二级圆柱斜齿轮减速器课程设计说明书.docx

设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注2.32.3 电机功率的计算与型号确定电机功率的计算与型号确定（1）选择电动机类型：带式运输机为一般用途机械，根据工作和电源条件，选用 Y 系列三相异步电动机。（2）选择电动机功率。1 计算工作机所需功率：min/103.67370100603.110060rDvnwKWKWTnpww56.49550103.676509550 2 所需要的电动机功率为pd。查表选V=0.96（V 带效率）；c=0.97（齿轮传动效率按八级精度）；z=0.99（滚动轴承效率）；l=0.99（弹性联轴器效率）j=0.97（卷筒效率）。由下式得传动总效率为：8416.097,099.096.097.099.02323jlczV则KWppwd42.58414.056.4 3 选择电动机额定功率：因带式运输机工作中有轻微冲击，其额定功率ped只需略大于pd即可，查表取KWped5.5。（3）选择电动机转速。卷筒轴的工作转速为min/103.67rnw。一般选用同步转速为 1000r/min 到 1500r/min 的电动机，结合上述计算并综合考虑电动机价格、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，查表后选择电动机型号为 Y132S-4 型，其满载转速min/14400rn，额定功率为 5.5KW，启动转矩额定转矩为 2.2KW，最大转矩额定转矩为 2.3KW。该电动机主要性能参数及尺寸如下表 2.3-1:电动机型号中心高（mm）外形尺寸（mm）HDADACL2安装尺寸（mm）BA轴伸尺寸（mm）ED键槽尺寸（mm）F电动机型号Y132S-4设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注Y132S-4132315345475140216803810第第 3 3 章章运动和动力参数计算运动和动力参数计算3.13.1 传动比分配传动比分配（1）传动系统的总传动比。iiinnccVwi21046.21103.671440（2）分配传动系统的各级传动比。该传动系统由一级带传动和二级齿轮传动组成，为使 V 带传动的轮廓尺寸不致过大，分配传动比时应保证iicV,同时对于展开式二级齿轮应满足iicc21)5.11.1(，因此可选2iV，7.31ic，9.22ic。3.23.2 各轴运动和动力参数计算各轴运动和动力参数计算（1）计 算 各 轴 转 速。0 轴（电 动 机 轴）：min/14400rn；一 轴：min/7202144001rinnV；二 轴：min/6.1947.3720112rinnc；三 轴：min/102.679.26.194223rinnc；四轴（卷筒轴）：min/102.27134rnn。（2）计算各轴功率。0 轴：KWp5.50；一轴：KWVpp28.596.05.501；二轴：KWczpp07.597.099.028.512；三轴：KWczpp87.497.099.007.523；四轴：KWlzpp77.499.099.087.434。（3）计算各轴转矩。0 轴：mNnpT48.3614405.595509550000；一轴：设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注mNnpT03.7072028.595509550111；二轴：mNnpT8.2486.19407.595509550222；三轴：mNnpT1.693102.6787.495509550223；四轴：mNnpT7.867802.16777.495509550444。将以上计算参数整理成表 2.3-2：轴名P(KW)T(Nm)n(r/min)传动比效率电动机轴5.536.48144020.96轴5.2870.037203.70.96轴5.07248.81952.90.96轴4.87693.167.10210.98卷筒轴4.77678.8767.102第第 4 4 章章传动零件的设计计算和结构设计传动零件的设计计算和结构设计4.14.1 带传动设计计算带传动设计计算1.1.确定计算功率。确定计算功率。由表查得工作情况系数.11KA，故KWpKpAca05.65.51.10。2 2选择选择 V V 带的带型带的带型:根据npca0,查文献图后选用 A 型。3.3.确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径dd并验算带速。并验算带速。（1）初选小带轮的基准直径mmdd1251。（2）验 算 带 速：smvndd/425.9100060144012510006011，因 为5m/sv0.07d,故取 h=4mm,则轴环处的直径mmd4565。轴环宽度hb4.1取mml1065。4轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面距离mml30，故取mml50325取齿轮距箱体内壁之间距离mma5.13，输入轴小齿轮与中间轴小齿轮mmd2521mml6521mmd3232mmdd358743mml75.2243mmd4454mmd3776mml6676mmd4565mml1065mml5032设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注之间的距离mmc20，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁距离mms8，已知滚动轴承宽度mmT75.22，中间轴小齿轮宽度mmB951，则mmsclaBl5.1261085.13209565154mmsTal25.4845.13875.22)6670(87至此，已经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、带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按mmd3776由表 6-1 查得平键截面mmmmhb810，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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH同样，带轮与轴的连接选择平键为5078，带轮与轴的配合为67kH；滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，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，参考表 15-2，选轴端倒角为450.1，各处圆角半径为 2mm5.求轴上的载荷求轴上的载荷首先根据轴结构图做出轴的计算简图。轴承的支撑点位置由手册中查出a值，对于 30307 型轴承，由手册查得mma17，因此，作为简支梁的支撑跨距mmLL5.23925.6225.17732。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。从图中可以看出 C 是轴的危险截面，将计算结果列于下表载荷水平面垂直面支反力 FNFNH95.21351NFNH47.9632NFNV95.6981NFNV7.1502弯矩 M(Nmm)89.1329621MH24.1092032MH6.435091MV6.267112MVmml5.12654mml25.4887齿轮处平键mmmmhb810长为 56mm67nH带轮处平键507867kH轴承与轴配合 m6设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注总弯矩7.1399091M5.1356192M24.1092033M扭矩 T(Nmm)700301T6.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面强度，据式 15-5 以及上表数据，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MPaWTMca07.341.035700306.07.139900222221221小于MPa601，故安全。5.25.2 中间轴设计计算中间轴设计计算1.1.输入轴上的功率、转速和转矩输入轴上的功率、转速和转矩已知KWP07.52，min/1952rn，mNT8.24812.2.求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力因已知高速轴大齿轮的分度圆直径mmd3.2282，则NNdTFt6.21793.22824880022222NNntrFF8.815costan6.2179costan21291320 22NNFFta8.522tan6.2179tan212913 22低速轴小齿轮的分度圆直径mmd823.891，则NNdTFt8.5539823.8924880022121NNntrFF2019costan8.5539costan10241420 11设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注NNFFta7.1422tan8.5539tan102414 113 3初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径按式 15-2 估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据课本表 15-3 选取112A于是得mmmmnpAd18.3319507.51123311min该值显然是安装轴承处的直径。4.4.轴的结构设计轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。1初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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mmd18.33min，由轴承产品目录中选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307，其尺寸mmmmmmTDd75.228035，故取mmdd358721，mmll75.2287212取安装齿轮处的轴段直径为mmd5043，mmd4565。小齿轮左端与大齿轮的右端与右轴承间均采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度分别为 95mm，65mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mml9243，mml6265。两齿轮另一端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取 h=5mm,则轴环处的直径mmd6054。轴环宽度hb4.1取mml5.2254。3套筒轴段：mmsal5.24385.13929532mmsal273816626576mmdd358721mmll75.228721mmd5043mmd4565mml9243mml6265mmd6054mml5.2254mml5.2432mml2776设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注mmdd387632（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mmd5043，mmd4565由表 6-1查得平键截面mmmmhb914，键槽用键槽铣刀加工，长分别为 80mm 和 50mm，同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合为67nH。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，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，参考表 15-2，选轴端倒角为455.1各处圆角半径为 2mm5.5.求轴上的载荷求轴上的载荷首先根据轴结构图做出轴的计算简图。轴承的支撑点位置由手册中查出a值，对于 30307 型轴承，由手册查得mma17，因此，作为简支梁的支撑跨距mmLLL5.239615.10276132。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。从图中可以看出 C 是轴的危险截面，将计算结果列于下表载荷水平面垂直面支反力 FNFNH3.43772NFNH1.33421NFNV9.21162NFNV9.7171弯矩 M(Nmm)3272031MH7.2080452MH3.337611MV3.259161MV5.493982MV1.1132942MV总弯矩6.2107671M2096541M1.3309112M2.3462622M扭矩 T(Nmm)2488002Tmmdd387632齿轮与轴平键mmmmhb914长分别为 80mm和 50mm配合为67nH滚动轴承与轴配合 m6设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注6.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面强度，据式 15-5 以及上表数据，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MPaWTMca7.271.05006.02.346262222222221MPaWTMca13.231.04506.06.210767222222221小于MPa601，故安全。5.35.3 输出轴的设计输出轴的设计计算及校核计算及校核1.1.输入轴上的功率、转速和转矩输入轴上的功率、转速和转矩已知KWP87.41，min/102.671rn，mNT1.69312.2.求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力因已知低速轴大齿轮的分度圆直径mmd177.2602，则NNdTFt9.5327177.2606931002223NNntrFF2002costan9.5327costan10241420 NNFFta3.1368tan9.5327tan102414 3 3初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径按式 15-2 估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据课本表 15-3 选取112A于是得mmmmnpAd72.46102.6787.41123333min设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩：查表 14-1 考虑到转矩变化小，取5.1KA则mmNTKTAca10396506931005.13按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用 HL-4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000Nmm，半联轴器的孔径mmd551，故取mmd5521，半联轴器长度mmL112，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL841。4.4.轴的结构设计轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。1为了满足半联轴器的定位要求，1-2 段左端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径mmd6232；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD65。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL841，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，1-2 段长度应比L1略短一些，现取mml8221。2初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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mmd6232，由轴承产品目录中选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸mmmmmmTDd3614065，故取mmdd658743，mml3643右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得 30313 型轴承的定位轴肩高度mmh6因此取mmd77543取安装齿轮处的轴段直径为mmd7076，齿轮的左端与左轴承间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段mmd5521mmd6232mml8221mmd6232mmdd658743mml3643mmd7754mmd7076设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注应略短于轮毂宽度，故取mml8676。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取 h=6mm,则轴环处的直径mmd8265。轴环宽度hb4.1取mml1265。4轴承端盖的总宽度为 20mm。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左端面距离mml30，故取mml50325取齿轮距箱体内壁之间距离mma16，高低速级大齿轮之间的距离mmc25，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。已知滚动轴承宽度mmT36，中间轴小齿轮宽度mmB652，则mmsaclBl10212816256565154mmasTl64416836)8690(87（3）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mmd7076由表 6-1查得平键截面mmmmhb1220，键槽用键槽铣刀加工，长为 70mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH同样，半联轴器与轴的连接选择平键为mmmmmm701016，半联轴器与轴的配合为67kH；滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，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，参考表 15-2，选轴端倒角为450.2，各处圆角半径为 2mm5.求轴上的载荷求轴上的载荷首先根据轴结构图做出轴的计算简图。轴承的支撑点位置由手册中查出a值，对于 30313 型轴承，由手册查得mma29，因此，作为简支梁的支撑跨距mmLL2427616632。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。从图中可以看出 C 是轴的危险截面，将计算结果列于下表mml8676mmd8265mml1265mml5032mml10254mml6487齿轮与轴平键mmmmhb1220长为 70mm配合为67nH半联轴器与轴mmmmmm701016配合为67kH滚动轴承与轴配合公差为 m6设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注载荷水平面垂直面支反力 FNFNH2.16731NFNH7.36542NFNV1.641NFNV1.20662弯矩 M(Nmm)7.296028MH6.106401MV1.1673542MV总弯矩4.2958371M4.3400592M扭矩 T(Nmm)6931003T6.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面强度，据式 15-5 以及上表数据，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MPaWTMca66.151.0706931006.04.340059222221222小于MPa601，故安全。7.7.精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：7 左右两侧。（2）截面 7 左侧：抗弯截面系数mmdW333274631.01.065抗扭截面系数mmdWT333549252.01.0652截面 7 左侧的弯矩为mmNM3.1566067641764.340059截面 7 上的扭矩为6931003T截面 7 上的弯曲应力MPaWMb702.5274633.156606截面 7 上的扭转切应力MPaWTTT62.12549256931003轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得MPab640，MPa2751设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注MPa1551。截面上由于轴间而形成的理论应力集中系数及，按附表 3-2 查取，因031.0652dr，08.16570dD。经插值后可查得0.2，31.1又由附图 3=1 可得轴的材料敏感系数为82.0q，85.0q，故有效应力集中系数按式计算为82.110.282.0111qk26.1131.185.0111qk由附图 3-2 得尺寸系数67.0，由附图 3-3 得扭转尺寸系数82.0轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即1q，则按式 3-12 及式 3-12a 得综合系数为80.2192.0167.082.111kK62.1192.0182.026.111kK又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数2.01.0，取1.01.005.0，取05.0于是，计算安全系数的值，按式 15-615-8，则得225.1701.0702.580.22751maKS71.14262.1205.0262.1262.11551maKS186.1171.14225.1771.14225.172222SSSSSca（3）截面 7 右侧：设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注抗弯截面系数mmdW333343001.01.070抗扭截面系数mmdWT333686002.01.0702截面 7 右侧的弯矩为mmNM3.1566067641764.340059截面 7 上的扭矩为6931003T截面 7 上的弯曲应力MPaWMb566.4343003.156606截面 7 上的扭转切应力MPaWTTT1.10686006931003过盈配合处的k，由附表 3-8 用插值法求出，并取kk8.0，于是得16.3k，53.216.38.0k轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92.0则按式 3-12 及式 3-12a 得综合系数为25.3192.0116.311kK62.2192.0153.211kK于是，计算安全系数的值，按式 15-615-8，则得532.1801.0566.425.32751maKS5.1121.1005.021.1062.21551maKS77.95.11532.185.11532.182222SSSSSca因为5.1 SSca，所以轴在该截面两侧强度是足够的设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注第第 6 6 章章 轴承的选择与校核轴承的选择与校核6.16.1 高速轴和中间轴轴承的选择高速轴和中间轴轴承的选择高速轴选用单列圆锥滚子轴承 30307 型；中间轴选用单列圆锥滚子轴承 30307 型。6.26.2 输出轴轴承的选择与校核输出轴轴承的选择与校核前面已初步选取了单列圆锥滚子轴承 30313 型，查手册得基本额定动载荷为KNC185,基本额定静载荷为KNCr142。1.求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，由力分析可知：NdFFFaereV8.106166762177.2603.1368762002166762762NFFFVrreVr8.21088.106200221NFFteHr2.16739.5327166767616676762NFFFreHteHr7.36542.16739.53271NFFFHrVrr6.16762.16738.1062222222NFFFHrVrr5.42197.36548.210822212112.求两轴承的计算轴向力对于 30313 型轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力YFFrd2,Y 是对应表 13-5中eFFra的值，结合手册查得7.1Y35.0e计算NYFFrd03.12417.125.4219211NYFFrd12.4937.126.1676222NFV8.1062NFVr8.21081NFHr2.16732NFHr7.36541NFr6.16762NFr5.421917.1Y35.0eNFd03.12411NFd12.4932设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注因为03.124142.186112.4933.136812FFFddae，所以判断出轴承1 被压紧，轴承 2 被放松，按式 13-11 得NaFFFdae42.186112.4933.136812NFFda12.493223.求轴承当量动载荷：因为eFFra441.05.421942.186111eFFra294.06.167612.49322由表 13-5 分别进行查表计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承 14.01X,7.11Y,12X,02Y因轴承运转中有轻微冲击载荷，取1.1fp，则NFYFXfParp435.533742.18617.15.42194.01.111111NFYFXfParp26.184442.186105.421911.1222224验算轴承的寿命因为PP21，所以按轴承 1 的受力大小验算。hnPCLh59.33721771102.6760160435.5337185000101031066显然满足寿命要求。NFa42.18611NFa12.49324.01X7.11Y12X02YNp435.53371NP26.18442hLh59.33721771设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注第第 7 7 章章联轴器选择、键的选择与校核联轴器选择、键的选择与校核7.17.1 联轴器类型的选择联轴器类型的选择输出轴已经选定 HL4 型弹性柱销联轴器。7.27.2 键的选择与校核键的选择与校核1.输入轴：1皮带轮与轴用圆头平键连接（A 型）。已查得5078Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl42850，键与轮毂键槽的接触高度mmhk5.375.05.0由式 6-1 得ppMPakldT11.3825425.3100003.70210002故合适。2输入轴与小齿轮用圆头平键连接（A 型）。已查得56810Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl461056，键与轮毂键槽的接触高度mmhk485.05.0由式 6-1 得ppMPakldT573.2037464100003.70210002故合适。2.中间轴：1中间轴与大齿轮用圆头平键连接（A 型）。已查得50914Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl361450，键与轮毂键槽的接触高度mmhk5.495.05.0由式 6-1 得ppMPakldT258.6845365.410008.248210002故合适。2中间轴与小齿轮用圆头平键连接（A 型）。已查得80914Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl661480，键与轮毂键槽的接触高度mmhk5.495.05.0由式 6-1 得ppMPakldT508.3350665.410008.248210002故合适。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注3.输出轴：1齿轮与轴用圆头平键连接（A 型）。已查得701220Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl502070，键与轮毂键槽的接触高度mmhk6125.05.0由式 6-1 得ppMPakldT01.667050610001.693210002故合适。2半联轴器与轴用圆头平键连接（A 型）。已查得701016Lhb校核：键、轴、轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取平均值MPap110，键的工作长度mmbLl541670，键与轮毂键槽的接触高度mmhk5105.05.0由式 6-1 得ppMPakldT34.737054510001.693210002故合适。第八章第八章箱体设计及其它零件的设计与选择箱体设计及其它零件的设计与选择8.18.1箱体设计箱体设计8.28.2联接螺栓的确定联接螺栓的确定减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量约占总重的 30%-50%。铸造机体一般采用铸铁（HT150 或 HT200）制成，因其具有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。采用剖分式结构，其剖分面与传动件轴线平面重合。设计时应保证：（1）机体具有足够的刚度：首先保证轴承座的刚度，有足够的壁厚，在其附近加肋板支撑并做出凸台。其次。为保证机体刚度，机盖和机座的连接凸缘应取厚些。（2）考虑便于机体内零件的润滑、密封与散热。（3）机体结构要有良好的工艺性：1铸造工艺的要求：力求形状简单，壁厚均匀，过渡平缓，金属不要局部积聚。2机械加工的要求：尽可能减少机械加工面积，以提高劳动生产率，并减少刀具磨损。基于上述要求，得到铸铁减速器箱体的主要结构尺寸：设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注名称符号尺寸关系尺寸（mm）箱座壁厚83025.0a8箱盖壁厚183025.0a8箱盖凸缘厚度b115.112箱座凸缘厚度b5.112箱座底凸缘厚度b25.220地脚螺钉直径df0.036a+1218地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d1df75.014盖与座连接螺栓直径d2df6.05.010连接螺栓d2的间距l150200轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df6视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df8dfd1d2至外箱壁距离C124、20、16dfd2至凸缘边缘距离C222、14轴承旁凸台半径R1C222、14凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1C1+c2+（510）38+（510）铸造过渡尺寸x、y大齿轮顶圆与内箱壁距离11.216齿轮端面与内箱壁距离216箱盖、箱座肋厚m1,m20.851;0.858轴承端盖外径D2D+(55.5)d3120、190轴承旁连接螺栓距离sSD2定位销直径d(0.70.8)d28设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注8.3减速器附件的选择说明减速器附件的选择说明1.检查孔和视孔盖：检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可以用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。2.放油螺栓：放油孔应设在箱座底面最低处，或设在箱底，在其附近应有足够的空间。箱体底面常向放油方向倾斜 11.5 度，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注3.油标：用来指示油面高度，应设在便于检查及油面较稳定之处，常用带有螺纹部分的油齿。此处选择杆式油标 M20。4.通气器：用于通气，使内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大而引起的减速器润滑油的渗漏，简易的通气器钻有丁字形孔，常设在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。规格为 M362。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注5起吊装置：用于拆卸和搬运减速器，它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成，也可用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器。此处选择规格为10mm，材料为 20 钢，经正火处理，不经表面处理的 A 型吊环螺钉 M10GB/T8256.启盖螺钉：为便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设 12 个启盖螺钉，拆卸箱盖时可先拧动此螺钉顶起箱盖。启盖螺钉直径常与凸缘连接螺栓相同，钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。选择 A 级内六角圆柱头螺钉，标记为 M1050。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注7定位销：为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以便箱座与箱盖能正确定位。常用的定位销其公称直径为连接螺栓直径的 0.8 倍。为便于拆卸，它的长度应大于连接凸缘总厚度。它的位置应考虑钻、铰孔的方便，且不妨碍附近连接螺栓的装拆。第九章第九章润滑与密封的设计与选择润滑与密封的设计与选择9.19.1 润滑方式的选择润滑方式的选择1齿轮润滑：浸油润滑适用于圆周速度小于 12m/s 的场合，这种润滑方式是将齿轮一部分浸入油池中，靠齿轮转动时，将油带入啮合区进行润滑。（1）油面高度：对于二级传动，高、低速级的大齿轮尺寸不同，因而它们的浸油深度也不一样，故当高速级齿轮的一个齿高浸入油中 且不得少于10mm时，低速级大齿轮浸油深度可达 1/61/3 分度圆直径即可。由此确定了油面允许的下限位置，考虑油的损耗，应使油面最高位置比下限高出 10mm 左右。（2）油池深度：浸入油中的零件至少应距箱底面 30mm，以免浸入零件运转时激起沉积在箱底的泥渣。2滚动轴承的润滑：当齿轮圆周速度大于 2m/s 时用飞溅润滑，是利用大齿轮运转时将油池中的润滑油激起并飞溅到箱盖内壁上，沿箱壁流积到结合面的油沟里，再沿油沟流入轴承中，使轴承得到润滑。当速度小于 2m/s 时应用润滑脂润滑，此时应安装内密封圈的挡油环。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注9.29.2 润滑剂的选择润滑剂的选择1.齿轮润滑油:工业闭式齿轮油（GB5903-1995），牌号为 L-CKB220，运动粘度 198242mm2/s，倾点不高于-8，粘度指数为 90。2轴承润滑脂：通用锂基润滑脂 2 号，滴点不低于 175。9.39.3 密封的选择密封的选择为了防止油从箱体内部渗漏出来以及防止外界灰尘的的侵入，在接合面及活动间隙处均应进行密封。根据各部位的不同工作情况，应选用不同的密封方式和密封件。1.箱盖与箱座凸缘接合面的密封：对合前，在接合面上可涂一层密封胶（醇基漆）或水玻璃，必要时沿箱体的接合面凸缘开回油沟，但不允许在接合面间放置垫片。2.观察孔、油孔等处接合面的密封：应在观察孔、螺塞与箱体之间加纸封油垫片或皮封油圈进行密封。3.轴承孔的密封：轴承孔是通过轴承盖以及盖与箱体孔端面之间的微调垫片来达到密封的。轴承透盖与轴之间为活动配合，其密封形式多用毡圈式密封结构。设 计 计 算 及 说 明设 计 计 算 及 说 明结果与备注结果与备注第十章第十章课程设计总结课程设计总结经过近半学期的努力，机械设计课程设计终于要完成了。在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计修改，这都暴露出了自己之前在实践方面的知识欠缺和经验不足，也让我对自己的所学专业有了更深层次的认识。过程虽然是艰辛的，但结果是让人受益匪浅的。在这个过程中，我经历了好多个第一次，体会了个中道理。第一次，我绘制了 0 号机械工程图，通过老师几次的谆谆教导，我真正明白了要想成为一个真正优秀的工程师所需要付出的汗水。第一次，我把计算过程输进了电脑，做成了一个真正属于自己的电子文档，使我对文档编辑工具的使用有了很大提高总起来说，对于我们这些空有理论知识，缺乏感性认识，与实际脱节的大学生来说，收获最大的还是方法和能力。它把我们所学的相关知识都系统地联系起来，方便运用和掌握。相信有了这次的经验，会对以后的设计创作打下好的基础，会顺利很多！