機械設計課程設計帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器

1、= 1 傳動裝置總體設計方案11擬定傳動方案已知條件：1. 運輸帶工作拉力：f5.5kn；2. 運輸帶工作速度：v0.45m/s；3. 卷筒直徑：d400mm；4. 使用壽命：8年；5. 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn);6. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設計方案如下：1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。確定傳動裝置總體設計方案:傳動設計方案有：單級圓柱齒輪傳動+鏈傳動；v帶傳動+單級圓柱齒輪傳動；兩級圓柱齒輪傳動；圓錐圓柱齒輪傳動；蝸桿傳動。先由已知條件計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)

2、速，即：一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500以及3000的電動機作為原動機，因此，傳動裝置總傳動比約為840。由于工作環(huán)境灰塵較大，故方案和方案不合適；方案不適宜長時間連續(xù)工作，且成本較高；由于圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)簡單，應用廣泛，加工方便，成本低廉，傳動效率高和使用維護方便，方案比方案結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低等，故選取方案。方案傳動裝置簡圖如下：1.2 選擇電動機1.電動機容量(1)卷筒軸的輸出功率(2)電動機輸出功率其中傳動裝置的總功率：式中，1、2、3、4、 5為從電動機至卷筒機之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。查課程指導書表2.2得：v帶1=0.90，滾動軸承2=0.98，圓柱齒輪傳動3=0.98

3、，聯(lián)軸器4=0.99,卷筒軸滑動軸承5=0.90，故：2、查表2.3按推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i925，則總傳動比合理范圍為i18100，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni（18100）21.53872150r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定同步轉(zhuǎn)速為n=1000 r/min。3、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為y132s-6。其主要性能：額定功率：3kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2

4、.0。質(zhì)量66kg，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.3計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1.傳動裝置總傳動比2.分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.8，則減速器傳動比為44.64/2.815.94根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為4.555，則15.94/4.555=3.5方案電動機型號額定功率pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量kg傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v帶傳動減速器1y132s-6410009607544.642.815.94電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：型號habcdefgdgy132s61322161408938801083

5、3kbb1b2haabbhal11228021013531563205204701.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸轉(zhuǎn)速取電動機為0軸，高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速軸為3軸，各軸轉(zhuǎn)速為：2.各軸輸入功率按減速器所需功率計算各軸輸入功率：3.各軸轉(zhuǎn)矩將以上計算結(jié)果整理如下表：項目o軸i軸ii軸iii軸卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）960342.8675.2721.5121.48功率（kw）3.4863.143.022.902.76轉(zhuǎn)矩（nm）34.787.5383.21287.51227.1傳動比2.84.5553.51效率0.90.96040.96040.9512 傳動零件的設計計算2.1

6、.設計帶和帶輪1.確定計算功率查課本表8-7得：,式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定功率,既減速器所需的功率.2.選擇帶型號根據(jù)，和小帶輪轉(zhuǎn)速n0,查課本p157圖8-11可選用帶型為a型帶3.選取帶輪基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑. 4.驗算帶速v 在525m/s范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。5.確定中心距a和帶的基準長度由于,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距取，中心距的變化范圍在476.1mm548.1mm之間6.驗算小帶輪包角，包角合適。7.確定v帶根數(shù)z因，帶速，傳動比,和,查課本和表8-4a或8-4c和8

7、-4b或8-4d,得 .查課本表8-2得=0.99.查課本表8-5,并由內(nèi)插值法得=0.946，故由公式8-26得故選z=4根帶。8.計算預緊力查課本表8-3可得,故:單根普通帶張緊后的初拉力為9.計算作用在軸上的壓軸力利用公式8-28可得:2.2.齒輪傳動的設計計算2.2.1 設計減速器的高速級齒輪 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）。材料選擇。由機械設計p191表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為55hrc，大齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為50hr

8、c，二者材料硬度差為5hrc。選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)，圓整后齒數(shù)取。初選螺旋角為。按齒面接觸強度設計按照下式試算：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值轉(zhuǎn)矩試選載荷系數(shù)kt=1.6由機械設計p205表10-7選取齒寬系數(shù)由表機械設計p201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由機械設計p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由機械設計p206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)由機械設計p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，由式10-12得：因此，許用接觸應力由機械設計p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由機械設計p215

9、圖10-26查得，因此有設計計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)查機械設計p193表10-2得載荷系數(shù)=1根據(jù)v=0.69m/s，7級精度，由機械設計p194圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.01由機械設計p196表10-4查得：由機械設計p198表10-13查得=1.26由機械設計p195表10-3查得= =1.2因此，載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計按下式計算：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，從機械設計p217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由機械設計p2

10、00表10-5查得，查取應力校正系數(shù)由機械設計p200表 10-5查得，由機械設計p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由機械設計p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式10-12得：計算小、大齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值較大。設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=38.03mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：取，則，取。 幾何尺寸計算計算中心距將中心距

11、圓整為109mm。修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。2.2.2 設計減速器的低速級齒輪 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。精度等級仍選用7級精度（gb10095-88）。材料選擇。由機械設計p191表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為50hrc，大齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為50hrc。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整齒數(shù)取。初選螺旋角為。按齒面接觸強度設計按照下式試算：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值轉(zhuǎn)矩試選載荷系數(shù)由機械設計p205表10-7選取齒寬系數(shù)由機械設計p201表1

12、0-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖機械設計p 20910-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由機械設計p206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)由機械設計p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，由式10-12得：因此，許用接觸應力由機械設計p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由機械設計p215圖10-26查得，因此有設計計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)查機械設計p193表10-2得載荷系數(shù)=1根據(jù)v=0.238m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.

13、005由機械設計p 196表10-4查得：由機械設計p198表10-13查得=1.26由機械設計p195表10-3查得= =1.2因此，載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計按下式計算：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由機械設計p200表10-5查得，查取應力校正系數(shù)由機械設計p200表 10-5查得，由機械設計p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由機械設計p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.

14、4，由式10-12得：計算小、大齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值較大。設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.75mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=59.96mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：取，則，取。 幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為140mm。修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。2.3 驗證減速器齒輪的潤滑情況根據(jù)表3-3中關(guān)于雙級或多級圓柱齒輪減速器的浸油潤滑作以下驗證： 對于低速級大齒輪，圓柱齒輪浸

15、油深度為hs=1個齒高（不小于10mm）1/3齒輪半徑。齒頂圓直徑：1/3齒輪半徑：齒全高： 對于高速級大齒輪浸油深度hf約為0.7個齒高，但不小于10mm。齒頂圓直徑： 現(xiàn)取hf=10mm，驗證低速級大齒輪浸油深度是否滿足要求。低速級大齒輪浸油深度：該值符合低速級大齒輪浸油深度要求。因此，減速器齒輪的浸油潤滑符合要求。將兩對齒輪的主要參數(shù)整理如下表： 高速級 低速級小齒輪 大齒輪小齒輪大齒輪直徑mm39.07178.9262.22217.78半徑mm19.53589.4631.11108.89模數(shù)22.75齒頂圓mm43.07182.9267.72223.28齒根圓mm34.07173.92

16、55.345210.905齒數(shù)19872277齒寬mm40355550螺旋角132812133036中心距mm1091403 軸系零、部件的設計計算3.1 高速軸滾動軸承和傳動軸的設計3.1.1高速軸的設計與較核1.已知高速軸上的功率p1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩t1 p13.14kw,n1=342.86r/min,t1=87.5nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為d139.07mm而 f= f= ff= ftan=4970.57tan=1809.14n3.初步確定軸的最小直徑 按扭轉(zhuǎn)強度條件初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取=97,于是考慮鍵槽的影響，且

17、100mm，故增大3%，所以=21.01（1+3%）=22.06mm此處最小直徑 與帶輪相連接的，且此軸為齒輪軸，綜合考慮帶輪孔徑及齒輪直徑的影響，最終確定最小直徑=23mm。4.確定軸各段的直徑和長度 考慮軸上零件的安裝、定位和固定，依次把軸各段的直徑和長度確定下來，如圖2所示。并選擇軸承為角接觸球軸承。其型號為7306b。5、軸的強度校核和計算（1）求軸上的載荷 如圖所示，畫出軸的空間受力簡圖、水平面受力簡圖、垂直面受力簡圖，根據(jù)理論力學計算方法列平衡方程： fnv1+fnv2= frfpfpab+fad1/2+frbc= fnv2bd代入數(shù)據(jù)，解得 fnv1=857.24n ， fnv2

18、=1463.88nfhn1+fhn2=ft ftcd= fnh1bd代入數(shù)據(jù)，解得 fnh1=3538.37n , fnh2=1432.2n由前面的計算可以得知軸的扭矩t=87.5104nmm故根據(jù)所計算的數(shù)值和材料力學的計算方法可以畫出水平彎矩圖、垂直面彎矩圖、合成彎矩圖以及扭矩圖如下圖所示。各力和力矩數(shù)值列于表如下：載荷水平面垂直面支反力nfnh1=3538.37 fnh2=1432.2fnv1=857.24 fnv2=1463.88彎矩nmmmh=156395.95mv1=37890 mv2=73231.558mv3=149813.565合成彎矩nmmm1=160920.3 m2=732

19、31.558 m3=149813.565扭矩nmm875007. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度選取危險截面b，取=0.6,軸的計算應力彎曲應力扭轉(zhuǎn)切應力軸的應力彎曲應力扭轉(zhuǎn)應力軸的應力=前已選定軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=70mp，因此 ，此軸合理安全3.1.2高速軸軸承的較核前面在軸的結(jié)構(gòu)設計的同時，已經(jīng)選擇了軸承類型為深溝球軸承，軸承型號為6208。其尺寸列于下表；軸承代號基本尺寸（mm）基本額定載荷(kn)新ddbcr（動）co(靜)70000b3072193119.21求兩軸承受到的徑向載荷fr1和fr22求兩軸承的計算軸向力fa1和fa2查機械設計p322表13-

20、7得fd1.14fr3求軸承當量動載荷p1和p2因為查機械設計p321表13-5得e0.43故e e查手冊得軸承6208基本額定靜載荷cor=18100n，故由p321表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 x1=1， x20.44,y1=0， y2=1.3由p321表136查表選fp1.1,則4驗算軸承壽命因為p1p2,所以按軸承2的受力大小驗算，查手冊得軸承基本額定動載荷cr=31kn。故所選軸承可滿足壽命要求。3.2 中速軸滾動軸承和傳動軸的設計3.2.1中速軸的設計1.已知中速軸上的功率p2，轉(zhuǎn)速n2，轉(zhuǎn)矩t2 p23.02kw,n2=75.27r/min,t2=38.32104

21、nmm2.初步確定軸的最小直徑 圖3按扭轉(zhuǎn)強度條件初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取=97考慮此軸上有兩個鍵槽，則而此處最小直徑是與軸承配合的，因此確定軸的最小直徑為=40mm，同時選擇角接觸球軸承,其型號為7008c。4、初步選擇滾動軸承,因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸軸承.參照工作要求,由指導書p146表12.4中初步選取單列角接觸球軸承7007ac，其尺寸為的d*d*b=40mm*68mm*15mm,故，根據(jù)指導書p29表5.2減速器零件的位置尺寸，由齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離，軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，可確定到的長度，取段為10mm，則

22、段長度為29mm5.取段的直徑, 假設小齒輪是獨立的，取小齒輪處的軸段的直徑,其周向定位采用平鍵聯(lián)接,按由指導書p124表11.23查得平鍵截面bh=14mm9mm,小齒輪的齒根直徑為,其半徑為,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm,齒根圓到鍵槽底部的距離因為,所以小齒輪與軸成為一體,，因此段的長度等于齒輪的齒寬.6.段裝的是大齒輪，取該段的直徑為，已知齒輪的寬度為35mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. .7段為大齒輪的定位段，取定位軸肩h=3mm，則該段的直徑為，由旋轉(zhuǎn)零件之間的軸向距離，可確定段的長度為12.5mm.8.大齒輪的右端與右軸承之間采用

23、封油盤定位，由齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離，軸承端面到箱體內(nèi)壁距離12mm,可確定段的長度為45.5，其中b為軸承7008c的寬度。到此，可確定中速軸的所有尺寸，如圖3所示：9，由上圖所示尺寸并參考指導書p29表5.1減速器零件的位置尺寸可確定減速器的內(nèi)壁寬度為 3.3 低速軸滾動軸承和傳動軸的設計3.3.1低速軸的設計 軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩中間軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速、扭矩：p32.90kw,n3=21.51r/min,t3=128.75104nmm 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計p370表15-3取97。估算軸的最小直徑：考慮鍵槽的影響以及d100mm，故應增

24、大6%， 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，由p351查表14-1，考慮到軸的轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka=1.3，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準gb501485，選用tl10型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為63mm，故取軸的最小直徑為63mm，長度為142mm，轂孔長度為107mm。聯(lián)軸器參數(shù)如下表所示：型號公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑mm軸孔長度d/mm轉(zhuǎn)動慣量kgm2ll1l2tl10200104631421071423150.644軸的結(jié)構(gòu)設計 圖41）計根據(jù)軸向

25、定位的要求確定軸的各段直徑和長度考慮軸上零件的安裝、定位和固定，依次軸各段的直徑和長度確定下來（方法如參照前面兩軸的確定）。如圖4所示。同時選擇角接觸球軸承，其型號為7015c。4 聯(lián)接部件的設計計算4.1鍵聯(lián)接設計由于齒輪的精度為7級，故選用圓頭普通平鍵。4.1.1 高速軸上安裝帶輪鍵的設計根據(jù)高速軸的設計參數(shù)，查gb109679，確定選用：鍵，鍵長l=59mm。由于鍵，軸的材料都是鋼，由機械設計p106 表6-2查得擠壓應力，取其平均值110mpa。鍵的工作長度： l=l-b=59-8=51mm鍵與鍵槽的接觸高度：由機械設計p106 式6-1校核鍵聯(lián)結(jié)強度：故鍵聯(lián)結(jié)的擠壓強度足夠。4.1.

26、2 中間軸大齒輪上鍵的設計根據(jù)中間軸的設計參數(shù)，查gb109679，確定選用：鍵，鍵長l=23mm。由于鍵，軸的材料都是鋼，由機械設計p106 表6-2查得擠壓應力，取其平均值110mpa。鍵的工作長度：鍵與鍵槽的接觸高度：由機械設計p106 式6-1校核鍵聯(lián)結(jié)強度：故鍵聯(lián)結(jié)的擠壓強度足夠。4.1.3中間軸小齒輪上鍵的設計根據(jù)中間軸的設計參數(shù)，查gb109679，確定選用：鍵，鍵長l=23mm。由于鍵，軸的材料都是鋼，由機械設計p106 表6-2查得擠壓應力，取其平均值110mpa。鍵的工作長度： l=l-b=23-12=11mm鍵與鍵槽的接觸高度：由機械設計p106 式6-1校核鍵聯(lián)結(jié)強度：

27、故鍵聯(lián)結(jié)的擠壓強度足夠。4.1.4低速軸大齒輪上鍵的設計根據(jù)低速軸的設計參數(shù)，查gb109679，確定選用：鍵22*14，鍵長l=40mm。由于鍵，軸的材料都是鋼，由機械設計p106 表6-2查得擠壓應力，取其平均值110mpa。鍵的工作長度： l=l-b=40-22=18mm鍵與鍵槽的接觸高度： k=0.5h=0.5*14=7mm由機械設計p106 式6-1校核鍵聯(lián)結(jié)強度：故鍵聯(lián)結(jié)的擠壓強度足夠。4.1.5低速軸聯(lián)軸器上鍵的設計根據(jù)低速軸的設計參數(shù)，查gb109679，確定選用：鍵18*11，鍵長l=100mm。采用c型。由于鍵，軸的材料都是鋼，由機械設計p106 表6-2查得擠壓應力，取其

28、平均值110mpa。鍵的工作長度： l=l-b/2=100-18/2=91mm鍵與鍵槽的接觸高度： k=0.5h=0.5*11=5.5mm由機械設計p106 式6-1校核鍵聯(lián)結(jié)強度：故鍵聯(lián)結(jié)的擠壓強度足夠。5 其它零、部件的設計計算5.1腹板式齒輪的設計腹板式齒輪的簡圖如圖：5.1.1中間軸大齒輪的設計已知： ，。 根據(jù)機械設計p231 圖10-39，計算有關(guān)數(shù)據(jù)：圓整后：5.1.2低速軸大齒輪的設計已知：，。 根據(jù)機械設計p231 圖10-39，計算有關(guān)數(shù)據(jù)：圓整后： 5.2軸承端蓋設計根據(jù)課程設計 p160表12.12，計算有關(guān)數(shù)據(jù)。 5.2.1高速軸軸承端蓋設計已知：，螺釘數(shù)為45.2.

29、2中間軸軸承端蓋設計已知：，螺釘數(shù)為45.2.3低速軸軸承端蓋設計已知：，螺釘數(shù)為65.3減速箱箱體設計5.3.1箱體結(jié)構(gòu)的設計 減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪嚙合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10mm，機體外壁圓角半徑為r=14

30、mm，內(nèi)壁圓角半徑為r=10mm。機體外型簡單，拔模方便。5.3.2 對附件設計 1.窺視孔及視孔蓋設計減速器使用期間經(jīng)常需要維護，為檢查方便，在箱蓋頂部設置窺視孔，用于檢查齒輪的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可以用來注入潤滑油。窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸入箱體進行檢查操作為宜， 2.油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。3.油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺

31、座孔而溢出.4.通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.5.起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.6.定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.7.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.8.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號尺寸mm箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱體凸緣厚度、15、15、25加強肋厚、8.5、8.5地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁螺栓直徑16箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑10軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸軸承蓋、8、4中間軸軸承蓋8、4低速軸軸承蓋10、6軸承蓋外直徑高速軸軸承蓋112中間軸軸承蓋104低速軸軸承蓋165