帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、設計任務書1電動機的選擇3)計算傳動裝置的運動和動力參數傳動件設計(齒輪)6)軸的設計10)滾動軸承校核17)連接設計19)減速器潤滑及密封19)箱體及其附件結構設計20)設計總結22)10參考資料23)設計任務書設計題目4:帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器1、系統(tǒng)簡圖Word資料滾筒聯軸器減速器nl聯軸器電動機輸送帶5年，輸送帶速度容許2、工作條件單向運轉，有輕微振動，經常滿載，空載起動，單班制工作，使用期限誤差為土5%3、原始數據已知條件題號D1D2D3D4D5D6輸送帶拉力F(N)1.6XI031.8X1032X1032.2XI032.4XI032.6XI03輸送帶速度v(

2、m/s)1.01.10.90.91.21.0漆筒直徑D(mm)400350300300300300注：小組成員按次序選題，本設計所選題號為D54、傳動方案的分析帶式輸送機由電動機驅動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器，再經聯軸器將動力傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。設計內容計算及說明結果一、電動機的選擇1、類型選擇P根據動力源和工作條件,電動機的類型選用Y系列封閉式二相異步電動機滿足要求。機的2、功率選擇（1）工作機主軸所需功率Fw舉cFvfw1000(1

3、-1)式中，F16103N,v1.0m/s，代入上式得：1.6kW1.610310_kW1.6kW1000(1-2)（2）電動機所需功率Fd電動機所需功率為：巳匹從電動機至卷筒主動軸之間的傳動裝置的總效率為：242聯軸器軸承齒輪卷筒(1-3)查義獻2表11-9,有：聯軸器傳動效率（2個）聯軸器0.99軸承傳動效率（4對）軸承0.98,齒輪傳動效率（8級2對）齒輪0.97,滾筒傳動效率（1個）卷筒0.96,0.817貝U:巳1.96kW=0.9920.9840.9720.96=0.817Pw1.6巳-1.96kW0.817（3）電動機額定功率P,選取電動機額定功率Pm,使Pm(1：1.3)Fd設

4、計內容計算及說明查文獻2表20-5取Pm2.2kw3、電動機轉速選擇根據已知條件計算出工作機卷筒的轉速為：601000V6010001.0nw48r/minD400查2推薦二級圓柱齒輪減速器傳動比為：r840故電動機轉速為:nmi'nw(8:40)48(384:1920)r/min4、電動機型號選擇符合這一范圍的轉速有：750r/min、1000r/min、1500“min三種，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，選用同步轉速為1000r/min的電動機作為原動機。根據電動機類型、容量和轉速，查2表20-5,選定電動機型號為型號額定功率kW表1-1翩腳型號額定轉速Nm

5、庾里kg_轉速ndr/min電流A(380V)效率%功率因數Y112M-62.29405.680.50.742.045Y126M-6的電動機。主要性能如下表1-1Pm2.2kWnw48rlminr840nw384:1920r/mi計算傳動裝置的運動和動力參數1、傳動裝置的總傳動比：根據電動機的滿載轉速nm和滾筒轉速nw可算出傳動裝置總傳動比為:總19.58總、3、nw94019.5848(1-1)2、二級圓柱齒輪減速器分配到各級傳動比：(1)高速級的傳動比為:i15.24(2)低速級的傳動比為:(1-3)3、i1i總19.5812i15.241.4i總=、1.419.58=5.24(1-2)3

6、.743.74各軸轉速計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(1)各軸的轉速:卷筒n940r/minn1n2n卷筒n3(2)各軸的輸出功率：PdF2F3F2卷筒=P3(3)各軸轉矩940rmin940179.4rmin,5.24179.448rmin,3.7448rmin聯軸器軸承軸承軸承Td9550nd1.960.991.94kW,齒輪=1.940.980.97=1.84kW齒輪=1.840.980.97=1.75kW聯軸器=1.750.980.99=1.70kWPd95501.9619.9Nm940n2179.4r/minn348八minn卷筒=48r/min各軸功率R1.94kWF2F31.8

7、4kW1.75kW卷筒=170kW各軸轉矩Td19.9NmR1.941軸Ti95501955019.7Nmni940p1842軸T2955029550?98.2Nmrh179.4p1753軸T3955039550?349.1Nmn48p卷筒170卷筒T卷筒=9550卷筒=9550'=338.7Nm；n卷筒48'由以上數據得各軸運動及動力參數表：Ti19.7NmT298.2NmT3349.1NmT卷筒=338.7Nm軸名功率P/kW轉矩T/(Nm)轉速n/'(r/min)電機軸1.9619.99401軸1.9419.79402軸1.8498.217943軸1.75349.

8、148:卷筒軸1.70338.748，計勺容計算及說明結果傳動件設計（止出輪）四、傳動零件設計（齒輪）1、高速級齒輪傳動設計（1）選擇材料及確定許用應力因為傳遞功率不大，轉速不圖，大小齒輪都米用45鋼。大齒輪正火處理，小齒輪調質處理，均用軟齒面。小齒輪45鋼調質，齒面硬度197286HBS,hlim1585MPa,fei445MPa力輪45鋼正火處理，齒度156217HBs,Hiim2375MPa,FE2310MPa由表11-5,取Sh1.1,Sf1.25,hi585532MPaSh1.1375_H2341MPaSh1.1hi532MPaH2341MPaF1FE1FE2S F445356MPa

9、1.25F1356MPaF2310248MPa1.25F2248MPa(2)按齒面接觸強度設計設齒輪按8級精度制造。/Tkt7diV d(ZEZH)2H確定公式中的各計算數值：1) 查1表11-3,選擇載荷系數 K 1.5;42) 小齒輪的轉矩：T T1 1.97 10 N mm ；3)6,選擇齒寬系數查1表11- d0.8 ;4) 齒數比 u i1 5.24 ；6)對于標準齒輪，區(qū)域系數Zh 2.5 ;小齒輪分度圓直徑：d155.1mm2 1.5 1.97 10 45.24 1(188 2.5)255.1mm0.85.24(341齒數取Zi32，則Z2血 1 5.24 32168設計模數md

10、1-55.11.72Zi32(3)驗算輪齒彎曲強度查1有輪齒彎曲強度驗算公式(11-6)32KTfYsamJ?VdZ12f確定公式中的各計算數值:1) 查1圖11-8,取齒形系數YF&2.56;2) 查1圖11-9,取應力集中系數Ysa11.63；3) 查1表11-5,取安全系數Sf1.25,則：mJ2K冬1<A1VdZ12Fm1.07mmJ21.51.971042.561.63V0.83222481.07mm設計計算及說明結果1(4)決定模數綜合按齒面接觸強度設計與按輪齒彎曲強度設計結果的比較，以相對大者為基準，并按口表4-1取標準模數m2mm。(5)幾何尺寸計算1) 分度圓直

11、徑：d1mz-!23264mm,d2mz22168336mm；2) 齒輪艱：bdd10.86451.2mm,取b255mm)d60mm；出、出d1d264336“c4)中心距：a200mm22(6)齒輪的圓周速度dg3.1464940,v113.15m/s60100060000對照1表11-2可知選用8級精度是合宜的。2、低速級齒輪傳動設計(1)選擇材料及確定許用應力因為傳遞功率不大，轉速不圖，大小齒輪都米用45鋼。大齒輪正火處理，小齒輪調質處理，均用軟齒面。小齒輪45鋼調質，齒面硬度197286HBS,hlim1585MPa,m2mmzi32Z2168d164mmd2336mmb55mmb2

12、60mma200mm445MPaHiim2375MPa,fe2310MPa由表11-5,取Sh1.1,Sf1.25,H1Hlim1sH5851.1532MPahi532MPah2 341MPafi 356MPaF2FE 2Sf3101.25248MPaf2 248MPaH2Hlim2375341MPaSH1.1fe1445F1Sf25356MPa(2)按齒面接觸強度設計查1公式(11-3)有小齒輪最小d1設計依據:*32KTu1ZeZh2.dUH確定公式中的各計算數值：1) 查1表11-3,選擇載荷系數K1.5;42) 小齒輪的轉矩：TT29.8210N.mm;3)d 0.8 ；查1表11-6

13、,選擇齒寬系數4) 齒數比ui23.74;5) 由1表11-4,選擇彈性系數Ze188;6)對于標準齒輪，區(qū)域系數Zh2.5;小齒輪分度圓直徑:d196.1mm/2KTu1ZeZhjd1fF()dUH321.59.821043.741(1882.5)2V0.83.7434196.1mm齒數取乙32,則Z2i2Z,3.732120設計模數：mdl96.13mmzi32(3)按輪齒彎曲強度設計查1有11-6):輪齒彎曲強度驗算公式(31/2KTyZYsTVSzFTTF確定公式中的各計算數值：1)查1圖11-8,取齒形系數YFa22.15;2)查1圖11-9,取應力集中系數Ysa21.83;計算:2

14、KT1YFaYsadZ12 f0.92 mm綜合按3面磷5雖度越82按輪10送56十結！163交,者以相對大為基V 0并按1表3212取標準模數m 32mm。(5)幾何尺寸計算1)分度圓直徑：d1 mz.3 32 96mm ,d2 mz23 120360mm ；2)齒輪齒寬：b dd10.8 9676.8mm ,取 b2 80mmb1 85mm ；3)中心距：ad1 d296 3602228mm ；m 0.92mmd1 96mm d 2360mmbi 85mm b 280mma 228mm(6 )齒輪的圓周速度dm2v60 10003.14 96 179.4600000.9m/s對照1表11-

15、2可知選用8級精度是合宜的3、傳動齒輪主要參數表局速級低速級齒數z3216832120中心距a(mm)200228模數m(mm)23齒寬b(mm)60558580分度圓直徑d(mm)6433696360設計內容計算及說明軸軸的設計（在本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸的強度校核）的高速軸1的設計設1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為45號鋼，調質處理。計2、初估軸徑按扭轉強度法估算高速軸的直徑，由1表14-2,取常數C110,由1公式（14-2）,軸的最小直徑滿足：d1min15mm該段軸上有一鍵梢將計算值加大3%,取dmin15mm此軸的最小直徑dmin即安裝在聯軸器處軸的最小直徑d1

16、min,為了使所選的軸的直徑d口與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號3、選擇聯軸器根據傳動裝置的工作條件擬選用HL型彈性注銷聯軸器。查1表17-1,取Ka1.5,則計算轉矩：TcKT1.519.729.55Nm；按照TcTn及電動機軸尺寸等限制條件，查3表13-1，選用HL2型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩Tn315Nm，半聯軸器的孔徑d20:32mm，可滿足電動機的軸徑（）要求.最后確定減速器高速軸外伸直徑d1min20mm。4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許一定的內外圈軸線偏斜量，大量生產價格最低等因

17、素，根據1表16-2選用深溝球軸承。又根據設計尺寸dn皿33mm,26mm由2表18-2選用軸承型號為6005，其d25mm,B12mm。5、高速軸1的結構設計Tc29.55N選用HL2型彈性柱銷聯軸器d1min20mm選用6005深溝球軸承1）擬定軸的結構方案如圖（采用齒輪軸設計）：Word 資料設計內計算及說明（2）各軸段直徑與長度的確定1）由所選半聯軸器的孔徑d20:32mm，取高速軸最小直徑dimin20mm；半聯軸器與軸配合的轂孔長度為L52mm,VIII-IX斷d1min20mm的長度應比L略短一些，現取Lviiiix50mm；7）為滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-n軸段右端要求制

18、出一軸肩，故取IX50mrVII-VIII段的直徑dviiviii22mm；軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定），根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋外端面與聯軸器的距離為15mm。故取dviiVIII22mmLviiVIII30mmOVIII30mm3）根據所選軸承尺寸確定diiidvivii25mm,LiiiLvivii12mm；4）為滿足軸承的軸向定位要求，取diihi10mm,綜合中間軸設計取diII1VII5mLivv5mm；LiiiLvivii12mm5）軸的齒輪段直徑dmiv60mm,長度Lv刑95mm；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。d

19、iiiii10mm50mm（3）軸上零件的周向固定1）半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接，配合選按dviii-ix20mm，由1表10-9查得平鍵的截面H7/k6。b6mm,h6mmdillIV60mmWord資料是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸Lv 刑 95mm根據該軸段長度，取L45mm四、滾動軸承與軸的周向定位，公差為m6。(4)軸上倒角與圓角根據4表15-2,取軸端倒角C1.2,各軸肩處的圓角半徑見齒輪軸零件圖。鍵6X6X45GB/T1069-1979倒角C1.2設計內計算及說明結果容6、軸的受力分析首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸的支點位置，對與軸承6207,由于它的對

20、中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為266.5mm。計算軸齒輪上的圓周力：22236409456NF,945.6Ndi50.,徑向力：Fr Ft tan945.6 tan 20344.2NFr 344.2 N根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖7、判斷危險截面從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出C截面是危險截面?，F將C截面處的Mh、Mv及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力Fnhi260.3NFnh2685.3NFnvi94.8NFnv2249.4N彎矩Mh33579NmmMv12221Nmm總彎矩M35734Nmm扭矩Tj23640Nmm8、軸的彎扭合成

21、強度校核進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面C)(即危險截面的強度。計算及說明根據4公式15-5及4表15-4中軸的抗彎截面系數的計算公式，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6,軸的計算應力：M2(TJ2ca 3.1MPa35734 2 (0.6 23640) 233.1MPa0.1 50之前已選定軸的材料為45號調制鋼，由4表15-1查得許用彎曲應力 1 60MPa 。因此caB中間軸2的設計1 選擇材料及熱處理方式、 選取軸的材料為45號鋼，調質處理2初估軸徑按扭轉強度法估算高速軸的直徑，由11公式(14-2),軸的最小直徑滿足：3d min C '咫

22、 1161表14-2 ,取常數C 116 ,由dmin 25.92mm3 2 30525.92mm ； 206.53、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許一定的內外圈軸線偏斜量，大量生產價格最低等因素，根據1表16-2選用深溝球軸承。又根:據設計尺寸取dz n 30mm d min ,由2表18-2選用軸承型號為6206 ,其 d 30 mm , B 16mm。選用6206深溝球軸承設計內5、中間軸2的結構設計（1）擬定軸的結構方案如圖III ,Si（2）各軸段直徑與長度的確定1)根di-n據所選軸承的直徑dd v-

23、刑30 mm ；綜合壁Li nLv-可 40mm ;2）為滿足齒輪的軸向定位要求,出一軸肩，故取d n皿30mm，取中間軸最小直厚及箱體尺寸等因素，現計算及說明i-n軸段右端及v - w軸段左端要求制d叩-v 36mm。根據高速級大齒輪及低速級小齒輪的齒寬，分別取 Ln皿61 mm,Lv 36mm ；3)為滿足齒輪的軸向定位要求，取d皿即43mm 。根據齒輪間間隙推薦值，取L皿即15mm ；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。1）軸上零件的周向固定1）齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯接。n -川段平鍵，按dn-m36mm,由1表10-9查得平鍵的截面b 10mm , h 8mm ,由該軸段長度取L

24、50mm。IV - v 段平鍵，按 dw-v 36 mm ,由（1）表10-9查得平鍵的截面di-n dv30mmLi nLv-可)mmdn 皿-v 35mmLn 皿 61mmLV v 36mm d > v43mmL 15mm鍵 10 x 8 x50GB/T 1069-b10mm,h8mm,由該軸段長度取L28mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。2）滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6o1979鍵 10 X 8 X28GB/T1069-1979（4）軸上倒角與圓角根據4表15-2,取軸端倒角C1,各軸肩處

25、的圓角半徑見中間軸零件圖C低速軸3的設計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為40Cr,調質處理。2、初估軸徑按扭轉強度法估算高速軸的直徑，由1表14-2,取常數C100,由1式(14-2),軸的最小直徑滿足：333dicjpcP1002.236327mm；dminC*nc(n3100Y60327mm；此軸的最小直徑dmin即安裝在聯軸器處軸的最小直徑di口，為了使所選的軸的直徑di口與聯軸器的孔徑相適應，所以需要同時選取聯軸器的型號。倒角C1.2dmin32.7mmM計內容計算及說明結果3、選擇聯軸器查1表17-1,取Ka1.5,則計算轉矩：TcKaT31.5355.9533.85Nm；按照

26、TcTn及電動機軸尺寸等限制條件，查3表13-1，選用HL3型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩Tn630Nm,半聯軸器的孔徑d3042mm,故取低速軸3最小直徑dm35mmdmin。4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許一定的內外圈軸線偏斜量，大品生產價格最低等因素，根據1表16-2選用深溝球軸承。又根據設計尺寸dn皿42mm，由2表18-2選用軸承型號為6209,其d45mm,B19mm。5、低速軸3的結構設計選用HL3型彈性柱銷聯軸器選用6209深溝球軸承設計內容(1)擬定軸的結構方案如圖:(2)各軸段直徑與長度的確

27、定1)由所選半聯軸器的孔徑d 30 42mm ,取低速軸最小直徑 dz-n 35mm ；半聯軸di-n 35mm器與軸配合的轂孔長度為 L 82mm , I-n斷的L 80mm長度應比L略短一些，現取-n 80mm ;2)為滿足半聯軸器的軸向定位要求，I - n軸段右端要求制出一軸肩，故取n Jl|d段的直徑dn皿42mm ；軸承端蓋的總寬度為15mm (由減速 器和軸承端蓋的機構n皿設計而定)，根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的距離為25mm。故取Ln皿40 mm。計算及說明3)根據所選軸承直徑尺寸確定d皿L 皿 v 19mm , l 町御 45mm ;4)5

28、0mm ,綜合中間軸設計取42mmLn皿40mmd 町廁 45mm ,取 dm v »L 皿 v 19mm為滿足軸承的軸向定位要求，取 dv v45mmLvv68mm；50mm5) 為滿足齒輪的軸向定位要求，取該段直徑dv60mm,長度Lvv68mmLv可10mm；6) 根據齒輪幾何尺寸，W-%段直徑dv50mm,長度取60mmLv可56mm；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。Lv刑10mm(4)軸上零件的周向固定1)齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯接。按di-口35mm，由1表10-9查得平鍵的截面b10mm,h8mm,根據該軸段長度，取L70mm。向理按d刑-皿50mm,

29、由1表10-9查得平鍵的截面b14mm,h9mm,根據該軸段長度，取L45mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，故選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。2)半聯軸器與軸得配合選H7/k6。五、滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6o(4)軸上倒角與圓角根據4表15-2，取軸端倒角C1.6，各軸肩處的圓角半徑見低速軸零件圖。dv刑50mmLv刑56mm鍵10x8x70GB/T1069-1979鍵14x9x45GB/T1069-1979設計內容計算及說明結果滾動軸承校核滾動軸承校核(本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸上軸承的校核)根據要求對所選的在圖速軸

30、1上的兩滾動軸承進行校核，深溝球軸承型號均為6207,其基本額定動載荷Cr25500N,基本額定靜載荷C0r15200N。前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為：Fnhi260.3N,Fnvi94.8N,Fnh2685.3N,Fnv2249.4N;由上可知軸承2所受的載荷大于軸承1，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1也必滿足要求。1、求比值設計內容對于深溝球軸承所受徑向力Fr.685.32249.42N731.3N所受的軸向力：Fa0N，Fr731.3NFa0N根據4表13-5,深溝球軸承的最小e值為0.19,故此時FaFr2、計算當量動載荷P根據4式(13-8a),PY=0，按

31、照4表13-6，fPPfp(XFrYFa)1.13、驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為:Lh'53658h14600hfp(XFrYFa),按照4表13-5,X=11.0?1.2，取fP1.1。則:1731.3804.43N所選軸承6207基本額定壽命，根據106(46060n1(96025500804.43)3則Lh'14600hLh553010h4式(13-5)有:553010h故所選的軸承6207滿足要求。P804.43NLh'14600hLh553010計算及說明Word 資料連接設計連接設計(本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸上鍵的校核)1、選擇鍵連接的

32、類型和尺寸本設計半聯軸器與高速軸的周向定位采用圓頭普通平鍵(A型)聯接。按di-n30mm，由1表10-9查得平鍵的截面尺寸b8mm,h7mm,由該軸段長度取L70mm。2、校核鍵聯接的強度由1式(10-26)有平鍵連接的擠壓強度條件：4Tpdhlp；1)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，承受輕微沖擊，由1表10-10查得許用擠壓應力p100120MPa,取p110MPa;2)鍵的工作長度1Lb70862mm,則由上式得：4T1423640p17.9MPap110MPa；pdhl30762p我所選的平鍵滿足強度要求。能的標記為：鍵8X7X70GB/T1069-1979。p110MPapp減速器潤滑及

33、密封減速器潤滑及密封1、 齒輪的潤滑由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，計算它們的速度：V12A1d1-9600.055.024m/s,60602n3260/V2d20.2581.6ms;6060VV12ms,所以齒輪傳動可米用浸油潤滑，查2表19-1,選用全損耗系統(tǒng)用油(GB/T433-1989),代號為L-AN32。2、滾動軸承的潤滑由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2表19-2,選用鈣基潤滑脂(GB/T491-1987)，代號為L-XAMHA1。3、減速器的密封為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。全損耗系統(tǒng)用油(GB/T433

34、-1989)，代號為L-AN32鈣基潤滑脂(GB/T491-1987),代號為L-XAMHA1十內容計算及說明結果箱體及其附件結構設計11箱體及其附件結構設計A箱體的結構設計箱體米用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計。1、確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚。為了保證結合面連接處的局音B剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2、合理設計肋板；在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3、合理選擇材料；因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵

35、制成。4、由2表6-5設計減速器的具體結構尺寸見下頁表格。B附件的結構設計1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。2、放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加圭寸油圈密圭寸。3、油標油標用來指示油面圖度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。4、通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓

36、Tg以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。5、起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。6、起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。7十內容計算及說明結果Word資料Word資料設計內容計算及說明結果設計總結設計總結1) 分析方案優(yōu)缺點2) 能滿足所需的傳動比；齒輪傳動能實現穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了1:16的總傳動比。3) 選用的齒輪滿足強度剛度要求；由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。4) 軸具有足夠的強度及剛度；由于一級展開式齒輪