设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.pdf

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1、一、设计任务书 （一） 、题目 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器. （二） 、原始数据 运输机工作轴转矩T:800N.m 运输带工作速度V:0.70m/s 卷筒直径D:350mm （三） 、工作条件 连续单向运转，空载启动，中等冲击，使用期限为10 年 , 双班制工作，运输带速度允许误差为5% 。 二、传动方案的分析与拟定 （1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸 紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿 轮减速器 . 。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图 如

2、下所示 对传动简图中各标号零件的说明： 1电动机 2-联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4运输带 5-带筒 三、电动机的选择计算 （一） 、选择电动机的类型和结构形式： 根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压 380V。 （二） 、选择电动机的容量： 按照机械设计课程设计中式（2-4 ） ， 电动机所需工作功率为： W d P P 按照机械设计课程设计中式（2-1 ） 计算结果 计 算 结 果 工作机所需功率为： 80038.22 3.22() 95009500 w W Tn Pkw 传动装置的总效率为： =0.825 所需电动机效率为： 3.22 3.90 0.825 d

3、 Pkw 因载荷平稳，电动机的额定功率Ped 选略大于Pd即可。由表16-1Y 系 列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped 为 3.90kw 。 （三） 、确定电动机的转速 按照机械设计课程设计中式（2-3 ） 卷筒轴工作转速 60 1000 38.22 /min w v nr D V带传动比=24i带 二级圆柱齿轮减速器为 =840i减 ; 则总传动比的范围为, =16160ii i 带 减 故电动机转速的可选范围为 (16160)38.22611.52 6115.2 / min dw ninr 符合这一范围的同步转速有1000r/min 、1500r/min, 3000r/min三种。

4、 方案对比： 如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及 总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1 效果较 好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选 定电动机的型号为Y132M-4 电动机数据及总传动比： 四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 （一） 、传动装置总传动比的确定和分配 1、传动装置总传动比 1440 37.68 38.22 m w n i n 总 其中， m n为选定的电动机的满载转速 2、分配传动装置各级传动比 减速器的传动比i减为 方 案 电 动 机 型号 额 定 功 率 Ped / KW 电 机 转 速 n/(r/mi

5、n) 同步转速满载转速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 3 Y160M-6 7.5 1000 970 =0.825 3.90 d Pkw 38.22 /min w nr Y132M-4 =37.68i总 0 38.68 =12.89 3 i i i 总 减 取两级圆锥 - 圆柱齿轮减速器高速级的传动比 0.50.5 1 (1.4)=4.25ii减（1.412.89 ） 则低速级的传动比 2 1 12.89 =3.03 4.25 i i i 减 ( 二) 、传动装置运动及动力参数的计算 1、0 轴（电机轴） ： 0 3.90 d

6、PPkw 0 1440 / min m nnr 0 0 0 3.90 9550955025.86() 1440 P TN m n 2、1 轴（高速轴） 01010 3.90 0.963.74PPPkw 0 1 0 480 / min n nr i 1 1 1 3.74 9550950074.41() 480 P TN m n 3、2 轴（中间轴） 212311 3.90 0.96 0.993.70PPPkw 1 2 1 480 112.94/ min 4.25 n nr i 2 2 2 3.70 95509500312.87() 112.94 P TN m n 4、3 轴（低速轴） 32332

7、2 3.90 0.990.973.55PPPkw 2 3 2 112.94 37.27 / min 3.03 n nr i 3 3 3 3.55 95509500909.64() 37.27 P TN m n 5、4 轴（滚筒轴） 434433 3.55 0.99 0.99348PPPkw 1 4.25i Y112M-6 0 3.90Pkw 0 1440 / minnr 0 25.86()TN m 1 3.74Pkw 1 480 / minnr 1 74.41()TN m 2 3.70Pkw 2 112.94 / minnr 2 312.87()TN m 3 3.55Pkw 3 37.27 /

