工作条件：(1)机器功用由输送带传送机器的零、部件；(2)工作情况单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过K门如机2棚昭血3.工舁I强址;曙4却化应曲机35° C;(3 )运动要求输送带运动速度误差不超过5%滚筒传动效率为0.96 ；(4)使用寿命8年，每年350天，每天16小时；(5)劫力来源电力拖动，三相交流，电压38

2、0/220V；(6)检修周期半年小修，二年中修，四年大修；(7)生产规模中型机械厂，小批量生产。已知数据:已知条件输送带工作拉力F/kN输送带速度vim /卷筒直径，顾参数2.91.54502.电动机的选择2.1 选择电动机2.1.1 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。n - n 2n 4n n由电动机至工作机之间的总效率：a - 2 32.1.1.1 选择电动机容量FV2 q yv 1 a 治 1 non 门工作机所需的功率:Pw = kw 二kw = 4.35kw1000 1000其中I 234分别为联轴器、轴承、蜗杆和卷筒的传动效率。

3、查表可知|=0.99 （滑块联轴器）2=0.98 （滚子轴承）3=0.73 （单头蜗杆） 4=0.96 （卷筒）所以,na = 0.992 x 0.984 x 0.73 沃 0.96 = 0.63Pd = kw = 4-t-=6.9kw所以电动机输出功率：30632.1.1.2 确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为：60 100V60 1000 1.5. ccccnwkwr min =63.69r min兀450电动机转速可选范围：nd = i rw= （1 （7 （） 6389min63f94453rmin2.1.1.3 确定电动机型号查表可得:方案号电动机型号额定功率同步

4、转速满载转速总传动比极数1Y132S2-27.5kw3000 r/mir2900 r/mir46.9522Y132M-47.5kw1500 r/mi r1440 r/mi r22.6143Y160M-67.5kw1000 r/mi r970 r/mi r15.236经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧212计算总传动比和各级传动比的分配ia nm 970_15.232.1.2.1 计算总传动比： nw 63 .692.1.2.2 各级传动比的分配2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比

5、。3.计算传动装置的运动和动力参数3.1 蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同970 n = 63.69 r/min蜗轮转速：15.23滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2 功率 蜗杆的功率：Pi=6.9 x 0.99=6.83kw蜗轮的功率：P2=6.9 x 0.73 x 0.98=4.94kw滚筒的功率：p3=4.94 X 0.98 x 0.99=4.79kw3.3 转矩Td = 9550P-=9550 nm67 .93 N *m970二 TdiiI ' 67.93 1 0.9A 67.25 N * mT2 = 9550=9550 竺业 j 892.88N mnwT3 订 2

6、 is3= 892.88 1 0.99 0.96 = 848.59N * m将所计算的结果列表:参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/mi n)97097063.6963.69功率(P/kw)6.96.834.944.79转矩(N m)67.9367.25892.88848.59传动比i15.23效率0.990.730.964.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZL4.1 选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火硬度为45-55HRC蜗轮用铸锡磷青ZCuSnWP金属模铸造， 为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯

7、用灰铸铁HT100制造。4.2 按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：a：KT2( ZEA 1(2)确定作用在蜗轮上的转矩T2=892.88N - m(3)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1(4)确定弹性影响系数ZeI因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE =160MP 2di= 0.35先假设蜗杆分度圆d和传动中心矩a的比值(5)确定接触系数Z；?从图11-18可查得2=2.9(6)确定接触疲劳极限卜Hlim根据蜗轮材料为ZCuSnl 0P蜗杆螺旋齿面硬度45HRC可从表11 -7中查得无 蜗轮的基本许用应力jim=268MPa(7)计算许用接触应力

8、匚切Lh=163508 =44800N AOjnAH=60 1 6369 44800171198720Khn10 =0.7：171198720I=Khw: :Hmin =0.7 268=1876Mpa(8) 计算中心距2 103= 186.14 mma=3 1 .1993 .701473.1187 .6口取中心矩a=200mm虫二竺0.4这时,a 200Zp =2.7由图11 -18查得，因为ZJVZ :、，因此以上计算结果可用。4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数乙取乙二贝P，蜗轮齿数Z2 = ZiX 15.23=30.46,取乙=31确定模数：m = 81、蜗杆主要参数齿顶图：

9、hai = ha m = 1 8 = 8mm齿根高： hn = (ha/ C*)m = (1 0.25) 8 = 10mm全齿:h = hai hfi =8 10 =18mm分度圆直径：4 = mq = 8 10 = 80mm齿顶直径：dai =d 2hai =80 2 8 = 96mm齿根圆直径： du = dAi 1 2hfi =80 ,2 10 = 60mm蜗杆分度圆导程角：tg =Zim/dA2 8/80r =11.3蜗杆轴向齿距：P mm =3.14 8=25.12mm蜗杆导程：p2= 25.12mm蜗杆螺纹部分长度：1-(12 0.1 49) 8 =135.2mm取 I =150m

