1、机械设计课程设计0目录1 设计任务书 31.1 题目名称 设计胶带输送机的传动装置 31.2 工作条件 41.3 技术数据 42 电动机的选择计算 42.1 选择电动机系列 42.2 滚筒转动所需要的有效功率 42.3 确定电动机的转速 53 传动装置的运动及动力参数计算 53.1 分配传动比 53.1.1 总传动比 53.1.2 各级传动比的分配 53.2 各轴功率、转速和转矩的计算 63.2.1 轴（高速轴） 63.2.2 轴（中间轴） 63.2.3 轴（低速轴） 63.2.4 轴（传动轴） 63.2.5 轴（卷筒轴） 63.3 开式齿轮的设计 63.3.1 材料选择 73.3.2 按齿根
2、弯曲疲劳强度确定模数 73.3.3 齿轮强度校核 83.3.4 齿轮主要几何参数 94 闭式齿轮设计 94.1 减速器高速级齿轮的设计计算 94.1.1 材料选择 94.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 104.1.3 验算齿面接触疲劳强度 114.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度 .- 13 -4.1.5 齿轮主要几何参数 .- 2 -4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 .- 2 -4.2.1 材料选择 .- 2 -4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 .- 3 -4.2.3 验算齿面接触疲劳强度 .- 4 -4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 .- 5 -4.2.5 齿轮主要几何参数 .
3、- 6 -5 轴的设计计算 .- 7 -5.1 高速轴的设计计算 .- 7 -5.2 中间轴的设计计算 .- 8 -5.3 低速轴的设计计算 .- 8 -机械设计课程设计16 低速轴的强度校核 .- 9 -6.1 绘制低速轴的力学模型 .- 9 -6.2 求支反力 .- 9 -6.3 作弯矩、转矩图 .- 10 -6.1.4 作计算弯矩 Mca 图 .- 11 -6.1.5 校核该轴的强度 .- 11 -6.6 精确校核轴的疲劳强度 .- 11 -7 低速轴轴承的选择及其寿命验算 .- 13 -7.1 确定轴承的承载能力 .- 13 -7.2 计算轴承的径向支反力 .- 14 -7.3 作弯矩
4、图 .- 14 -7.4 计算派生轴向力 S- 14 -7.5 求轴承轴向载荷 - 14 -7.6 计算轴承的当量动载荷 P- 14 -8 键联接的选择和验算 .- 15 -8.1 低速轴上键的选择与验算 .- 15 -8.1.1 齿轮处 .- 15 -8.1.2 联轴器处 .- 15 -8.2 中间轴上键的选择与验算 .- 15 -8.3 高速轴上键的选择与验算 .- 15 -9 联轴器的选择 .- 16 -9.1 低速轴轴端处 .- 16 -9.2 高速轴轴端处 .- 16 -10 减速器的润滑及密封形式选择 .- 16 -11 参考文献 .- 17 -1 设计任务书1.1 题目名称 设计
5、胶带输送机的传动装置FvD1.2 工作条件工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量10 2 多灰尘 稍微波动 小批机械设计课程设计21.3 技术数据题号 滚筒圆周力F(N)带速v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZL-10 16000 0.24 400 8502 电动机的选择计算2.1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380伏，Y 系列。2.2 滚筒转动所需要的有效功率 kWFvPW 84.3102.610传动装置总效率 352承齿 联 筒查表 17-9 得所以37=0.9.0.96=812.3 确定电动机的转速 滚筒轴转速
6、 min/5.1rDvnW所需电动机的功率 kWPwr 5.70.48.3查表 27-1，可选 Y 系列三相异步电动机电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比Y132S-4 5.5 1500 1440 125.22Y132M2-6 5.5 1000 960 83.48为使传动装置结构紧凑，选用 Y132M26 型 ，额定功率 5.5kW,同步转速1000r/min,满载转速 960r/min。查表 27-2，电动机中心高 H=132mm，外伸段 DE=38mm80mm3 传动装置的运动及动力参数计算3.1 分配传动比机械设计课程设计33.1.1 总传动比