8、 minnr 3 909.64()TN m 4 348Pkw 43 37.27 / minnnr 4 4 4 3.48 95509500891.71() 37.27 P TN m n 6、说明 13 轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘 轴承效率0.99 7、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示 各轴运动和动力参数 轴名功率 P / KW 转矩 T/ （N m）转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 输 入输 出输 入输 出 电机轴3.90 42.84 1440 3 4.25 3.03 1 096 096 096 0. 98 1 轴3.74 3.59 7

9、4.41 71.43 480 2 轴3.70 3.55 312.87 300.36 112.94 3 轴3.55 3.41 909.64 873.25 37.27 卷筒轴3.48 3.41 869.54 852.15 37.27 五、传动零件的设计计算 - 减速箱内传动零件设计 （一） 、圆柱齿轮传动 ： 1、选择材料，确定许用应力 由机械设计表10-1 得， 小齿轮用40cr 表面淬火，硬度为48-55HRC ，取为 55； 大齿轮用45 钢表面淬火，硬度为40-50HRC ，取为 45。 小齿轮许用接触应力 1 500 11 551105 H MPa 4 37.27 / minnr 4 8

10、91.71()TN m 1 1105 H MPa 计 算 结 果 大齿轮许用接触应力 2 500 11 45995 H MPa 小齿轮许用弯曲应力 1 1602.555297.5 f MPa 大齿轮许用弯曲应力 2 1602.545272.5 f MPa 2、齿面接触疲劳强度设计 (1) 、选择齿数 通常 1 20 40Z, 取 1 20Z, 3 24Z 211 4.25 2295Zi Z 423 3.03 2474Zi Z (2) 、小齿轮传递的T1 61 1 1 9.55 1074410 P TN m n 6 2 3 2 9.5510312865 P TN m n (3) 、选择齿宽系数

11、由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面， 所以取 d =0.5 (4) 、确定载荷系数K K=1.3 1.6 ，由于齿轮为非对称布置， 所以取 K=1.5 (5) 、计算法面膜数： 一般 00 1 8 20，取 0 1 12， 1 cos0.978 当量齿数 1 24 v Z, 2 78 v Z 齿型系数由 1 表 9-7 查的 1 2.67 F Y, 2 2.27 F Y 取 1F Y 1 2 3 1 1.6cos 2.33 IF dF KT Y Mnd z ，取 1 2.5Mn 一般 00 1 8 20,取 0 1 12, 1 cos0.978 当量齿数 3 26 v Z, 4 61 v Z 齿

12、型系数由机械设计查图10-17 的 3 2.60 F Y， 4 2.28 F Y 取 3F Y 2 995 H MPa 1 297.5 f MPa 2 272.5 f MPa 1 20Z, 3 24Z 2 95Z 2 74Z 1 2.5Mn 2 3.5Mn 1 2 3 2 1.6cos 3.08 IF dF KT Y Mn z 取 2 3.5Mn (6) 、齿轮几何尺寸的计算 确定中心距 121 1 1 115.03 2cos ZZMn a取 1115a 342 2 2 145 2cos ZZMn a 2 3.5Mn 1 115a 2145a 计 算 结 果 计算 角 12 10 1 1 co

13、s11.96 2 ZZMn ar a 1 cos0.978 12 20 2 2 cos12.13 2 ZZMn ar a 1 cos0.978 分度圆 11 1 1 53.680 cos Z Mn dmm 21 2 1 183.937 cos Z Mn dmm 32 3 2 85.890 cos Z Mn dmm 42 4 2 203.988 cos Z Mn dmm 齿顶圆直径1 11 253.68022.558.680n a ddmmm 1 22 2178.9372 2.5183.937 n a ddmmm 332 285.89023.592.890 an ddmmm 42 4 2203.

