联轴器式运输机传动装置的设计课程设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流联轴器式运输机传动装置的设计课程设计成绩课程设计说明书设计名称 联轴器式运输机传动装置的设计设计时间 2012年3-5月系 别 机电工程系专 业 机械设计制造及其自动化班 级 姓 名 指导教师 2012 年 5 月 4 日一 、任务1二 、总体设计2传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配31.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表42.低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表14三、轴的设计21(一)轴的校核26(二)轴的校核32(三)轴的校核39四、键的选择和校核46五、滚动轴承的选择和校核47六、联轴器的选择51七、箱体及其附件的设计511、窥视孔：532、

2、轴承端盖设计：543、油面指示装置油标尺：564、外六角螺塞和封油垫：56定位销：595、启盖螺钉：596、通气塞：60八、润滑、密封设计60九、减速器的技术要求61十、减速器的技术特性62十一、参考资料63十二、总结63.精品文档.学号一 、 任务题目4：设计运输机传动装置已知条件：（1）运输带工作拉力； （2）运输带工作速度； （3）滚筒直径； （4）工作机传动效率； （5）输送带速度允许误差为5%； （6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （8）要求齿轮使用寿命为5年（每年按300天计）； （9）生产

3、批量：中等。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。传动方案：如图2所示。设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）； （3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）； （4）设计计算说明书1份。二 、 总体设计1、 电机的选择确定电动机类型 按工作要求和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。确定电动机的容量工作机卷筒上所需功率PwPw= Fv/(1000*w) =2、 电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设c、r、g、分

4、别为弹性联轴器、滚动轴承、8级齿轮（稀油润滑）传动的效率，查机械设计 课程设计表10-1查得c= 0.99，r= 0.99，g = 0.97，则根据机械设计 课程设计的22页 传动装置的总效率为 总=c2r3g2 = 0.99 2x 0.993 x 0.97 2 =0.89因载荷较平稳，所以电动机的额定功率Ped只需要略大于Pn即可，由表10-2中，Y系列电动机技术数据可知，可选择额定功率为7.5Kw。选择电动机转速工作机卷筒轴的转速为由机械设计 课程设计的经验公式单级圆柱齿轮传动比范围总传动比范围电动机转速可选范围=(491.311364.75)r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械

5、设计 课程设计10-2，符合这一范围的常用同步转速有750、1000、1500。选用同步转速为1000r/min选定电动机型号为Y160M-6由机械设计 课程设计表10-3 86 87 页电动机型号及主要尺寸型号额定功率P ed/KW满载转速/（rmin-1）同步转速/（rmin-1）电动机中心高H/mm外伸轴直径D/mmE/mmY160M-611970100016042110传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配（一）、 传动装置总传动比式中 -电动机满载转速，970 r/min; -工作机的转速， 60.05 r/min。（二）、 分配传动装置各级传动比 由机械设计 课程设计展开式二级圆

6、柱齿轮减速器的传动比双级圆柱齿轮减速器低速级的传动比为高速级的传动比运动参数和动力参数计算 一 、 各轴转速计算轴 n1= nm = 970r/min轴n2= n1 / i1 = 970/4.58=211.79r/min轴n3= n2 / i2 = 211.79/3.52=60.2 r/min卷同轴n卷 = n3=60.2r/min二 、 各轴输入功率轴P1= Pnc=6.440.99=6.38kw轴P2= P1rg=6.380.990.97=6.13kw轴P3= P2rg =6.130.990.975.89kw卷同轴Pw= P3w=5.880.965.64kw1 各轴输入转矩电动机的输出转矩

7、电动机轴转矩轴轴轴卷同轴表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比效率电机轴6.4497063.4010.99 轴6.3897062.8134.580.98 轴6.12211.79276.4133.520.97轴5.8860.2934.37710.99卷筒轴5.6460.2894.718二. 传动零件的设计计算1. 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查机械设计表6-3117页选用8级级82材料选择查机械设计表6-2 116页小齿轮材料：45钢(调质)大齿轮材料：45钢（正火）45钢(调质)45钢（正火）3选择

