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1、二级斜齿圆柱齿轮减速器设二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书计说明书一一. . 课程设计书课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 .运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 8 年(300 天/年),两班制工作,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数运 输 带 工2.5作拉力2.32.11.91.812345（kN）运输带工作速1.0度（m/s）卷 筒 直 径250250250300300（mm）1.11.21.31.4二二. . 设计要求设计要求1.
2、减速器装配图一张(A1)。2.CAD 绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三三. . 设计步骤设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计 V 带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.1.传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案: :1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V
3、带设置在高速级。其传动方案如下：I231II5PwPdIII4IV图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa12332450.960.9830.950.970.960.759；21为 V 带的效率,为第一对轴承的效率，13为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.2.电动机的选择电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/19001.3/10000.7593.25kW, 执行机构的曲柄转速为
4、n100060v=82.76r/min，D经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i840，则总传动比合理范围为 i16160，电动机转速的可选范围为 nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y112M4 的三相异步电动机，额定功率为 4.0额定电流 8.8A， 满载转速nm1440 r/min， 同步转速 1500r/min。方方 电电动动 额定额定电动机转电动机转 电电 动动 参参案案 机机型型 功率功率速速号号P Pedkwkwr传动
5、装置的传动比传动装置的传动比机机 重重 考考量量NN价价格格元元总传总传V V 带带减速器减速器动比动比传动传动min满满载载转转同同步步转转速速速速1Y1124151447023016.152.37.02中中 心心高高L L （AC/2+ADAC/2+AD） HDHDM-4外型尺寸外型尺寸0040B B底底 脚脚 安安 装装地地 脚脚 螺螺轴伸尺轴伸尺装装 键键 部部 位位尺寸尺寸 A A 栓栓 孔孔 直直寸寸D D E E径径 K K123680尺尺 寸寸 F F GDGD10 41132515 345 315216 1783.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和
6、分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为in/n1440/82.7617.40a（2）分配传动装置传动比iai0i式中i ,i分别为带传动和减速器的传动比。01为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i2.3，则减速器传0动比为iia/i017.40/2.37.57根据各原则， 查图得高速级传动比为i3.24， 则ii/i2.331214.4.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速nnm/i01440/2.3626.09r/minnn/i626.09/3.24193.24r/min1nn/i193.24/
7、2.33=82.93 r/min2n=n=82.93 r/min（2）各轴输入功率Ppd13.250.963.12kWPp23.120.980.952.90kW3PP22.970.980.952.70kW3PP24=2.770.980.972.57kW则各轴的输出功率：PP0.98=3.06 kWPP0.98=2.84 kWPP0.98=2.65kWP0.98=2.52 kWP（3）各轴输入转矩T=TiNm1d01电动机轴的输出转矩T=9550P=95503.25/1440=21.55 Nddnm所以:TTi=21.552.30.96=47.58 Nmd01TTi112=47.583.240.
8、980.95=143.53 NmTTi=143.532.330.980.95=311.35Nm223T=T=311.350.950.97=286.91 Nm34输出转矩：TT0.98=46.63 NmTT0.98=140.66 NmTT0.98=305.12NmT0.98=281.17 NmT运动和动力参数结果如下表轴名功率 P KWNm输入输出电动机轴1 轴3.123.0647.58 46.63626.09143.5 140.66 193.243311.3 305.12 82.935286.9 281.17 82.9313.25输入输出21.551440转 矩T转速r/min2 轴2.902
9、.843 轴2.702.654 轴2.572.526.6.齿轮的设计齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z=241高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ =iZ =3.2424=77.76取 Z =78.212 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d1t2KtT1du 1ZHZE2()uH确定各参数的值:试选
10、Kt=1.6查课本P215图 10-30选取区域系数 ZH=2.433图 10-261 0.782 0.82由课本P214则由课本P11202 0.78 0.82 1.6公式 10-13计算应力值环数N =60n jL=60626.091（283008）h=1.442510 h9N = =4.4510 h#(3.25 为齿数比,即 3.25=Z)Z8221查课本P20310-19 图得：K1=0.93K2=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用P公式 10-12 得:202=KHHN1H lim1S1=0.93550=511.5MPa=KH2HN2H lim2S=
11、0.96450=432MPa许用接触应力H (H1H2)/2 (511.5 432)/2 471.75MPa查课本由P表 10-6 得：Z=189.8MP198Ea由P表 10-7 得:=1201dT=95.510P /n=95.510 3.19/626.095511=4.8610 N.m43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d1t3d1t2KtT1du 1ZHZE2()uH=321.64.861044.242.433189.82()49.53mm11.63.25471.75计算圆周速度d1tn13.1449.53626.091.62m/s601000601000计算齿宽 b 和模数mnt计算齿宽
12、 bb=dd1t=49.53mm计算摸数 mn初选螺旋角=14mnt=d1tcos49.53cos14 2.00mmZ124计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25m=2.252.00=4.50mmntbh=49.534.5=11.01计算纵向重合度=0.318d1tan 0.318124tan14=1.903计算载荷系数 K使用系数K=1A根据v 1.62m/s,7 级精度, 查课本由P表 10-8 得192动载系数 K=1.07,V查课本由P表 10-4 得 K 的计算公式:194HK =1.120.18(10.6H2d)d2+0.2310 b33=1.12+0.18(1+0.61)1+0.