14、9882 3.5210.988 an ddmmm 齿根圆直径1 11 2.553.6802.52.547.430 n f ddmmm 21 2 2.5176.3802.52.5172.687n f ddmmm 2 33 2.585.8902.5 3.577.140 n f ddmmm 42 4 2.5203.988 2.5 3.5195.238n f ddmmm 齿宽 2d1 b d0.5 53.68026.840mm取 2 30bmm mm355305bb 21 4d3 b d0.5 85.89042.945mm取 4 45bmm 34 bb545550mm 齿面接触疲劳强度校核 1 11

15、11 1 610 HH KTi bid d 满足强度要求 1 22 222 1 610 HH KTi b d d i 满足强度要求 0 1 11.96 0 2 12.13 1 53.680dmm 2 183.937dmm 3 85.890dmm 4 203.988dmm 2 30bmm 1 35bmm 4 45bmm 3 50bmm 2 33 33 1 610 HH KTi bid d 满足强度要求 2 44 44 1 610 HH KTi bid d 满足强度要求 验证速度误差 32 3.1485.89112.94 0.51/ 60 100060 1000 d n vm s 由表 19-8

16、取 10 级精度 4 3.1435037.27 0.683/ 60100060 1000 Dn vm s 0.690.683 100%1.0%5% 0.69 v 齿轮设计满足工作要求 ( 二) 、高速级普通 V带传动的设计计算 1、确定设计功率 c P 由机械设计查表10-2 ， 1.1 A K，已知3.90 d PPkw 根据 1 式（ 8-15 ）设计功率为：1.1 3.904.29 cA PKPkW 2、选定带型 根据机械设计表8-1 确定为 A型 V带 3、小带轮和大带轮基准直径 取小带轮基准直径 1 112 d dmm， 则大带轮基准直径 2 3 112336 d dmm取 2 35

17、5 d dmm 4、验算带速 根据机械设计式（8-13 ） ，带速 v 为 1 0 8.44/ 60 1000 d d n vm s 带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率 时，则要求有效拉力Fe 过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s 范 围内，符合要求。 5、初定中心距 中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会 增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a 直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕 转次数。 根据机械设计式（8-20 ） ，中心距 0 a 为： 2121 27.

18、 0 0dddd ddadd 0 326.9934a 取 0 550amm 4.29 c PkW 1 112 d dmm 2 355 d dmm 8.44/vm s 0 550amm 6、初算带基准长度 根据 1 式（ 7-14 ） ，带的基准长度 0d L 为 0 2 00 42 2 12 21 a dd ddaL dd ddd = 2 355 112 2 5501123551860.402 24550 mm 由机械设计式（8-2 ）选取标准基准长度 d0 L1800mm 7、实际中心距 由机械设计式（8-23 ） ，实际中心距a 为 dd0 0 L -L1800-1860.402 a550

19、519.799mm 22 a 考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=520mm 8、验算小带轮包角 由机械设计式（8-25 ） ，小带轮包角 1为 21 1 355112 18057.318057.3153.23120 550 dd dd a 故小带轮包角 120 1 ，符合要求 9、V带根数 由机械设计式（8-26 ） V带根数 Z 为： L d KKPP P Z 00 取 0 1.62PKW 0 0.17PKW 0.93K 1.01 L K 所以4.907Z根取5Z根。 10、单根 V带张紧力 初拉力 Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo 过大，则带的寿

20、命低，对轴及轴承的压力 大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力 由机械设计式（8-27 ） ，单根 V带的张紧力 0 F 为： 2 0 5. 2 500qvP ZvK K F C 由机械设计表8-3 查得 mkgq/10.0 0 1800 d Lmm a=520mm Z=5 计 算 结 果 故 0 F213.394N 11、作用在轴上的压力 由机械设计式（8-31 ） ，带作用在V带上的压力 Q F 为： 1 0 153.23 2sin2213.3945sin2076 22 Q FF ZN 六、轴的计算 ( 一) 、初步计算轴的最小直径 A、高速轴设计 1、选择轴

21、的材料 45 号刚调质处理 2、轴径的初步计算 确定 A值 45 号刚， A=103126, 因为为减速器的高速轴，所以A取较大值 A=120 初步计算直径 1 3 3 1 3.74 12023.79 480 P dAmm n 取 d=35mm B、中间轴设计 1、选择轴的材料 45 号钢调质处理 2、轴径的初步计算 确定 A值 45 号钢， A=103126 因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即A=105 初步计算直径 1 3 3 1 3.70 10533.59 112.94 P dAmm n 考虑键槽 ( 两个 ) 对轴强度削弱的影响，应将直径加大7% 取 d2 =50 mm C、低速

22、轴设计 1、选择轴的材料 45 号刚钢调质处理 2、轴径的初步计算： 确定 A值 45 号钢， A=103 126 因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即A=105 初步计算直径 1 3 3 1 3.55 10547.95 37.27 P dAmm n 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3% 取 d2 =60 mm （二） 、选择滚动轴承及联轴器 1、角接触球轴承 因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。 初步选定三轴轴承分别为7208C 、7210C 、7212C 0 F213.394N NFQ2076 D1=35mm D2=50mm D3=60mm 选用轴承 7208C 、721

23、0C 、 7212c 2、联轴器 a、选联轴器类型 运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩 较大，选用结构简单、 制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销 联轴器。 b、输出轴端联轴器的选择计算 i) 计算转矩 c T T=848.02N m 由机械设计表14-1 查取工况系数 K=1.5 mNKTTc03.127202.8485. 1 c、选择型号 由 P141查得 HL2型 型号公称直径Nm 许用转速 r/min 轴孔直径mm 轴孔长度mm HL2 315 5600 30 62 （三） 、输出轴的校核计算 1、画出轴的结构简图，确定轴上的作用力

24、 主动轮上的转矩为T=909.64Nm 作用在齿轮上的圆周力 t F , 径向力 r F , 轴向力 a F 分别为 3 4 22 909.64 1000 8.92 203.988 t T FkN d tan/cos3.55 rtn FFakN tan9.60 0.3143.02 at FFkN 2、作水平面内的弯矩图 支承反力： 94.5 6.35 52.594.5 t HA F RkN 8.92 6.352.57 HBtHA RFRkN 截面 C处的弯矩： 52.5333.38 HCHA MRN m 3、作垂直面内的弯矩图 支承反力： 4 3.553.02 194.97 ()244.8 2

25、222(52.594.5) ar VAtHAVA F dF RFRRkNN l 4 3.553.02 194.97 ()3764.2 2222(52.594.5) ar VBtHAVA F dF RFRRkNN l 截面的弯矩： 左侧 -3 VA R52.5-244.8 52.5 1012.85N m VC M 左 右侧 3 94.53764.2 94.5 10355.71 VBVC MRN m 右 4、作合成弯矩 M图 截面 C左侧的合成弯矩： 2222 1 333.3812.85333.62N CHCVC MMMm 左 截面 C右侧的合成弯矩： 2222 2 333.38355.71487

26、.52N CHCVC MMMm右 5、作转矩 T 图 T=899.77Nm 6、作当量弯矩 Me图, 因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系 数取 6.0 危险截面 C处的当量弯矩 22 2 22 () 487.52(0.6 899.77)727.41 ECC MMT N m 7、校核危险截面轴径 3 3 1 727.41 1000 45.99 0.1 0.1 75 EC b M dmm 在结构设计草图中，此处轴径为65mm ，故强度足够。 （四） 、轴承的校核 低速轴 1、滚动轴承的选择 7212C 型，轴承采用正装 2、验算滚动轴承寿命 （1）确定 Cr 由表 11-4 查得

27、 7212C 型轴承 基本额定动载荷kNCr 0 .61 基本额定静载荷kNC r 5.48 0 （2）计算 r a C F 0 值，并确定e 值 kNFa84. 2 059. 0 5 .48. 84. 2 0r a C F 727.41 EC MN m kNCr0.61 kNC r 5.48 0 kNFa84.2 由表 12-12 查得 r a C F 0 0.0580.087 e 0.43 0.46 用线性插值法确定e值 e 0.432，24.1Y （3）计算内部轴向力 S F 已知：6.35 HA RkN，2.57 HB RkN 244.8 VA RN，3764.2 VB RN 则： 2

28、222 1 ( 244.8)63506354.71 rVAHA FRRN 2222 2 25703764.24557.96 rVBHB FRRN 1 1 6354.71 2562.38 22 1.24 r S F FN Y 2 2 4557.96 1837.89 22 1.24 r S F FN Y （4）计算轴承所受的轴向载荷 因为 21 (2840 1837.89) aSS FFF 此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承1 被“压紧”，而轴承2 被“放松” 12 (28401837.89)4677.89 aaS FFFNN 22 1837.89 aS FFN （5）计算当量动载荷Pr 轴承

29、1： 1 1 4677.89 0.736 6354.71 a r F e F 查表 12-12 得： 22.1,44.0 11 YX 11111 Pr 0.446364.711.224677.898503.10 ra X FY F N 轴承 2： 2 2 1837.89 0.403 4557.96 a r F e F 查表 12-12 得： 22. 1,44.0 22 YX 22222 Pr 0.444557.961.221837.894247.73 ra X FY F N 12 PrPr ，轴承 1 危险 （6）验算轴承寿命 因为轴承1 比轴承 2 危险 ,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足

30、工作要求,则低速轴所选轴承合适. e0.432，24.1Y NFr2 .5993 1 NFr8.5030 2 NFS8.2324 1 NFS3.2043 2 1）选择温度系数 t f ，载荷系数 p f ，寿命指数 认为轴承的工作温度t 120 , 所以 0.1 t f 工作时有轻微冲击，取 0.1 p f 对于球轴承， 3 2）预期寿命 h L 双班制工作，使用期限为10 年，54750 h Lh 3）计算轴承1 寿命 316667166671 61000 ()()165103 37.27 1 8503.10 t hh p f C LL nf P 所以所选轴承满足寿命要求。 七、键连接的强度

31、校核 （一）中间轴从动轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A 型） 根据 mmd50 及该轴段长度，取键长 mmL40 2、校核强度 键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动 由表 14-2 查得许用应力取 MPa p 120 mNT7.411 mmthk4610 mmbLl261440 34.158 26450 10007.41122 pp MPa dkl T 故采用双键，按180布置，按 1.5 个键计算 56.1055. 1/ pp pMPa 强度符合要求。 （二）低速轴齿轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A 型） 根据 mmd60 及该轴段长

32、度，取键长 mmL55 2、校核强度 键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动 由表 14-2 查得许用应力取 MPa p 120 mNT3.912 mmthk5611 mmbLl371855 164 37560 10003.91222 pp MPa dkl T 故采用双键，按 180 布置，按 1.5 个键计算 3.1095. 1/ pp pMPa 强度符合要求。 （三）低速轴联轴器段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A 型） 根据 mmd40 及该轴段长度，取键长 mmL105 2、校核强度 键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动 由表 14-2 查得许

33、用应力取 MPa p 120 mNT3.912 mmthk448 mmbLl9312105 9.117 93440 10003.91222 pp MPa dkl T 强度符合要求。 八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 （一）齿轮的润滑 1、润滑方式 闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。 v 12m/s，采用浸油润滑 2、浸油深度 对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过10mm,较大齿轮的浸油深度不 得超过其分度圆半径的1/3， 即 1/3194.97 = 65.0 mm 3、油池深度 大齿轮顶圆距油池底面距离h3050mm， 避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面

34、磨损。 4、油量 二级传动，传递每千瓦功率需油量为： L=2 （ 0.350.7）升 =（0.71.4）升 （二）轴承的润滑方法及浸油密封 1、润滑方式 高速级：92, 148040nd 查表 3-4，采用脂润滑 中间级：66.069.14745nd 查表 3-4，采用脂润滑 低速级：35.066.6355nd 查表 3-4，采用脂润滑 2、密封类型：采用挡油环 （三）轴外伸处的密封设计 1、类型 采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。 2、型号 低速轴：毡圈45JB/ZQ4606-86 高速轴：毡圈30JB/ZQ4606-86 （四）箱体 为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够