10、m2、蜗轮主要参数15 5_15 23100% =1.8% ：235%Z2一手 155验算传动比这时传动比误差为蜗轮齿数：乙=31，变位系数：X2=。.5在允憎射蒯速度:蜗轮齿顶局： ha2二(j X2)m= (1-0.5) 8 = 4mm蜗轮齿根高:hf2 =(h/c : X2)m =(1 0.25 0.5) 8 =14mm入止=h2 = ha2 ht2 = 4 14 = 18mm全囚身：分度圆直径.d2=mz2=8 31 = 248mm齿顶圆直径:da2 =d2 2ha2 =248 2 4 = 256rnrn齿根圆直径:df2 =d2 -2hf2 =248 -2 14 =220mm实际中心

11、距:di d2 80 248，一a -164mm22rg2 =a -鱼=164空=36 口 口咽喉半径：g2蜗轮分度圆螺旋角：2二二蜗轮宽度:蜗杆圆周速度:V1 V咖/60 1000= 3.14 80 970/60 1000二 4.06m/ svs = V/ cos =4.06/ cos11. =4.14m/ s土量摩擦系数：二 0.024查机械设计书：-V =1.224.4 校核轮齿接触疲劳强度=160 2.91、最大接触应力1.1892880 ：8000=162.58Mpa : !满足要求。2、齿根弯曲疲劳强度轮齿最大弯曲应力，由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿pi 1.53KT2od

12、1d2mYFa2Y y*-f1根弯曲疲劳强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为 式中：二F-蜗轮齿根弯曲应力，单位为MR丫 Fa2一一蜗轮齿形系数；丫：一一螺旋角影响系数；Z2 31Zv2 cos3 (cos11.3°)3 =33当量齿数耳L-蜗轮的许用弯曲应力，单位为Mp根据X2-0.5 Zv2二33，查得齿形系数YFa厂3.2螺旋角影响系数1- =0.92 140140许用弯曲应力川 =56MPa 杏ZCuSnWP制造蜗轮的基本许用弯曲应力、F一寿命系数户'=0.7一 =56 0.7 = 39.2Mpa1.53 1.1 883820 3.2 0.92 二 80

13、x248x8校验结果为二f二2，ePa 39.2Mp，。所以蜗轮齿根弯曲疲劳强度是 满足要求的。传动啮合效率：n tgyd tg( 6)tg11.3-tg(11.3 1.22)= 0.90搅油效率：根据机械设计书自定为2二。99轴承效率：根据机械设计书自定为彳二。99n -n n n- 1 2 3总效率：=0.90 0.99 0.99=0.88大于原估计值，因此不用重算 温度计算：散热总面积估算:A =9 10' a1-88=9 10 , 200188=1.9m2箱体工作温度：t1000R(1_H)ttlto3wA15 1.91000 6.83(1 -0.88) 20=48.8 C此处

14、取aw=15w/(m-c),中等通风环境5.轴的设计计算及校核5.1轴的材料的选择， 确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递 蜗轮的转矩。 选取轴的材料为45钢，调质处理3=115 工 3= 48.54mm V n I取4 =115,于是得“查机械设计书表得叽640Mpat _J = 60Mpa轴的最小直径为5，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩Tea二KAT3,查机械设计书表，选取Ka=1.5，则有Tea二 KT=1.5X 9.550 X 106 x 4.79/63.69=1077.36N m考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%即d=48.54

15、x 1.05=50.1 mm,因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=55mm选联轴器：查表GB /T5843-2003选GY7凸缘联轴器，标准孔径d=55mm轴孔长度L=84mm , J型孔，A型键°5.2蜗轮轴的结构设计根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1为66mm轴的最小直径，已确定d=其长度略小于毂孔宽度，取L o轴段2考虑联轴器定位及密封圈的尺寸，按照标准轴肩高度A=（0.07-0.1 p< : dA = （0.07 0.1）汉 55 =3.855.5mm d2=di+a = 58.85 60.5 杳;机械设计手册选毡圈60,