8、齿数Z取 取个4分度圆螺旋角初选=15=15由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350HBS大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350HBS故选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt查机械设计表6-3117页由于载荷平稳 取Kt1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T1Nmm(3) 齿宽系数 d由机械设计表116 133页d=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）0.9(4)材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116 122页ZE=189.8 MPa1/2MPa1/2189.8（5）节点区域系数ZH

9、由机械设计图6-14124页ZH2.422.42（6）端面重合度由机械设计122页1.665（7）纵向重合度1.917（8）重合度（9）接触重合度系数Z由机械设计122页 图6-130.780.78（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式0.98（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式1.40109（12）工作应力循环次数N2（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页 图6-15（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页 图6-15（15）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22dMpa（16）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22cMpa（17）接触疲劳强度的最小安全系数S

10、Hmin由机械设计124页取失效概率为SHmin =1SHmin =1（18）许用接触应力公式由机械设计124页 6-12 公式（19）许用接触应力公式同上斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式修正 ： (1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重合度N(5)重合度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角系数Y由机械设计140图6-28Y=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）大齿轮当量齿数ZV2128（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.55

11、YFa1=2.55（10）修正系数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.60Ysa1=1.60（11）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.15YFa2=2.15（12）修正系数Ysa2同上Ysa2=1.80Ysa2=1.80（13）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式（14）工作应力循环次数N2(15)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.91YN1=0.91(16) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.98YN2=0.98(17)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b（18）弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin由机械设计124页取失效概率为SFmin

12、=1.25SFmin=1.25(19)许用应力由机械设计1306-16取=1.5 取设计齿轮模数（25）选取标准模数mn由机械设计113页表6-1选取 . 齿轮主要的几何尺寸（1）中心距mm圆整后145（2）螺旋角（3）小齿轮分度圆d1mm（4）大齿轮分度圆d2mm（5）齿宽bmm取大齿轮B2=68mm,小齿轮B1=70mm校核齿根弯曲强度疲劳(1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重合度N(5)重合度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角细数Y由机械设计140图6-28Y

13、=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）大齿轮当量齿数ZV2128（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.83YFa1=2.83（10）修正系数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.53Ysa1=1.53（12）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.18YFa2=2.18（13）修正系数Ysa2同上Ysa2=1.77Ysa2=1.77(14)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.87YN1=0.87(15) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.91YN2=0.91(16)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b(17)许用应

14、力由机械设计1306-16取=1.5齿根弯曲疲劳强度足够齿轮精度设计大齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）确定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮结构的设计小齿轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏

15、差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）确定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮结构的设计作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力2. 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查机械设计表6-3117页选用8级级82材料选择查机械设计表6-2 116页小齿轮材料：45钢(

16、调质)大齿轮材料：45钢（正火）45钢(调质)45钢（正火）3选择齿数Z取 取个4分度圆螺旋角初选=15=15由于小齿轮材料：45钢(调质) 小齿轮齿面硬度(217255)350HBS大齿轮材料：45钢（正火）大齿轮齿面硬度（162217）350HBS故选择设计 制造工艺简单，成本较低的软齿面齿轮按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt查机械设计表6-3117页由于载荷平稳 取Kt1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T2Nmm(3) 齿宽系数 d由机械设计表116 133页d=0.9（由于齿轮相对轴的位置为非对称式且为软齿面）0.9(4)材料的弹性影响系数ZE由机械设计表116 122页ZE=1

17、89.8 MPa1/2MPa1/2189.8（5）节点区域系数ZH由机械设计图6-14124页ZH2.422.42（6）端面重合度由机械设计122页1.657（7）纵向重合度1.917（8）重合度（9）接触重合度系数Z由机械设计122页 图6-130.760.76（10）螺旋角系数Z由机械设计138页公式0.98（11）工作应力循环次数N1由机械设计124页公式（12）工作应力循环次数N2（13）接触疲劳强度ZN1由机械设计125页 图6-13（14）接触疲劳强度ZN2由机械设计125页 图6-13（15）接触疲劳极限由机械设计131页图6-22cMpa（16）接触疲劳极限由机械设计131页图

