1、武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明书题目: 双级展开式圆柱齿轮减速器专业: 机械电子工程班级：03 班姓名: 陈倩学号: 1203120302指导教师: 秦襄培武汉工程大学机电工程学院2015 年 1 月 7 日武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩1 / 24目 录一、设计任务书 2二、传动方案的分析与拟定 2三、电动机的选择与计算 3四、传动比的分配 3五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 4六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 6七、联轴器的选择及计算16八、键连接的选择及计算16九、轴的强度校核计算18十、润滑和密封21十一、箱体及附件的结构设计和
2、选择22十二、设计小结24十三、参考资料24武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩2 / 24一 设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：T=370Nm; V=0.75m/s; D=330mm；生产规模：中小批量；工作环境：多尘； 载荷特性：平稳；工作期限：8 年，两班制。 设计注意事项：1.设计由减速器装配图 1 张，零件图 2 张（包括低速轴和低速轴上大齿轮） ，以及设计计算说明书一份组成;2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或
3、答辩。二 传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为 min/41.3min/)3014./(75.06)rrDvnw为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部 V 带传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图 1. 传动方案简图T=370Nm; V=0.75m/s;D=330mmnw=43.41r/min武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩3 / 24三 电动机的选择与计算1电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相交流异步电动机。2电动机的功率工作机有效功率:Pw = Tnw/9550 =37043.41/9550
4、kW=1.68 kW设电动机到工作机之间的总效率为 ，并设 1， 2， 3， 4， 5 分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8 级） 、滚动轴承、V 带传动以及滚筒的效率。查文献 4 表 2-2 可得： 1=0.99， 2=0.97， 3=0.99， 4=0.96， 5=0.96，由此可得：总效率：= 1 22 34 4 5=0.9720.9940.960.96=0.833电动机所需功率：Pd=Pw/=1.68/0.833=2.02 kW查文献 4 表 16-1 选取电动机的功率为 2.2 kW。3电动机转速的选择在常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min 两
5、者之间选择。前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 r/min 的电动机。4电动机型号确定由功率和转速，查表 20-1，选择电动机型号为：Y100L1-4,其满载转速为1420r/min，查表 20-2，可得：中心高 H=100 mm； 轴外伸轴径 D=28 mm； 轴外伸长度 E=60 mm.四 传动比的分配计算得内外总的传动比 71.324.0wmni取 V 带传动的传动比 i1=2.5则减速器的总传动比 08.135.271i因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比 12.408.3.ii总效率：=0.833电动机
6、型号：Y100L1-4武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩4 / 24低速级的传动比17.32.4083i五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算 min/49.317.86.2.45in/.104230 rinirnIIIIIw2. 各轴的输入功率计算KWPKWgxIIdIe 947.1.028. 289.16.0.0 3. 各轴的输入转矩计算 mNnPTnmNTIIIIII 54.271.439,509.86.52.31.509.4.00将上述数据归纳总结如下表所示。减速器总传动比：i=13.08高速级传动比：i2=4.12低速级传动比i3=3.1
7、7武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩5 / 24表 1. 各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功 率（kW ）转 矩（Nm）传动比 i电动机输出轴 01420 2.2 14.8高速轴 I 568 2.112 35.51中间轴 II 137.86 2.028 140.49低速轴 III 43.49 1.947 427.542.54.123.17武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩6 / 24六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1. 减速器外部传动V 带传动的设计计算（1） 、确定计算功率 cP两班制工作，即每天工作 16h，查表 8-8
8、 得工况系数 KA=1.2，故Pc = KAP = 1.22.2 kW =2.64 kW（2） 、选择普通 V 带的型号根据 Pc=2.641 kW、n 1=1420 r/min，选用 A 型带。（3） 、选取带轮基准直径 dd1和 dd2取 dd1=90 mm，并取 =0.02，则 m2590.12d di（4） 、验算带速 v ssnd /69./064.3061因 v 在 525 m/s 范围内，故带速合适。（5） 、确定中心距 a 和带的基准长度 Ld初定中心距 a0的取值范围为 ma6305.20初选中心距 a0=400 mm。由此计算所需带长为 mmaddLd130640)925(
