1、 目录 一 设计任务书 1 二 带式传动机传动系统设计 4 三 电动机的选择 6 四 各级传动比分配 8 五 齿轮的设计 9 六 轴的设计 13 七 V带的传动设计 20 八 键联接的选择 23 九 减速器的润滑与密封 24 十 箱体的设计 25 十一 减速器的附件设计 27 十三 参考资料 35 设计题目：V 带-单级直齿圆柱齿轮减速器 机电工程系 09数控一班 设计者：第一小组 学 号： 指导老师：罗红专 一 设计任务书 1 设计目的 机械设计课程设计是为机械类专业和近机械类专 业的学生在学完机械设计及同类课程以后所设置的实践性 教学环节，也是第一次对学生进行全面的规范的机械设计训 练。其
2、主要目的是： （1） 培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生 综合运用机械设计课程和其他选修课程的基础 理论并结合实际进行分析和解决工程实际问题 的能力，巩固、深化和扩展学生设计方面的知 识。 （2） 通过对机械零件、常用机械传动或简单机械设 计，是学生掌握一般机械设计的程序和方法， 树立正面的工程合集思想，培养独立、全面、 科学 的工程设计能力。 （3） 课程设计的实践中对学生进行实际基础技能的 训练，培养学生查阅和使用标准规范、手册、 图册及计算、绘图、数据处理、计算机辅助设 计等方面的能力。 2、设计任务 设计一用于带式输送机传动系统中的减速器。传动系统中含 有单级圆柱齿轮减速机 V带
3、传动。 传动系统的参数设计： 原始数据：运输带工作拉力 F=2100N;输送带速 V=1.6m/s 滚筒直径 D=400mm（滚筒效率为 0.96） 。 工作条件：预定使用寿命 8 年，工作为二班制，载荷变化小 载荷轻。 工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度 35。 动力来源：电力，三相交流电 380/220 伏。 在课程设计中，一般要求每个学生完成以下内容： 减速器装配图一张（A1 号图纸） 。 零件工作图 23张（齿轮、轴） 。 设计说明书一份。 二 带式传动机传动系统设计 1、 设计题目：单级圆柱齿轮减速器及 V 带传动。 2、 传动系统参考方案（如图） ： 方案拟定： 采用 V 带传动
4、与齿轮的组合，即可满足传动比要求， 同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转 矩工作情况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 F=2100N V=1.6m/s D=400mm 筒=0.96 1 1、V带传动 2、电动机 3圆柱齿轮减速器 4、联轴器 5、钢丝绳 6 、滚筒 7 、重物 7 2 6 5 4 3 三电动机的选择 1、 电动机类型和结构的选择： 选择 Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途 的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低 廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和 无特殊要求的机械。 2、 电动机功率选择： (1)工作机所需的输出功率
5、： 式 P d=PW/ a (kw) 由式 Pw=FV/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000a （KW） 3、 由电动机至运输带的传动总效率为： 总=123345 式中：1、2、3、4、5 分别为带传动、轴 承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取1=0.96 2=0.98 3、0.97 4=0.99 5=0.96 则： 总=0.960.9830.970.990.96 = 0. 83 总=0.83 所以：电机所需的工作效率： Pd= FV /10 00总 =(21001.6) /（10000.83） = 4. 048（KW） 4 确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒=60100
6、0V/（D） = (6010001.6) /（400） = 72.79r/min 根据手册 P7表 1 推荐的传动比合理范围， 取圆柱齿轮一 级减速器传动范围 I=34。取 V 带传动比 I1=24。则 总传动比理论范围为;Ia=616 。 故电动机转速的可选范围为 Nd=Ian 卷筒 = （616）72.79 =436.741164.64r/min 则符合这一范围的同步转速：750、1000、1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型 号： （如下表） Pd=4.048Kw n 卷筒 =72.79r/m I=34 I1=24 Ia=616 Nd=436.74 116
7、4.64r/min n=960r/min n=1000r/min n=1500r/min 电动机转速 传动装置传动比 方 案 电动机型 号 额 定 功 率 同步 转速 满载 转速 电动 机重 量 参考 价格 总传 动比 V 带 传 动 减速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减 速器传动对比，可
8、见第二方案比较合适。此选定电动机型号为 Y132M2-6。 电动机主要外形和安装尺寸: 中心高 H mm 底座螺心距 Amm A/2 mm B mm C mm AC mm 132 216 108 178 89 285 K mm D mm E mm Fmm Gmm ABmm 12 M10 80 10 33 275 HDmm Lmm 360 645 四 各级传动比的分配 1、总传动比： 工作机的转速 n筒601000V（D） 6010001.6（3.14400） AB A A/2 B F D AC K H HD AD G L C E 76.43r/min i总n电动/n筒960/76.4312.5
9、6 2、分配各级传动比 （1） 取 i带2.5 （2） i总i齿i 带 i齿i 总/i带12.56/2.55.02 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n 电960(r/min) nIn 电/i带960/2.5384(r/min) nIInI/i齿384/5.0276.43(r/min) n 筒nII76.43 (r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） P电 Pd4.05KW n 筒=76.43 r/min i 总=12.56 i 带=2.5 i 齿=5.02 n 电=960 r/min n1=384r/min n2=76.43 r/min p 电=4.05kw P
10、IPd 带4.050.963.9KW PIIPI轴承齿轮3.90.990.97 3.75KW P筒PI 轴承 联轴器3.90.990.983.78KW 3、 计算各轴转矩 T电9550Pd/nm95504.05/96040.3Nm TI955 0PI /n1 95503.9/38497Nm TII 9550 PII /n295503.75/76.43 468.6Nm T筒9.55 P筒/n 筒95503.78/76.43 472.32 Nm P1=3.9kw P2=3.75kw P筒=3.78kw T电=40.3N m T1=97Nm T2=468.6NmT筒=472.32 Nm 将上述数据列
11、表如下： 轴名 参数 电动机 I轴 II轴 滚筒轴 转速n(r/min) 960 384 76.43 76.43 功率p(kw) 4.05 3.9 3.75 3.78 转矩T(Nm) 40.3 97 468.6 472.32 传动比i 2.5 4.02 1.00 效率 0.96 0.96 0.98 五、齿轮传动设计 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传 动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿 轮材料为 45钢，调质，齿面硬度 229-286HBW；大齿轮材料也 为 45钢，正火处理，硬度为 169-217HBW； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8
12、级精度 （2）按齿面接触疲劳强度设计 该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面 接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 设计公式为：d1 (2k TI (u+1)(ZhZe)2/（du H2)1/3 载荷系数 K 查课本1表 13-8 K1.2 转矩 TI TI97000Nmm 解除疲劳许用应力 H Hlim ZN/SH 按齿面硬度中间值查1图 13-32 Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa K=1.2 Hlim1 600Mpa Hlim2 550Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn：按一年 300个工作日，每天 16h计算，由公式 N60njtn 计算 N160384
13、530016 5.53x108 N2N1/i 齿5.53x108 /5.02 1.1108 查1课本图 13-34中曲线 1，得 ZN11.05 ZN2 1.1 按一般可靠度要求选取安全系数 SH1.0 H1Hlim1ZN1/Shmin 600x1.05/1 630 Mpa H2Hlim2ZN2/Shmin 550x1.1/1 605Mpa 故得： H 605Mpa N1=5.53 108 N2=1.1 108 ZN1=1.05 ZN2=1.1 SH=0.1 H1630 Mpa H2605Mpa H 605Mpa 计算小齿轮分度圆直径 d1 由1课本表 13-9 按齿轮相对轴承对称布置, 取
14、d1.0 ZH2.5 由1课本表 13-10得 ZE189.8(Nmm2)12 将上述参数代入下式 d1 (2k TI (u+1)(ZHZE)2/ du H2)1/3 (21.297000 (4.02+1)(2.5189.8)2/ （14.026052)1/3 42.5mm 取 d160 mm 计算圆周速度 V nI d1（601000） 3843.1460（601000） 1.21ms V6ms 故取 8 级精度合适 （3）确定主要参数 d1.0 ZH2.5 d1=60mm V=1.21m/s 齿数 取 Z124 Z2Z1i 齿245.02 120.48121 模数 md1Z160242.5
15、 符合标准模数第一系列 分度圆直径 d1Z1 m242.560mm d2Z2 m1212.5302.5 mm 中心距 a（d1+ d2）2 （60+302.5）2 181.5mm 齿宽 bdd11.06060mm 取 b260mm b1b2+5 mm65 mm (4)校核齿根弯曲疲劳强度 齿形因数 Yfs 查1课本图 13-30 Z1=24 Z2=121 m=2.5 d1=60mm d2=302.5mm a=181.5mm b=60mm b1=65mm b2=60mm Yfs14.26 Yfs23.97 许用弯曲应力 F FFlim YN/SF 由课本1图 13-31 按齿面硬度中间值得 Fl
16、im1240Mpa Flim2 220Mpa 由课本1图 13-33 得弯曲疲劳寿命系数 YN： YN11 YN21 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数 SF1 计算得弯曲疲劳许用应力为 F1Flim1 YN1/SF2401/1240Mpa F2 Flim2 YN2/SF 2201/1220Mpa 校核计算 F12kT1YFS1/ （b1md1） 21.2970004.26/（602.560） 110.192Mpa F1 F22kT1YFS2/ （b2md1） 110.1923.97/4.26 102.69Mpa F2 Yfs1=4.26 Yfs2=3.97 Flim1=240Mpa Fli