7、 48.35.1960Wni3.1.2 各级传动比的分配查表 17-9 取 65i开减速器的传动比 913.48. i高速级齿轮传动比 253.4.012 低速级齿轮传动比 71.325.49134i 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 3.2.0 0 轴 P=4.70kw,n=960r/min,T=9.55*4.70/960=46.76N*m 3.2.1 轴（高速轴） kW653.49.07.41 rPmin/9601rinNT 2.015.5.313.2.2 轴（中间轴） 4.7k96.412 Pmin/7.253.9012rinNT 13.89.4523.2.3 轴（低速轴） 4.2kW
8、7.0.7.23 Pmin/.691.534rinNT 76.50.2933机械设计课程设计43.2.4 轴（传动轴） kW20.434 Pmin/r.69145inNT 30.581.2943.2.5 轴（卷筒轴） .kW45 Pmin/516.95rinNT 65.34.03.3 开式齿轮的设计3.3.1 材料选择小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度 217-255HBS大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 162-217HBS 3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数按齿面硬度 217HBS 和 162HBS 计算初取小齿轮齿数 205Z则大齿轮齿数 12066i计算应力循环次数845
9、 109.)83(.0960 hjLnN785612.3.1i查图 5-19 0.65NY查图 5-18(b) ，pa27limMFpa206limF由式 5-32 .165X取 ,0.2STY4minF计算许用弯曲应力机械设计课程设计5由式 5-31 XNFSTYminlpa7.3850.14.12705 MF26 查图 5-14 .,.65FaFaY查图 5-15 781SS则 036538525FaY17916FSa取 036.,mx65FSaSaFFSaYY初选综合系数 ，查表 5-8 1.tK 5.d由式 5-26 mYZTmFSad 38.920.176.583223354 考虑开
10、式齿轮工作特点 m 加大 10%-15%，取 m=123.3.3 齿轮强度校核 24015mZd66 mhaa 105.*562026 cdf 5.872.)(*5 mmhf 016a3526015b7.6机械设计课程设计6取 mb760659.32cos.d815.6b则小齿轮转速为 smndv /3467.016025.4.60334 9.12347.05vz查图 5-4（d） 查表 5-3 05.vk1.Ak由图 5-7(a) 7.105b 8.查表 5-4 2.k计算载荷系数 564.128.05.1kvA3.96.arcosarcs55bd487.210.rr66 aba715. )
11、20tan4387.2(10)2tan315.(tan20 )tan(665 mzz 687.15. Y06873.54.1k与 相近 ，无需修正t计算齿根弯曲应力机械设计课程设计7安 全55430.19 56.182510764.22FsaFMpYmbdKT 安 全66564.2 78.23.9FsaFpaY3.3.4 齿轮主要几何参数05Z126u5ma30mdd0da1md61f.875f.87693b53bb57064 闭式齿轮设计4.1 减速器高速级齿轮的设计计算4.1.1 材料选择小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度 217-255HBS大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 1
12、62-217HBS 按齿面硬度 217HBS 和 162HBS 计算计算应力循环次数 N 91 107648.2)8301(9606 hjLnN8125.i查图 5-17 （允许一定点蚀）05.1,.21NZ由式 5-29 X取 （精加工）9.,.,0.limLVRWHS查图 5-16（b） ,pa6501limMHpa512limH由式 5-28 98.01minl1 MZSLVRWXNH 机械设计课程设计8 pa49.72.01.50.12minl2 MZSLVRWXNH Mpa497,214.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距小轮转矩 T4601初定螺旋角 3初取 ，查表 5-5 .2
13、tZK pa8.19MZE减速传动 取5.412iu40a端面压力角 4829.0)13cos/2rctn()os/arctn( t基圆螺旋角 35.).art()rt( tb由式 5-42 987.013cosZ由式 5-41 42.89.20sin4.in235.1ooSttbHc由式 5-39 mZuKTaHEat 53.1949.7801.253.40261)53.4()( 2321 取中心距 ma估算模数 man .8.).7.(取标准模数 2小齿轮齿数 3.215.4cos201cos1 umz大齿轮齿数 893.2取 1z95机械设计课程设计9实际传动比 318.42951zi