9、)90(24. 21210查表 8-2，选择基准长度 Ld=1250mm。由此计算实际中心距得ad3722/)13065(40（6） 、验算小带轮包角 1带轮基准直径：dd1=90 mmdd2=225 mm安装中心距：a=372 mm带的基准长度：Ld=1250 mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩7 / 24)(120.593.72905-18.12 合 适ad（7） 、确定带的根数已知 dd1=90 mm，i=2.5，v=6.69 m/s，查文献 2 表 8-4 得 P0=1.05 kW，查文献2 表 8-5 得 P0=0.17 kW；因 =159.2，查文献 2
10、 表 8-6 得 K=0.946；因Ld=1250 mm，查文献 2 表 8-2 得 KL=0.93，因此 46.293.046.)17.05.(2(zLccKP取 z=3 根。（8） 、确定初拉力 F0单根普通 V 带的初拉力为 NNqvzKPc74.12 69.105.69.3.042)5(. 20（9） 、计算压轴力 FQ NNzF3.652.159sin74.2i0（10） 、带轮的结构设计A、小带轮的结构设计由于 dd1=90mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 da1=95.5mm，轮毂长度 L1=45mm，故小带轮 1 的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于 d
11、d2=225mm300mm，所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 da2=230.5mm，轮毂长度 L2=60mm。小带轮包角： 1=159.2带的根数：Z=3初拉力：F0=170.7N压轴力：FQ=665.33N小带轮：顶圆直径：da1=90.5mm轮毂长度：L1=45mm大带轮：顶圆直径：da2=230.5mm轮毂长度：L2=60mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩8 / 242高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率 2.112 kW，转速 569 r/min，转矩 T1=35.51 Nm，齿数比 u=i2=4.12，单向运转，载荷平稳，每天工作 16 小时，
12、预期寿命 8 年，电动机驱动。（1） 、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:40Cr,调质处理，齿面硬度 280HBS;大齿轮:45 钢,调质处理，齿面硬度 240HBS。（2） 、确定许用应力A. 确定极限应力 Hlim和 Flim许用接触应力 Hlim1=548MPa， Hlim2=585.33MPa；许用弯曲应力 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。B. 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 ZN，Y N9103. 163085616）（hIjLn8912 7.2.4i查文献 2 图 10-23 和图 10-22 得，. 9096.098.096.0211FNFNHNHN
13、KK，C. 计算许用应力安全系数： ， ，则：.1S4. MpaSKFpaSHNHN0.264.159808.3.04.7159.092.63862lim21li12lim2li1 （3） 、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 选择齿轮类型选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B. 选用 7 级精度C. 初选参数初选参数： ， ，Z Z u=304.17=112， , 齿宽1527021系数 。8.0dD. 初步计算齿轮主要尺寸小齿轮 1 齿数：Z1=27大齿轮 2 齿数：Z2=112变位系数： 01齿宽系数： 8.d武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩9
14、/ 24武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩10 / 24由于载荷平稳，取载荷系数 K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数 ;弹425.HZ性系数 ;取重合度系数 ;螺旋角系数为：MPaZE8.198.0Z； H= =537.04MPa，因此，有：93.5cos 2m156.4 m04.5378.1982.1.4803.23 211 EduKT故： mZdn 8.127cos56.cos1 取标准模数 mn=2 mm，则中心距a 903.45cos(cos2)(）圆整后取 a=143 mm。调整螺旋角： 584.13132)7(arcos21azmn计算分度圆直径： mm
15、Zd5. 584.13cos7/1n1 n4.230.2/计算圆周速度： smdv/7.16058.14.3)6(法面模数：mn=1.5 mm中心距：a=130 mm螺旋角： 584.13分度圆直径：d1=55.55mm；d2=230.45mm圆周速度：v=1.704 m/s武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩11 / 24计算齿宽：大齿轮：，mdb4.5.8012 小齿轮：;bm21，（4） 、 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数: 39.2584.1cos73311 ZV .6.3322V查图得，齿形系数： ， ；应力修正系数： ，45.1aFY182aF 625.1
16、aSY。取 ， ，则：82.12aSY8.0671 22n13.68 584.13cos67.0812.65.4705911FSaFMPmbdKT 2896.7Pa5.148322FSaFFY齿根弯曲强度足够。（5） 、齿轮结构设计齿顶圆直径： mhdaa 5.925.21 ）（ 423.1430）（齿根圆直径： mhdff5.05.2-.21）（大齿轮齿宽：b2=45mm小齿轮齿宽：b1=50mm齿顶圆直径：da1=59.55mmda2=234.45mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩12 / 24mmhdff45.2)25.14.230(高速级齿轮设计结果：， ，
17、71Z2d1=55.55 mm , d2=230.45 mmda1=59.55mm , da2=234.45mmdf1=50.55mm , df2=225.45mmb1=50 mm , b2=45mm mn=2 mm , , a=143mm ， v=1.704m/s.584.133. 低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率 1.947kW，转速 43.49r/min，转矩 T3=427.54 Nm，齿数比 u=i3=3.17，单向运转，载荷平稳，每天工作 16 小时，预期寿命 8 年，电动机驱动。（1） 、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均采用 45 钢表面淬火，齿面硬度 4050HR
18、C，取 45HRC。（2） 、确定许用应力A确定极限应力 Hlim 和 Flim许用接触应力 Hlim3= Hlim4=600MPa许用弯曲应力 Flim3= Flim4=550MPaB计算应力循环次数 N，确定寿命系数 NYZ,83102. 16349.6）（hILjn78346. 7././uN查图表得， 。98.0,6.,90, 4343 FNFNHNHN KKC计算许用应力安全系数：，13S.4故有：齿根圆直径：df1=50.55mmdf2=225.45mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩13 / 24 MpaSKHpaSMKHFNHN0.264.138905
19、91098.76.4lim33li4lim243li13 （3） 、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A选择齿轮类型初估齿轮圆周速度 v=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B初步选用 7 级精度C初选参数初选： ， , Z4=Z3u=42 3.17133， ，齿宽系1523043数 。8.0dD初步计算齿轮主要尺寸查得：Y sa3=2.448 ,Ysa4=1.675 ;YFa3=2.157 ,YFa4=1.82 ;取 Y =0.663，Y =0.633；由于载荷平稳，取载荷系数 K=1.3，则：mmYzKTFPSadn718.20148.3045.2231（因为 比
20、 大，所以上式将 代入 ）3FPSaY4FPSa3FPSaY小齿轮 3 齿数：Z3=42大齿轮 4 齿数：Z4=133变位系数： 043齿宽系数： 8.d武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩14 / 24取标准模数 mn=3mm，则中心距 mZa 76.2115cos2)34(cos2)(43 圆整后取 a=276mm。调整螺旋角： 186.527)34(arcos4aZmn计算分度圆直径： mZmdn 56.13086.15cos4/33 444计算圆周速度： smsndv/297.0/69.35.1.3)0/(符合估计值。计算齿宽：大齿轮： ，db1056.38.34
21、 小齿轮：;m)()105(43 （4） 、验算轮齿齿面接触疲劳强度查得节点区域系数 ;弹性系数 ;取重合度系数2.HZMPaZE8.19;螺旋角系数 ， 则：8.0Zcos2.06.5s MPa PaubdKTEH67.21 17.356.1308.429.046.8943 33齿面接触疲劳强度满足要求。法面模数：mn=3.5 mm中心距：a=165mm螺旋角： 186.5分度圆直径：d3=130.56mmd4=413.44mm圆周速度：v=0.297 m/s大齿轮 4 齿宽：b4=105 mm小齿轮 3 齿宽：b3=110 mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩15
22、 / 24（5） 、齿轮结构设计齿顶圆直径： mhdaa 56.13256.13023 ）（ 4944 ）（齿根圆直径： mhdff06.123325.1-6.3）（ mff94.5).4.(低速级齿轮设计结果：， 423Z13Zd3=130.56mm , d4=413.44mmb3=110mm , b4=105mmda3=136.56mm , da4=419.44mmdf3=123.06mm , df4=405.94mmmn=3 mm , , a=272mm ， v=0.297m/s.186.54. 初算轴的直径及轴结构的初步设计已知，最小轴径的初算公式为 ，轴的材料均选用 45 钢，调质处
23、理，3minPCd查得其许用应力 -1 b=60MPa , C=118107。（1 ） 、高速轴因 V 带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以 C 应取大值，取 C=110，则轴端直径 mnPCd04.175682.133mi 齿顶圆直径：da3=136.56mmda4=419.44mm齿根圆直径：df3=123.06mmdf4=405.94mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩16 / 24在该轴段与 V 带轮相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大 5%，得 dmin=17.89mm,再根据设计手册查标准尺寸，取 d2min=25mm。初步设计其结构如下图所示：
24、图 2. 低速轴结构设计（2 ） 、中间轴取 C=108，则： mnPCd463.28.13703mi 在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大 5%，得 dmin27.786 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取 d3min=40 mm。初步设计其结构如下图所示：图 3. 中间轴结构设计（3 ） 、低速轴取 C=105，则： mnPCd28.3749.10533mi 在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大 5%，得 dmin=39.44mm,再根据设计手册查标准尺寸，取 d4min=40 mm。初步设计其结构如下图所示：高速轴最小轴颈：d
25、2min=25mm中间轴最小轴颈：d3min=40 mm低速轴最小轴颈：d4min=40 mm武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩17 / 24图 4. 低速轴结构设计5. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表 2. 轴承代号及其尺寸性能由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于 2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。七 联轴器的选择及计算1. 低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式
26、联轴器，此处选用HL 弹性柱销联轴器。计算转矩，取工作情况系数 KA=1.5，则： mNTca 31.645.427.14查表，选择联轴器型号：HL4 型联轴器。其主要尺寸如下表所示：表 3. HL4 弹性柱销联轴器主动端基本尺寸型号 轴孔类型 键槽类型 d1 L D2HL4 Y 型 A 型 50 112 195轴种类 轴承代号 d D T B Cr/kN C0r/kN高速轴 6207 35 72 35.51 17 15 10中间轴 6210 50 90 140.49 20 27 19.8低速轴 6210 50 90 427.54 20 27 19.8滚动轴承选型结果：高速轴：6207中间轴：
27、6210低速轴：6210低速轴与工作机间联轴器:HL4 联轴器 85014/BJ2G武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩18 / 24八 键连接的选择1. 大带轮与高速轴间键的设计大带轮与高速轴连接处轴颈 d=25mm,初步选用 A 型键，采用 45 钢调质处理。公称尺寸：宽度 b=8 mm，高度 h=7 mm。该轴段长度 l=60 mm，故根据标准，可取键长 L=40 mm。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈 d=46 mm,初步选用 B 型键，采用 45 钢调质处理。其公称尺寸：宽度 b=16 mm，高度 h=10 mm。该轴段长度 l
28、=50 m,可取键长L=30 mm。3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈 d=56 mm,初步选用 B 型键，采用 45 钢调质处理。其公称尺寸：宽度 b=16mm，高度 h=10 mm。该轴段长度 l=70 mm，故根据标准，可取键长 L=50mm。4. 低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈 d=46 mm,初步选用 A 型键，采用 45 钢调质处理。其公称尺寸宽度 b=12 mm，高度 h=8 mm。该轴段长度 l=110 mm，故根据标准，可取键长 L=90 mm。大带轮与高速轴间键：键 408GB/T 1096中间轴与其上大齿轮间键
29、：键 B 316GB/T 1096低速轴与其上大齿轮间键：键 5016GB/T 1096低速轴与工作机间键：键 9012GB/T 1096武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩19 / 24九 轴的强度校核计算1. 高速轴（1） 、计算齿轮受力齿轮 1 的圆周力： NdTFt 5.127805.321齿轮 1 的径向力： ntr .48.13costan.27cosa1 齿轮 1 的轴向力： NFta 9.05.ta.81 （2） 、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用
30、于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设） ，则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。齿轮 1 受力：圆周力： NFt5.2781径向力： r.41轴向力： NFa9.3081武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩20 / 24图 5. 高速轴的受力分析（3） 、计算支反力铅垂面内支反力：NNFdFRraQVA8.154)5914(597.482/.30297.6/)(1RFRVArQVB 8.10).16( 水平面内支反力：高速轴铅垂面内支反力： NRVA8.154B0武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机
31、电工程学院 陈倩21 / 24NFRtHA 6.371)20(59.178)594(.HAtB 9.0（4） 、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故：左截面： mNmNFRMQVAav7.942)238.65185( 149(,)右截面： RVBav 2.679.0,)(支点 A 处： mNNFMQV 9580143.6514B水平面弯矩 RHAa 4.31.7)(分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图 5（c ） 、 （e）所示。C合成弯矩齿轮所在截面左截面： mNNMavaHa 7.540967.942.53102,)(2)(,)(齿轮所在截面右截面：
32、 mavaa 2.31.6.222,)(2)(,)(支点 A 处： mNV95807由此作出合成弯矩图，如图 5（f）所示。画出扭矩图，如图 5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。（5） 、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取 =0.6，则：齿轮所在截面左截面： mNNTMaac 2.5814)35106.(7.5409)( 2222,),)(高速轴水平面内支反力： NRHA6.371B90武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩22 / 24齿轮所在截面右截面： mNNTMaac 6.579)35106.(4.5
33、31)( 2222,),)(支点 A 处： mca .84).0(987)( 2222（6） 、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈 d=48 mm,其抗弯模量 W=0.1d3=（0.1 483）mm 3=11059.2 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为： MPaPaMWbacac 60.52.1095841,)()( 显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。十 润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于 12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（0.5m/s） ，浸油深度可达 1/61/3 的
34、齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为 10mm。齿轮齿面硬度为 280350HBS，圆周速度小于 0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为266mm2/s(50 摄氏度)，由此选择 L-CKC460 中负荷工业齿轮油（ GB/T5903-1995） 。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度小于 2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作 36 个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用 1 号通用锂基润滑脂（ GB7324
35、-1991）润滑。3. 密封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈选用毡圈40FZ/T92010-91。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。齿轮油池浸油润滑润滑油型号：L-CKC460 中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）滚动轴承脂润滑润滑脂型号：1 号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）计算与说明 主要结果武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩23 / 24十一 箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时
36、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。铸件壁厚为 8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。2.轴承盖与套杯均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。3. 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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 M6 螺钉紧固（具体结构参考装配图） 。4. 油面指示器选用油标尺。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
37、而溢出。油标尺中心线与水平面呈 45或大于 45角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。5. 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改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。本减速器选用通气罩。6. 启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。7. 定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。8. 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.9. 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速
38、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。箱体具体各部分的尺寸大小如表 4 所示：武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩24 / 24表 4. 减速器铸造箱体的结构尺寸箱座壁厚 8mm箱盖壁厚 1 8mm箱座凸缘壁厚 b 12mm箱盖凸缘壁厚 b1 12mm箱座底凸缘壁厚 b2 20mm轴承盖螺钉直径 8mm窥视孔螺钉直径 6mm定位销直径 6mm大齿顶圆与箱体内壁距离 1 10 mm齿轮端面与箱体内壁距离 2 10 mm箱体外壁至轴承座断面的距离 4 49 mm箱座箱盖上的肋板厚
39、 771m，直径与数目 6ndf，通孔直径 =20 mmf沉头座直径 mD450地脚螺钉底座凸缘尺寸 C.2.271，轴承旁连接螺栓直径 12mm1d轴承旁连接螺栓通孔直径 m5.3轴承旁连接螺栓沉头座直径 D=26mm轴承旁连接螺栓凸缘尺寸 C.18,.221箱座、箱盖的连接螺栓直径 d箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径 m9箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径 D=18连接螺栓连接螺栓箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸 C5.14,.721武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院 陈倩25 / 24十二 设计小结该设计符合要求.十三 参考资料1、机械设计机械设计基础课程设计 王昆主编 高等教育出版社 19952、机械设计课程设计指导书 濮良贵，陈定国主编主编 高等教育出版社 19953、机械设计课程设计 刘俊龙 廖仁文主编 机械工业出版社 19924、机械设计课程设计 黄珊秋主编 机械工业出版社 1999