16、JB/ZQ 4606 1997,所以小如。轴段3轴段7安装轴承，为了便于安装拆卸应取啜2,且与轴承内径标准系列相 符，考虑蜗轮有轴向力存在，故选取角接触球轴承现暂选轴承7013c，查机械设计 手册轴承内径d=65mm外径D=100mm,宽度B=18m慢慢，内圈定位轴肩直径 da=72mm外圈定位直径Da=93mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1mm对轴 的力作用点与外圈大端面的距离a3=20.1mm故d3=65mm轴承采用脂润油，故 L3=64mm.L7=36mm 一般同一根轴上选用同一型号的轴承。所以d7=d3=65mm.轴段5和6为轴环，起蜗轮的定位和定作用，则d5=82mmd6=77

17、mm为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体 内壁间应有一定间隙±5=12mm L6=82mm轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，d4应略小于d5故取d4=70mm 其长度应比轮毂略短，故取L4=76mm.为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的 距离为2mm为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2=50mm因此，定出轴的跨距为L =L3A + L4±+L6<7/2=220mm （般情况下，支点 按照轴承宽度中点处计算）。蜗轮轴的总长度为Lz二JL2L3, 一L6一二的如。（涡轮轴简图见附录）5.2.3轴的校核计算按弯扭

18、组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图见附录)(1)绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径：d=248mm转矩：T=892.88N - m蜗卒仑的切向力:R=2T/d=2X 892.88/0.248=7200.65N 2蜗轮的径向力：Fr2=Ft2 X tan a=7200.65 X tan20 °=2620.82N蜗轮轴向力Fa2= Ft2X tan B=7200.65 X tan 11.3 °=1438.84N(2)求水平面H内的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。Fha 二 Fhb 二 Ft2/2 二 7200.65/2 二 3600.33NC 截面

19、处的弯矩 乂一 二 fha L/2 = 3600.33 0.22/2 = 396.04N(3)求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由二M a二0得FvbI 一斤 212 Fa2D22 "FvB 二 Fr212 Fa2D222620.82 2201438.84 24822= 2121.39N220Fva 二3 边-Fvb 二 2620.82- 2121.39 二 499.43NMvd 二里=1 =54.94N - m截面C左侧的弯矩:截面C右侧的弯矩:212122M vc2= 233.35N m求合矩2254.94 =384.3N- m截面c左侧的合成弯矩'22：M ci M h

20、c - Mvci = 396.04截面c右侧的合成弯矩Mc2 二 Mhc2 Mvc22 = .3960 彳 2333A =44656N mP4 94T =9550 乂一 =9550 汇=741.08N 计算转矩：n263饶求当量弯矩:因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数截面C处的当量弯矩为：M ec 二.M -c2 (aT)2 二446.56 (0.6 741.08)2 二 445.15N *ma=0.6,危险计算截面C处的直径，校验强度da =3445/5 woo = 43 26mm0.1 55因此处有一键槽，故将轴径增大5%即：d 二 da(1 0.05) = 43.26 1.05

21、 二 45.42mm而结构设计中，此处直径已初定为55mm故强度足够5.3蜗杆轴的设计531轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理。按扭转强度，初步估计轴的最小直径Tcj 2 9550 6.83 =80.69N- m970532确定各轴段直径查表GB/T5843-2003选用GY3联轴器，标准孔径d=25mm即轴伸直径为25mm联轴器轴孔长度为：38mm轴的结构设计：从轴段d1=25mn开始逐渐选取轴段直径，d范围内，故d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d2=2标准直径。应取d2=28mmd

22、3与轴承的内径相配合，且d3> d2,又应要承受径向力和轴向力，30306 ° 取为便与轴承的安装，故选定圆锥滚子轴承，轴承型号为杵皿£需论04讪d3=30mmd4 起定位作用,由 h=(0.070.1 ) xd3=( 0.07-0.1 ) X 30=2.13.0mm 15 h=3mm d4=d3+h=30+6=36m,即 d4=36mmd6=d4=36mm;d7段装轴承，取d7=d3=30mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm5.3.3 确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度38mmL2安装端盖取L2=35mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=13mmL4和L6为了让

23、蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=89mmL7也安装轴承和端盖L7=25mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5=69mm定出轴的跨度为；L=L4+L6+L5+L3/2+L7/2=266mm蜗杆的总长度为：L=L+35+38+19=358mm5.3.4 蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似故不再作图)(1) 绘制轴的受力图(2) 求水平面H内的支反力及弯矩Ft 仁 Fa2=1438.84NFr 仁 Fr2=2620.82NFa 仁 Ft2=7200.65N由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。Fha 二 Fhb 二 Fti/2 =1438.84/2 =719