18、6-22bMpa（17）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin由机械设计124页取失效概率为SHmin =1SHmin =1（18）接触应力公式由机械设计124页 6-12 公式（19）接触应力公式同上斜齿轮齿面接触疲劳强度设计公式修正 ： （19）使用系数KA由机械设计117页表6-3KA=1KA=1（20）动载系数KV由机械设计118页图6-7KV=1.2KV=1.2（21）齿向载荷分布系数K由机械设计119页图6-10K=1.08K=1.08（22）齿向载荷分布系数K由机械设计120页表6-4K=1.2K=1.2 K=KAKVKK=11.21.081.2=1.56（23）分度圆直径d1（2

19、4）计算斜齿轮法面模数mn（25）选取标准模数mn由机械设计113页表6-1选取 . 齿轮主要的几何尺寸（1）中心距mm圆整后175mm（2）螺旋角（3）小齿轮分度圆d1mm（4）大齿轮分度圆d2mm（5）齿宽bmm取大齿轮齿宽B2=78mm,小齿轮齿宽B1=80mm校核齿根弯曲强度疲劳(1)法面压力角由机械原理183页表7-6an=20an=20(2)端面压力角t由机械原理183页表7-6(3)计算基圆柱螺旋角的余弦值cosb(4)法面重合度N(5)重合度系数Y由机械设计127页6-13式（6）螺旋角细数Y由机械设计140图6-28Y=0.87Y=0.87（7）小齿轮当量齿数ZV128（8）

20、大齿轮当量齿数ZV298（9）齿轮系数YFa1由机械设计128图6-19YFa1=2.55YFa1=2.55（10）修正系数Ysa1由机械设计129图6-20Ysa1=1.62Ysa1=1.62（12）齿轮系数YFa2同上YFa2=2.15YFa2=2.15（13）修正系数Ysa2同上Ysa2=1.77Ysa2=1.77(14)弯曲疲劳寿命系数YN1由机械设计130图6-21YN1=0.87YN1=0.87(15) 弯曲疲劳寿命系数YN2同上YN2=0.91YN2=0.91(16)疲劳极限由机械设计131图6-22c，b(17)许用应力由机械设计1306-16取=1.5齿根弯曲疲劳强度足够小齿

21、轮的精度按选择的8级精度，查152，153齿轮公差表19-3、 19-4（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）确定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计 153页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮结构的设计大齿轮的精度按选择的8级精度，查齿轮公差表（见课程设计152页），可得 齿厚偏差计算：有机械原理可知分度圆弦齿厚公称值由式（6-35）确定最小侧隙：齿厚上偏差：查机械设计课程设计 15

22、3页 齿轮公差表19-4，齿轮径向跳动公差查机械设计课程设计155 页标准公差表19-9和143页表17-1，IT9=130m查机械设计课程设计表6-9，径向进刀公差齿厚公差：齿厚下偏差：齿轮结构的设计三、轴的设计轴的材料选择和最小直径估算结果由机械设计189页表8-1查的参数初步确定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一机械设计课程设计137页表16-2与联轴器相连为保证轴端挡圈只压在联轴器上轴段长80mm轴径30mm机械设计课程设计112页键的选择GB/T C 10850mm轴段长80mm轴径30mm轴段二机械设计课程设计1

23、28页凸缘式轴承盖轴径：32mm 轴段长：52mmmm轴径：32mm 轴段长：52mm轴段三装配轴承轴径：35mm轴段长：17mmmm轴径：35mm轴段长：17mm轴段四区分加工轴段轴径：44mm轴段长：114mmmm轴径：44mm轴段长：114mm轴段五齿轮轴轴段长：70mmmm轴段长：70mm轴段六区分加工轴段轴段长：44mm轴径：19mmmm轴段长：44mm轴径：19mm轴段七安放滚动轴承轴段长：17mm轴径：35mmmm轴段长：17mm轴径：35mm初步确定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径：35mm轴长

24、：17mmmm轴径：35mm轴长：17mm轴段二区分加工表面轴径：41mm轴长：22mmmm轴径：41mm轴长：22mm轴段三装配实心齿轮轴径：45mm轴长：78mmmm轴径：45mm轴长：78mm轴段四轴环轴径：50mm轴长：15mmmm轴径：50mm轴长：15mm轴段五装配实心大齿轮轴径：45mm：轴长: 66mmmm轴径：45mm：轴长: 66mm轴段六装配轴承、轴径：35mm轴长：39mmmm轴径：35mm轴长：39mm初步确定轴的最小直径减速器草图的设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果轴的直径和长度计算轴段一装配轴承轴径：50mm轴长：42mmmm轴径：50mm轴

25、长：42mm轴段二装配实心齿轮轴径：55mm轴长：76mmmm轴径：55mm轴长：76mm轴段三轴环轴径：60mm轴长：15mmmm轴径：60mm轴长：15mm轴段四装配实心大齿轮轴径：56mm：轴长: 87.5mmmm轴径：56mm：轴长: 87.5mm轴段五装配滚动轴承、轴径：65mm轴长：16mmmm轴径：65mm轴长：16mm轴段六装配轴承端盖轴径：45mm轴长：60mmmm轴径：45mm轴长：60mm轴段七装配联轴器轴径：42mm轴长：110mmmm轴径：42mm轴长：110mm三. 轴的校核(一) 轴的校核1) 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用

26、点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为2) 求齿轮所在截面B,C的以及的值3) 画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。4) 计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力5) 求支反力1) 水平面内支反力水平面内的支反力 12) 垂直面内的支反力6) 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩2) 垂直平面内的弯矩3) 合成弯矩7) 画出转矩图8) 计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取

27、得：所以其弯矩为对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 所以轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。2) 轴段三处截面疲劳强度安全系数校核(二) 轴的校核1. 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为2. 画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于

28、支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。3. 计算轴上的外力小齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力4. 求支反力水平面内支反力 21) 垂直面内的支反力垂直面的支反力 25. 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩水平面内的弯矩图22) 垂直平面内的弯矩垂直平面内的弯矩 23) 合成弯矩6. 画出转矩图7. 计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取得：所以其弯矩为对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 所以轴的强度足够 按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中

29、，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核(三) 轴的校核1. 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置按弯扭合成强度条件计算由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为2. 求齿轮所在截面B,C的以及的值3. 画出轴的简图为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。4. 计算轴上的外力作用在齿轮上的力大齿轮的受力分析圆周力径向力轴向力法向力5. 求支反力1) 水平面内支反力水平面内

30、的支反力 22) 垂直面内的支反力6. 计算轴的弯矩并画出弯矩图1) 水平面内的弯矩2) 垂直平面内的弯矩3) 合成弯矩7. 画出转矩图8. 计算并画出当量弯矩图转矩按不变计算，取得：所以其弯矩为对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出， 所以轴的强度足够。按疲劳强度的安全系数校核计算1) 判断危险面 弯矩和转矩较大，且截面面积较小应力集中，为危险截面。故轴段三处截面为危险截面。轴段三处截面疲劳强度安全系数校核四、键的选择和校核五、滚动轴承的选择和校核(一) 轴滚动轴承的校核计算轴承承受的径向载荷1. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA42. 计算轴承的当量动载荷

31、P3和P43. 计算轴承寿命所以该轴承寿命为35274h,满足使用寿命要求(二) 轴滚动轴承的校核1. 计算轴承承受的径向载荷2. 计算轴承的轴向载荷FA3和FA43. 计算轴承的当量动载荷P3和P44. 计算轴承寿命所以该轴承寿命为47597h,满足使用寿命要求(三) 轴滚动轴承的校核1. 计算轴承承受的径向载荷2. 计算轴承的轴向载荷FA5和FA63. 计算轴承的当量动载荷P3和P44. 计算轴承寿命所以该轴承寿命为427852h,满足使用寿命要求六、联轴器的选择七、箱体及其附件的设计(一) 、箱体设计 (单位mm)名称符号减速器型式及尺寸/mm齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度1

32、2箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径16联接螺栓d2 间距150轴承端盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径8定位销直径 8df、d1、d2、至外箱壁距离16d1、d2至凸缘侧边的距离14轴承旁凸台半径20凸台高度35箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离16齿轮端面与内箱壁距离16轴承座加强肋厚度、8、8轴承端盖外径140轴承旁联接螺栓距离140(二) 附件的设计1、窥视孔：主要作用是检查齿轮的啮合情况和润滑情况，还可以往此处灌注润滑油。窥视孔的位置应该放置于齿轮啮合区的上方。窥视孔应为凸起结构，以便区分加工面。窥视孔盖一

33、般为钢板或铸件，其与窥视孔端面结合表面要进行机械加工，安装时用螺钉紧固在箱盖上，并加垫片密封。结构示意图如下：RB2B1B窥视孔和窥视孔盖参数设计 参考130页机械设计课程设计表15-1 代号与名称表达式数值备注窥视孔的长度：A无取A=200mm查表15-1，根据齿轮啮合位置选择窥视孔盖的长度：为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔盖上两螺钉的中心距长度：无窥视孔盖的宽度：无窥视孔的宽度：BB=130mm为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔螺钉在宽度上的中心距：无窥视孔上的螺纹孔：M68取M8根据螺钉选择窥视孔盖的倒圆角：R510取8mm无窥视孔盖的高度：h无取10mm自行设计2、 轴承端盖设计：1) 为了方便

34、调整轴承的间隙，并且要密封性良好，所以采用凸缘式轴承端盖，其结构如下图所示：2) 轴承端盖的设计表格轴承端盖外径轴承盖外径结果采用凸缘式轴承盖低速轴轴承盖127中间轴轴承盖127高速轴轴承盖145轴承端盖设计参考131页机械设计课程设计表15-3 单位：mm公式输入轴端盖中间轴端盖输出轴端盖轴承外径D727290螺钉直径 1010101111119797115707088626280122122140121212131313161616b555444b1、d1详见密封3、 油面指示装置油标尺：参照机械设计课程设计47页油标尺的作用是观测箱体内润滑油的储存情况，使油面保持适当高度。为了方便观察，

35、油标尺常设置在油面较稳定的低速级齿轮附近，设计时应该注意油标座孔的加工工艺性和装配使用的方便性。结构参数： 油标尺参数设计参考机械设计课程设计131页表15-5 单位：mmhabcDM16416635128526224、 外六角螺塞和封油垫：参照机械设计课程设计47页用于更换润滑油以及清洗箱体时排出油污的需要，在箱座底部设有排油孔。油塞的作用就是封堵排油孔。排油孔应设置在油池最低处，其结构设计要保证排油彻底而且加工工艺性良好。在这里使用外六角螺塞和封油垫，结构和参数：外六角螺塞和封油垫结构参数设计参考机械设计课程设计132页表15-8 单位：mmdeslLHaM16x1.51719.61712232263（2） 起吊部分结构设计：参照机械设计课程设计48页吊环螺钉、吊钩和吊耳均设置在减速器箱体上，是搬运移动减速器的起吊装置。按减速器重量选用。（1） 吊环螺钉及沉孔的尺寸：参照135页表15-13估算减速器重量W：；其中分别为高速级和低速级的中心距查课程设计表15-13，假设减速器的质量为3.0KN，而一般情况下吊环螺钉只用来吊运箱盖，所以假设箱盖质量最大值为3.0/2=1.5KN，选用双螺钉起吊。结构参数：吊环螺钉及沉孔参数设计参考机械设计课程设计134页表15-11 单位：mm参数值dM12 max13.1 min11.6取=1228 max29.1