带式运输机传动装置的设计.doc

. .西安科技大学高新学院课程设计报告学 院 机电信息学院 课 程 带式运输机传动装置的设计 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机械 姓 名 学 号 指导教师 日 期 2015年1月14日 课程设计目的1培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；2通过制定设计方案合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面的考虑制造工艺、使用和维护等要求，进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过程和方法；3进行设计基本技能的训练。例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。在本课程设计鼓励采用计算机绘图。课程设计要求用计算机绘制减速器装配图1张（A0或A1号图纸）标题栏、明细表和技术要求均要写上，绘制零件图2张（A3或A4号图纸），分别是齿轮、轴，然后编写一份设计说明书。课程设计注意事项1、 设计过程，轴的结构设计和减速器的外形尺寸的确定很难，一定要认真查阅相关资料，认真计算；2、 在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力及创造能力，对每个问题都应进行分析、比较，并提出自己的见解；3、 随时复习教科书、听课笔记及习题；4、 及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性；5、 认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量；课程设计内容 设计参数： 1、运输带工作拉力： F = 2.2 kN； 2、运输带工作速度： v = 1 m/s； 3、卷筒直径： D = 290 mm； 4、连续单向运转，载荷较平稳； 5、使用寿命：使用年限8年； 6、每年工作250天；. .课程设计简要操作步骤1、 传动装置的总体设计方案；2、 电动机的选择；3、 传动装置的运动和动力参数；4、 齿轮几何尺寸计算；5、 齿轮材料选择和强度计算；6、 轴的结构设计和强度校核；7、 键连接设计计算；8、 轴承选择、寿命计算；9、 结构及其附件的设计；10、 联轴器、润滑密封和连接键的选择和校验计算；11、 画装配图和零件工作图；课程设计心得体会 大学以来学了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，互换性与测量基础，工程材料与成型技术基础，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。课程设计评语及成绩评 语成 绩指导教师（签名）日期：附件：. .摘 要 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为240HBS，齿轮精度等级为7级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目录一 设计内容及计算项目11.1 传动方案拟定11.2 电动机选择11.3 确定电动机转速11.4 确定电动机型号21.5 计算总传动比及分配各级的传动比21.6 计算运动和动力参数2二 传动零部件的设计计算42.1 确定计算功率并选择V带的带型42.2确定带轮的基准直径并验算带速42.3 计算大带轮的基准直径42.4 确定V带的中心距和基准长度42.5 计算实际中心距42.6 计算带的根数5三 齿轮的设计计算63.1 齿轮材料和热处理的选择63.2 齿轮几何尺寸的设计计算63.3 齿轮弯曲强度校核83.4 齿轮几何尺寸的确定93.5 齿轮的结构设计9四 轴的设计计算114.1 轴的材料和热处理的选择114.2 轴的设计114.3 高速轴的设计114.4低速轴的设计14五 键的校核195.1高速轴上键的校核195.2低速轴上键的校核19六 轴承寿命的验算206.1高速轴上轴承的寿命校核206.2 低速轴上轴承的寿命校核21七 其他零部件设计23八 润滑密封及其它258.1 润滑258.2 密封258.3 其它25九 减速器附件的选择确定269.1 箱体主要结构尺寸计算26十 制造、安装及使用说明2710.1 制造要求2710.2 安装要求2710.3 使用说明27十二 设计总结29参考文献30致谢31. .一 设计内容及计算项目1.1 传动方案拟定（1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作；使用年限：8年，年工作250天；检修间隔期：四年大修（轴承寿命），二年小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220 V；运输带速度允许误差：5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为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、成本低传动效率高。（2）原始数据：运输带工作拉力： F = 2.2 kN； 运输带工作速度： v = 1 m/s； 滚筒直径： D = 290 mm；1.2 电动机选择1、电动机类型的选择：型号 Y132-6电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率： （1-1） （1-2） （1-3） （1-4）1.3 确定电动机转速计算滚筒工作转速： （1-5）按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一比范围=35。取V带传动比=24，则总传动比理时范围为=620。故电动机转速的可选范围为=3951317r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min等。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。1.4 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，查表可以确定选择电动机型号为Y132-6。其主要参数见表1-1。表1-1电动机型号参数型号额定功率/KW满载转速r/min同步转速r/minY132-639601000 1.5 计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：=14.58 （1-6）2、分配各级伟动比 = （1-7） 取V带，=3（单级减速器i=24合理） （1-8）1.6 计算运动和动力参数1、计算各轴转速（r/min） = （1-9） 65.86r/min （1-10）2、计算各轴扭矩（Nm） （1-11） （1-12） 电动机输出轴：=9.55=9.55=71.92（Nm） （1-13）=9.55=9.55=336.41（Nm） （1-14）传动装置的运动参数和动力参数参数见表12表12 传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(Nm)I3202.4171.92II65.862.32336.41二 传动零部件的设计计算2.1 确定计算功率并选择V带的带型1、确定计算工率由机械设计课本表510查的工作情况系数，故 （2-1）2、选择V带的带型根据，由机械设计课本图59选用A型。2.2确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表，取小带轮的基准直径。2、验算带速。验算带的速度 （2-2）因为，故带速合适。2.3 计算大带轮的基准直径计算大带轮的基准直径 （2-3）故圆的基准直径为。2.4 确定V带的中心距和基准长度初定中心距为。计算所需基准长度 （2-4）查表选带轮基准长度。2.5 计算实际中心距 （2-5）中心距的变化范围为。 验算带轮包角 （2-6）2.6 计算带的根数1、计算单根V带的额定功率由和，查表得根据，和A型带查表得查表得，表82得，于是 （2-7）2、计算V带的根数Z 取3根 （2-8）3、确定带的初拉力和压轴力由表1表83得A型带单位长度质量，所以 （2-9）应使带的实际初拉力压轴力最小值 （2-9）三 齿轮的设计计算3.1 齿轮材料和热处理的选择小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为240HBS。3.2 齿轮几何尺寸的设计计算按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由机械零件设计手册查得 ,SHlim = 1 （3-1） （3-2） （3-3）由机械零件设计手册查得 接触疲劳强度: 弯曲疲劳强度寿命系数： 取失效率为1%，安全系数S=1。 由 （3-4） （3-5） （3-6） （3-7）1、 小齿轮的转矩 （3-8） （3-9） （3-10）2、 选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承对称布置。查机械原理与机械零件中表得，取K1。3、 计算齿数比 =4.864、 选择齿宽系数 根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查机械原理与机械零件表得，取，查得材料的弹性影响系数,标准齿轮。5、 计算小齿轮分度圆直径 （3-11） 6、 确定齿轮模数m （3-12） m =(0.0070.02)a = (0.0070.02)157.69=1.13.15 （3-13） 取m=27、 确定齿轮的齿数和 取 Z1 = 26 （3-14） 取 Z2 = 126 （3-15）8、实际齿数比 （3-16）齿数比相对误差 （3-17）<1% 允许9、计算齿轮的主要尺寸 （3-18） （3-19）中心距： （3-20） 齿轮宽度： （3-21） B1 = B2 + (510) = 5762(mm) （3-22）取B1 =57 (mm)10、计算圆周转速v并选择齿轮精度 （3-23）查表应取齿轮等级为7级，即齿轮的精度等级为7级。3.3 齿轮弯曲强度校核1、由上述式子（3-6）、（3-7）知两齿轮的许用弯曲应力 2、 计算两齿轮齿根的弯曲应力由机械零件设计手册得：=2.63 =2.19比较的值 /=2.63/182.75=0.0144>/=2.19/176=0.0124 （3-24）计算大齿轮齿根弯曲应力为： （3-25） 故齿轮的弯曲强度足够。3.4 齿轮几何尺寸的确定根据齿顶圆直径由机械零件设计手册得 h*a =1，c* = 0.25 （3-26） （3-27）齿距： P = 23.14=6.28(mm) （3-28）齿根高： （3-29）齿顶高： （3-30）齿根圆直径： （3-31） （3-31）3.5 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关尺寸计算如下：轴孔直径： d=50 （3-32）轮毂直径： =1.6d=1.650=80 （3-33）轮毂长度： （3-25） （3-34）轮缘厚度： 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8轮缘内径： =-2h-2=256-24.5-28 = 221(mm) （3-35）取D2 = 220(mm) 腹板厚度 （3-36）取c=16(mm)腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(80+221)=150.5(mm) （3-37）腹板孔直径=0.25（-）=0.25（221-80）=35.25(mm) （3-38） 取=30(mm) （3-39）齿轮倒角n=0.5m=0.52=1 （3-40）齿轮结构如图3-1所示：图3-1齿轮结构四 轴的设计计算4.1 轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217255，=640MPa =355MPa =275MPa4.2 轴的设计齿轮机构的参数见表4-1： 表4-1 齿轮机构的参数级别高低速级26126 1.5/mm2.51齿宽/mm；4.3 高速轴的设计 已知参数： ，1.求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为： （4-1）而 （4-2） （4-3） （4-4）圆周力，径向力及轴向力的方向如图4-1所示。 图4-1 高速轴结构图2.初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得： （4-5） 高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4-2）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则 （4-6）按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查参考文献1标准GB/T5014-2003，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图4-2。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取。 2)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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为的，故。 3)由于齿根圆到键槽底部的矩离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。 4)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矩离，故取。5)已知高速级齿轮轮毂长b=45mm,做成齿轮轴， 则。 6)取齿轮矩箱体内壁之矩离a=16mm，圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的矩离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应矩箱体内壁一段矩离是s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级大齿轮轮毂长L=70mm，套筒长。 则 （4-7） （4-8） （4-9） （4-10）至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了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配合为。滚动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m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3。4.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图4-1）做出轴的计算简图（图4-2），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-2）。图4-2 高速轴弯矩图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看表4-3）。表4-3 截面c处的，的值载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T5.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）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（4-11）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.4低速轴的设计 已知参数：， （4-12）1.求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 （4-13）而 （4-14） 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为， 圆周力，径向力及轴向力的方向如图4-4所示。 图4-4 低速轴结构图2.初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得 （4-15）3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图4-2。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为的,故。 2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。 3)取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4)取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为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是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=18.25mm。则 （4-16） （4-17）（4-18）至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (3)轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动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m6。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4-4）做出轴的计算简图（图4-5），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-5）。 图4-5 低速轴弯距图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值见表4-2。 表4-2 截面B和C处的的值载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯矩M总弯矩扭矩T5.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）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 （4-19）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。五 键的校核5.1高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核：已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm，高度h=5mm，键长L=25mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa，取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-5mm=20mm，键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献2式（6-1）可得： Mpa （5-1）故挤压强度足够。5.2低速轴上键的校核(1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm，高度h=8mm,键长L=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由参考文献2式（6-1）可得： （5-2）故挤压强度足够。 (2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm，高度h=8mm，键长L=28mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa，取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32mm-12 mm=20mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由参考文献2式（6-1）可得： （5-3）故挤压强度足够。 六 轴承寿命的验算6.1高速轴上轴承的寿命校核已知参数， （6-1） 。 （6-2）查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N。(1)求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知： （6-3） （6-4） (2)求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得： （6-5） （6-5）按参考文献2中式（13-11）得 （6-6） （6-7）(3)求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则 （6-8） （6-9）(4)校核轴承寿命 由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 （6-10）故所选轴承满足寿命要求。6.2 低速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N。 (1)求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知： （6-11） （6-12）4-24） （6-13）4-24） （6-14）(2)求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力， 其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得 （6-15） （6-16）按参考文献2中式（13-11）得： （6-17） （6-18） (3)求轴承当量载荷 查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则 （6-19） （6-20） 由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 （6-21）故所选轴承满足寿命要求。 七 其他零部件设计7.1 箱体结构的设计减速器的箱体选用灰铸铁HT200铸造制成，为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。1、考虑箱体要有足够的刚度在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。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6.3，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。3、箱体结构有良好的工艺性箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为R=5mm。箱体外型简单，拔模方便。4、箱体附件的设计（1）视孔盖和检查孔为了检查传动件啮合情况、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。盖板材料选用铸铁。盖板用铸铁制成，并用M6的螺钉紧固，有关数据见表5。（2）排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料选用Q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。排油孔螺塞的直径根据1可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。（3）油标油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。杆式油标上有按最高和最低油面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由其上的油痕判断油面高度是否适当。油标应安置在油面稳定及便于观察处。（4）通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。（5）起盖螺钉箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉的直径一般与箱体凸缘联接螺栓直径相同，其螺纹长度大于箱体凸缘的厚度，材料