24、.42NC截面处的弯矩：mhc2 j=719.42o.266=95.68N(3)求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由二M a= 0得d0fVbI -Fr1Fa1FvB = Fr1 1 2 Fa1 D1 2|26202266720658022=2392NI266Fva 二已. Fvb= 2620.82 - 2393.2 227.61 N截面c左侧的弯矩：Mv空二割环呵2截面c右侧的弯矩：Mvc2 二鱼二a产=318.30N m2求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩：Md 二 Mh Mvc r=100.35N截面c右侧的合成弯矩:M c2 = M hc m vc2 = 332.37 N * m6.83T

25、 =9550江=67.24N *m计算转矩：970求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a=0.6, 危险截面C处的当量弯矩为：M ec = M c22 (aT)2332.372 一(0.6 一 67.24产=334.81 N - m计算截面c处的直径，校验强度Mec =3 334.8_ 39.34mm.0.1 55 因此处有一键槽，故将轴径增大5%即：d = 39,34 1.05 二 41.3mm 96mm，故强度足够。蜗杆轴的结构示意图如下图所示：6 .轴承的校核6.1 校核 7013C查表 GB/T297-1994额定动载荷Cr=40.4 x 103N基本静载荷Cor=3

26、5.5 x 103N(1)求两轴承受到的径向载荷F门和Frz由前面设计蜗轮时求得的:Fnv= Fva=499.43NF2V= Fvb =2121.39NFnH 二 Fha=3600.33NF2H=Fhb=3600.33NFm = _ Fj Frih? =3634.80NFr2 二 Fr2v Fr2h = 41 78.84N(2)求两轴承计算轴向力Fa和Fa?查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4附加轴向力：Fsi = eFri = 0.4 3634.80 = 1453.92NFs2 - eF： 2=0.4 4178.84=1671.54N轴向力 FA=1438.84NFsi Fa =

27、1453.92 1438.84 =2892.76N Fs2轴承2端被压紧，故Fsi = Fai =1453.92NFa2 =FS2 Fa =3110.38N求当量动载荷P1和P2=0.4 二eFai 1453.92Fri 3634.8=0.74 e查表 GB/T297-1994, 取 X=1,Y=0Fa2 3110.38Fr2 4178.84查表 GB/T297-1994,取 X=0.44,Y=1.23计算P1、P2,由于载荷平稳取fp=1,则R =xFn +yFai =0.44 咒 3634.8+ 1.23% 1453.92 = 3387.63NP2 =xFr2 yFa2 =0.44 417

28、8.84 1.233110.38 = 5664.47N验算轴承寿命因为P1<P2所以2危险，故校核2即可：101Ojc£1O 40400)3Lh =I =I = 18274735 ) U480060niP J 60 汉 63691566447 J所以轴承满足寿命要求。6.2 校核 30306查表 GB/T297-1994额定动载荷Cr=59X 103 N基本静载荷Cor=63x 103 N(1)求两轴承受到的径向载荷Fh和Fb由前面设计蜗轮时求得的：FnV= fva=227.61N Fr 2V=Fvb =2393.21 N Fr iH=fha =719.42NF2H=Fhb=7

29、1 9.42NFri = Fri: fmh? =754.56NFr2 二,Fr2V2 - FAH' = 2499.ON(2)求两轴承计算轴向力Fa1和Fa?e=0.31附加轴向力:耳二754.562Y 2 1.9=198.57N二空二 _2499657.63N2Y2 1.9轴向力 FA=7200.65NFsi Fa =198.57 7200.65 = 7399.22 FS2轴承2端被压紧，故Fai = Fsi = 198.57NFa2 = Fs2 Fa = 7858.28N求当量动载荷P1和P2吕口匕=0.26 eFn 754.56查表 GB/T297-1994,取 X=1,Y=0Fr

30、2 2499.0查表 GB/T297-1994,取 X=0.4,Y=1.9计算P1、P2,由于载荷平稳取fp=1,则P =xFri +yFai =679.1 NP2 = xFr2 yFa2 =15930.33N验算轴承寿命 因为PKP2所以按轴承的受力大的计算1016670 *CV 16670 1590003、1= 1350.88h : Lh 1n970 订 5930.33不满足设计要求；所以改用一对30306。经计算，满足寿命要求。7键的选择和校核7.1蜗轮与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003 : A型普通平键根据轴的最小直径d=55mm选择键b*h=16mm< 10mmL

31、=70mm比轮毂宽小些）l=L-b=70-16=54mmk=0.5 x h=0.5 x 10=5mm332Tx102x892.88x10 门r 1 一cr n= 120.25Mpa a hrp二11 OMpaKid 5x54x55p不合格，因此改选双键，相隔180%置，双键的工作长度：1=1.5 x 54=81 mm.2Tx103 2X892.88X103 ” 一 /匚 1 一,crp=80.17Mpa 兰 trp j =110Mpa A、十由式 * Kid 5 81 55pp合适。7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003： A型普通平键根据轴的最小直径d=25mm选择键b*

32、h=8mnX 7mmL=30mml=L-b=30-8=22mmk=0.5 x h=0.5 x 7=3.5mm3169.87Mpa p p 110Mpa2T"0 cr 2 67.25 10KidQ R 99 9R合格8箱体的设计计算8.1 箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200 因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm取3 =10mm8.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表:名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚sS =10mm箱盖壁厚s1S 1=0.8 S =9.6mm 取 S 1=10mm箱座凸缘厚度bl 箱盖凸缘厚度b 箱座底凸缘厚度b2b1=1.5 xs 仁 15m

33、m b=1.5 x s =15mmb2=2.5 x s =2.5 x 10=25mm地脚螺钉直径及数目df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1= 0.75df=18.75mm 取 d1= 20mm盖与座联接螺栓直径d2= (0.5 0.6 ) df 取 d2=16mm联接螺栓d2间的间距1=150 200mm轴承端盖螺栓直径d3= (0.4 0.5 ) df 取 d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4= (0.3 0.4 ) df 取 d4=8mmDf, di, d2至外壁距离 df, d2至凸缘边缘距离C1=26、20、16C2=24、14轴承端盖外径

34、D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R 仁 16mm轴承旁凸台高度轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖、箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离A i=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离A 2=30mm9键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片 的选择，具体内容如下：键的选择：查GB1095-2003蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型普通双键，bx h=20m 加 12mmGB1095-2003半联轴器与蜗杆轴的连接：bx h=8mX 7mm联轴器的选择：根据轴设计中的相关数据,查GB4323-1997选用Y

35、L13凸缘联轴器。螺栓、螺母、螺钉的选择:考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用M10X 35,数量为3个螺栓 GB5782-86M12 螺母 GB6170-86M12螺钉 GB5782-86M12M8销、垫圈垫片的选择：选用销GB117-86选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个X 100,数量为6个M10 数量为2个,数量为6个M10X 16 数量为2个X 25, 数量为24个X16数量为12个B8X 30,数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个有关其他的标准件、常用件和专用件，详见后续装配图!10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减

36、速器的结构：本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成 的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺 栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确 保和箱座在加工轴承孔 和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿 轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排 放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查 箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减

37、速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞；吊 环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速 器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构：该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构详见装配图。轴承端盖的结构尺寸，详见零件工作图。减速器的润滑：由于V=4.06 m/s«12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑 油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油(SH0094-91)最低一一最高油面距102%油量为1.5L。轴承润滑选用ZL-3型润滑脂(GB 7324-1987 )油量为轴承间隙的1/31/2。减速器的密封:箱座与箱盖凸缘接

38、合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃O观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着 间的间隙采用毡圈油封。轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。减速器附件简要说明：该减速器的附件含窥视孔、窥视孔盖、排油孔、油盖、通气空、油标、吊环 螺钉、吊耳、吊钩和起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。机械设计第八版濮良贵纪名刚主编-高虢微重此版镀社主编-高等教育出版社机械设计课程设计宋宝玉主编高等教育出版社机械设计课程设计殷玉枫主编机械设计课程设计孙岩主编北京理工大学出版社5、机械设计课程设计王昆，何小柏主编高等教

39、育出版社6、机械设计（第七版）濮良贵参考文献7、简明机械设计手册洪钟德8 减速器选用手册周明衡9、工程机械构造图册周明衡10、机械制图（第四版）刘朝儒11、互换性与技术测量（第四版）12、机械原理孙恒陈作模主编13、机械零件课程设计赵祥主编-同济大学出版社主编-化学工业出版社刘希平主编-机械工业出版社编一高等教育出版社）李硕根编一计量出版社-高等教育出版社主编中国铁道出版社14、理论力学哈工大学理论力学教研室编-高等教育出版社15、机械设计课程设计手册吴宗泽 主编一高等教育出版社课程设计小结通过这次设计让我了解到机械设计是从使用要求等出发，对机械的工作原理、 结构、运动形式、力和能量的传递方式

40、，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题 进行构思、分析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书 及各种技术文件。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修 课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在 设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产 实践密切的结合起来。而且，本次 设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培 养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确 定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题， 大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的 不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅 解。附录反力及弯局矩、扭矩图： 轴的受力分析图：X-Y平面受力分析:FtF R1FaF R2XZ平面受力图：F R1F R2Fr垂直面弯矩Mxi /Nm-72.8合成弯矩mMX' MXA /N m转矩T155.2750.8T=106.4Nm793.5弯矩: