二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、河南機電高等專科學校機械設計用紙設計計算及說明 計算結(jié)果目錄一、傳動裝置的總體設計3（一）、選擇電動機3（二）、計算總傳動比并分配傳動比4（三）、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4二、鏈傳動設計5三、高速級圓柱斜齒輪設計6（一）、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)6（二）、按齒面接觸疲勞強度設計7（三）、確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸9（四）、校核齒根彎曲疲勞強度10四、低速級圓柱斜齒輪設計12（一）、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)12（二）、按齒面接觸疲勞強度設計12（三）、確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸14（四）、校核齒根彎曲疲勞強度15五、高速齒輪軸的設計17（一

2、）、選擇軸的材料確定許用應力17（二）、計算軸的載荷17（三）、初估軸的最小直徑選擇聯(lián)軸器17（四）、軸的結(jié)構(gòu)設計18六、中間齒輪軸的設計19（一）、選擇軸的材料確定許用應力19（二）、計算軸的載荷19（三）、初估軸的最小直徑20（四）、軸的結(jié)構(gòu)設計20七、低速齒輪軸的設計21（一）、選擇軸的材料確定許用應力21（二）、計算軸的載荷21（三）、初估軸的最小直徑22（四）、軸的結(jié)構(gòu)設計22八、高速齒輪軸的校核23(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力23(二)、求支反力24 （三）、按彎扭組合強度條件校核軸的強度25九、中間齒輪軸的校核26(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力26(二)、求支反力26（三）

3、、按彎扭組合強度條件校核軸的強度28十、低速齒輪軸的校核28(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力28(二)、求支反力29（三）、按彎扭組合強度條件校核軸的強度30十一、高速齒輪軸軸承的校核31十三、低速齒輪軸軸承的校核34十四、鍵的選擇與校核36（一）、聯(lián)軸器和高速軸的連接鍵的選擇校核36（二）、中間軸上從動齒輪和軸的連接鍵的選擇校核36（三）、中間軸上主動齒輪和軸的連接鍵的選擇校核37（四）、低速軸上齒輪和軸的連接鍵的選擇校核37（五）、低速軸上齒輪和軸的連接鍵的選擇校核38十五、箱體結(jié)構(gòu)的設計38十六、潤滑密封方式設計40十七、設計小結(jié)40十八、參考文獻41一、傳動裝置的總體設計（一）、選擇電

4、動機1、選擇電動機系列 按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動機。2、選電動機功率 （1）、工作機的輸出功率工作機的輸出功率應由機械工作阻力和運動參數(shù)計算確定。當已知工作機的帶式輸送機驅(qū)動卷筒的圓周力（即卷筒牽引力）和輸送帶速度，則工作機的輸出功率 （2）、電機輸出功率從電動機的輸出功率為電動機到工作機輸送帶的總效率其中、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、鏈傳動、和卷筒的傳動效率。故電動機的輸出功率為3、確定電動機轉(zhuǎn)速按表22推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比為，鏈傳動的傳動比為，所以總傳動比，而工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為所以電動

5、機的轉(zhuǎn)速可選范圍為4、選擇電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和價格等因素，為使傳動裝置緊湊，選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，其型號為Y132S-4。由表20-1可知其額定功率為5.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min。電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速(額定轉(zhuǎn)矩)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩(額定轉(zhuǎn)矩)Y132S-45.5kw1440r/min2.2kw2.2k（二）、計算總傳動比并分配傳動比1、總傳動比2、鏈傳動傳動比取鏈傳動比3、兩級齒輪傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取。故 （三）、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速2、各軸的輸入功率3、各輸入軸的轉(zhuǎn)矩電軸的輸入轉(zhuǎn)矩

6、機：高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸號功率p(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩T（Nm）電動機軸4.8144031.833軸4.75144031.502軸4.52443.197.419軸4.30191.0245.000卷筒軸4.0563.7607.182二、鏈傳動設計1、確定鏈輪齒數(shù)因傳動比,查表12-6選取 則2、實際傳動比 沒有改變3、鏈輪轉(zhuǎn)速 4、設計功率查表12-7取 查表12-8取 取5、選用鏈條由和查圖12-9，選的鏈號為12A,節(jié)距p=19.05mm,單排鏈6、驗算速度v在限定范圍內(nèi)7、初選中心距初選8、確定鏈節(jié)樹對圓整并取偶，則9

7、、理論中心距因，用插值法求得，則10、實際中心距取，則11、作用在軸上的力三、高速級圓柱斜齒輪設計（一）、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)1、選擇精度等級選7級精度2、選擇齒輪材料、熱處理及齒面硬度因傳遞功率不大，選用軟齒面齒輪傳動。齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，小齒輪：45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS;大齒輪：45鋼（?；捕葹?00HBS3、選擇齒數(shù)、,取因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，故按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核其彎曲疲勞強度（二）、按齒面接觸疲勞強度設計設計公式為1、 初選載荷系數(shù)試初選載荷系數(shù)2、初選螺旋角試初選螺旋角3、小齒輪名義轉(zhuǎn)矩由前面可知小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩4

8、、選取齒寬系數(shù)由表13-8，選齒寬系數(shù)5、彈性系數(shù)由表13-6選彈性系數(shù)6、節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖13-21，節(jié)點區(qū)域系數(shù)7、端面重合度8、縱向重合度9、重合度系數(shù)10、螺旋角系數(shù) 11、接觸疲勞強度極限、由圖13-6查得 12、接觸應力循環(huán)次數(shù)、13、接觸疲勞強度壽命系數(shù)、由圖13-8查取接觸疲勞強度壽命系數(shù) 14、失效概率和接觸強度最小安全系數(shù)取失效概率為1%，取接觸強度最小安全系數(shù)為15、計算許用接觸應力16、試算小齒輪分度圓直徑=41.864mm17、計算圓周速度 18、確定載荷系數(shù)由表13-5查取使用系數(shù)根據(jù)由圖13-13得動載荷系數(shù)斜齒圓柱齒輪，由，查圖13-14得齒間載荷分布系數(shù)由圖1

9、3-15查取齒向分布系數(shù)故載荷系數(shù)19、修正小齒輪分度圓直徑（三）、確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸1、確定模數(shù)圓整為標準值2、 計算傳動中心距圓整為3、 確定螺旋角4、 計算分度圓直徑、5、 計算齒寬取 （四）、校核齒根彎曲疲勞強度校核公式為1、 當量齒數(shù) 、 2、 齒形系數(shù) 、由表13-7得 （內(nèi)插） （內(nèi)插）3、 應力修正系數(shù)、由表13-7得 （內(nèi)插） （內(nèi)插）4、 彎曲疲勞強度極限、由圖13-7得 5、 螺旋角系數(shù)縱向重合度由表13-22查得螺旋角系數(shù)6、 重合度系數(shù)端面重合度7、 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)、由圖13-9查得 8、 彎曲疲勞強度安全系數(shù)取彎曲強度最小安全系數(shù)9、 計算需用彎曲

10、應力、10、 校核齒根彎曲疲勞強度四、低速級圓柱斜齒輪設計（一）、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)1、選擇精度等級選7級精度2、選擇齒輪材料、熱處理及齒面硬度因傳遞功率不大，選用軟齒面齒輪傳動。齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，小齒輪：45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS;大齒輪：45鋼（?；?，硬度為200HBS3、選擇齒數(shù)、,取因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱拾待X面接觸疲勞強度設計，然后校核其彎曲疲勞強度（二）、按齒面接觸疲勞強度設計設計公式為1、初選載荷系數(shù)試初選載荷系數(shù)2、初選螺旋角試初選螺旋角3、小齒輪名義轉(zhuǎn)矩由前面可知小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩4、選取齒寬系數(shù)由表13-8，選齒寬系數(shù)5、

11、彈性系數(shù)由表13-6選彈性系數(shù)6、節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖13-21，節(jié)點區(qū)域系數(shù)7、端面重合度8、縱向重合度9、重合度系數(shù)10、螺旋角系數(shù) 11、接觸疲勞強度極限、由圖13-6查得 12、接觸應力循環(huán)次數(shù)、13、接觸疲勞強度壽命系數(shù)、由圖13-8查取接觸疲勞強度壽命系數(shù) 14、失效概率和接觸強度最小安全系數(shù)取失效概率為1%，取接觸強度最小安全系數(shù)為15、計算許用接觸應力16、試算小齒輪分度圓直徑=63.012mm17、計算圓周速度 18、確定載荷系數(shù)由表13-5查取使用系數(shù)根據(jù)由圖13-13得動載荷系數(shù)斜齒圓柱齒輪，由，查圖13-14得齒間載荷分布系數(shù)由圖13-15查取齒向分布系數(shù)故載荷系數(shù)19、修

12、正小齒輪分度圓直徑（三）、確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸1、確定模數(shù)圓整為標準值2、 計算傳動中心距圓整為3、 確定螺旋角4、 計算分度圓直徑、5、 計算齒寬取 （四）、校核齒根彎曲疲勞強度校核公式為1、當量齒數(shù) 、 2、齒形系數(shù) 、由表13-7得 （內(nèi)插） （內(nèi)插）3、應力修正系數(shù)、由表13-7得 （內(nèi)插） （內(nèi)插）4、彎曲疲勞強度極限、由圖13-7得 5、螺旋角系數(shù)縱向重合度由表13-22查得螺旋角系數(shù)6、重合度系數(shù)端面重合度7、彎曲疲勞強度壽命系數(shù)、由圖13-9查得 8、彎曲疲勞強度安全系數(shù)取彎曲強度最小安全系數(shù)9、計算需用彎曲應力、10、校核齒根彎曲疲勞強度五、高速齒輪軸的設計（一）、

13、選擇軸的材料確定許用應力選擇軸的材料為45鋼， 調(diào)質(zhì)處理 （二）、計算軸的載荷1、軸的傳遞轉(zhuǎn)矩為2、作用在齒輪上的力為圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示（三）、初估軸的最小直徑選擇聯(lián)軸器1、初步估算軸的最小直徑：安裝聯(lián)軸器處的直徑為軸的最小直徑。根據(jù)表17-2，取，于是得，考慮到軸上有鍵槽，故直徑增大3%5%，取2、選聯(lián)軸器：1、由表18-1選聯(lián)軸器工作系數(shù)，故聯(lián)軸器的計算扭矩 2、因輸入軸與電動機相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。按扭矩查表選擇LT2 彈性套柱銷聯(lián)軸器，其半聯(lián)軸器的孔徑為20mm，半聯(lián)軸器長（四）、軸的結(jié)構(gòu)設計1擬定零件上的裝配方案由于齒輪直徑較小，采用齒輪軸左端

14、軸承和軸承端蓋及聯(lián)軸器依次從左端裝配，套筒、右端軸承和端蓋依次從右端裝配。2、根據(jù)軸向定位要求確定軸向各段直徑和長度1、裝聯(lián)軸器段：已經(jīng)確定，半聯(lián)軸器與軸配合的長度，為保證軸端擋圈能夠壓緊聯(lián)軸器，所以取2、裝左端軸承端蓋段：聯(lián)軸器右端用軸肩定位，故取，軸段b的長度由軸承端蓋及其固定螺釘?shù)难b拆空間要求決定，取3、裝軸承段：這兩段軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈孔來決定。根據(jù)斜齒輪有軸向力及，選角接觸軸承7206C，其尺寸為，故取，軸端c的長度等于滾動軸承的寬度，軸段g的長度由滾動軸承的寬度B、軸承與箱體內(nèi)壁距離s=510mm(取s=5mm)、齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間的距離a=1020mm(取a=15mm) 及

15、擋油圈在內(nèi)壁里的寬度等尺寸決定，取4、齒輪段：采用齒輪軸裝，齒輪的分度圓直徑為61.35mm，等于齒輪寬度，取5、齒輪右端段：，取，6、考慮到左端軸承距箱體內(nèi)壁的距離及中間軸承上主動輪的寬度，取，3、軸上零件的軸向固定半聯(lián)軸器與軸的軸向固定均采用平鍵連接。的對中性，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的配合為H7/k6六、中間齒輪軸的設計（一）、選擇軸的材料確定許用應力選擇軸的材料為45鋼， 調(diào)質(zhì)處理 （二）、計算軸的載荷1、作用在從動齒輪上的力為由從動齒輪上的受力與高速軸上主動齒輪的受力的作用關系可得2、軸的傳遞轉(zhuǎn)矩為3、作用在主動齒輪上的力為圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所（三）

16、、初估軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑：安裝軸承處的直徑為軸的最小直徑。根據(jù)表17-2，取，于是得 （四）、軸的結(jié)構(gòu)設計1、擬定軸上零件的裝配方案左端主動齒輪、左端套筒、左端軸承和軸承端蓋依次從左端裝配，右端從動齒輪、右端套筒、右端軸承和端蓋依次從右端裝配。2、根據(jù)軸向定位要求確定軸向各段直徑和長度1、裝軸承段：這兩段軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈孔來決定。根據(jù)斜齒輪有軸向力及，選角接觸軸承7207C，其尺寸為，故取，軸段a和軸段e的長度由滾動軸承的寬度B、軸承與箱體內(nèi)壁距離s=510mm(取s=5.5mm)、齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間的距離a=1020mm(取a=17.5mm) 及齒輪輪轂與其裝配軸端的長

17、度差等尺寸決定2、裝左端主動齒輪段：考慮齒輪裝拆方便，取，為保證套筒緊靠齒輪左端使齒輪軸向固定，略小于齒輪寬度，取3、裝右端從動齒輪段：考慮齒輪裝拆方便，取，為保證套筒緊靠齒輪右端使齒輪軸向固定，略小于齒輪寬度，取4、軸環(huán)段：齒輪左端用周環(huán)定位，按設計手冊推薦軸環(huán)高度，取h=6mm，故軸環(huán)直徑，軸環(huán)寬度一般為高度的1.4倍，取3、軸上零件的軸向固定齒輪與軸的軸向固定采用平鍵連接。同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，采用H7/k6配合，滾動軸承與軸的配合為H7/k6七、低速齒輪軸的設計（一）、選擇軸的材料確定許用應力選擇軸的材料為45鋼， 調(diào)質(zhì)處理 （二）、計算軸的載荷1、軸的傳遞轉(zhuǎn)矩為2、作用

18、在齒輪上的力為由低速軸上從動齒輪上的受力與中間軸上主動齒輪的受力的作用關系可得圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示（三）、初估軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑：安裝鏈輪處的直徑為軸的最小直徑。根據(jù)表17-2，取，于是得，考慮到軸上有鍵槽，故直徑增大3%5%，同時考慮到傳動鏈作用在軸上的力對軸彎矩的影響，?。ㄋ模?、軸的結(jié)構(gòu)設計1擬定零件上的裝配方案齒輪、套筒、左端軸承和軸承端蓋依次從左端裝配，右端軸承和端蓋及鏈輪依次從右端裝配。2、根據(jù)軸向定位要求確定軸向各段直徑和長度1、裝鏈輪段：已經(jīng)確定，鏈輪與軸配合的長度，為保證軸端擋圈能夠壓緊鏈輪，所以取2、裝右端軸承端蓋段：鏈輪左端用軸肩定位，故取，軸

19、段f的長度由軸承端蓋及其固定螺釘?shù)难b拆空間要求決定，取3、裝軸承段：這兩段軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈孔來決定。根據(jù)斜齒輪有軸向力及，選角接觸軸承7311C，其尺寸為，故取，軸端e的長度等于滾動軸承的寬度，軸段a的長度由滾動軸承的寬度B、軸承與箱體內(nèi)壁距離s=510mm(取s=5mm)、齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間的距離a=1020mm(取a=20mm) 及齒輪輪轂與其裝配軸端的長度差等尺寸決定4、裝齒輪段：考慮齒輪裝拆方便，取，為保證套筒緊靠齒輪左端使齒輪軸向固定，略小于齒輪寬度，取5、軸環(huán)段：齒輪左端用周環(huán)定位，按設計手冊推薦軸環(huán)高度，取h=8mm，故軸環(huán)直徑，軸環(huán)寬度一般為高度的1.4倍，取6、考慮到

20、右端軸承距箱體內(nèi)壁的距離及中間軸承上從動齒輪輪的寬度，取，3、軸上零件的軸向固定齒輪、鏈輪與軸的軸向固定均采用平鍵連接。同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，采用H7/k6配合，滾動軸承與軸的配合為H7/k6八、高速齒輪軸的校核(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力由下面簡圖的機構(gòu)可知： (二)、求支反力1、在水平面內(nèi)，圖a則： 2、在垂直面內(nèi)：圖c則： 3、畫彎矩圖、扭矩圖1、水平彎矩圖內(nèi)：圖b截面C處2、垂直面內(nèi)：圖d截面C左端截面C右端3、合成彎矩：圖e截面C左邊截面C右邊4、轉(zhuǎn)矩途徑：圖f（三）、按彎扭組合強度條件校核軸的強度由圖可見C處彎矩最大，校核該處的強度式中：校核結(jié)果：強度足夠九、中間

21、齒輪軸的校核(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力由下面簡圖的機構(gòu)可知： (二)、求支反力1、在水平面內(nèi)，圖b則： 2、在垂直面內(nèi)：圖d則： 3、畫彎矩圖、扭矩圖1、水平彎矩圖內(nèi)：圖c截面B處截面C處2、垂直彎矩圖內(nèi)：圖e截面B左邊截面B右邊截面C左邊截面C右邊3、轉(zhuǎn)矩途徑：圖f（三）、按彎扭組合強度條件校核軸的強度由圖可見B處彎矩最大，B處的合彎矩為校核該處的強度式中：校核結(jié)果：強度足夠十、低速齒輪軸的校核(一)、畫軸的計算簡圖計算支反力由下面簡圖的機構(gòu)可知： (二)、求支反力1、在水平面內(nèi)，圖a則： 方向如圖中所示2、在垂直面內(nèi)：圖c則： 方向如圖中所示3、畫彎矩圖、扭矩圖1、水平彎矩圖內(nèi)：圖b

22、截面B處2、垂直面內(nèi)：圖d截面B左端截面B右端3、合成彎矩：圖e截面B處截面C處4、轉(zhuǎn)矩途徑：圖f（三）、按彎扭組合強度條件校核軸的強度由圖可見C處彎矩最大，校核該處的強度式中：校核結(jié)果：強度足夠十一、高速齒輪軸軸承的校核1、確定、查手冊得軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷2 、軸承頸向載荷計算 3、派生軸向力計算 4、確定軸向載荷則1被“壓緊”，2被“放松”則5、確定e的值由 查表15-8得（插入法）由 查表15-8得（插入法）6、計算當量動載荷由查表15-8得 （插入法）由查表15-8得 7、計算軸承壽命因為所以只用校核軸承1由表15-6查得（常溫） 取 球軸承取則 壽命滿足要求十二、中

23、間齒輪軸軸承的校核1、確定、查手冊得軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷2、軸承頸向載荷計算 3、派生軸向力計算 4、確定軸向載荷則1被“壓緊”，2被“放松”則5、確定e的值由 查表15-8得（插入法）由 查表15-8得（插入法）6、計算當量動載荷由查表15-8得 （插入法）由查表15-8得 7、計算軸承壽命因為所以只用校核軸承1由表15-6查得（常溫） 取 球軸承取則 壽命滿足要求十三、低速齒輪軸軸承的校核1、確定、查手冊得軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷2、軸承頸向載荷計算 3、派生軸向力計算 4、確定軸向載荷則1被“壓緊”，2被“放松”則5、確定e的值由 查表15-8得（插入法）由

24、查表15-8得（插入法）6、計算當量動載荷由查表15-8得 （插入法）由查表15-8得 7、計算軸承壽命因為所以只用校核軸承2由表15-6查得（常溫） 取 球軸承取則 壽命滿足要求十四、鍵的選擇與校核（一）、聯(lián)軸器和高速軸的連接鍵的選擇校核1、 平鍵類型和尺寸選擇選用C型普通平鍵，根據(jù)軸直徑d=20mm和輪轂寬度36mm，由表17-6查得鍵的截面尺寸為， 即型號為 鍵C GB/1095-79 2、校核擠壓強度又，查表17-7得許用應力則擠壓強度滿足要求（二）、中間軸上從動齒輪和軸的連接鍵的選擇校核1、 平鍵類型和尺寸選擇選用A型普通平鍵，根據(jù)軸直徑d=42mm和輪轂寬度48mm，由表17-6查

25、得鍵的截面尺寸為， 即型號為 鍵A GB/1095-79 2、校核擠壓強度又，查表17-7得許用應力則擠壓強度滿足要求（三）、中間軸上主動齒輪和軸的連接鍵的選擇校核1、 平鍵類型和尺寸選擇選用A型普通平鍵，根據(jù)軸直徑d=42mm和輪轂寬度78mm，由表17-6查得鍵的截面尺寸為， 即型號為 鍵A GB/1095-79 2、校核擠壓強度又，查表17-7得許用應力則擠壓強度滿足要求（四）、低速軸上齒輪和軸的連接鍵的選擇校核1、 平鍵類型和尺寸選擇選用A型普通平鍵，根據(jù)軸直徑d=65mm和輪轂寬度73mm，由表17-6查得鍵的截面尺寸為， 即型號為 鍵A GB/1095-79 2、校核擠壓強度又，查

26、表17-7得許用應力則擠壓強度滿足要求（五）、低速軸上齒輪和軸的連接鍵的選擇校核1、 平鍵類型和尺寸選擇選用C型普通平鍵，根據(jù)軸直徑d=45mm和輪轂寬度50mm，由表17-6查得鍵的截面尺寸為， 即型號為 鍵C GB/1095-79 2、校核擠壓強度又，查表17-7得許用應力則擠壓強度滿足要求十五、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)為了保證齒輪佳合質(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

27、到油池底面的距離H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.鑄件箱蓋壁厚為9mm，箱座壁厚10mm，圓角半徑為R=50mm。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油塞：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

28、機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 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，以防油進入油尺座孔而溢出.D 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.E 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。F 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.G 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減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱座凸緣壁厚12箱蓋凸緣壁厚15箱座底凸緣壁厚25地膠螺釘直徑M24地膠螺釘數(shù)目6軸承旁連接螺栓直徑M16機蓋與機座連接螺栓直徑M12軸承端蓋螺釘直徑M6視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑8十六、潤滑密封方式設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=15 =27.5所以H+=1527.5=42.5其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 密封性上來講為了保證機座與機蓋連接處密封，連接凸緣應有足夠的高