以及圆柱斜齿轮减速器.doc

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1、机械设计基础课程设计设计题目：斜齿圆柱齿轮减速器带式输送机传动装置设计专业班级：弹药工程与爆炸技术学 号：10601202设计人：薛应佩指导老师：孙永满完成日期： 2012/6/29传动方案说明 设计任务书 电动机的选择 传动装置的运动和动力参数 传动件的设计计算 轴的设计计算 联轴器、滚动轴承、键联接的选择 减速器附件的选择 润滑与密封 设计小结 参考资料37传动方案说明第一组：用于胶带输送机转筒的传动装置1、工作条件：室内、尘土较大、环境最高温度35C；2原始数据：(1) 输送拉力F=2300N;5%);(2) 输送带工作速度V=1.6m/s (允许输送带的工作速度误差为土(3) 输送机滚

2、筒直径 D=450mm；(4) 卷筒效率n =0.96 (包括卷筒及轴承的效率);(5) 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳(6) 使用周期：5年(7) 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度38°(8) 动力来源：电力，三相交流电源，电压为 380/220伏；(9) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修(10) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产机械设计基础课程设计任务书课程名称机械设计基础课程代码设计时间2012年6月18日6月29日指导教师孙永满专业弹药工程与爆炸技术班级106012姓名薛应佩课程设计任务（题目）及要求1、课程设计任务（题目）

3、：（斜齿轮减速器带式输送机）带式输送机1）、带式输送机传动简图：1电动机 2.V带 3.圆柱齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带2） 、参数及工作条件：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带 速度误差允许土 5%。3） 、设计工作量：（1）设计说明书一份；（2）减速器装配图；（3）绘制大齿轮及大齿轮 轴零件图各一张；（4）重点计算齿轮、V带。2、要求1）、按课题目录指定的学号，不得随意调换；2）、学生应在老师指导下独立完成，课程设计指导书见机械设计基础课程设计第四、课程设计的目的和要求1、课程设计的目的根据教学计划安排，本次课程设计集中2周时间进行。本课程设计是机械设计基础课

4、程教学的重要组成部分。通过本次课程设计，使同学们进一步加深对本门课程的认识， 实 际接触一下实际工程的实例，培养同学的理论联系实际、自己动手解决实际问题的能力，为 今后参加工作打下良好的基础。2、课程设计的要求1）、掌握机械设计一般过程，直齿轮、斜齿轮、蜗轮蜗杆减速器的设计内容、过程 和设计方法。2）、按指导教师要求完成直齿轮、斜齿轮、蜗轮蜗杆减速器的的设计；3）、学会应用直齿轮、斜齿轮、蜗轮及轴的强度设计计算、校核以及轴承的选用， 具备一般机械的独立设计计算、校核的能力；4）、按时上交课程设计说明书。三、主要参考资料1 机械设计基础课程设计（作者陈立德）（出版社：高等教育出版社）,（出版年:

5、2006年7月）2 机械设计基础（作者陈立德）（出版社：高等教育出版社）（2008.2）3 机械设计基础课程设计（作者于晓文）（出版社：中国计量出版社2010.12）4 互换性与技术测量（作者韩进宏）指导教师（签名）：教研室主任（签名）：年 月 日、电动机的选择计算1）电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V。2 ）选择电动机的容量电动机有效高功率pw = iFV0，根据任务书所给的数据F=2300N 5%则有：FV10002300x1.6=3.68KW1000Pw=3.68KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为式中1，2，

6、3，4分别为联轴器，齿轮，轴承，卷筒传动效率据3表 2 3 知 1=0.97，2=0.99，3 =0.99，4=0.96 ,则有:二=0.86ny=0.97 2 X 0.99 X 0.99 4 X 0.96=0.86所以电动机所需的工作功率为:3）确定电动机的转速= Pw = 368=4.28KW0.86按推荐的单级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i齿=36和带的传动比i带=24。则系统的传动比范围应为：i =i 齿 i 带=(36)(24) =624工作机卷筒的转速为60 1000 v 60 1000 1.6：D: 450-67.9 r minPd =4.28KWi 齿=36i 带=24所以电动