14、传动比误差 %5.1025.384%0 i在允许范围内修正螺旋角 o8357.120)9(2arcos)(arcos12 zmn与初选 相近, , 可不修正13HZ轮分度圆直径 mzdn 13.4587.12cs/cs/1 om9395o2圆周速度 sv /27.1063.41063查表 5-6 取齿轮精度为 8 级4.1.3 验算齿面接触疲劳强度电机驱动,稍有波动,查表 5-3 .Ak49.0127.0vz查图 5-4（b） 31vk齿宽 ma.82.06.13.4581d查图 5-7（a） 8.K查表 5-4 41载荷系数 713.vA齿顶圆直径 mmhdaa 53.492*0.542*1
15、 a 87.187*端面压力角 40.2)36.1cos/20rctn()os/arctn( t机械设计课程设计10齿轮基圆直径 mdtb 28.470.2cos13.45cos1 ot 561892端面齿顶压力角 o392.1.4arcosarcs11 btdo37.28.1956arcosarcs22 btd 92.1 )470.2tan3.(t95)470.2tan39.(ta)an(t)121 oooo ttttzz68.128.si4sin omb由式 5-43 7.09.1Z由式 5-42 9874.35.2coso由式 5-41由式 5-41ooo0523.1).20cs.1ar
16、tn()csartn( tb 4.7.si40.2o53cio2oottbHZpa49.7pa457.6 253.411.5860320.81932122MudKTHE 4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度查图 5-18（b） ，paF2701limMpaF20lim查图 5-19 .1NY.N由式 5-32 2X机械设计课程设计- 1 -取 0.2STY4.1minF由式 5-31 MpaYXNFST 7.3850.1.2701min1l1 XFST .2.4.2in2l298.308571cos/cs/331 oZV 61.2952查图 5-14 .,7.1FaFaY查图 5-15 802SS
17、由式 5-47 计算 ，因 ，取.169.0.1320571201ooY由式 5-48 623.092.15cos7.cs. ob由式 5-44 11pa23.8 8957.213.458607FsnFMYmbdKT 2F12a50. 7SF4.1.5 齿轮主要几何参数21Z953.4u2mo8357.0.cos/ntmd41d87.12a.9ma9f 03.4)5.(*-531机械设计课程设计- 2 -mdf 87.19)25.0(*-87.1942 a)(2mb51d8.4mdb56.18224.2 减速器低速级齿轮的设计计算4.2.1 材料选择小齿轮: 40Cr ，调质处理，齿面硬度 2
18、41-286HBS大齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度 217-235HBS按齿面硬度 241HBS 和 217HBS 计算 823 105.6)28301(7.560hjLnN8349.1i查图 5-17 （允许一定点蚀）05.1,43NZ由式 5-29 X取 （精加工）92.,.,0.1limLVRWHS查图 5-16（b） ,pa6503limMHpa6504limH由式 5-28 982.13minl3 MZSLVRWXNH pa.67.0.50.64inl4LVRX MpaHH98,434.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距小轮转矩 mNT102初定螺旋角 3初取 ，查表 5-5
19、 .2tZK pa8.19MZE减速传动 取7.34iu40a机械设计课程设计- 3 -端面压力角 4829.0)13cos/20arctn()os/arctn( t基圆螺旋角 35.).rt()rt( tb由式 5-42 987.013cosZ由式 5-41 42.89.20sin4.coin235.1ttbH由式 5-39 mZuKTaHEat 49.1535987.0142.73.02189)7.3()(3 2321 取中心距 ma15估算模数 man .).(取标准模数 2小齿轮齿数 28.127.35cos1cos3 uzn大齿轮齿数 98.34取 283z9z实际传动比 321.8
20、34i 传动比误差 %5.107.32%0 i在允许范围内修正螺旋角 o6289.152)8(.arcos2)(arcos34 zmn与初选 相近, , 可不修正13HZ轮分度圆直径 mzdn 74.689.cos/5.cos/3 om2.3.129.4机械设计课程设计- 4 -圆周速度 smndv/47.810632查表 5-6 取齿轮精度为 8 级4.2.3 验算齿面接触疲劳强度电机驱动,稍有波动,查表 5-3 1Ak12.0547.813vz查图 5-4（b） vk齿宽 ma0.654.8.07.1623d查图 5-7（a） 7.1K查表 5-4 4载荷系数 72.140.5vA齿顶圆直