13、231049.53=1.42查课本由P表 10-13 得: K=1.35195F查课本由P表 10-3 得: K=K=1.2193HF故载荷系数:KK K KK=11.071.21.42=1.82HH按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d131tK / Kt=49.5331.821.6=51.73mm计算模数mnmn=d1cos51.73cos14 2.09mmZ1244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3mn2KT1Ycos2YFYS()FdZ21a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩48.6kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z24，zi z3.242477.76传动比误差
14、iuz/ z78/243.25i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos 1426.273zz/cos78/ cos 1485.433初选齿宽系数按对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角 14载荷系数 KKK K K K=11.071.21.351.73查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由P表 10-5 得:197齿形系数 Y2.592Y2.211应力校正系数 Y1.596Y1.774重合度系数 Y端面重合度近似为1.88-3.2（1/241/78）cos14 1.65511Z1Z2）cos 1.883.2arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14 ）
15、20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为 Y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系数 Y轴向重合度49.53sin14o2.091.825,Y10.78计算大小齿轮的YFFSF安全系数由表查得 S1.25工作寿命两班制，8 年，每年工作 300 天小齿轮应力循环次数 N160nkt60271.4718300286.25510大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.25510/3.241.930510查课本由P表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限204小齿轮197FF1 500MPa大齿轮FF2 380MPa查课本由P表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86KF
16、N1FN2=0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=KFFN1FF11S0.86500307.141.4=KF2FN2FF2S0.93380252.431.4YF1FS1F1YF2FS2F22.5921.596 0.01347307.142.2111.774 0.01554252.43大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数3mn21.734.861040.78cos2140.01554mm 1.26mm2124 1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿n根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m=2mm 但为了同时满足接触
17、疲劳强度， 需要按接触疲n劳强度算得的分度圆直径 d=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:151.73cos14z1=mn=25.097取 z =251那么 z=3.2425=812几何尺寸计算计算中心距a=(z1 z2)mn2cos=(2581)2=109.25mm2cos14将中心距圆整为 110mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(1 2)mn(2581)2 arccos14.0122109.25因值改变不多,故参数,k,Z等不必修正.h计算大.小齿轮的分度圆直径d =z m1n1cos2n252=51.53mmcos14.01812=166.97mmcos14.01d =z
18、 m2cos计算齿轮宽度B=d1151.53mm51.53mmB2 50圆整的B1 55（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z=301速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz =2.3330=69.9圆整取 z =70.22齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选 K=1.6t查课本由P图 10-30 选取区域系数 Z=2.45215H试选12,查课本由P图 10-26 查得o2141=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71应
19、力循环次数N =60njL=60193.241(283008)12n=4.45108N14.451081.91108N2=i2.33由课本P图 10-19 查得接触疲劳寿命系数203K=0.94KHN1HN2= 0.97查课本由P图 10-21d207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H lim1 600MPa, 550MPaH lim1取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力=KHHN1H lim1S1=0.94600564MPa1=KH2HN2H lim2S=0.98550/1=517MPaH (H lim1H lim2)540.5MPa2查课本
20、由P表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z=189.8MP198Ea选取齿宽系数T=95.510P5d12/n2=95.51052.90/193.24=14.3310 N.m43d1t2KtT1du 1ZHZE2321.614.331043.332.45189.82() ()uH11.712.33540.5=65.71mm2.计算圆周速度3.计算齿宽b=d=165.71=65.71mmd1td1tn265.71193.240.665m/s6010006010004.计算齿宽与齿高之比bh模数m =dnt1tcos65.71cos12 2.142mmZ130齿高h=2.25m =2.252.14
21、2=5.4621mmntbh=65.71/5.4621=12.035.计算纵向重合度 0.318dz1tan 0.31830 tan12 2.0286.计算载荷系数 KK =1.12+0.18(1+0.6H2d)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.42313使用系数 K=1A同高速齿轮的设计,查表选取各数值Kv=1.04K=1.35K=K=1.2FHF故载荷系数KKAKvKHKH=11.041.21.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d131tK Kt=65.71n31.77672.91mm1.3计算模数m d1
