哈工大机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书(共23页).docx

精选优质文档-倾情为你奉上目录133.4输出轴的校核计算1519192020200九.参考文献22专心-专注-专业一传动装置的总体设计 1.1分析或确定传动方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。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 其传动方案如下：图一：传动方案简图根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=2400N传送带卷筒直径：d=300mm传送带带速：v=1.0m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器产量为大批量；机器工作环境为清洁；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。1.2选择电动机1.2.1选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。并按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。1.2.2 选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率：式中， F传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2400N； V传送带的带速，由设计原始数据，V=1.0m/s。从原动机到工作机的总效率：×××0.960.8504式中，联轴器传动效率，由参考文献1P81页表9.1，； 轴承传动效率，由参考文献1P81页表9.1， 齿轮啮合效率，； 卷筒传动效率，。则所需电动机功率：1.2.3确定电动机的转速工作机卷筒轴的转速： 式中，d传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=300mm。二级圆柱齿轮减速器传动比=840，所以电动机的转速的可选范围为:=(840)×63.7=（509.62548.0）r/min.符合这一范围的同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1P142页表14.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（r·min）满载转速(r·min)Y132S-6310009602.02.01.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 nw，可得传动装置总传动比为/nw960/63.715.071.3.2分配传动比× 式中分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为 4.59，则3.28。1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1各轴的转速： 960r/min 960/4.59209.15r/min   / 209.15/3.28=63.76r/min=63.7r/min1.4.2各轴的输入功率： ×2.82×0.992.79kW   ×2×2.79×0.99×0.972.68kW   ×2×2.68×0.99×0.972.57kW ×2×1=2.57×0.99×0.992.52kW1.4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.82/960=2.81×N·mm： × =2.81××0.99=2.78× N·mm ×××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N·mm ×××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×N·mm=××=3.86××0.99×0.99=3.78× N·mm。整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.8296010.99轴2.799604.590.96轴2.68209.153.280.96轴2.5763.761.000.98卷筒轴2.5263.76二、传动零件的计算2.1 选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由表6.2得：小齿轮调质处理 ，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面硬度差为46HBW，在3050HBW范围内，选用8级精度。取高速级小齿齿数=20，高速级大齿轮Z=i×Z=4.59×20=91.8,取Z=91齿。取低速级小齿轮3齿数=19齿，大齿轮4齿数=×3.28=62.89.取=63。根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.8296010.99轴2.799604.550.96轴2.68210.983.310.96轴2.5763.741.000.98卷筒轴2.5263.742.2确定计算公式由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。2.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献1P103页式6.8）式中各参数为：1) 小齿轮传递的转矩，=2.78× N·mm。2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，初取=1.6。3) 由参考文献1P104表6.6取齿宽系数=0.9。4) 初选螺旋角=15°，由参考文献1图6.15选取区域系数 Z=2.43 5) 由参考文献1P103页表6.5查得弹性系数。6) 齿数比u=i1=4.55。7) 由参考文献1P99页式6.1，端面重合度：由参考文献1P99页式6.2，轴面重合度：由参考文献1P104图6.16查得：=0.775。8) 由参考文献1图6.26查得螺旋角系数=0.989) 由参考文献1P116式6.26，许用接触应力,。由参考文献1P115图6.29（e）、图6.29（a）得接触疲劳极限应力=570MPa =410MPa 。小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为：N=60na =60×960×（2×8×250×6）=1.382×10hN= h由参考文献1P116图6.30查得寿命系数：=1.0， =1.11。由参考文献1P116表6.7，取安全系数=1×570=570 =1.11×410=455.1故取 初算小齿轮1的分度圆直径，得=确定传动尺寸：1)计算载荷系数KK=1.0×1.15×1.12×1.2=1.5456。式中，使用系数。由参考文献1P95页表6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1P96页图6.7查得 K=1.15。 齿向载荷分布系数。由参考文献1P96页图6.12，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K =1.12。 齿间载荷分配系数。由参考文献1P99页表6.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取 K =1.2。2) 对进行修正:d=d=41.4×=40.93) 确定模数= 取=2mm4) 计算传动尺寸中心距： a=115.916mm， 圆整为115mm。螺旋角=15°921。 其它传动尺寸： ，取38mm。 =+（510）mm， 取=45mm。 齿根弯曲疲劳强度校核： K、T、mn、d1同上 K=1.5456、T=2.78N.mm、mn=2、d1=41.44mm      计算当量齿数zv1z1/cos320/ cos15.15622.241zV2z2/cos391/ cos15.156101.196由参考文献1图6.20查得=2.72，=2.2由参考文献1图6.21查得=1.55，=1.8 由参考文献1 由图6.22查得重合度系数 =0.74   由参考文献1 由图6.28查得螺旋角系数 =0.88   由参考文献1 图6.29 （f）、图6.29 （b）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮 大齿轮由参考文献1图6.32查得弯曲疲劳寿命系数：Y=Y=1.0由参考文献1表6.7查得弯曲疲劳安全系数:SF=1.25(1%失效概率)=MPa=结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮241.44452015°921115大齿轮188.5638912.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：(由参考文献1P103页式6.8）按齿面接触疲劳强度设计：式中各参数为：1)小齿轮传递的转矩，= 。2）设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。3）由参考文献1P104表6.6取齿宽系数=1.1。4）初选螺旋角=15°，由参考文献1 图6.15选取区域系数 Z=2.43。5)由参考文献1P103表6.5查得弹性系数。6）齿数比比u=iII=3.31。7）由参考文献1P99页式6.1，端面重合度：由参考文献1P99页式6.2，轴面重合度：由参考文献1 P104页图6.16查得：=0.775。8）由参考文献1图6.26查得螺旋角系数=0.98。9）由参考文献1P116页式6.26，许用接触应力,由参考文献1P115图6.29（e）、图6.29（a）得接触疲劳极限应力=570MPa =410MPa 。小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na =60×210.98×（2×8×250×6）=hN= h 由参考文献1 P116图6.30查得寿命系数：=1.1, =1.2（允许局部点蚀）。由参考文献1 P116表6.7，取安全系数=1.1×570=627 =1.2×410=492 故取 。初算小齿轮1的分度圆直径，得=确定传动尺寸:计算载荷系数KK=1.0×1.07×1.12×1.2=1.43。式中，使用系数。由参考文献2P95页表6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 动载系数。分度圆上的速度为: 故由参考文献2P96页图6.7查得 K=1.07。 齿向载荷分布系数。由参考文献2P98页图6.12，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K =1.12。 齿间载荷分配系数。由参考文献2P99页表6.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取 K =1.2。对进行修正：=61.1×=58.8确定模数=，按照表6.1取=3mm计算传动尺寸中心距： a=127.3，圆整为130mm。 螺旋角= =14°255。值与初选值相差较大，需修正与值相关的数值。其它传动尺寸： 取65mm。=+（510）mm， 取=70mm。 齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、mn、d1同上 K=1.43、T=1.21N.mm、mn=3、d3=58.85mm  计算当量齿数/cos319/ cos14.420.91/cos391/ cos14.469.34由参考文献1图6.20查得=2.75，=2.25由参考文献1图6.21查得=1.52，=1.75 由参考文献1图6.22查得重合度系数 =0.73  由参考文献1图6.28查得螺旋角系数 =0.98 由参考文献1 图6.29 （f）、图6.29 （b）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮，大齿轮由参考文献1图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数: =1.0。由参考文献1表6.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1%失效概率)=MPa= 136MPa结论：满足齿根弯曲疲劳强度低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮361.85701914°255 130大齿轮198.156563三、轴的设计计算3.1高速轴的设计计算1. 轴的基本参数-轴： ×2.82×0.992.79kW × =2.81××0.99=2.78× N·mm n=960r/min 2. 选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。3.初算轴颈按扭转强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P197页表9.4，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。4. 轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输入轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。图二：高速轴结构图(2)轴端1本设计中dmin 就是轴段直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献1表12.1，取。则由计算转矩=41.7N.m考虑电机输入轴直径为38mm，由参考文献2表13.1中的LH3联轴器满足条件。选用J1型轴孔A型键。联轴器长L=60mm。与LH3对应的最小轴径为30mm，轴段1的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取l1=58mm。（3）轴段2在确定轴段2的直径的时候，应该同时考虑联轴器的固定与轴承端盖的密封两个方面，当dn<1.5×105mm(r/min)时，采用脂润滑，又因工作环境清洁，则采用毛毡圈进行密封。查表毛毡密封圈的直径系列中有公称直径35，同时考虑联轴器轴向固定，轴肩高h=（0.070.1）d1=2.13mm，则可以确定轴段2的直径d2=35mm。轴段2的长度由轴承端盖的长度和轴段1轴肩到轴承端盖的距离决定。选择凸缘式轴承端盖，则：由参考文献2表4.1计算知，轴承端盖螺钉直径为M8，则轴承端盖长为e+m19.6mm，轴段1轴肩到轴承端盖的距离l1015mm，取12mm。由草图可确定轴段2最终的长度为l2=22+10+12=44mm(4) 轴段3和轴段5考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，选择轴承类型为角接触球轴承。轴段3及轴段5直径d3=d5=d2+（12）mm，考虑轴颈及安装，可取轴承型号为7208C,查得d=40mm，D=80mm，B=18m。故取轴段3和轴段5的直径为40mm。轴段3和轴段5的长度均为滚动轴承宽度与挡油板宽度之和，则l3=l5=18+12=30mm。(5) 轴段4轴段4的直径根据轴承的轴向固定，查参考文献2表12.2得轴段4的直径为d4=47mm。轴段4的长度，以及高速级小齿轮的位置由另外两根轴的尺寸和中间轴上高速级大齿轮的位置确定。经过草图设计，最终可以确定轴段4上高速级小齿轮左右端面离机体内壁的距离分别为，25.5mm，84.5mm。3.2中间轴的设计计算 1. 轴的基本参数-II轴：功率PII=2.68kW转速n2=210.98r/min转矩T2=1.212.选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。3. 初算轴颈初定轴上的最小直径式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P197页表9.4，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。4. 轴承部件的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。图三：中间轴结构图（1）轴段1二级齿轮减速器，中间轴的最小直径处安装滚动轴承，可考虑最小直径圆整确定，但是不应小于高速轴安装轴承处的直径，则中间轴的滚动轴承初选7208C，则轴径d1=40mm.B=18mm，而轴段1的长度等于轴承宽度、轴承外圈端面至箱体内壁距离与齿轮端面至箱体内壁的距离之和，长为l1=18+10+10=38mm。（2）轴段2 因该轴段处安装低速级小齿轮，（考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为58.85mm，其中键的尺寸为：b×h=12×8mm，则:e=（58.85-40）/2-2×m×hf-3.3<2.5×m=7.5mm所以该齿轮需要做成齿轮轴），可判断出齿轮的结构型式为齿轮轴。轴段2的长度为小齿轮尺宽l2=70mm。（3）轴段3轴段3为轴肩，用于齿轮的轴向固定，h=（0.070.1）d4=3.084mm，则轴段3的轴径d3=d4+2h=d4+2（0.070.1）d4=50.1652mm，取d3=52mm，长度l3为58mm，取8mm。（6）轴段4轴段4与高速级大齿轮的轮毂配合。直径d4=d5+（25）mm，取d4=44mm，轴段4的长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段4的长度l4为（38-2）=36mm。（7）轴段5轴段5与滚动轴承配合。取7208C轴承。内径为40mm。所以轴段5内径为d5=40mm，长度为轴承宽度、齿轮2轮毂与箱体内壁距离与轴承外圈端面至箱体内壁距离以及轮毂宽度与轴段4长度差值之和，则l5=18+29+10+2=59mm 3.3输出轴设计计算1. 轴的基本参数-II轴：=2.57Kw 转速n3=63.74r/min转矩T3=3.85。2.选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。3. 初算轴颈初定轴上的最小直径式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。4. 轴承部件的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。图四：低速轴结构图（1）轴段1轴段1为输出轴与联轴器的连接部分。考虑对中性的要求。使用刚性联轴器。查参考文献2表13.6，可取联轴器其安装尺寸，孔径为d1=38mm，J1型接口，孔径长L=60。轴段1的长度应略短于联轴器的长度，则可取l1=58mm。（2）轴段2 在确定轴段2的直径的时候，应该同时考虑联轴器的固定与轴承端盖的密封两个方面，当dn<1.5×105mm(r/min)时，采用脂润滑，又因工作环境清洁，则采用毛毡圈进行密封。查表毛毡密封圈的直径系列中有公称直径42，同时考虑联轴器轴向固定，轴肩高h=（0.070.1）d1=2.663.8mm，则可以确定轴段2的直径d2=42mm。轴段2的长度由轴承端盖的长度和轴段1轴肩到轴承端盖的距离决定。选择凸缘式轴承端盖，则：由参考文献2表4.1计算知，轴承端盖螺钉直径为M8，则轴承端盖长为e+m19.6mm，轴段1轴肩到轴承端盖的距离l1015mm，取12mm。由草图可确定轴段2最终的长度为l2=22+10+12=44mm（3）轴段3轴段3直径与滚动轴承内径相同。d3=d2+(12)mm，则可由参考文献2表12.2暂取轴承为角接触球轴承7209C，则轴段3的直径为d3=45mm，轴段3长l3=19+11=30mm。（4）轴段4轴段4的直径根据轴承的轴向固定，查参考文献2表12.2得轴段4的直径为d4=52mm。轴段4长度由另外两根轴决定。经过草图阶段，即可以确定轴段4的长度为l4=70mm。（5）轴段5轴段5为轴肩，则轴段5的直径为d5=d6+2h=d6+2（0.070.1）d6=53.5856.4mm，取d5=54mm，轴段5的长度为l5=1.4h=4.606.58，取l5=6mm。（6）轴段6轴段6连接低速级大齿轮，则轴段6的直径为d6=d7+（25）mm=4750mm，取47mm，轴段6的长度略小于低速级大齿轮齿宽，取轴段6的长度l4为（65-2）=63mm。（7）轴段7轴轴段7上套轴承7209C。故轴段7的轴径为45mm.轴承宽B=19mm。考虑小齿轮靠近箱体内壁的端面到箱体内壁的距离为10.5mm，则根据低速级大小齿轮的啮合关系，可确定大齿轮靠近箱体内壁的端面到箱体内壁的距离为12.5mm轴承靠近箱体内壁的端面到内壁的距离有10mm。所以轴段7的长度为l7=19+12.5+10.5+2=44mm。3.4输出轴的校核计算3.4.1轴III的受力分析（1）计算支承反力按齿轮受力关系计算可得圆周力 径向力 轴向力首先,作出轴的受力简图，确定轴承的支点位置时，查参考文献2表12.2对于7209C代号C型的角接触球轴承，a=18.2mm，因此，做为简支梁的轴的支承跨距。 经计算得：L1=92.2mm，L2=120.3mm，L3=56.3mm。图五：输出轴受力分析图那么，在水平面上在垂直平面上 轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力2）画弯矩图和转矩图在水平面上：a-a剖面右侧，a-a剖面左侧：在垂直面上：合成弯矩：a-a剖面右侧: a-a剖面左侧：转矩：图六：输出轴弯矩图和转矩图3.4.1轴III的强度校核由弯矩图及转矩图可知，a-a截面右侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。由参考文献1P204页表9.6 ：抗弯剖面模量：抗扭剖面模量 弯曲应力：扭剪应力对于调质处理的45钢，由参考文献1表9.3查得，；由参考文献1 9.5.3节，可知对于碳素钢，平均应力折算为应力幅的等效系数，。由键槽引起的应力集中系数，由参考文献1表9.11查得：。绝对尺寸系数，由参考文献1表9.12查得。轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1表9.9查得。则安全系数：由参考文献1表9.13查得许用安全系数，故a-a剖面安全。四、键的设计和计算输出轴轴段7与轴段2上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表4.1可得：，取。由参考文献1式4.1需满足挤压强度条件：(1) 轴段2与大齿轮连接处的键其中轴段2的直径47mm，可取键的尺寸b×h=14×9mm。则可解得: 查表得最短键长为32mm。此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为65mm，轮毂宽度取65mm。，取键长为56mm。(2) 轴段7与联轴器连接处的键其中轴段7的直径38mm，可取键的尺寸b×h=10×8mm。则可解得: 轴段7的长度为58mm，与联轴器配合，则可查表取键长为50mm。五、校核轴承寿命由参考文献2表12.2，查得7209C轴承的。（1） 计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为轴承面对面安装：因此：（2） 计算当量动载荷由 查参考文献1表10.13得e=0.45（插值法），查参考文献1表10.13得e=0.41（插值法）因为 则：X1=0.44 Y1=1.25 ； X2=1 Y2=0.所以：当量动载荷为P1=X1+Y1=0.44 2104.23+1.72=2960.5NP2=X2+Y2=1090.07NP1>P2所以P=2960.5N，只需校核轴承的寿命（3）校核轴承寿命轴承在以下工作，由参考文献1表10.10查得。载荷平稳，由参考文献1表10.11查得，。轴承I的寿命为已知减速器使用6年，两班工作制，则预期寿命h显然 故轴承寿命很充裕。六、联轴器的选择6.1输入轴联轴器因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号Y132S-6，由参考文献2P132页表13.1选取LH3型号，公称转矩650 N·m，满足使用要求。输入端选取直径为30mm的联轴器，J1型接口，长度L=60mm。6.2输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，由参考文献2P140页表13.6选取KL6型号无弹性元件的挠性联轴器。联轴器内径选取38mm，J1型接口，长度L=60mm。七、减速器附件及其说明由于是大规模生产，减速器的箱体采用铸造箱体。附件设计 A 窥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，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。B 放油孔及放油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。选取M14的螺塞。具体尺寸见参考文献3P20页。C 油面指示器：选取杆式油标。选取M12的油标。具体尺寸见参考文献3P19页，油标位置箱体中部。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。由于是在清洁无尘的环境下，只需使用简易通气孔。选取M201.5的简易通气孔。具体尺寸选取查阅参考文献3P19页。E 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。选取M820的平底螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹.F 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，选取公称直径为6的圆锥销。具体尺寸见参考文献2P142页表11.30圆锥销（GB/T117-2000）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.吊钩尺寸由参考文献3P20页的经验公式选取。H 调整螺钉查阅参考文献2P131页，GB/T73-1985选取M8的紧定螺钉，作为调整螺钉。八、整体结构的的最初设计1.轴承的选择根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为：轴承型号d/mmD/mmB/mm输入轴7208C408018中间轴7208C408018输出轴7209C4585192.轴承润滑方式及密封方式齿轮1线速度与齿轮2的线速度相等，即：，但是考虑此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。 工作环境清洁，密封方式采用毛毡圈密封方式。3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。4确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺栓直径16地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径12机盖与机座连接螺栓直径8连接螺栓的间距100轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径6、至外机壁距离22、18、13、至凸缘边缘距离16、11轴承旁凸台半径c2凸台高度43外机壁至轴承座端面距离42内机壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内机壁距离10齿轮端面与内机壁距离10机盖、机座肋厚、轴承端盖外径120/112/125轴承端盖凸缘厚度8其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。九. 参考资料:1.机械设计高等教育出版社 宋宝玉 王黎钦 主编2.机械设计课程设计哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编3.简明机械设计课程设计图册哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编