21、径 mmhdaa 65712*3.432384端面压力角 ooo5.20)69.1cs/0arctn()os/arctn( t齿轮基圆直径 mdtb 747.3t .3.cos28cs4 o端面齿顶压力角 o84.27.6araro33 btdo41.2arcos4abtd 679.1 )5.20tan1.3(t9)45.20tan8.(t2)t143 oooo tatttzz机械设计课程设计- 5 -7259.1.682sinsi onmb由式 5-43 .06.Z由式 5-42 987.2.1coso由式 5-41 ooo56.1)4.0cs6.artn()cosartn( tb由式 5-
22、41 4.2.in5.28i2oottbHZ pa598pa87.5 271.34.7106289.7.02.1421232MubdKTHEH 4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度查图 5-18（b） ，F203limMpaF2704lim查图 5-19 .13NY.4N由式 5-32 X取 0.2ST.minF由式 5-31 MpaYSXNFT 2.410.4.12903in3l3 YXNFTF 7.85274min4l4 13.06891cos/cs/333 oZV 2.94查图 5-14 4.,.3FaFaY查图 5-15 8167SS机械设计课程设计- 6 -由式 5-47 计算 ，因 ，
23、取Y0.17259.0.18.6.1201ooY由式 5-48 678.0679.15cos025.cs75. 22 ob MpaYmbdKTFsanF2.41p34.15 954683.23 4F3434 pa42.13567.8.5YSaFF4.2.5 齿轮主要几何参数283Z9421.u.mo6.156cos/ntmd73d.384a.ma2f 4.69)5.01(*2-3df 736.84ma)(243b702d.63db4.345 轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算轴的材料为选择 45#, 调质处理，传递功率 kWP7.4转速 查表 8-2 min/960r10A机械设计课程设计-
24、 7 -mnPAd678.190.41330由于轴上有一个键槽，则 612.938.1)%53(. d估定减速器高速轴外伸段轴径查表 17-2 电机轴径 轴伸长,8电 机 mE0则 dd 384.0.10.18电 机取 m32根据传动装置的工作条件选用 HL 型弹性柱销联轴名义转矩 mNnPT75.4690.5.93查表 11-1 工作情况系数 .1,.2.1K取计算转矩 Kc 37546.查表 22-1 选 TL6公称转矩 mNTNTcn 1.0250许用转速 in/96in/3 rr轴孔直径 dmd38,axin取减速器高速轴外伸段轴径 d=32mm,可选联轴器轴孔2,381电 机联接电机
25、的轴伸长 E0联接减速器高速轴外伸段的轴伸长 mL825.2 中间轴的设计计算轴的材料为选择 45#, 调质处理，传递功率 ，转速 kWP47. min/7.25rn查表 8-2 10AmnPd76.29.54330由于轴上有一个键槽，则 187.32654.0)1%53(.d取 md40in5.3 低速轴的设计计算机械设计课程设计- 8 -轴的材料为选择 40Cr, 调质处理，传递功率 ，转速 kWP29.4min/0.69rn查表 8-2 180A由于轴上有一个键槽，则mnPd02.46.93303.8.7)1%5(2.46取 md8in因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形根据传动装置的工
26、作条件选用 HL 型弹性柱销联轴名义转矩 mNnPT76.5930.61245.9.查表 11-1 工作情况系数.k 取 1.25计算转矩 mNKc.73查表 22-1 选 TL9公称直径 TTcn 2.410许用转速 in/069in/2 rr机械设计课程设计- 9 -6 低速轴的强度校核6.1 绘制低速轴的力学模型 mL0.91L0.132作用在齿轮的圆周力 NdTFt 135.49826.35704径向力 tr 7.tan1.98an 轴向力 ta 2415.56.2 求支反力水平支反力0BM0)(221LFRtAx NLFtAx 17.9450.3.549821,0XRAxtBx 96
27、5.2038垂直支反力 BM)(221dFLarAzNLdFRarAz 90.430.12.5387.521 ZAzrBz 7.6).4(.机械设计课程设计- 10 -6.3 作弯矩、转矩图（上图）水平弯矩 xMC 点 mNLRA 39.26509*17.2451机械设计课程设计- 11 -垂直弯矩 zMC 点左 mNLRAzCz 0.45190.43-1C 点右 Bz 37.862合成弯矩 CC 点左 mNMCzx 2.2C 点右 zC765 转矩 mNT5937606.1.4 作计算弯矩 Mca 图（上图）该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑取 .C 点左 mNTMCca 6
28、1.42 )593760.()72.68()( 22C 点右 Cca7.5 ).().5()( 2222 D 点 mNTMDca 3562)9706.(0)(226.1.5 校核该轴的强度根据以上分析，C 点弯矩值最大，而 D 点轴径最小，所以该轴危险断面是 C 点和 D 点所在剖面。轴的材料为 40Cr查表 8-1 查表 8-3 pa736Bpa691MbC 点轴径 mMdbcCC 2.40.421.033因为有一个键槽 安 全567.)5(6D 点轴径 dbcaD4.391.02.33因为有一个键槽 安 全m867.)5.(74. 6.6 精确校核轴的疲劳强度机械设计课程设计- 12 -均
29、为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中-剖面计算弯矩相同，、剖面相比较，只是应力集中影响不同。可取应力集中系数值较大的值进行验算即可。同理、剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大者进行验算。校核、剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数查附表 1-1（插值），80.1k603.1k剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表 1-2425rdD8.5dr因、剖面主要受转矩作用， 起主要作用，按键槽引起的应力集中系数k计算 pa75.230.596max MWT8.12axa查表 8-1 p341pa19查附表 1-4 7.08.查附表 1-5 660查表 1-5 ，34.21. 82.67
30、5.12.0875096.391 makS取 ，8.5安 全S校核、的疲劳强度剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数查附表 1-1， 9.2k72.1k剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表 1-2504rdD04.5dr， 89.1k6.1k剖面因键槽引起的应力集中系数查附表 1-1机械设计课程设计- 13 -，80.1k603.1k按配合引起的应力集中系数校核剖面剖面承受的弯矩和转矩分别为： m.843072/519072.821 NBLMC 剖面产生正应力 pa6.maxMW，p63.12max0剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 a75.0.593axWTp8.12maxMa
31、查附表 1-4 6.074.查附表 1-5 ,92查表 1-5 ,3.1. 521.7063.278.09541 makS 4.7514.211 mak 51.722S取 ，85.1安 全其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核7 低速轴轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对 30210 圆锥滚子轴承条件：d=50mm,转速 n=96.6r/min，工作环境多灰尘，载荷稍有波动，工作温度低于 ，预计寿命10 hLh3808210机械设计课程设计- 14 -7.1 确定轴承的承载能力查表 21-3 轴承 30210 的 =55200N0c7.2 计算轴承的径向支反力 NRAZX13.2986
32、21B4527.3 作弯矩图（如前）7.4 计算派生轴向力 S查表 9-8 30210 轴承 Y=1.5，C=722000 ，e=0.4NYRS38.95217的方向如图21,7.5 求轴承轴向载荷 NSSFa 71.862.1038.9524.1故 1 松 2 紧 FSANAa.,.127.6 计算轴承的当量动载荷 P由 4.07.3.98610eR查表 9-6 5.1,.1YX由 4.086.2.45302eA查表 9-6 5.1,.2Y机械设计课程设计- 15 -查表 9-7 1.df根据合成弯矩图取 1,2mffNAYRXfPmd 4.7963.210*5.39864.0.111 N9
33、0.45622 ，故按 计算12P1查表 9-4 tfhLhPCnLth38021.4534.796201.660 313101故圆锥滚子轴承 30210 适用8 键联接的选择和验算8.1 低速轴上键的选择与验算8.1.1 齿轮处 选择键 1610 其参数为 L=56mm，t=6.0mm，R=b/2=8mm，k=h-t=10-6=4mm，l=L-2R=56-28=40mm，d=54mm。齿轮材料为 40Cr，载荷平稳，静联接查表 2-1 pa120Mp安 全pa12058.94562 MdklTPP 8.1.2 联轴器处 选择键 149,其参数为 L=70mm，t=5.5mm，R=b/2=7m
34、m，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=70-27=56mm，d=48mm。齿轮材料为 45#钢，载荷稍有波动，静联接查表 2-1 pa120Mp安 全pa1208.956.3482 MdklTPP 8.2 中间轴上键的选择与验算选择键 149 GB1096-2003A 型，其参数为 L=40mm，t=5.5mm，R=b/2=7mm，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=50-27=26mm，d=50mm。齿轮材料为 45#钢，载荷稍有波动，静联接查表 2-1 pa120Mp机械设计课程设计- 16 -安 全pa120pa36.9025.46182 MdklTPP 8
35、.3 高速轴上键的选择与验算选择键 108 GB1096-2003A 型，其参数为 L=45mm，t=5mm，R=b/2=5mm，k=h-t=8-5=3mm，l=L-2R=45-25=35mm，d=32mm。齿轮材料为 45#钢，载荷稍有波动，静联接由表 2-1，查得 pa120Mp安 全pa12034.539762dklTPP 9 联轴器的选择9.1 低速轴轴端处选择 TL8 联轴器, GB/T4323-2002名义转矩 mNnPT90.5286.9135.5.93计算转矩 Kc 74.13公称转矩 TmNn.74许用转速 in/6.9i/01rnr减速器低速轴外伸段 Ld82,9.2 高速
36、轴轴端处选择 TL5 联轴器，GB/T4323-2002名义转矩 mNnPT246.014875.95. 3计算转矩 Kc 9.62.0公称转矩 TmNcn325许用转速 min/14in/3 rr减速器高速轴外伸段 Ld58,1从动端 md58,210 减速器的润滑及密封形式选择机械设计课程设计- 17 -减速器的润滑采用脂润滑。油标尺 M16,材料 Q235A密封圈选用毛毡，JB/ZQ4606-198611 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，1. 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
37、滑，密封散热。因其传动件速度大于 2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=2。机体外型简单，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
38、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 油标和油尺：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而溢出.D 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.E 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.F 定位销：机械设计课程设计- 18 -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.G 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.名
39、称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 83025.a8箱盖壁厚 118箱盖凸缘厚度 b.12箱座凸缘厚度 512箱座底凸缘厚度 2.220轴承旁联接螺栓直径 1dfd701M16轴承旁联接螺栓通孔直径17.5轴承旁接沉头座直径 D0 26轴承旁凸台凸缘尺寸 C1C2C1=32mmC2=24mm机盖与机座联接螺栓直径 2d=（0.50.6）2fdM12机盖与机座联接螺栓通孔直径D2 13.5机盖与机座联接螺栓沉头座直径26箱缘尺寸（扳手空间） C1C2C1=20mmC2=16mm地脚螺钉数目 n 6地脚螺钉直径 M20mm地脚螺钉通孔直径 25mm地脚螺钉沉头座直径 48mm底角凸缘尺寸 L1L2L
40、1=32mmL2=30mm轴承端盖螺钉直径 3d=（0.40.5）3fd8mm视孔盖螺钉直径 4=（0.30.4）4f8mm减速器中心高 H H=(11.12)a* 180机械设计课程设计- 19 -圆锥定位销直径 d=（0.70.8） 2d12轴承旁凸台半径 R20外机壁至轴承座端面距离K K= + +（58）1C252轴承座孔长度 K+ 62大齿轮顶圆与内机壁距离 11.2114齿轮端面与内机壁距离 2212箱盖，箱座肋厚 m,1110.858 1m轴承端盖外径 2D+（55.5）23d120（1 轴）125（2 轴）130（3 轴）11 参考文献（1）孙志礼 马兴国 黄秋波 闫玉涛 主编机械设计 北京：科学出版社，2008 （2） 巩云鹏 田万禄 张伟华 黄秋波 主编机械设计课程设计北京：科学出版社，2008（3）喻子建 张磊 邵伟平 主编机械设计习题与解题分析沈阳：东北大学出版社，2000