22、cos72.91cos12 2.3772mmz1303.按齿根弯曲强度设计m32KT1Ycos2dZ12YFYSF确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩143.3kNm（2）确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z30，zi z2.333069.9传动比误差iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角初定螺旋角12（5）载荷系数 KKK K K K=11.041.21.351.6848（6） 当量齿数zz/cos30/ cos 1232.0563zz/cos70/ cos 1274.7973由课本P表 10-5 查得齿形系数
23、Y 和应力修正系数 Y197YF1 2.491,YF2 2.232YS 11.636,YS21.751（7）螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y10.797（8）计算大小齿轮的查课本由P图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限204YFFSFFE1 500MPaFE2 380MPa查课本由P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数202K=0.90KFN1FN2=0.93S=1.4=KFFN1FE11SFN20.90500 321.43MPa1.40.93380 252.43MPa1.4FaSa=KF2FF2S计算大小齿轮的YFF,并加以比较YFa1FSa12.4911.636 0.01268F13
24、21.43YFa2FSa22.2321.751 0.01548F2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数3mn21.68481.4331050.797cos2120.01548mm 1.5472mm13021.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于n由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m=3mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需n要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=72.91mm来计算应有的齿1数.72.91cos12z1=mn=27.77取 z =301z =2.3330=69.9取 z =70
25、22初算主要尺寸计算中心距a=(z1 z2)mn2cos=(3070)2=102.234mm2cos12将中心距圆整为 103mm修正螺旋角=arccos(1 2)mn(30 70)2 arccos13.8622103因值改变不多,故参数,k,Z等不必修正h分度圆直径d =z m1n1cosn302=61.34mmcos12d =z m22cos702=143.12mmcos12计算齿轮宽度b dd1172.91 72.91mm圆整后取B1 75mmB2 80mm2.31.6低速级大齿轮如上图：低速级大齿轮如上图：V V 带齿轮各设计参数附表带齿轮各设计参数附表1.1.各传动比各传动比V 带2
26、.3 2. 2. 各轴转速各轴转速 n n(r/min)(r/min)626.0943.3. 各轴输入功率各轴输入功率 P P（kw）3.12（kw）2.90（kw）2.70P高速级齿轮3.24低速级齿轮2.33(r/min)82.933n(r/min82.9193.2(kw)2.574.4. 各轴输入转矩各轴输入转矩 T T(kNm)47.583 5. 5. 带轮主要参数带轮主要参数小 轮 直 径 大 轮 直 径（mm）（mm）基 准 长 度带的根数 z(kNm)143.55(kNm)311.31T(kNm)286.9中 心 距a （mm）（mm）90224471140057.7.传动轴承和
27、传动轴的设计传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计.求输出轴上的功率 P ，转速n，转矩T333P =2.70KWn=82.93r/min33T3=311.35Nm.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为td2=143.21mm3而F=2Trd22311.35 4348.16N143.21103tanntan20o 4348.161630.06Nocoscos13.86F = = FtF = F tan=4348.160.246734=1072.84Nat圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 F 的方向如图示:tra.初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,选取
28、轴的材料为 45 钢,调质处理,根据课本Pdmin Ao3P335.763mmn3361表153取Ao112输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的 轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P343表14 1,选取Ka1.5Tca KaT31.5311.35 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22112选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm,半联轴器的孔径.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径dd1 40mm,故取d 40mm.半联轴器
29、的长度L 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 84mm 47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D 50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故-的长度应比 略短一些,现取l 82mm 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据d 47mm,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型.dDBd2D2轴承代号458519858.73.27209AC7209B458519560.70.24501025066.80.070.970.977
30、.77309B50801659.250801659.250902062.47010C7010AC7210C2.从动轴的设计对 于 选 取 的 单 向 角 接 触 球 轴 承 其 尺 寸 为 的d DB 50mm80mm16mm,故d d 50mm;而l16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 7010C型轴承定位轴肩高度h 0.07d,取h 3.5mm,因此d取安装齿轮处的轴段d 57mm, 58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l轴肩定位,轴肩高 3.5,取d 72mm. 齿轮的
31、左端采用b=8mm. 65mm.轴环宽度b 1.4h,取轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴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l 30mm,故取l 50mm.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承宽度 T=16mm,高速齿轮轮毂长 L=50mm,则l T s a (7572) (16 816 3)mm 43mml L s c a ll (508 2016248)mm 62mm至此,已初
32、步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149 表 20.6-7.对于 7010C 型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L2L3114.8mm60.8mm175.6mmFNH1L360.8Ft 4348.161506NL2 L3175.6FNH 2L2114.8Ft 4348.16 2843NL2 L3175.6FNV1FrL3FaD2 809NL2 L3FNV 2 Fr FNV 21630 809 821NMH172888.8N mmMV1 FNV1L2 809114.8 928
33、73.2N mmMV 2 FNV 2L3 82160.8 49916.8N mm2222M1MH MV1172889 92873 196255N mmM2179951N mm传动轴总体设计结构图:(从动轴)(中间轴)(主动轴)从动轴的载荷分析图:6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca=M1(T3)2W2=1962552(1311.35)210.820.127465前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得=60MP1aca 1此轴合理安全7.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用。所以 A B 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
34、引起的应力集中最严重,从受载来看,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 ,但是截面不受扭矩作用 ,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第 3 章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数W=0.1d= 0.150=1250033抗扭系数wT=0.2d3=0.2503=25000截面的右侧的弯矩 M 为33M M160.816144609N mm60.8截面上的扭矩T为T= =311.35N
35、 m截面上的弯曲应力bM14460911.57MPaW12500截面上的扭转应力=T=31135012.45MPa3TWT25000轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本P表 15-1 查得：355B 640MPa1 275MPaT1155MPa因rd2.00.0450D581.16d50经插入后得2.0T=1.31轴性系数为q 0.82Kq=0.85=1+q(1)=1.82K=1+q（-1）=1.26T所以 0.67 0.82 0.92综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 0.050.1取 0.10.2取 0.10.05安全系数ScaS =125.13KaamS113.71kat
36、mSSS S22Sca10.5S=1.5所以它是安全的截面右侧抗弯系数W=0.1d= 0.150=1250033抗扭系数截面左侧的弯矩 M 为M=133560wT=0.2d3=0.2503=25000截面上的扭矩T为T= =29533截面上的弯曲应力截面上的扭转应力bM13356010.68W12500=T=29493011.80K=K3TWT250001112.8K=K11.62所以 0.67 0.82 0.92综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 0.10.2取 0.1 0.050.1取 0.05安全系数ScaS =K125.13aamS113.71katmSSS S22Sca
37、10.5S=1.5所以它是安全的8.8.键的设计和计算键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=55d =6523查表 6-1 取：键宽b=16h =1022L2=36b3=20校和键联接的强度查表 6-2 得p=110MPa工作长度l2 L2b236-16=20l3 L3b350-20=30键与轮毂键槽的接触高度K2=0.5 h2=5K3=0.5 h3=6由式（6-1）得：2T2103p2K2143.5310002l2d252055 52.202T31032311.35p3K10003l3d363065 53.22h3=12ppL3
38、=50两者都合适取键标记为：键 2：1636 A GB/T1096-1979键 3：2050 A GB/T1096-19799.9.箱体结构的设计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H7配合.is61.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 为 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3.机体结构有良好的工艺性.铸件
39、壁厚为 10，圆角半径为 R=3。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 M6 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。6.3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
40、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.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.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箱盖壁厚箱 盖 凸 缘厚度箱 座 凸 缘厚度箱 座 底 凸缘厚度地 脚 螺 钉直径地 脚 螺 钉数目轴 承 旁 联接 螺 栓 直径机 盖 与 机座 联 接 螺 0.025a 3
41、81 0.02a 38b11.51109121b1bb 1.515b2b2 2.525dfdf 0.036a 12M24n查手册6d1d1 0.72dfM12d2d2=（0.50.6）dfM10栓直径轴 承 端 盖螺钉直径视 孔 盖 螺钉直径定 位 销 直径dfd3d3=（0.40.5）df108d4d4=（0.30.4）df8dd=（0.70.8）d2d，d至，12C1查机械课程设计指导书表 4342218外 机 壁 距离df，d至凸2C2查机械课程设计指导书表 42816缘 边 缘 距离外 机 壁 至轴 承 座 端面距离大 齿 轮 顶1l1l1=C1+C2+50（812）11.215圆 与
42、 内 机壁距离齿 轮 端 面与 内 机 壁距离机盖，机座肋厚轴 承 端 盖外径D22210m1,mm10.851,m 0.85m1m 8.59D2 D+ （55.5）120 （1d3轴） 125（2 轴）150（3 轴）轴 承 旁 联结 螺 栓 距离SS D2120 （1 轴） 125（2 轴）150（3 轴）10.10. 润滑密封设计润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较5(1.5 2) 10 mm.r /min，所以采用脂润滑，箱低，所以其速度远远小于体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度.油的深度为 H+h1H=30h=341所以 H
43、+h=30+34=641其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.11.联轴器设计联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=9550p95502.64333.5n75.6查课本P343表14 1,选取Ka1.5 KaT31.5311.35 467.0275N m所以转矩Tca因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22112选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm