機械設(shè)計課程設(shè)計同軸式二級圓柱齒輪減速器得優(yōu)

1、機 械 設(shè) 計設(shè)計說明書帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設(shè) 計（7）目 錄1 設(shè)計任務(wù)書22 傳動方案的擬定33 原動機的選擇44 確定總傳動比及分配各級傳動比65 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算76 傳動件的設(shè)計及計算97 軸的設(shè)計及計算138 軸承的壽命計算及校核199 鍵聯(lián)接強度的計算及校核2110 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇2311 減速器箱體及附件的設(shè)計2512 設(shè)計小結(jié)2913 參考文獻3014 附圖1 設(shè)計任務(wù)書1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置 1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的工

2、作拉力：F=6800N；運輸帶的工作速度：v=0.65m/s；卷筒直徑：D=320mm；使用壽命：8年， 2班制，每班8小時。1.3 課程設(shè)計的工作條件設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；制造情況：中批量生產(chǎn)。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示圖2-1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-二級圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-滾筒；6-輸送帶上圖為閉式的兩級圓柱齒輪減速器傳動，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動較平穩(wěn)。 3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按照設(shè)計要求以及工作條件，選用一般

3、Y系列三相異步電動機，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量工作機所需的有效功率式中：工作機所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N）3.2.2 電動機的輸出功率 根據(jù)文獻【2】中表3-3（按一般齒輪傳動查得）傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率，一對滾動軸承效率， 閉式圓柱齒輪傳動效率(設(shè)齒輪精度為8級)， 輸送機滾筒效率， 則傳動系統(tǒng)的總效率為: 工作時電動機所需的功率為： 因工作載荷有輕微沖擊，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機的額定功率=5.5（kw）3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速為初選同步轉(zhuǎn)速為1500r

4、/min和1000r/min的電動機，有文獻【2】中表12-1可知，對應(yīng)于額定功率為5.5kw的電動機型號分別為Y132S-4型和Y132M2-6型?，F(xiàn)將Y132S-4型和Y132M2-6型的電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于表3-1中。表3-1 方案的比較方案號電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比i外伸軸徑D/mm軸外伸長度E/mm1Y132S-45.51500144037.1238802Y132M2-65.5100096024.753880通過對上述兩種方案比較可以看出：方案2總傳動比為24.75滿足圓柱齒輪傳動閉式的推薦值，所以選方案2

5、較為合理。Y132M2-6型三相異步電動機的額定功率=5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速=960r/min。由文獻【2】中表12-2查的電動機中心高H=132mm，伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=38mm和E=80mm。4 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比式中：總傳動比 電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.2 分配傳動比根據(jù)文獻【2】中表3-4查得，閉式圓柱齒輪的傳動比的適用范圍。所以傳動系統(tǒng)各級的傳動比的分別如下：兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸。5.1 各軸的轉(zhuǎn)速5.2各

6、軸輸入功率5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結(jié)果列成表格。如下表5-1所示：表5-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸號電動機二級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)960960192.9638.7938.79功率P/kw5.205.1484.93594.73994.6456轉(zhuǎn)矩T/(N.m)51.7351.21244.291166.961143.73傳動比i14.9754.97516傳動件的設(shè)計及計算6.1高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算6.1.1 材料的選擇根據(jù)文獻【1】中表7-1查得，小直齒圓柱齒輪1選用45Gr鋼，7級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，HBS1=26

7、0；大直齒圓柱齒輪2選用45鋼，7級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，HBS2=230。因為此兩圓柱齒輪的轉(zhuǎn)速不高，且二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求，也可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。小齒輪齒數(shù)：初選大齒輪齒數(shù)：初選6.1.2確定材料許用接觸應(yīng)力根據(jù)文獻【1】中圖7-18（a）查MQ線， 。小齒輪循環(huán)次數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)根據(jù)文獻【1】中圖7-19查的。根據(jù)文獻【1】中圖7-20查的。根據(jù)文獻【1】中圖7-8查的6.1.3確定小斜齒圓柱齒輪的分度圓直徑初定螺旋角，試選載荷系數(shù)。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩根據(jù)文獻【1】中表7-6查的齒寬系數(shù)。根據(jù)文獻【1

8、】中表7-5查的彈性影響系數(shù)。根據(jù)文獻【1】中圖7-14查的節(jié)點區(qū)域系數(shù)端面重合度 軸面重合度因，重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)小齒輪直徑6.1.4確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑按電動機驅(qū)動，工作載荷有輕微沖擊，根據(jù)文獻【1】中表7-2取圓周速度故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查文獻【1】中圖7-7得齒寬初定單位寬度載荷值為 根據(jù)文獻【1】中表7-3取根據(jù)文獻【1】中表7-4得載荷系數(shù)實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑 模數(shù)6.1.5齒根彎曲疲勞強度計算根據(jù)文獻【1】中圖7-21取，。根據(jù)文獻【1】中圖7-22查的彎曲疲勞壽命系數(shù)。根據(jù)文獻【1】中表7-8查的彎曲疲勞安全系數(shù)。根據(jù)文獻

9、【1】中圖7-23查的尺寸系數(shù)。許用彎曲應(yīng)力初步確定齒高根據(jù)文獻【1】中圖7-11查得載荷當量齒數(shù)根據(jù)文獻【1】中圖7-16查得，根據(jù)文獻【1】中圖7-17查得，大齒輪數(shù)值大。端面壓力角基圓螺旋角的余弦值當量齒輪端面重合度根據(jù)文獻【1】中圖7-25查得螺旋角影響系數(shù)則 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.70mm按國標圓整為。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為6.1.6齒輪幾何尺寸計算中心距把中心距圓整成167mm。修正螺旋角螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。分度圓直徑齒寬取，。表6.1斜齒圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角傳動比i

10、4.975齒數(shù)z27134基圓螺旋角法面模數(shù)2mm端面模數(shù)2.07mm法面壓力角端面壓力角法面齒距6.28mm端面齒距6.50mm法面基圓齒距5.90mm法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d56.01mm277.99mm基圓直徑52.40mm260.07mm齒頂高2mm齒根高2.5mm齒頂圓直徑58.01mm279.99mm齒根圓直徑51.01mm272.99mm標準中心距a167mm齒寬b50mm45mm6.2低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算由于減速器是同軸式雙級圓柱齒輪減速器，所以低速級的齒輪參數(shù)須跟高速級一致，考慮到低速載荷較大，材料選用20CrMnTi硬齒面齒輪。具體參數(shù)見6.

11、1。7 低速軸的設(shè)計及計算7.1 軸的受力分析由上述6.1中低速級齒輪設(shè)計可求得大斜齒輪的嚙合力：大斜齒輪的圓周力：大斜齒輪的徑向力：大斜齒輪的軸向力：7.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中表12-3按45鋼查得根據(jù)文獻【1】中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻【2】中表16-4查得，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000。半聯(lián)軸器的孔徑mm,故取，半聯(lián)軸器長度mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm。7.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.4.1 擬定軸上零件的裝

12、配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示，7.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔長mm稍短一些，取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，根據(jù)文獻【2】中表15-3中初步選用圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。根據(jù)文獻【2】中表15-3查的30313型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。取安裝齒輪

13、處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故??；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h,取。 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=36mm，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.4.3 軸上零件的周向定位齒輪

14、、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)文獻【2】中表14-10按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽長為32mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。7.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.4。圖7.4軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.4）做出軸的設(shè)計簡圖（7.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對于3

15、0313型圓錐滾子軸承根據(jù)文獻【2】中表15-3查的，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.5所示。圖7.5軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值如表7-5。表7-5 截面C處的及的值載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的疲勞強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻【1】中表12-1查得。因此，故安全。7.7 精

16、確校核軸的疲勞強度7.7.1 判斷危險截面 截面A，2，3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機械設(shè)計手冊可知，鍵槽的

17、應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。7.7.2 分析截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻【1】中表12-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及,由機械設(shè)計手冊查取。因，經(jīng)差值后可查得，；尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，綜合系數(shù)為：又由機械設(shè)計手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)于是，計算安全系數(shù)值:故可知安全。7.7.3分析截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩：

18、 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 過盈配合處由手冊查得過盈配合處的；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為 ；尺寸系數(shù)；。綜合系數(shù)為：所以軸在截面4右側(cè)的安全系數(shù)為：故該軸在截面4右側(cè)的強度也是足夠的，因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性， 故可略去靜強度校核。8 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周

19、力：徑向力：軸向力：8.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為30313型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7-5可得：8.3軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【2】中表13-1查得30313型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， 8.4軸承的當量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表10-8按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為， 根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)，和軸向動載荷系數(shù)，。所以根據(jù)

20、文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為8.5軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻【1】中表10-6按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=38.79r/min 。并取。故根據(jù)文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。9鍵聯(lián)接強度校核計算9.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【1】式4-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻【1】中表4-2中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2高速軸

21、上鍵的校核對于鍵，已知：于是得，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對于鍵，已知：于是得，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得，故該鍵安全。10 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇齒輪潤滑方式的選擇高速軸小斜齒輪的圓周速度：中間軸大斜齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大斜齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表20-3中查得，齒

22、輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：AN68，運動粘度為：61.274.8（單位為：）。10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承： 故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】表20-4中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。10.3密封方式的選擇滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。11 減速器箱體及附件的設(shè)計11.1減速器箱體的設(shè)計減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。11-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺

23、寸名稱符號箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.51、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11212地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df10箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)8015086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻

24、【2】中表6-118df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻【2】中表6-116軸承旁凸臺半徑R1c216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準68外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）40大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.212齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離28箱座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2 凸緣式：D2D+(55.5) d3； D為軸承座孔直徑82、110軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準，一般取SD282、11011.2減速器附件的設(shè)計窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-1所示。圖11-1視孔蓋

25、通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M121.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表19-4、表19-9中設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖11-2 通氣塞11.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表19-14中選取M181.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。圖11-3 放油螺塞11.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表19-12和表19-13，該減速器選用了M8

26、的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其，其結(jié)構(gòu)如下圖11-5和圖11-6所示。圖11-5 吊鉤圖11-4 吊環(huán)螺釘啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖11-6所示。圖11-7定位銷圖11-6 啟蓋螺栓 定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表14-11選取圓錐銷,其型號為A1235 GB117-2000，其結(jié)構(gòu)如上圖11-7所示。軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起

27、密封作用。該減速器采用嵌入式的軸承蓋。12 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于兩級斜齒輪減速器的課程設(shè)計可以說是我們步入大學以來真正意義上的一次機械設(shè)計。通過一個星期的設(shè)計實踐，既讓我們加深了對機械設(shè)計概念的理解，又讓我們把理論聯(lián)系了實際，不僅提高了我們機械設(shè)計認識以及自身設(shè)計方面的綜合素質(zhì)，還為以后我們走向社會、走向工作崗位打下了堅實的基礎(chǔ)。機械設(shè)計并不是一朝一夕就能完成好的，需要我們查閱大量的資料，比如機械設(shè)計手冊、課程設(shè)計指導書等等。在整個設(shè)計過程中，我們必須得從整體出發(fā)，考慮到各個零件之間的聯(lián)系才能使我們設(shè)計的減速器能正確的安裝與使用。我設(shè)計的是兩級斜齒輪減速器，雖然不算是一個很大的機器，要真正的設(shè)計好它，還得有相關(guān)方