17、m2 =220Mpa 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径 da da1 d1+2ha60+565mm da2d2+ ha302.5+5307.5mm 齿全高 h h(2 ha*+c*)m(2+0.25)2.55.625 mm 齿根高 hf（ha*+c*）m1.252.53.125mm 齿顶高 ha ha*m 12.52.5mm 齿根圆直径 df df1d1-2hf60-6.2553.75mm df2d2-2hf302.5-6.25236.25mm (6)齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板 式结构。 大齿轮的有关尺寸计算如下： 轴孔直径
18、d60mm 轮毂直径 D11.6d601.696mm da1=65mm da2=301.5mm h=5.625mm hf=3.125mm ha=2.5mm df1=53.75mm df2=236.25mm d=60mm D1=96mm 轮毂长度 L1.2d1.26072mm 轮缘厚度 0(3-4)m7.5-10mm 取 010mm 轮缘内径 D2da2-2h-2 0307.5-25.62520 276.25 mm 取 D2 276mm 腹板厚度 C(0.2-0.3)b12-18mm 取 C18mm 腹板中心孔直径 D00.5(D1+D2)0.5(96+276) 186mm 腹板孔直径 d015
19、-25mm 取 d020mm 齿轮倒角取 C2 L=72mm 010mm D2=276mm C=18mm D0=186mm 七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45号钢，调质处理。 查1表 19-14可知：b600Mpa, 查1表 19-17可知： b -155Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从 结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA(Pn)13 查1表 19-16 A115 则 d 115(4.03/95.52)1/3mm40mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大 5% 即 d401.0542
20、mm 要选联轴器的转矩 Tc TcKT1.54029206.0438105Nmm (查1表 20-1 工况系数 K1.5) 查2附录 6 选用连轴器型号为 YLD10 考虑联轴器孔径系列标准 故取 d45mm 3、轴的结构设计 轴结构设计时， 需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上 零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 d=45mm K=1.5 （1）联轴器的选择 联轴器的型号为 YLD10联轴器：45112 2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布 置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实 现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周
21、向固定，两端轴承 靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定， 联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径 将估算轴 d45mm作为外伸端直径 d1与联轴器相配（如 图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2 50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固 定的要求，装轴处 d3应大于 d2，取 d355mm，为便于齿轮装 拆与齿轮配合处轴径 d4应大于 d3，取 d460mm。齿轮左端用 轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径 d5 满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5 68mm,根据选定轴承型号确定.左
22、端轴承型号与左端轴承相同,取 d655mm. (4)选择轴承型号 由2附表 5-1初选深沟球轴承,代号为 6211,轴承宽度 B21。 (5）确定轴各段直径和长度 由草绘图得 段：d145mm 长度 L1110mm II段:d250mm 长度 L260mm III段：d355mm 长度 L343mm 段：d460mm 长度 L470mm 段:d568mm 长度 L56mm 段:d4=55mm 长度 L6=35mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L133mm 4、按弯矩复合强度校核 （1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT468.6Nm 齿轮作用力： 圆周力：Ft2000T/d2000
23、468.62/302.5 3098.314N D1=45mm L1=110mm D2=50mm L2=60mm D3=55mm L3=43mm D4=60mm L4=70mm D5=68mm L5=6mm L=133mm Ft=3098.314 N 径向力：FrFttan2003098.314tan200 1209.5N （2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB66.5mm （3）绘制轴受力简图（如图 a） （4）计算支承反力 FHAFHBFr/21209.5/2604.8N FVAFVBFt/23323.1/21661.5N （5）绘制弯矩图 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。 截面 C
24、在水平面弯矩（如图 b）为 MHCFHAL/2604.8133200040.22N/m 截面 C在竖直面上弯矩（如图 c）为： MVCFVAL/21661.51332000110.49N/m (6)绘制合弯矩图（如图 d） MC(MHC 2+ MVC 2)1/2（40.22+110.492)1/2 75.64N/m (7)绘制扭矩图（如图 e） Fr=1209.5N LA=LB=66.5 mm FHA=604.8N FVA=1661.5N MHC=40.22N/m MVC=110.49N/m MC=75.64N/m 转矩：TT468.6Nm (8)校核轴的强度 转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变
25、化，取 0.6，截 面 C处的当量弯矩： MecMC2+( T)21/2 75.64+(0.6468.6)21/2 318.98Nm (9)校核危险截面 C 所需的直径 deMe (0.1 b -1)13318.98 (0.155)1 319.33mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大 5% de19.331.0520.3mm60mm 结论：该轴强度足够。 Mec=318.98Nmde=19.33mm 图主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45号钢，调质处理。 查1表 19-14可知：b600Mpa, 查1表 19-17可知： b -155Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直
26、径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从 结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为： d A(Pn)13 查1表 19-16 A115 则 d 115(4.2/384)1/3mm25.53mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大 5% 即 25.521.0526.8mm 选取标准直径 d34mm 3、轴的结构设计 轴结构设计时， 需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴 上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央， 轴承对称布置。两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位， 靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端
27、轴承盖实现轴向定位， 靠过盈配合实现周向固定 ，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实 现轴向定位和周向定位。 （2）确定各段轴的直径 将估算轴 d34mm作为外伸端直径 d1与带轮相配（如 图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2 40mm，装轴承处 d3应大于 d2，取 d345mm，齿轮与轴 承出过渡轴径 d4 应大于 d3， 取 d450mm。 齿轮左端直径 d5 与 d4相同， d550mm,左端轴承处轴径 d6 与右端轴承处轴径 相等，d645mm. (4)选择轴承型号 由2附表 5-1初选深沟球轴承,代号为 6201,轴承宽度 B 19。 (5）确定轴各段直径和长度 由草
28、绘图得 段：d134mm 长度 L180mm II段:d240mm 长度 L260mm III段：d345mm 长度 L333mm 段：d450mm 长度 L410mm 段:d550mm 长度 L510mm 段:d4=45mm 长度 L6=33mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L132mm 4、按弯矩复合强度校核 （1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT104.45Nm 小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力： 圆周力：Ft3098.314N 径向力：Fr1209.5N （2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB66mm （3）绘制轴受力简图（如图 a） （4）计算支承反力 水
29、平平面内 以 B 点为支点 MB0；-FHA132- Fr66-FQ109.50 FHA-（Fr66+ FQ109.5）132 -（1209.566+1519.7109.5）132 -1865.5N Fy0; FHA+ Fr+ FHB- FQ0 FHBFQ- FHA Fr 1519.7+1865.5-1209.5 2175.7N 竖直平面内：FVAFVBFt/23098.314/21549.157N 5）绘制弯矩图 在水平面弯矩（如图 b）为 MHCFHAL/2-1865.5132/2000123.1Nm MHB- FQ 109.5/1000-1519.7109.5/1000-166.4 Nm
30、 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。 截面 C在竖直面上弯矩（如图 c）为： MVCFVAL/21549.1571322000102.24Nm (6)绘制合弯矩图（如图 d） MC(MHC 2+ MVC 2)1/2（123.12+102.24)1/2 112.68Nm MB(MHB2)12-166.4 Nm (7)绘制扭矩图（如图 e） 转矩：TT97Nm (8)校核轴的强度 转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取 0.6，此轴 为此轮 轴 截面 B处的当量弯矩： MebMB2+( T)21/2 166.42+(0.697)21/2 141.41Nm (9)校核危险截面 B 所需的直径 d
31、eMe (0.1 b -1)13141.41(0.155)1 331.9mm45mm 结论：该轴强度足够。 五、V 带传动设计 1、 选择普通 V带截型 由课本1表 15-8得：kA1.2 P电4.048KW PCKAP电1.24.04784.86KW 据 PC54.86KW和 n 电960r/min 由1图 15-8得：选用 A 型 V带 2、 确定小带轮基准直径 由课本1表 15-8，表 15-4，表 15-6，取 dd1112mm 3、 确定大带轮基准直径 dd2i 带2.5112280 mm 4、验算带速 带速 V：Vdd1n1/（601000） 112960/（601000） 5.6
32、3m/s 在 525m/s 范围内，带速合适 5、初定中心距 a0 0.7（dd1+ dd2） a0 2（dd1+ dd2） 得 274.4a0784 取 a0530 mm 6、确定带的基准长 L02a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 2530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4530) 1689mm 根据课本1表 15-2选取相近的 Ld1800mm 7、确定实际中心距 a a a0+(Ld-Ld0)/2 530+(1800-1689)/2 585.5mm V=5.63m/s a0=530mm L0=1689mm 8、验算小带轮包角 1180-5
33、7.3 (dd2-dd1)/a 180-57.3(280-112)/585.5 163.33120（适用） 9、确定带的根数 单根 V带传递的额定功率.据 dd1和 n1，查课本1表 15-7 得 P01.16KW i 1时单根 V带的额定功率增量.据带型及 i 查1表 15-9 得 P00.11KW 查1表 15-10，得 K 0.957；查1表 15-12得 KL1.01 ZPC/(P1+P1)K KL 4.86/(1.16+0.11) 0.9571.01 3.96 取 Z4 根 10、计算轴上压力 由课本1表 15-1查得 q0.11kg/m，单根 V 带的初拉力： F0500PC/ZV
34、（2.5/K -1）+qV2 500x4.86/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632=97.82kN 1=163.33 Z=4 则作用在轴承的压力 FQ FQ2ZF0sin( 1/2) 25153.55sin(163.55/2) 968.14N 11、计算带轮的宽度 B B（Z-1）e+2f （5-1）15+210 80 mm 九、键的校核计算 （1） 主动轴外伸端 d=34mm， 考虑到键在轴中部安装， 故选键 10x70 (GB/T1096-2003) b=10mm h=8mm L=70mm 选择 45 钢，其许用挤压应力 p=100 MPa p= 4TI/dhL
35、=4x97x1000/34x8x(70-10) =23.6 MPap 故所选键联接强度足够。 （2） 从动轴外伸端 d=45mm， 考虑到键在轴中部安装， 故选键 14x100 (GB/T1096-2003) b=14mm h=9mm L=100mm 选择 45 钢，其许用挤压应力 p=100 MPa p= 4TI1/dhL =4x468.6x1000/45x9x(100-14) =53.8 MPa p 故所选键联接强度足够。 （3）与齿轮联接处 d=60mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。 选键 16x63 (GB/T1096-2003) b=16mm h=11mm L=63mm
36、 选择 45 钢，其许用挤压应力 p=100 MPa p= 4T1I/dhL =4x468.6x1000/60x11x(63-16) =60 MPa p 故所选键联接强度足够。 十一、润滑与密封 l 润滑方式 1. 齿轮 =1.21m/s12 m/s 应用喷油润滑,但考虑成本及需要。选用浸油润滑。 2. 轴承采用润滑脂润滑。 l 润滑油牌号及用量 1. 齿轮润滑选用 100 号机械油，最低最高油面矩（大齿轮）1020mm，需油 量为 1.5L 左右。 2. 轴承润滑选用 ZL-3 型润滑脂，用油量为轴承间隙的 1/31/2 为宜。 l 密封形式 1. 箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂
37、密封漆或水玻璃的方法 2. 观察孔和油孔等处结合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封 3. 轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖间的间隙，由于 =3m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。 4. 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。 十二、减速器附件的选择及简要说明 名称 功用 数量 材料 规格 螺钉 安装端盖 16 Q235 M8x25 GB/T5782-2000 油标尺 测量油面高度 1 组合件 螺栓 安装上箱体 6 Q235 M16x145 GB/T5782-2000 垫圈 调整安装 6 65Mn 16 GB/T9
38、3-1987 螺母 安装 6 Q235 M16 GB/T6170-2000 销 定位 2 45 8x35 GB/T117-2000 通气器 透气 1 Q235 油塞 排油 1 Q235 螺钉 安装观察孔盖 4 Q235 M6x20 GB/T5782-2000 十三、 箱体主要结构尺寸的计算 (1)箱座壁厚 =10mm (2)箱盖壁厚 1=8mm (3)箱盖凸缘厚度 b=12mm (4)箱座凸缘厚度 b1=15mm (5)箱座底凸缘厚度 b2=25mm (6)地脚螺钉直径 df =20mm (7)地脚螺钉数目 n=6 (8) 箱座肋厚：m=8 .5mm (9) 大齿轮端面与内箱壁间的距离：L=16 mm (10) 大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：L1= 10mm (11) 主动轴轴承端盖外径 D1=85mm (12) 从动轴轴承端盖外径 D 十四参考文献 资料编号 作者名 书名 出版社 【1】 罗红专 机械设计基 础 机械工业出 版社 【2】 熊娟 阳尧端 机械零件课 程设计 陕西科学技 术出版社
