1、兰州交通大学机电工程学院 - 0 -机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级同轴式圆柱齿轮减速器班级:机制 4 班学号: 20080584设计人员: 程乾指导老师:雒晓兵2011-01-08兰州交通大学博文学院机电工程系- 1 -目 录一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 64. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 齿轮的设计 76. 滚动轴承和传动轴的设计 117. 键联接设计 258. 箱体结构的设计 269.润滑密封设计 2810.联轴器设计 28四 设计小结 28五 参考资料
2、 29- 2 -111 一 课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1运输带2卷筒3联轴器4二级圆柱齿轮减速器5电动机原始数据：数据编号 1 2 3 4 5 6 7 8运送带工作拉力 F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000运输带工作速度 v/(m/s) 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6卷筒直径 D/mm 220 240 300 400 220 350 350 400数据编号 9 10 11 12 13 14 15 16运送带工作拉力 F/N 4500 4800 5000 5500 6000 60
3、00 8000 8500运输带工作速度 v/(m/s) 1.8 1.25 1.5 1.2 1.3 1.5 1.2 1.3卷筒直径 D/mm 400 500 500 450 450 500 400 450数据编号 17 18 19 20 21 22 23运送带工作拉力F/N9000 9500 10000 10500 11000 11500 12000运输带工作速度v/(m/s)1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0- 3 -1传动装置总体设计方案卷筒直径 D/mm 500 550 600 550 500 450 4001.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉
4、尘，环境最高温度 35；2.使用折旧期：使用折旧期 8 年；3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二. 设计要求1.完成减速器装配图一张（A0 或 A1）。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第十六组数据：运送带工作拉力 F/N 2600。运输带工作速度 v/(m/s) 1.1。卷筒直径 D/mm 220。1）外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮
5、减速器。 NF850smv3.1D4- 4 -2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3) 方案简图如上图4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动
6、效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为 vPwF从电动机到工作机传送带间的总效率为kwP86.287.0kwPd3.- 5 -3）确定电动机转速 5423421 由机械设计课程设计指导书表 1-7 可知：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）1：滚动轴承效率 0.99（球轴承）2：齿轮传动效率 0.98（7 级精度一般齿轮传动）3：联轴器传动效率 0.99（齿式联轴器）4：卷筒传动效率 0.965所以电动机所需工作功率为wPd3）确定电动机转速按表 1-8 推荐
7、的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比408i而工作机卷筒轴的转速为Dvnw60所以电动机转速的可选范围为 min)3820764(min5.9)408( rrinwd 符合这一范围的同步转速有 750 、1000 、1500 三种。综inr合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 的电动机。inr根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 12-1 选定电动机型号为 Y160L-4。其主要性能如下表：电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 额 定 转 矩启 动 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩m
8、in5.9rnw选定电动机型号 Y160L-4- 6 -3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比 i(2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩Y160L-4 18.5 2930 2.2 2.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：3.计算传动装置的总传动比 并分配传动比i(1).总传动比 为iwmni(2).分配传动比ii考虑润滑条件等因素，初定，54.i54.i4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速I 轴 min2930rnm中心高外型尺寸L（ AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸DE装键部
9、位尺寸 FGD160 645 417.5 385 254254 15 42 110 12 4568.30i54.imin2930r8.5in47.9rm5wkP23.w1k04.P982卷- 7 -5. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2) 初步设计齿轮主II 轴 min8.52rinIII 轴 i47.9i卷筒轴 in.5rnw2).各轴的输入功率I 轴 kwPd23.1II 轴 3III 轴 k04.2卷筒轴 wP984卷3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 为dTmNnPTmd 46108.105.9I 轴 d 421.II 轴 iT31075III 轴 mN 526
10、.卷筒轴 4卷将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 I 轴 3.23 4106.2930 5.54 0.97II 轴 3.13 75528.885.54 0.97III 轴 3.04+ 5106.395.471 0.98选用直齿圆柱齿轮传动软齿轮面闭式传动7 级精度小齿轮材料45 钢（调质）大齿轮材料 45钢(调质) 231z9- 8 -要尺寸 卷筒轴 2.98 510.395.475. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。(2)
11、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表 6.1，选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为270HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 230HBS，二者材料硬度差为 40HBS。(4)选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数231z 1272zi2) 初步设计齿轮主要尺寸(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即2311 )(2. HEdt ZuKTd1 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数 。4.1t.计算小齿轮传递的转矩mNnPT46.1 05.059.按软齿面齿轮非对
12、称安装，由机械设计表 6.5 选取齿宽系数 。1d.由机械设计表 6.3 查得材料的弹性影响系数 。MPaZE8.19.由机械设计图 6.8 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 。MPaH601lim H5602lim.计算应力循环次数 91 1.813129306 hjLnN4.1tKmNT410.8d8.19EZMPa910.4N821.790.1HNK52=5401HMPa=5322Mpamdt03.61sv59.4- 9 -912048.iN.由机械设计图 6.6 取接触疲劳寿命系数 ； 。90.1HNK95.02HN.计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=
13、1MPaSKHNH 540690.1lim11 325.2li22.设计计算. 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1HmZuKTdEdt 81.34)(32. 21 .计算圆周速度 。vsnt 34.5106298.4106.计算载荷系数 K查表 6.2 得使用系数 =1.0;根据 、7 级精度查机械设计图Asmv.10-8得动载系数 ；查机械设计图 6.13 得 。15.V 3.1K则 5.31.KVA.校正分度圆直径 1d由机械设计式（6.14）， mKkdtt 6.354./58.34/331 3.计算齿轮传动的几何尺寸.计算模数 mzd5.123/6.5/128.1Kmdt
14、3.51m5.2d.71529ma5.17B651m02- 10 -按标准取模数 m5.1.计算分圆周直径 、 d2zd.34.1mm5190.72.计算中心距mda 5.12/)34(21 .计算齿轮宽度mdb5.1取 ， 。mB352B40.齿高mh375125 (3).按齿根弯曲疲劳强度校核由机械设计式（6.12）， FSaFdYzKT321F1.确定公式内的各参数值.由机械设计图 6.9 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大MPaF2801lim齿轮的弯曲强度极限 ；MPaF270lim.由机械设计图 6.7 取弯曲疲劳寿命系数 ， ；5.01FNK9.2FN.计算弯曲疲劳许用应力；取弯
15、曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数 ,得.2STYMPaSYKFETNF 340.1/85.0211 FETF .7./29.7222 . 查取齿形系数 、 和应力修正系数 、1aY2F1SaY2MPaF2401lim85.1NK902FS=1.4.STYMPaF4329186.29.1FaY6257.1Sa82Y小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度1Pa7.26811.FM弯曲疲劳强度足够- 11 -6. 滚动轴承和传动轴的设计由机械设计表 6.4 查得 ； ； ；69.21FaY16.2FaY57.1SaY81.2SaY.计算大、小齿轮的 并加以比较；FSa0125.1F
16、SaY3.2FSa.校核计算11F MPaYmzKTSaFd 75.4.16925.1230.4321 F(4).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 6.26(a)荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。- 12 -(一).轴的设6. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率 、转速 和转矩PnT由上可知 ， ，kw04.3 mi47.95
17、r mN5106.3.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mzd5.190275.2而 NTFt 6.32tr 29.1an0a.初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计表 11.3，取 ，于是10C- 13 -计，由于键槽的影响，故mnPCd86.343min91.50.1iin输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。d联轴器的计算转矩 ，查机械设计表 10.1，取 ，则：TKAca 3.1AKmN8.397按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用 GICL4 型鼓ca
18、T型齿式联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取0 md38，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度md38 mL82L50.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度md54，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段L0的长度应比 略短一些，现取 ml822).初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 ，查机械设计手册表 6-1 选取深沟球轴承 6012,其尺d54- 14 -寸为 ，
19、故 ；而mBDd189560 md60。ml23).取安装齿轮处的轴端-的直径 ；齿轮的左端与左轴承之间5采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度ml50，故取 ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取dh07.h6d7 hb4.1。ml14).轴承端盖的总宽度为 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴30承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故 。l20ml45).取齿轮距箱体内壁的距离 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动a12轴承位置时，应距箱体
20、内壁一段距离 ，取 ，已知滚动轴承宽度 ，s3mT18大齿轮轮毂长度 ，则L60masTl 35)212()58( 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由机械设计手册 d表 4-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 ，同mhb18 m28时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为 ；同67nH样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 ，半联轴器与轴的配1020合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸67kH公差为 。m(3).确定轴上圆角和倒角尺寸- 15 -参考机械设
21、计表 1-27，取轴端圆角 。452.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。mL9654132 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C 处的 、 及 的值列于下表。HMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNNH42.1039672 NFNV46.891327弯矩 MmH. mMV.总弯矩 N97.6154扭矩 TT8- 16 -.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的- 17 -强度。根据上表数据，以及轴单向旋转
22、，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，6.0轴的计算应力 MPaWTca 46.32)(2前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 11.2 查得MP601因此 ，故安全。1ca.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面 A，,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核
23、。截面 C 上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。(2).截面左侧抗弯截面系数 3332160.01. mdW抗扭截面系数 8.4952T截面左侧的弯矩 为MN7.430168左截面 上的扭矩 为TmN58.197截面上的弯曲应力- 18 -MPaWb5.28截面上的扭转切应力aT8.20平均应力，MPam0MPaTm4.102应力幅，ba5.8ma.轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 11.
24、2 得 ，MPa640B， 。MPa2751Pa15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表 1.6查取。因 ， ，经差值后可查得025.8dr 0625.18dD， 9.3.又由机械设计图 2.7 可得轴的材料的敏性系数为，80.q5.q故有效应力集中系数为72.1)(1k6q由机械设计图 2.9 的尺寸系数 ；由图 2.9 的扭转尺寸系数5.0 76.0轴按磨削加工，由机械设计图 2.12 得表面质量系数为92.轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1qNFt30.281r5a取 120Cmd5.inmNTca1.2md3012- 19 -73.21kK4.查机械设计手册
25、得碳钢的特性系数，取2.011.0，取5 5于是，计算安全系数 值，则caS08.461maK7.1aS5.192.42Sca故可知其安全。(3).截面右侧抗弯截面系数 3335.274681.0. mdW抗扭截面系数 92T截面右侧的弯矩 为MN6.18759右截面 上的扭矩 为TmN.6197截面上的弯曲应力MPaWb8.右截面上的扭转切应力md362l5812md40378l134m78- 20 -MPaWT93.1平均应力，am0aTm97.52应力幅，MPba87.6MPma.过盈配合处的 ，由附表 1.4 用插值法求出，并取 ，于是得k k8.0，16.3k53.2k轴按磨削加工，
26、由机械设计图 2.12 得表面质量系数为9.0故得综合系数为25.31kK6.所以轴在截面右侧的安全系数为32.11maKS06.71a5.13.2SSSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图，如下：md8.2in- 21 -(二).齿轮轴的设计(二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率 、转速 和转矩PnT由上可知 ， ，kw23. mi2930r mN4106.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径mzd5.342.11而 NTFt 9.61tr .23an0a.初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计表 11.3，取 ，于是120C- 22 -，由于键槽
27、的影响，故 ,输出轴mnPCd40.123min md7.1203.inmin的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴直径 与联轴器的12d12孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查机械设计表 10.1，取 ，则：TKAca 5.AKmN9.15按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用 LX3 型弹性caT柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取20 md16，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度md162mL4 L30.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1). 为了满足办联轴器的轴向定位要求
28、，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度md203，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段L0的长度应比 略短一些，现取 。 ml2812).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 ，查机械设计手册表 6-1 选取深沟球轴承 6205，其尺d203- 23 -寸为 ，故 ， 。mBDd1525 md257834ml1578343).轴肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径 。dh07.hd065轴环宽度 ，取 。b4.1l6454).轴承端盖的总宽度为 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根
29、据轴1承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故 。ml15ml2535).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径 ， 。 md356l3856至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由机械设计设计手册表 4-12d1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 。同时为了mhb810 m48保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为 ；滚动67kH轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册表 1-2
30、7，取轴端圆角 。452.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。mmL15.57.32 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C 处的 、 及 的值列于下表。HMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FN95.4271 NFNV76.15- 24 -NFNH54.1862NFV9.672弯矩 Mm.90 mM358总弯矩 3.276扭矩 TNT485- 25 -(三).滚动轴承的校核7. 键联接设计.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面
31、（即危险截面 C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，6.0轴的计算应力 MPaWTca 81.5)(22前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 11.2 查得MP601因此 ，故安全。1ca(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 hLH467203518 . 计算输入轴承(1).已知 ，两轴承的径向反力min2930rn NFR51.0621(2).计算当量载荷 、1P2NFr5.06r2(3).轴承寿命计算由于 ，取 ，深沟球轴承，取 ，21PN51.063.0， 。tf.pf查手册得 6208 型深沟球轴承的 ，则 kCr778.49621
32、)(16HptH LhPfnL故满足预期寿命。- 26 -8.箱体结构的设计. 计算输出轴承(1).已知 ，两轴承的径向反力min47.95rn NFR45.72611(2).计算当量载荷 、1P2NFr45.76r2(3).轴承寿命计算由于 ，取 ，深沟球轴承，取 ，21PN45.7613.0， 。tf.pf查手册得 6208 型深沟球轴承的 ，则 kCr747.9086)(16HptH LhPfnL故满足预期寿命。7. 键联接设计.输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径 ，轮毂长度 ，查手册，选 A 型平键，其尺寸为md16mL30， ， (GB/T 1095-2003)b7h528现校核其强
33、度： , ，bl19NT142hkMPakldp92.362查手册得 ，因为 ，故键符合强度要求。MPap10p.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径 ，轮毂长度 ，查手册，选 A 型平键，其尺寸为md65mL50， ， (GB/T 1095-2003)b18h136现校核其强度： , ，bl8NT202hk- 27 -MPakldTp54.861023查手册得 ，因为 ，故键符合强度要求。MPap10p.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径 ，轮毂长度 ，查手册，选 A 型平键，其尺寸为md38mL82， ， (GB/T 1095-2003)b10h70现校核其强度： , ，bl6mNT302hk
34、MPakldp 45.182查手册得 ，因为 ，故键符合强度要求。MPap10p8.箱体结构的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.67isH1. 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. 考虑到机体内零件的润滑，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 大于 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 6.3。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10mm，圆角半径为 R=5。机体
35、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 M8 紧固- 28 -9. 润滑密封设计10.联轴器设计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.D 通气
36、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改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，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.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.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 83025.a10箱盖壁厚 11 8箱盖凸缘厚度 b.b12箱座凸缘厚度 515箱座底凸缘厚度 2.225地脚螺钉直径 fd1036.adf M20地脚螺钉数目 n查手册 4轴承旁联接螺栓直径 1f75.1M16机盖与机座联接螺栓直径 2d=（
37、0.50.6）2dfdM12轴承端盖螺钉直径3=（0.40.5）3f M10- 29 -视孔盖螺钉直径 4d=（0.30.4）4dfdM8定位销直径 =（0.70.8） 28， ，fd1至外机壁2距离1C查机械设计课程设计指导书表 11-2 282420， 至凸fd2缘边缘距离2查机械设计课程设计指导书表 11-2 2818外机壁至轴承座端面距离 1l= + +（812）1lC2 52大齿轮顶圆与内机壁距离 11.21 15齿轮端面与内机壁距离 22 12机座肋厚 、m 1 85.01 .5,8m.61轴承端盖外径 2D+（55.5）D23d 120809. 润滑密封设计对于二级同轴式圆柱齿轮减速器，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，箱体内选用 SH0357-5(1.2)0./minr92 中的 50 号润滑，装至规定高度。油的深度为 H+ ，H=30 =34。所以1h1hH+ =30+34=641h其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。