7、机转速的可选范围为nd= nw= (624)76 r min=(4561824) rmin符合这一范围的同步转速有750rmin、1000 rmin和1500 rmin三种，但1500 rmin的电动机。是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为据3表2 1可选择Y132S-4电动机，其主要参数如下表所示：电动机型 号额定功率/KW同步转速满载转速效率/%总传动比(%in)(筛n)Y132S-45.51500144085.521.2三（1）传动装置总传动比和分配到各级传动比n 14401 ）传动装置总传动比i产d21.2- nw67.92）分配到各级传动比因为i=i带

8、i齿已知带传动比的合理范围为24。故取i带二4则i齿二5.3在36的范围内故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i 1 i2其中i1为齿轮高速级的传动1 t=21.2i 1=5.25i 2 =4.04n 0 =144比，i 2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1 =5.25则i 2 =4.04（2）传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n 0 = 1440 r min输入功率：P°=Pd =4.28KWPd4.28输出转矩：T 0=9550- =9550n01440=28.38N *mm1轴：减速器高速轴转速：n讦皿=1440 =1440殆in 叮 1输入功率：P1=P04.28

9、0.95 = 4.066 KW+入、卄叶十P“ 4.006输入转矩： =9550 1 =9550 ' =26.57N mn-i14402轴：减速器中间轴0XminP 0 =4.28KWT 0=28.3n 1 =1440r:- minP 1 =4006KWT1=26.57N m转速："14274.3冷输入功率：P2=Pi 2 3=3.99KWP3 99输入转矩：丁2 =9550 2 =9550 ： 138.92N m压274.33轴：减速器低速轴转速：门3=门2 = 274.3 =67.90 rmini234.04输入功率：P3 = P2 ：2 ：3 = 3.99 0.99 0

10、.99=3.91KWP3 91输入转矩：T 3 =9550=9550=549.93N mmn367.90卷筒轴：传动卷筒轴转速：n4=n3 =67.90 rmin输入功率：P4 =P331 =3.910.990.97=3.74KWP3 74输入转矩：T 4 =9550 4 =9550 ： =526.02N *mmn467.90各轴运动和动力参数轴序号功率P/kW转速n/( /min)转矩T/N m传动形式传动比i效率H04.28144028.38联轴器10.9714.066144026.57齿轮传动5.250.9923.99274.3138.92齿轮传动4.040.9933.9167.9054

11、9.93联轴器10.9943.7467.90526.02卷筒一0.96四、传动零件的设计计算（1）带传动设计1）确定计算功率 Pcn 2 =2742 =3.99KWT 2 =138.92N mn3:P3 = 3.9T3=549.93N mm:67.90 rm1Kn4 = 67P4 =3.74KWT 4 =526.02N* mm90 r min据1表9.21查得工作情况系数 K A=1.4。故有：Pc=K A HP = 1.4 汉5.5 = 7.7KW2) 选择V带带型据Pc和n有1图9.13选用A带。3) 确定带轮的基准直径 dd1并验算带速1初选小带轮的基准直径 dd有1表9.6和9.9取小

12、带轮直径dd =112mm。2. 验算带速v,有：兀汉 dd1 汉 n03.14 汇 112 汉 1440v=6.69 /S60X00060X000因为6.69%在5%25呀之间，故带速合适。3. 计算大带轮基准直径 dd2dd dcuidcH =5汉112 = 560/( i =- =5)dm'm 1440“& -=288 /in1 5从动轮的相对误差率为：288 -273.4 "00% =5% 273.4在士5%以内，为允许值。4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld(1) 据 0.7( dd1+dd2)兰 a0 兰2( dd1 + dd2)式初定中心距 a0=10

13、00/(2) 计算带所需的基准长度：2 江 /-+1、+ (dd1 dd2)L d0=2 a0+ c (dd1dd2)2 4a°=2 汇 1000+"112 +560)+"12560$24 "000=3105.8/由表9.4选取基准长度 L d =3150/(3)计算实际中心距P c =7.7KWdd1 =112 v=6.69 哭dd560/I=5n 2 =288/inLd=315Ca Wo + Ld 一-1000 + 引5° 一 31°5.8=1022.1mma=1022.1mm22中心距a的变动范围为：amin = a -0-01

14、5L damax - a +0.03L d=1000-0.015 x 3150=1000+0.03 X 3150=952.75 mm-1094.5mm5.验算小带轮上的包角57.3°oo% =180 (dd2 dd1)汉-154.88 >90旳=154a6.计算带的根数z.88(1)计算单根V带的额定功率PrPC由式 Z KC得(P。“F0)KaKl由 dd1=112mm 和 n0 = 1440%n 查1表 9.10 和 9.15 得P° m.31 KWP0=3.31KW由式19.15 得 也R = Kbnj1由表 9.18查得 Kb=1.0275x10据 n0 =1

15、440 広in , i=5 和 A 型带，查19.19 得 K=1.1373 则也 P0=O.也 P0=0.18KW18KW由表9.4查得带长度修正系数Kl=1.13，由图9.12查得包角系数 K a=0.94，得普通V带根数Z=2.077根，圆整得 Z=3根。Z=37、求初拉力F0及带轮轴上的压力 Fq由1表9.6查得A型普通V带的每米长质量q-0.10 kg/m,根据【1】式(9.23 )得单根V带的初拉力为1000PC(2.52zv Ka八2j) qvF。. 322.83N1000 x7.72.52 3 6.69(0.94-1)0.10 6.692=322.83N由式（9.24）可得作用

16、在轴上的压力FQ=2F0zsin afq=2 F°zsin aFq =1726.09N154 88=2 322.83 3 sin12=1726.09N8.设计结果：选用3根A型V带，中心距a=1022.1mm ,带轮直径dd1=112mm， dd2 =560mm，轴上的压力Fq=1726.09N。五、齿轮设计1、选择齿轮材料及精度等级根据课本表11.8选择齿轮的材料为小齿轮选用45号优质碳素钢，调质，硬度为217255HBS大齿轮选用45钢正火，硬度为169217HBS因为是普通减速器，由课本表11.20选8级精度，由课表11.21要求齿面粗糙度Ra乞3.26.3。2、确定设计准则由

17、于该减速器为闭式齿轮转动，且两齿轮均为齿面硬度HBS、于等于350的软齿面，齿面点蚀为主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定 齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。3、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（11.36）求出d1值。确定有关参数与系数：(1) 转矩T6 p彳6 4 0665Ti =9.55 X 10_1=9.55灯0 汽 N - mm=1.42< 10 N mmn2274.3(2) 载荷系数K查课本表11.10取K=1.1(3) 齿数乙、螺旋角和齿宽系数JT1 =1.42 X105N mmK=1.1Z124齿数比

18、的误差为U U= 0.59°。： _5°0初选螺旋角1 =15齿轮比的误差为0.59%初选螺旋角15。因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表11.19选取d =1Z1取为24Z2 =67初选螺旋角=15'-'d=1弹性系数ZE由表 11.11 查得 Ze =189.8(5) 许用的接触应力'Ch 1由课本图 11.25 查得 Hlim1 =560 Mpa©Hlim2=,530 Mpa由课本表10.10查得SH =1N1=60njLh=60X 240X 1 X( 5X 52X 5X 24) =4.49 X 1088 8N

19、2 = NJi=4.49 X 10 /2.91=1.61 X 10ZE =189.8Sh =1查课本图 11.28 得 Znt1=1.08 , Znt2=1.13由课本式(11.15)可得ZNT1H lim 1Sh1.08 5601MPa =604.8MPa604.8MPa小齿轮的齿数乙取为24,则大齿轮齿数Z2=i Z1 =66.96,圆整取Z2=67。实际齿数>"hZ NT2”J H lim 2Sh1.13 5301MPa =598.9MPaKTju 1)(3.17Ze)' dU !h 2t H L=598.9MPa521.1 2.17 103.79 (189.8

20、3.17)1 2.79 604.82mm = 68.46m=d1COS068.46X0S15°mm=2.76mmZ124由课本表11.3取标准模数 m=3mm（6）确定中心距a和螺旋角1mn(Z1 Z2)2 cos :3 (24 67)2cos15=141.3mm圆整后取中心距为a=142mm圆整中心距后确定的螺旋角为0 “cos皿|严sc。耳螢亠依妙，此值与初选螺旋角的值相差不大，所以不必重新计算m=3mma=142m m3 24cos15.99=74.89mm15.99mnz23汉67d2 = n 2209.09mmcos Pcos 15.99 °b = dd1 =1

21、74.89mm = 74.89mm经圆整后取b2 =75 mm， d = 79 mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核由课本式（11.37）得出；十，如二f二则校核合格确定有关系数与参数：1）当量齿数：d1=74.89 mmd2 =209.09mmb2 二 75mm ，4、主要尺寸计算Zi24cos'P cos315.99°Zv2 = z；7= 75.45cos P cos 15.99°2）、齿形系数Yf查课本表 11.12 得YF1 =2.60 , YF2=2.34（3 ）、应力修正系数Ys查课本表 11.13 得 YS产 1.61, Ys2=1.763）许用弯曲应力kF

22、】由课本图11.26查得bFim1 =220MPa ,bF|im 2 =190MPa。由课本表11.9查得Sf=1.3。由课本图11.27查得Yn=Ynt2 =1由课本式（11.16）可得屛小凸叽=型=169.23MPa1Sf1.3r 1YnT 2 廿 F lim 2190毎 2 = nt2 帥2 一=146.15MPaSf1.31.6KT1 cosP丹1 12YfYsbmn Z|1.6江1.1汇2.07 汉105 xcos15.99°-2汉 2.601.6175汉3汉24= 90.49MPa £ 屛 1Yf2Ys2cc2.34".76“02°90.49

23、笊MPaYf1Ys12.60 ".61= 89.03MPa £ bF 】2齿根弯曲强度校核合格。5 、齿轮的圆周速度v6 = 79mmYf1 =2.60YF 2 =2.34YS1 丄.61Ys2 丄.76r:d1n260 1000二 74.89 274.360 1000m/s=0.99lm/s由课本表11.21可知，选8级精度是合适的V=0.991ms6、几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。（见零件图1）大齿轮齿顶圆直径为da214.09mmdp 79.89 mmda2 =d2 2ha =(209.092 1 2.5)mm = 214.09mm由于200mn da?<

24、500mm所得用腹板式结构小齿轮齿顶圆直径为dad1 2ha =(74.892 1 2.5)mm = 79.89mm五轴的设计计算已知t2=9.55x 10；=9.55 106 6799t5.61 105n mmd2 mnZ2COS :3 67cos15.99二 209.16mm2T2d2=2 561000 =5364N209.16Fr2tan：ntan 20= Ft2n =5364， 2030 Ncos：cos15.99=Ft2 *tan ： =5364 tan 15.99 =1537N1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质

25、处理。由课本表 16.1查得强度极限匚B=637MPa，再由课本表16.3 得许用弯曲应力卜J=60MPa。2、按扭转强度估算轴径根据课本表16.2得C=107118。又由课本式（14.2 ）得大齿轮轴：考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,取为4348mm。由设计手册取标准直径d1=45mI轴（高速轴）:cJ =(107 118)；4006mm = (26.15 28.84)mm FnV274.3U轴（低速轴）：d _C3（107118）3' mm =（ 41.60 45.88） mmX nV 67.90考虑到轴的最小直径处要安装联轴器或带轮，会有

26、键槽存在，故将估算直径加大3%5%, I轴取为 30.7834.60mm由设计手册取标准直径 d1=32mmH轴取为4348m m。由设计手册取标准直径d1=45m3. 设计轴的结构及绘制结构草图A0I轴（高速轴）（1）做出装配简图，拟定轴上零件的装配方案1、确定轴上零件位置和固定方式。2、确定各轴段的直径。 轴段1 （外伸段）直径最小d1=45mm 轴段2 （与外伸段相连）d2=47mmd3 =50mm 轴段3（与轴段2相连外加轴肩，由轴承内径确定且为5的倍数） 同理取轴段 4 d4 = 55mm轴段 5 d5 =（6065）mm轴段6有倒角且查出轴承型号7210c,安装高度为3.5mm因此

27、 d6 = 57mm3、确定各轴段的长度。轴段1 h =130mm （由于有键槽查得键槽长度为Y型112mm）轴段 2 l2 = 50mm轴段 3 I3 =5+20+15=40mm轴段 4 |4 =b2-2 =75-2=73mm轴的受力长度：I- 1 截面（c 点）：AB =40 +73+15+ 25-20 = 133mm20II- 11截面（轴段3装轴承处）：l 351 30mm24、选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。4、按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（b）2）作水平面弯矩图（c）。支点反力为-Ft25364FHA2 一 Fhb2 一飞-一 C - 2682N2 21

28、-1截面（c点）处的弯矩为ABM Hc = FHA2 *= 2682 汉 66.5 = 178353 N mm211-11截面（轴段3装轴承）处的弯矩为M hii = FHA2 3 = 2682 汉 30 = 80460 N * mm3）作垂直面内弯矩图（d）.支点反力为：LFr2 Fa2*d2 2030 1537 域 209.16“Fva2 - - -193.6N22AB22"33FVB2 = Fr2 - FVA2 = 2030 （193.6） = 2223.6NI- I截面（c点）处的弯矩为M Vc左=FVa2 AB = -193.6 汇 66.5 = -12874.4 N *m

29、m2ABM Vc右一 FVb2 £ - 2223.6 汉 66.5 -147869.4 N *mmII- II截面（轴段3装轴承）处的弯矩MVII =FVb2 l3 =2223.6 汉 30 =66708 N *mm1）作合成弯矩图（e）M =JmV +M；I-I截面(c点)处的弯矩为Me左 MVC 左 mHc 二.(-12874.4)2 (178358)2 =178822.1N * mm M 丹=JmVc右十 mHc = J(147869.4)2 +(178358)2 = 231682.8N mmll-ll截面(轴段3装轴承)处的弯矩M ii = JM Vii + M Hii =

30、J(66708)2 + (80460)2 = 104516N mm2)作转矩图(f)6 p63 995T2 =9.55 X 106 II = 9.55 1065.61 105NmmN mm2n67.907)求当量弯矩：因减速器单项运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数爲为0.6。I-I截面：M ec = Jm C右 +( 口T2)2 = J(231682.8)2 +(0.6x561000)2 = 408627.6N mmII-II截面：MeII = Mi2 (: T2)2 = , (104516)2 (0.6 561000)2 =352453.1N * mm8）确定危险截面及校核强度:l-

31、l截面:MecMec0.1 d3408627f =10.50MPa0.1 733ll-ll截面:CellM ellM ellW 0.1 d3352453l28.19MPa0.1 503查表16.3得许用弯曲应力Jbl=60MPa,满足匚e卜-汕】的条件，故设计的轴 有足够的强度，并有一定的裕度。5、轴承的选择与校核1）选择类型及初选型号经分析，所选轴承要能承受径向和较大轴向载荷，因此选用 角接触球轴承，初选型号7210c。初选 型号7210c2）尺寸3）公差等级选用普通级（P0）精度的轴承。4）安装形式由于齿轮安装在两轴承中间则轴的刚度采用正装比较好。5）寿命计算（1）轴承各项参数：内径：d=

32、50mm ;外径：D=90mm；宽度：B=20mm基本额定静载荷：Cor =26.8KN ；基本额定动载荷：Cr =32.8KN内部轴向力作用点：a=19.4mm；（2）计算跨距：图BB20L=L-2 (a-)=AB-2 (a-)=133-2 (19.4-)=114.2mm222(3)计算轴承支点压力内部轴向力：Fs=0.4Fr (由P344表17.7)平面： Fha 2 = Fhb 2 = t2 = 2682N2 2垂直面：Fr2 Fa2 d22030 1529 汉 209.16Fa2 =-，2 = 385.2 N22xL22x114.2FVB2 = Fr2- FVA2 =2030 -(-1

33、93.6) = 2223.6N(4)合成：FrA2 = JfvA2 +FHA2 = J(-358.2)2 +(2682)2 =2709.5N mmFb2 =(£2 +Fh； 2 =J(2223.6)2 +(2682)2 =3483.9N mmFr2 =FrB2 =3483.9N氐2 =0.4FrA2 =1083.8N匾2 =0.4FrB2 =1393.56NFa2 =Fsb2 =1393.56N(5)计算当量动载荷P=(XFr2 +YFa2)fpF,21393.56.3因为“ c x10 -0.0520 所以 e=0.43Cor26.8Fa2 1393.56 门年一 0.4 农 eF

34、r23483.9查表 17.8 得 X=1; Y=0.再由表17.9取fp=1.4P =(1 X3483.9 +0 )灯.4 =4877.46N(6)计算寿命取C =C=32.8KN;仃=1;匕=3106fTC 芦1061 x 32 8 0 0 3Lh 一x( T )=x()3 74648h >31200h60nP60 汉67.904877.46L=5 X52X5X24=31200h故：Lh >L由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所以所选轴承型号合格。P -4877.46NLh 4648h六、联轴器的选择联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两轴，由于 制

35、造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。因 此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的 性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。综上所述， 故选择挠性联轴器，这种联轴器具有一定的补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿 位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连 接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，拟I轴选用选弹性柱销联轴器，U轴选用无 弹性元件扰性联轴器2）计算转矩由于减速器载荷平稳，速度不高无特殊要求考虑拆

36、装方便经济问题，选用弹性柱销联轴器由设计手册查的K=1.3P10.56Tc1=K X 9550 =1.3 X 9550X=538.8 N mn124333P10 14Tc2=KX 9550=1.3 X 9550X =2070.5 N mn260.83）选择型号及尺寸差m,由 Tc1=538.8N m d1 =40mm , Tc2=2070.5N m d1 =65mm，GB4323- 84， I轴选用选弹性柱销联轴器,型号为TL8，其中Tn=710 N n= 3000r/min;U轴选用无弹性元件扰性联轴器，型号为HL5,其中Tn=2000 N - m, n= 3550r/min七、润滑、密封装

37、置的选择1润滑方式齿轮速度v=1.34m/s < 12 m/s应采用喷油润滑但考虑成本则选用润滑油。综合考虑油的特性、价格，选用液压油做润滑油，轴承采用润滑脂润滑，为了润滑散热和避免油搅动时沉渣泛起， 箱体内应有足够的润滑油，齿顶到油池底面的距离H应不小于3050 mm2. 密封形式选用在箱底与箱盖凸缘接合面涂密封漆或水玻璃密封轴承盖端用毡圈密封八、箱体及其附件设计减速器的箱体采用铸造制成采用剖分式结构；在机体内助外部廓为长方形，增加了轴承座 刚度1. 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，并有足够空间以便于能伸入进行 操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视与凸缘一块

38、有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密 封，盖板用铸铁制成用螺钉紧固。2. 油塞放油子液于油池最低处，并安排在减速器与其他零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，有机械加工成螺钉头部的支撑面，并加封油圈加以密封。3. 油标油标位在便于观察加速器油面及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。4. 通气孔由于减速器运转时机体内温度升高气压增大，为便于排气在机盖顶部的窥视孔上安装通气器以便达到体内的压力平衡。5. 盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸轮的厚度。顶杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。6. 定位销为保证剖分式机体的轴承座孔

39、的加工及装配精度，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。7. 吊钩在机盖上直接铸出吊孔，用以起吊或搬运较重的物体。九、减速器的设计名称符号减速器型式、尺寸关系/mm结果齿轮减速器箱座壁厚a0.025a+i > 88箱盖壁厚%0.025a+i > 88箱盖凸缘厚度bi1.5 6i12箱座凸缘厚度b1.5 d12箱座底凸缘厚度b22.5 d20地脚螺钉直径df0.036a+1222地脚螺钉数目nA> 250 时，n=66轴承旁连接螺栓直径di0.75 d f16盖与座连接螺栓直径d2(0.5 0.6 ) df12连接螺栓d2的间隔l150 200150轴承端

40、盖螺钉直径d3(0.4 0.5 ) df10检查孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4 ) df8定位销直径d(0.70.8) d29d f、di、d2 J至外箱壁距离Ci见课本表4.2d f : C1=30 d1 : C1 =22 d2 : C1=18d f、d2至凸缘边缘距离C2见课本表4.2d f : C2 =26 d2 : C2 =16轴承旁凸台半径RiC216凸台高度h根据低速级轴承座外径确 定，以便于扳手操作为准20外箱壁至轴承座端面的距离liC1 +C2 + （ 5+10）36齿轮顶圆与内箱壁间的距离i>1.2610齿轮端面与内箱间的距离也2>69箱盖、箱座肋厚m1,m叶化

41、 0.81 ;m 化 0.856g = 6; m = 6.8轴承端盖外径D2D+ （55.5 ） d3 , D-轴承外径I 轴：120II 轴：140轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以Mdi和Md3互不干涉为准，一般取S-D2I 轴：120II 轴：140通过本次的课程设计，我们学习到了机械设计的一般方法，基本掌握了通过机械零件，机械传 动装置的设计过程和进行方式，而且通过本次的课程设计，对本书上的知识有了更深刻的认识，有 了更直观的感受。这次的课程设计让我们更认识到自主查资料的能力，查找设计资料，手册，图册，标准和规范。从设计开始时的简单数据，到中间的大量计算，再到后来的箱体设计，中间有很多的 失误，一点点的摸索，一点点的改正。通过本次试训，让我们对设计有了大体的思路，为将来的毕业设计和工作打下了基础。参考文献1 机械设计基础课程设计（作者陈立德）（出版社：高等教育出版社）,（出版年：2006年7月）2 机械设计基础（作者陈立德）（出版社：高等教育出版社）（2008.2）3 机械设计基础课程设计（作者于晓文）（出版社：）30