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机械设计课程设计说明书 带式运输机传动装置设 计 计 算 及 说 明结 果一 设计任务书1.1 题目：带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器的设计。1.2 任务：（1）减速器装配图（A0） 1张（2）低速轴零件图（A3） 1张（3）低速级大齿轮零件图（A3） 1张（4）设计计算说明书 1份（5）草图（A0） 1份1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带1.4 设计参数： （1）传送速度 V= 0.8 m/s （2）鼓轮直径 D= 375 mm （3）鼓轮轴所需扭矩 T=950Nm1.5 其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、轻微载荷、试用期限为5年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。二传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw卷筒牵引力= N工作机所需功率 kw式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率(2) 由电动机至工作机的总效率 h 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.96一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.99 (3) 电动机所需的输出功率 KW(4) 确定电动机的额定功率Ped 又Ped Pd 取 P ed= 5.5 kw2.2.3 电动机额定转速的选择 式中: -电动机转速; Ib -V带的传动比; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速展开式圆柱齿轮减速器传动比 =936推荐V带传动比 =24 确定工作机主轴所需转速=40.71 r/min2.2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.51500 2.31440 68 2.2.5 电动机的主要参数（1） 电动机的主要技术数据 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.51500 2.31440 68 （2）电动机的外形示意图 Y型三相异步电动机 （3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216140893880108332101353154752.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 nm : 电动机满载转速2.3.2 各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比初取2.3 （由2 P4表2-1） (2)两级齿轮传动的传动比(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9图2-2）取 ，又 4.1， 2.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴，图（1）左侧中间轴为轴，图（1）中间低速轴为轴，图（1）右侧联轴器为IV轴 (1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw (5)工作轴 kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 Nm(3)轴Nm(4)轴 =Nm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nm)传动比电动轴14405.536.482.3第I轴626.0875.2880.544.1第II轴152.7045.07317.073.72第III轴41.0494.871133.00三、传动设计3.1 带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率 kw电动机转速 r/minV带理论传动比2.3单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算（1） 确定计算功率PcaPca =KAPd根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数KA=1.2Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw（2）选取普通V带带型根据Pca，nd确定选用普通V带A型。 （由1P157图8-11）（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选 小带轮基准直径=118mmb验算带速 5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s带的速度合适。 c. 计算dd2dd2 mm 圆整dd2 =280mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）278.6mm a 0796mm初步确定中心距 a 0 = 600mmLd = =1836.11mm 取Ld = 1800 mm计算实际中心距a 中心距的变化范围为555636mm（5）验算主轮上的包角= 主动轮上的包角合适（6）选取V带的根数Z 得P0 基本额定功率 得P0=1.74 P0额定功率的增量 P0=0.169包角修正系数 得=0.958长度系数 得=1.01= =3.57 取Z=4根 （7）计算预紧力 F0 得qV带单位长度质量 q=0.10 kg/m=157.13 N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP 得=1244.81 N3.1.3带传动主要参数汇总表带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA18004118280582157.131244.813.2 小带轮结构设计（1）由于带轮为A型槽，轮槽数为4，则轮缘宽度 B=65mm（2）由于小带轮，则轮毂长度 l=50mm（3）由于电动机外伸轴直径D=38mm，则d=38mm（4）（由2P64表9-1）查得C=10mm（5）若，则（6）因为，则且故小带轮选用腹板式（P）（7） （8）分配e和fB=(Z-1)e+2f3e+2f=65mm则e=15mm，f=10mm（9）由于，则（10） 3.3 大带轮结构设计（1）初步选取轴的材料为40Cr，调质处理。（2）查得 （1）由于带轮为A型槽，轮槽数为4，则轮缘宽度 B=65mm（2）由于小带轮，则轮毂长度 l=60mm（3）由于，则d=30mm（4）（由2P64表9-1）查得C=10mm（5）若，则（6）因为，则且故大带轮选用孔板式（H）（7） （8）分配e和fB=(Z-1)e+2f3e+2f=65mm则e=15mm，f=10mm（9）由于，则（10） 3.4 修正传动设计系数3.4.1分配传动比（1）计算V带传动比令滑动率=0.01 V带传动的传动比 将修正 =4将修正 =3.64（2）计算传动比误差3.4.2计算传动装置参数 (1)各轴转速高速轴 r/mim中间轴 r/min低速轴 r/min(2)各轴转矩高速轴 Nm中间轴Nm低速轴 =Nm3.4.3各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nm)传动比电动轴14405.536.482.4第I轴600.7895.2883.934第II轴150.1975.07322.373.64第III轴41.2634.871127.123.5 高速级齿轮传动设计3.5.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=600.789 r/min齿数比u=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为5年、工作机为带式运输机、载荷轻载。（设每年工作日为300天）3.5.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45 Cr调质处理 硬度为280HBS接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢调质处理 硬度为240HBS接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 224=885初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P218式10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1 P217图10-30）， （由1P215 图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=54.36mm（2）计算圆周速度 1.71m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=10.1（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=1.71m/s、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1、 mm，得 =1.523 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=10.1、 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.051.41.523=2.8（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.01515。2 计算=1.86mm四 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=61.53mm来计算应有的 取32 取128五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为165mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 66mm264mm4 计算齿轮宽度b =66mm 圆整后 66mm 71 mm3.6 低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=150.197 r/min齿数比u=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为5年、工作机为带式运输机、载荷轻载。（设每年工作日为300天）3.6.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40 Cr调质处理 硬度为280HBS接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢 调质处理 硬度为240HBS接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4= Z3= 263.64=94.64取955初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）， （由1 P215图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=84.39mm（2）计算圆周速度 0.66 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=0. 66m/s 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置，得 =1.3 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=11.90， 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.061.11.3=1.89（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 85.77mm（7） 计算模数 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV， ，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.01483。2 计算=2.42mm四 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=88.56mm来计算应有的 取32 取116五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为191mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 82.59mm299.41mm4 计算齿轮宽度b =87.59mm 圆整后 83mm 88mm3.7 齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z1326670617Z2128264268259传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4165214.14166低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z33282.5987.5976.347Z4116299.41304.41293.16传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.631912.514.399833.8 确定传动装置动力参数3.8.1低速轴转速计算 3.8.2低速轴转矩计算 3.8.3各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nm)传动比电动轴14405.536.482.4第I轴600.7895.2883.934第II轴150.1975.07322.373.63第III轴41.3774.871124.023.9 齿轮结构参照2/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。四. 轴及轮毂连接4.1 轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=4.87kwn=41.377r/minT= Nm4.1.2估算低速轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =116由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =59.69mm4.1.3估算高速轴的最小直径高速轴选用材料：40 Cr，调质处理。 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =23.84mm4.1.4估算中间轴的最小直径高速轴选用材料：40 Cr，调质处理。 取A 0 =1104.1.5选择合适联轴器段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。 得： 得： 工作情况系数 1.5 得： 选用HL5型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn2000Nmm轴孔长度L=107 mm孔径d1 =60 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg许用补偿量轴向径向角向HL520002500601072205.41.50.154.1.6轴的结构设计(直径,长度来历)一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=105mm。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取dII-III=65mm由轴从轴承座孔端面伸出,由结构定取LII-III=90mm。(3)轴肩为非定位轴肩，由2P144表15-3初选深沟球球轴承取dIII-IV=70mm考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=17mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =78m，LIV-V =89(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径取dV-VI=84mm，LV-VI=12mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=74考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =80m。 (7)轴肩至间安装深沟球轴承为6014 取dVII-VIII =70m根据箱体结构 取LVII-VIII=40轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。三、中速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1 =50mmd2 =55mmd3 =60mmd4 =87.59mmd5 =60mmd6 =50mm（2） 确定各轴段长度L1 =23mmL2 =10mmL3 =88mmL4 =10mmL5 =63mmL6 =39mm四、高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1 =30mmd2 =38mmd3 =45mmd4 =51mmd5 =70mmd6 =55mm d7 =45mm(2)确定各轴段长度L1 =23mmL2 =10mmL3 =71mmL4 =113mmL5 =13mmL6 =105mm L7 =65mm4.2 低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷载荷分析图 (1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-415.33NFNH2=3239.28NFNV1=3296.59NFNV2=5118.42N弯矩MM H1 =62091.84NmmM H2 =226749.6NmmMV =358289.4Nmm总弯矩M 1=363629.88NmmM 2=424012.59Nmm扭矩TT=Nmm4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.3.1低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =74mm，L=80mm，选用A型，bh=2012，L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50mmk= 6mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = p = p 4.3.2 低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =60mm，L=105mm，选用C型，bh=1811 L=100mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2= 91mmk = 0.5h =5.5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = p = p 4.3.3 高速轴带轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =30mm，L=65mm，选用C型，bh=87 L=56mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2= 52mmk = 0.5h =3.5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = p = p 4.3.4 中间轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =55mm，L=63mm，选用A型，bh=1610 L=50mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb= 34mmk = 0.5h =5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = p = p五. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴600945751651691中间轴601050801656741低速轴601470110207710315.2低速轴轴承寿命计算5.2.1 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为5年(年工作日为300天)。预期寿命=24000 h5.2.2 寿命验算 载荷分析图（俯视）(左旋)1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa 由1p321表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，所以 2) 计算当量动载荷P低速轴轴承选用6014，由1p321表（13-6）得到由1p321表（13-5）得到x=0.56求相对轴向载荷对应的e值和Y值 由插值法并由2p144表（15-3） Y=所以 X=0.56 Y=1.581 求当量动载荷 P=校核轴承寿命六. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.1.1高速轴轴承值6.1.2中速轴轴承值6.1.3中速轴轴承值 6.2 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择由2P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由2P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油6.2.2 油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400 实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为40）最低油深：最高油深： 箱体内壁总长：L=609mm箱体内壁总宽：b=191mm可见箱体有足够的储油量.6.3 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置挡油盘。七. 减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=8m1=8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M10n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴115中间轴120低速轴160观察孔盖螺钉直径M6轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1 =+C2+C1=527.3 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由选用通气器尺寸M181.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由 取A=150mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由 选用油标尺尺寸M124油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由 选用油塞尺寸 M141.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由 GB117-86 A5266 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M61.57起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩尺寸见 八. 个人心得此次占用了三周的时间来进行机械设计的课程设计，开题的题目是减速器，虽然表面上似乎并不复杂，但是在这三周的设计过程中感觉到，一个减速器远远并非想象中的那么简单。在这二级减速器的过程中需要运用的知识很多，除了机械设计这门课的知识外，同时还让我必须掌握工程材料、机械原理、