机械设计课程设计说明书2.docx

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1、 Hefei University课程设计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： 江恒 学号： 1306032021 导师： 徐启圣 汪珺 2013 年12 月 22日目录第 1 章 机械设计课程设计任务书11.1. 设计题目11.3. 设计要求11.4. 设计说明书的主要内容21.5. 课程设计日程安排2第 2 章 传动装置的总体设计32.1. 传动方案拟定32.2. 电动机的选择32.3. 计算总传动比及分配各级的传动比42.4. 运动参数及动力参数计算4第 3 章 传动零件的设计计算6第 4 章

2、轴类零件的选择及校核计算7第 5 章 联轴器的选择与计算9第 6 章 减速器的润滑方式和密封类型的选择10第 7 章 减速器润滑方式和密封类型选择11第 8 章 减速器附件的选择与设计12第 9 章 减速器箱体的设计13设计小结15参考文献16第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)35000.643001.3. 设计要求1

3、. 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为5%。2. 减速器装配图A0 一张3. 零件图2张.04. 设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容1. 封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)2. 目录（包括页次）3. 设计任务书4. 传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)5. 电动机的选择计算6. 传动装置的运动及动力参数的选择和计算7. 传动零件的设计计算8. 轴的设计计算9. 滚动轴承的选择和计算10. 键联

4、接选择和计算11. 联轴器的选择12. 设计小结(体会、优缺点、改进意见)13. 参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天第 2 章 传动装置的总体设计2.1. 传动方案拟定由题目和带式运输机的结构简图可知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器，本传动机构的结构特点是：减速器横向尺寸小，2.2. 电动机的选择1） 选择电动机的类型：选择Y系列三相异步电动机2） 选择电动机的功率： 运输机主轴上所需功

5、率： 传动装置总效率： V带传送效率： 齿轮传动（闭式，精度等级为8）： 滚动轴承（角接触球轴承4对）： 联轴器（十字滑块联轴器）： 运输带的效率： 注：查课程设计手册表1-5 电动机所需功率为： 查课程设计手册表12-1可取电动机的额定功率为Pd=3kw3） 确定电动机的转速： V带的传动比i1=2-4 二级圆柱齿轮减速器传动比i2=8-40 总传动比i=16-160 又 即 又因为Y系列的转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种类型，这里选用Y100L2-4，具体数据如下：方案电动机型号电动机额定功率（kw）同步转速(r/min)1Y100L2

6、-431500 2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比1） 总传动比的计算： Y100L1-4的满载转速为1430r/min 2） 多级传动中，总传动比: 展开式二级圆柱齿轮 为V带传动比 为减速器高速级传动比 为减速器低速级传动比 2.4. 运动参数及动力参数计算1） 各轴的转速的计算：电动机：高速轴：中间轴：低速轴： 即：2） 各轴间的传动效率：电动机轴与减速器高速轴（轴）传动效率：减速器高速轴（轴）和减速器中间轴（轴）：减速器中间轴（轴）和减速器低速轴（轴）：减速器低速轴（轴）和卷筒轴的传动效率：3） 各轴输入功率计算：电动机输出功率：减速器高速轴：减速器中间轴：减速器低速轴：卷筒轴：

7、4） 各轴输出功率：减速器高速轴：减速器中间轴：减速器低速轴：卷筒轴：5） 各轴输入转矩：电动机输出转矩：减速器高速轴：减速器中间轴：减速器低速轴：卷筒轴：6） 各轴输出转矩：减速器高速轴：减速器中间轴：减速器低速轴：卷筒轴：注：运动和动力参数的计算数值详见下表：轴转速r/min输入功率kw输出功率kw输入转矩Nm输出转矩Nm传动比传动效率电动机轴1430320.032.70.97减速器高速轴529.632.882.8551.9351.414.2660.96减速器中间轴124.152.7652.737212.69210.573.0470.96减速器低速轴40.742.6552.628622.3

8、7616.1410.97卷筒轴40.742.5762.55603.85597.81第 3 章 传动零件的设计计算3.1普通V带传动的设计计算1） 确定设计功率： 因为带式运输机的载荷平稳，两班制工作即工作时长为16h，则工作情况系数 注：查课本P102表7.6 设计功率2） 选取带型： 设计功率P=3.3kw，转速 经查课本P103图7.11可知，选取A型带3） 确定带轮的基准直径： 根据课本P103表7.7可知，A型V带戴路明最小基准直径 故可选小带轮的直径 则大带轮直径为 根据课本P101表7.3取 则其传动比误差为，故可用。4） 验算带的速度： 故符合要求。5） 确定V带长度和中心距：

9、初步确定中心距又因为要考虑其结构紧凑故取偏小值又 则根据课本P95表7.2选V带基准长度为故实际中心距6） 计算小轮包角： 7） 确定V带根数： 根据课本P101表7.3可知单根V带所传递的功率 根据课本P102表7.4可查得弯曲影响系数 根据课本P102表7.5可查得传动比系数故得：根据课本P104表7.8可查得包角修正系数根据课本P95表9.2可查得长度系数则V带的根数为取z=3根8） 计算初拉力:根据课本P94表7.1可查得单位长度质量初拉力9） 计算作用在轴上的压力： 10） 带轮的结构设计： 在本设计中因其转速较高故设计时材料采用铸钢，又因为设计的大带轮的直径为200mm，则结构形式

10、为腹板式。其小带轮的直径为75mm，则小带轮的结构形式为实心式，V带带轮轮槽尺寸如下表所示：小带轮大带轮槽型A型A型基准宽度bd1111基准线上槽深hamin2.752.75槽深he1212槽间距e1515槽边距fmin1010轮缘厚66带轮宽度B35050带轮结构腹板式腹板式 3.2高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算3.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮的材料均选用45钢，采用软齿面。查课本P129表8.2查取相关数值可得，小齿轮调质处理，齿面硬度为217-255HBW，平均硬度236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162-217HBW,平均硬度为

11、190HBW。大、小齿轮齿面的平均硬度差为46HBW，在30-50HBW范围内，故选用8级精度。3.2.2初步计算传动主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计 式中各参数 ：1) 小齿轮传递的转矩： 2) 设计时因圆周速度v圆周未知，即动载系数Kv不能确定，故初选载荷系数Kt=1.11.8,故本题初取Kt=1.43) 根据课本P144表8.6查得齿宽系数4) 根据课本P136表8.5查得材料弹性系数5) 初选螺旋角则根据课本P136图8.14可查得节点区域系数6) 高速级传动比u=i2=4.2667) 初选z1=23,则，故取z2=98 端面重合度 轴面重合度 根据课本P1

12、36图8.15可查得重合度系数 根据课本P143图8.24可查得螺旋角系数8) 计算许用接触应力： 根据课本P146图8.28-(e)查得： 小齿轮的接触疲劳极限应力 根据课本P146图8.28-（a）查得： 大齿轮的接触疲劳极限应力 小齿轮的应力循环次数： 大齿轮的应力循环次数： 根据课本P147图8.29查得接触强度寿命系数(允许局部点蚀) 可得：小齿轮的接触强度寿命系数ZN1=1.08 大齿轮的接触强度寿命系数ZN2=1.16 根据课本P147表8.7查取安全系数SH=1.0 则： 故取初算小齿轮的分度圆的直径d1t,得： 3.2.3确定传动尺寸1） 计算载荷系数： 根据课本P130表8

13、.3查取使用系数KA=1.0 圆周速度 根据课本P131图8.7查取动载系数 根据课本P132图8.11查取齿向载荷分布系数（设轴刚性大） 根据课本P133表8.4查取齿间载荷分配系数 故：载荷系数2） 对d1t进行修正：因K与Kt有较大差异，故需对其进行修正，即 3） 确定模数mn 故根据课本P124表8.1查取模数mn=24) 计算传动尺寸： 中心距 即圆整为，则螺旋角 因为值与初选值相差较大，故与值相关的数值需要修正，修正后结果是：、。显然值改变后，d1的计算值变化很小，因此不再修正mn和a。故 3.2.4校核齿根弯曲疲劳强度 式中各参数：1） 载荷系数K、输出转矩、模数mn、小齿轮分度

14、圆直径d1同前。2） 齿宽3） 齿形系数YF和应力修正系数YS： 当量齿数：由课本P139图8.19查取YF1=2.61、YF2=2.25由课本P139图8.20查取YS1=1.59、YS2=1.804） 由课本P140图8.21查取重合度系数0.725） 由课本P143图8.26查取螺旋角系数0.886） 许用弯曲应力： 由课本P146图8.28-（f）查取弯曲疲劳极限应力 由课本P146图8.28-（b）查取弯曲疲劳极限应力 由课本P147图8.30查取弯曲强度寿命系数 由课本P147表8.7查取安全系数为故 即： 由计算可知满足齿根弯曲疲劳强度。3.2.5计算大、小齿轮其他几何尺寸名称计

15、算公式计算数值模数mn2螺旋角14.5压力角20法向齿距Pn=mn6.28齿顶高ha=mn2齿根高hf=1.25mn2.5全齿高h=2.25mn4.5分度圆直径47.510202.450齿顶圆直径51.510206.450齿根圆直径42.510197.510中心距124.983.3低速级斜齿圆柱齿轮传动设计3.3.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮的材料均选用40Cr，采用硬齿面。查课本P129表8.2查取相关数值可得，小齿轮调质-表面淬火处理，齿面硬度为4555HRC，平均硬度为55HRC；大齿轮调质-表面淬火处理，齿面硬度为4050HRC，平均硬度

16、为55HRC。选用7级精度。3.2.2初步计算传动主要尺寸因为是硬齿面闭式传动，故按齿根弯曲疲劳强度进行设计。 式中各参数：1） 小齿轮传递的转矩：2） 初选z3=26,则取z4=793） 由课本P144表8.6选取齿宽系数4） 初选=12。则得： 轴面重合度 根据课本P140图8.21可查得重合度系数 根据课本P143图8.26可查得螺旋角系数5） 初选6） 齿形系数YF和应力修正系数YS 当量齿数由课本P139图8.19查取YF3=2.59、YF3=2.23由课本P139图8.20查取YS3=1.60、YS3=1.797） 许用弯曲应力： 由课本P146图8.28-（f）查取弯曲疲劳极限应

17、力 由课本P146图8.28-（b）查取弯曲疲劳极限应力 由课本P147表8.7查取安全系数为 故小齿轮3与大齿轮4的应力循环系数分别为： 由课本P147图8.30查取弯曲强度寿命系数 故许用弯曲应力： 8） 初算法面模数mnt 3.3.3计算传动尺寸1） 计算载荷系数K 根据课本P130表8.3查取使用系数KA=1.0 圆周速度 根据课本P131图8.7查取动载系数 根据课本P132图8.11查取齿向载荷分布系数（设轴刚性大） 根据课本P133表8.4查取齿间载荷分配系数 故：载荷系数2） 对mnt进行修正： 根据课本P124表8.1查取为3） 计算传动尺寸： 中心距为圆整为修正螺旋角 所以

18、 所以取 3.2.4校核齿面接触疲劳强度 式中各参数：1） K、b、d1值同前2） 齿数比u=i3=3.0473） 由根据课本P136表8.5查得材料弹性系数4） 根据课本P136图8.14可查得节点区域系数ZH=2.485） 根据课本P136图8.15可查得重合度系数6） 根据课本P136图8.24可查得螺旋角系数7） 许用接触应力： 根据课本P146图8.28-（g）可查得接触疲劳极限为 根据课本P147图8.29可查得寿命系数 根据课本P147表8.7可查得安全系数SH=1.0 则 即许用接触应力 所以满足齿面接触疲劳强度3.3.5计算齿轮传动其他几何尺寸：名称计算公式计算数值模数mn3

19、螺旋角10.26压力角法向齿距Pn=mn9.42齿顶高ha=mn3齿根高hf=1.25mn3.75全齿高h=2.25mn6.75分度圆直径79.268240.851齿顶圆直径85.268246.851齿根圆直径71.768233.3351中心距160.06第 4 章 轴类零件的选择及校核计算一、初步设计在展开式二级减速器中有低速轴、中间轴、高速轴。其中低速轴和高速级小齿轮是在一起加工的，中间轴和高速级大齿轮、低速级小齿轮是装配在一起的，低速轴和低速级大齿轮装配在一起，齿轮与轴是通过间接的，器装配简图如下：4.1减速器高速轴（轴）的设计计算4.1.1选择轴的材料 因轴传递的功率不大，并对质量及结

20、构尺寸五特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理4.1.2初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查取课本P193表10.2得C=106118mm考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106则 考虑键槽的影响，则取4.1.3轴的结构设计1）轴承的结构形式：为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194图10.7示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。2）带轮及轴段：取轴径。轴段1的长度应与带轮的宽B相同则。即轴段的直径d1=21mm3）密封圈及轴段：在确定轴段2的

21、直径时，应考虑密封圈的尺寸这方面。查机械设计手册，可选用毡毛油封JB/ZQ4606-1986中的轴径为25mm的，则轴段2的直径。 4）轴承及轴段与轴段：考虑齿轮的轴向力，轴承类型选深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为6006C，查轴承手册，内径d=30mm，外径D=55mm，宽度B=13mm，定位轴肩直径，轴上定位端面的圆角半径。故轴段的直径。通常同一轴上的两个轴承取相同型号，故轴段的直径，轴段的长度l5=13mm。5)齿轮及轴段：轴段上带有齿轮齿轮，还要考虑到轴承的装卸，轴段直径应该根据应根据6006C轴承的定位轴肩直径da确定，即。6

22、)机体及轴段、的长度：轴段、的长度、l4除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,由课本P198表10.3，可取H=15mm。已知减速器的转速与功率较低，为脂润滑，则设计有挡油环。另为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。为保证拧紧上下轴承链接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C，故轴承座的宽度取C=50mm。根据轴承7006C的外圈直径，由机械设计的轴承盖凸缘厚度e=

23、8mm。为避免带轮端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，带轮端面与轴承盖间应有足够的间距K，可取K=15mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖与带轮的相互位置后，轴段2、3、6的长度就随之确定下来，即 轴的主要尺寸（单位：mm）ddddd2125303630lllll48501316513进而，轴承的支点及力的作用点键的跨距也随之确定下来，6006C的轴承力作用点距外环原边6.5mm，取该点为支点。取带轮的的中心为力作用点，则可得跨距为7）键连接：带轮与轴的轴向连接采用A型普通平键连接，则键。8）设计草图4.1.4轴的受力分析1）轴的受力分析图2）计算支承反力： 圆周力： 径向力： 轴向力： 法

24、向力：在水平面上 在垂直平面上 轴承I的总支承反力 轴承II的总支承反力 3）画弯矩图 在水平面上:a-a剖面左侧 b-b剖面右侧 在垂直平面上 合成弯矩 a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 4.1.5校核轴的强度a-a剖面左侧，因弯矩大，有转距，故a-a剖面左侧为危险剖面。由于这是齿轮轴，则轴的强度在齿轮的地方强度最大。 a-a剖面左侧，因弯矩较大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 a-a剖面左侧为危险剖面。由附表10.1得: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40Gr钢，由表10.1查得: 查得材料的等效系数键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得: 绝对尺寸系数，由

25、附图10.1查得: 。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得: 所以求得安全系数 :查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。4.1.6校核键的强度带轮处键连接的挤压应力 取键、轴及带轮的材料为钢，查表的。显然，故强度足够。4.1.7校核轴承寿命：由机械设计手册查6006轴承得C=13200N，。1）计算轴承的轴向力。 显然，,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将使轴保持平衡，故事两轴承的轴向力分别为 比较两轴承的受力，及，故只需校核轴承I。 （2）计算当量动载荷。由，查【1】表11-12得e=0.28因为 所以 X=0.44，Y=1.36当量动载荷 （3） 校核轴

26、承寿命。轴承在100以下工作，查【1】表11-9得。载荷变动小，为减速器用轴承查【1】表11-10，得 。轴承I的寿命 已知减速器使用10年，每年按300天计，两班工作制，则预期寿命 显然，故轴承寿命充裕。4.2减速器高速轴（轴）的设计计算4.2.1选择轴的材料 因轴传递的功率不大，并对质量及结构尺寸五特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理4.2.2初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查取课本P193表10.2得C=106118mm考虑轴不是外伸轴，故取C=118则 考虑键槽的影响，则取4.2.3轴的结构设计1）轴承的结构形式：为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式。因传递功率小，

27、齿轮减速器效率高，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194图10.7示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。2）轴承轴段及轴段：取轴径。又因为轴段要与轴承装配，则由设计手册P77表7.7可得应选轴承型号为7008C，其内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm，定位轴肩直径，轴上定位端面的圆角半径。即轴段的直径d1=40mm，而且l1=l5=15mm3）轴段和轴段(轴段与大齿轮相连接)：在确定轴段的直径时，应考虑轴承的定位轴肩直径。轴段2的直径。齿轮单向固定，故轴轴段的长度l2=79.5mm和轴段的长度l4=66.5

28、mm。4）齿轮与轴段：轴段上安装齿轮，考虑到齿轮的轴向固定，即故轴段的直径为d3=50mm，故轴段的长度为l3=15mm。表7-1 II轴的主要尺寸（单位：mm）dddddlllll40465046401566.51579.5155） 键连接：齿轮与轴的轴向连接采用A型普通平键连接，则两键均选键。6） 设计草图： 7)键的强度校核 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。4.3减速器高速轴（轴）的设计计算4.3.1选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45号钢，调质处理。 4.3.2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表10.2得C=126103，考虑轴端

29、弯矩比转矩小，故取C=106，则 考虑到键槽的影响，故4.3.3结构设计 1)轴承部件的结构形式：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可用两端固定方式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如结构草图图所示，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 2)联轴器及轴端：在本题中dmin就是轴端的直径，又考虑到轴端上安装联轴器，因此，轴端的设计应与联轴器的设计同时进行。通过计算得转矩为补偿联轴器所连接的俩轴的安装误差，隔离振动，选用滑块联轴器。查表13.1取KA=1.3,则计算转矩 由机械设计手册查的GB/

30、ZQ4384-2006中的WH7型联轴器符合要求：公称转矩为900Nm，许用转矩为3200r/min，轴孔直径范围为4048mm。考虑dmin=46.79mm，故取联轴器轴孔直径48mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为WH748*84GB/ZQ4384-2006。同理，轴端的直径dmin=48mm，轴端的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取。 3)密封圈与轴端：在确定轴端的直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸俩个方面。当联轴器右端用轴肩固定时：由书图10.9中公式计算得轴肩高度h=2.13mm，轴端的直径最终由密封圈确定。查机械设计手册，可选用毡圈油封JB/ZQ

31、4606-1986中的轴径为50mm的，则轴端的直径d2=50mm。 4)轴承与轴端及轴端：考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角接触球轴承。轴端上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为6011C，查轴承手册，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径da=62mm，轴上定位断面的圆角半径rAS=1mm。故轴端的直径d3=50mm。通常同一根轴上的俩个轴承取相同型号，故轴端的直径d7=50mm，轴端的长度与轴承宽度相同，故取l7=41mm。 5)轴端：轴端用于轴承的轴向固定，为减小应力集中，并考虑右端的拆卸，段端的直径应根据7209C轴承的定位

32、轴肩da确定，故取d4=62mm轴段与轴端都用于轴承的轴向固定，故d6=d4=62mm 6)段端与齿轮：齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段的直径。按书图10.9中公式计算得轴肩高度h=3.014。3,取d5=68mm。按书图10.9中公式计算得轴环宽度为b=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4*(50-43)/2=4.9mm,可取轴段长度。 7)机体与轴端，、的长度：由定轴相关尺寸数据可得l2=52mm,l3=18mm,l4=74mm,l6=38mm。进而，轴承的支点及力的作用点间的跨距也随之确定起来。取轴承中点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点，则可得跨距表7-2 III轴的主要尺寸（

33、单位：mm）(7011C)ddddddd48505562686255lllllll82521874203841 8）键连接：联轴器及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，分别为键及键 9）联轴器处的键连接压力为： ，显然，,故强度足够。 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。 10)结构设计草图如图所示二、 最终设计 在装配构成中，有考虑到了轴承的两端固定，而且轴承采用脂润滑要考虑设计挡油环。而且在设计中考虑到的齿轮的轴向力，故齿轮也采用两向固定故对三根轴局部尺寸进行调整，得最终装配图如下：故三根轴的尺寸调整如下： 轴的主要尺寸（单位：mm）ddddd键轴承212530363014-9-

34、456006Clllll48501316513 II轴的主要尺寸（单位：mm）ddddd键1键2轴承404650464014-9-4514-9-456008Clllll1566.51579.515 III轴的主要尺寸（单位：mm）ddddddd键1键2轴承4850556268625514-9-4518-11-366011Clllllll82521874203841第 5 章 联轴器的选择与计算轴段最小直径为45mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器。由机械设计手册查的GB/ZQ4384-2006中的WH7型联轴器符合要求：公称转矩为900Nm，许用转矩为3200r/min，轴孔直径范围为4048m

35、m。考虑dmin=46.79mm，故取联轴器轴孔直径48mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为WH74884GB/ZQ4384-2006。第 6 章 减速器的润滑方式和密封类型的选择 1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。根据机械设计手册表7.11查得润滑油可采用代号为L-AN22的全损耗系统用油GB 443-1989。根据机械设计手册表7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492-1989。2 密封类型的选择 1）轴伸出端的密封：轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2）箱体结合面密

36、封：箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3）轴承箱体内，外侧的密封：轴承箱体内侧采用挡油环密封，轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。第 7 章 减速器附件的选择与设计7.1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，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M8紧固。其结构设计如装配图中所示。7.2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。其结构设计如装配图中所示。7

37、.3油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 其结构设计如装配图中所示。7.4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. 其结构设计如装配图中所示。7.5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。7.6起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。7.7定位销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。第 8 章 减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单。减速器箱体主要结构尺寸箱座结构尺寸:1箱座壁厚8