35、的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足 够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟， 使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面 间涂密封胶。 （五）通气器 减速器运转时，由于摩擦发热， 箱内温度升高、 气体膨胀， 压力增大， 对减速器的密封极为不利， 因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力 相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为Q235 的 M181.5 通气器，这种通气器结构 简单适用于比较清洁的场合。 （六）放油孔螺塞与油面指示器 为将污油排放干净，应

36、在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选 用圆柱螺塞， 配置密封垫圈， 采用皮封油圈，材料为工业用革。螺塞直径约为箱体壁厚的2-3 倍， 选用 18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜，并在 其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞M181.5JB/ZQ4450-86 。 箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常 的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低 油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太

37、低，油 标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又 要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12。 九、箱体设计 （一）结构设计及其工艺性 采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应 均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求 8，铸 造圆角要求 mmr5 ，还要考虑到箱体沿起模方向应有1：20 的起模斜度， 以便方便起模。要保 证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综 合考虑壁厚取10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承

38、座处的联接 刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承 座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取40mm。 箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加 工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便 镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量 减少加工面积，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设 计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。 （二）附件结构的设计 要设计启盖螺钉，其

39、上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成 半圆形，以免顶坏螺纹。 为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘 的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。长度应大于箱盖和 箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊耳，可直接在箱 盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。游标的设计主要以可以方 便装拆为设计准则，注意使箱座油标的倾斜位 置便于加工和使用。游标的作用是保持向内正常的油量。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为 传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。窥视孔

40、的设计应保证可以看到两 齿轮的啮合点，以便观察工作是否正常。通气器选M18 5.1 ，通气器作用降低箱体内压力，自 由排气，保证减速器正常运行。放油孔设在油池的的最低位置处，作用是将废油及污垢排尽，平 时放油孔用螺塞及封油垫圈密封，选用外六角螺塞M18X1.5 ， 采用纸制封油圈材料为石棉橡胶纸。 根据机械设计课程设计表3-1 计算得铸铁减速器箱结构尺寸列于下表 铸铁减速器箱体结构尺寸 名称 符 号 减 速 器 型 式 及 尺 寸 关 系 箱座壁厚8mm 箱盖壁厚 1 8mm 箱座凸缘厚度b 1.5 = 12 mm 箱盖凸缘厚度 1 b1.51 = 12mm 箱座底座凸缘厚度 2 b2.5 =

41、 20mm 地脚螺钉直径 f d 16mm 地脚螺钉数目n 6 轴承旁联接螺栓直径 1 d12mm 箱盖与箱座联接螺栓直 径 2 d8mm 轴承端盖螺钉直径 3 d8mm 窥视孔盖螺钉直径 4 d6mm 定位销直径d 6mm f d 、 1 d 、 2 d 至外箱壁距 离 1f d C 26mm 11 d C22mm 21 d C16mm f d 、 2 d 至凸缘边缘距离 2f d C 24mm 22 d C 14mm 轴承旁凸台半径 1 R20mm 外箱壁至轴承座端面距 离 1 l 12 10cc 大齿轮顶圆与内箱壁距 离 11 9.6 10取 齿轮端面与内箱壁距离 21 8 10取 箱盖

42、、箱座筋厚 1 m 、 m 10mm 十、设计小节及心得体会 时间过得很快，一眨眼已经二个礼拜过去了。咱这三个礼拜的时间里，我体会到了什么叫 做融入的感觉。回想上周四，和几个同学从新图走出来计算时间的情景，那个时候我们都惊异于 每天在上就来图书馆一直到晚上才回去的日子竟然已经持续了一个多礼拜。而我们却是全然没有 感觉，也许这就是努力做一件事时的状态吧，现在看着手里的图，觉得它比平时很喜欢的东西都 珍贵，原因呢就是我们为他付出了好多。 希望以后我们还能有这样的机会，体会大家齐头并进在一起的感觉！ 十一、参考文献 卢书荣、张翠华、徐学忠、江晓明主编机械设计课程设计西南交通大学出版社 陈国定，吴立言主编机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著 高等教育出版社。 计 算 结 果