机械设计课程设计说明书(二级斜齿圆柱齿轮减速器设计).doc

机械设计课程设计计算说明书目录一、传动方案分析.5二、电动机的选择.5三、传动比的分配. 6四、V带传动的设计计算. 8五、斜齿圆柱齿轮的设计计算.11六、轴的设计与校核计算以及联轴器的选择.21七、轴承的选择与计算.31八、键的计算校核.32九、减速器的润滑及密封选择. 32十、减速器的附件选择及说明.32十一、参考文献.34 传动装置总体设计计算过程及计算说明设计一带输送机传动装置工作条件：连续单向运转，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，单班制工作，输送机的传动效率为0.97。（第4组数据）原始数据：输送带从动轴所需扭矩；输送带的运行速度；输送带滚筒直径。一、传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴滚筒的转速nw 二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：工作机所需功率：因为；，把数据带入式子中，所以传动装置的总效率：V带传动效率，滚动球轴承效率，斜齿圆柱齿轮效率（7级精度），联轴器效率，平带效率。所需电动机的功率：电动机额定功率：按选取电动机型号。故选的电动机3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速： 按机械设计课程设计（高等教育出版社，该书以下简称设计手册）的推荐的传动比范围，取V带传动比范围为24，展开式二级圆柱齿轮减速器 则总传动比范围为i=16160。故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500 r/min和3000r/min。4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选1500 r/min和3000r/min，额定功率为7.5kW。因为1500r/min的电动机较常用，且较符合工况要求，因此查机械设计课程设计表853（P207）选择电动机型号为Y132M-4。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)Y132M-47.514402.22.2三、传动比的分配计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：2、 分配各级传动比:设V带的传动比为，高速级斜齿轮传动比为，低速级斜齿轮传动比为。取V带传动比，则两级减速箱的传动比为：，由上述各式可解得：=3.33 ， 3、 各轴的转速n（r/min） 电机轴的转速: 高速轴的转速： 中速轴的转速： 低速轴的转速： 工作轴的转速：=4、 各轴的输入功率P（kW）电机轴的输入功率： 高速轴的输入功率： 中速轴的输入功率：低速轴的输入功率: 工作轴的输入功率：5、 各轴的输入扭矩T（Nm）电机轴的输入功率:高速轴的输入转矩:中速轴的输入转矩:低速轴的输入转矩:工作轴的输入转矩:、依次为电动机轴，高速轴，中速轴，低速轴和工作机轴的输入转矩。参数 轴名电动机轴轴轴轴工作机轴功率P/kW7.56.826.626.426.29转矩T/N.m49.73112.8368.11942.37932.94转速r/min1440576172.9767.5767.57四、V带传动的设计计算1, 确定计算功率Pca Pca=KAP由表13-8（P218,机械设计第五版 高等教育出版社,该书以下简称课本）可知：KA=1.1由电动机选型可知: P=7.5kw 2, 选择V带的带型根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本p.157图8-11知：确定选用A型V带。3, 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本p.155157表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。(2)验算带速v。 按课本p.150式8-13验算带的速度因为 ，所以所选的带速合适。(3) 确定大带轮的基准直径。 根据课本p.150式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2。 根据课本p.157表8-9，圆整为(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld。1)根据课本p.152式8-20，得故得， 初步定中心距为：2)由课本p.158式8-22计算带所需的基准长度。 由课本p.146表8-2选带的基准长度Ld=1550mm。3)按课本p.158式8-23计算实际中心距a 。 根据课本p.158式8-24可得中心距的可变化范围为： 所以中心距的变化范围为：477.75mm547.5mm。(5)验算小带轮上的包角1 (6)计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=90mm和nd1=1440r/min，查课本p.152表8-4a得 根据，和A型带，查课本p.153表8-4b得，查课本p.155表8-5可以得 ，查课本p.146表8-2得，于是得， 2)计算V带的根数Z ，所以Z取8根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由课本p.149表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以由课本p.158式8-27得， 应使带的实际初拉力(8)计算压轴力Fp由课本p.159式8-28可得压轴力的最小值为： 五、斜齿圆柱齿轮的设计计算 1、高速级已知输入功率，齿数比为3.33，小齿轮的转速为576r/min，由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本p191表10-1选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮，取80。5）选取螺旋角。初选螺旋角（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即,其中1）小齿轮转矩2）试取载荷系数3）由课本p217图10-30选取区域系数4) 由课本p201表10-6查得材料弹性影响系数5）由课本p205表10-7选取齿宽系数6）由课本p215图10-26查得，则7) 由课本p209图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限8）计算应力循环次数9）由课本p208图10-19查得接触疲劳寿命系数 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则则11）试算小齿轮分度圆直径12）计算圆周速度v13）计算齿宽及模数14）计算纵向重合度 15）计算载荷系数根据齿轮工况，查课本p193表10-2得，根据v=1.661m/s,7级精度，由课本p194图10-8查得动载系数由课本p195表10-3查得齿间载荷分配系数由课本p197表10-4得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数由课本p197图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数则接触强度载荷系数16）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数2）根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查课本p200表10-5得,，5）计算弯曲疲劳许用应力由课本p208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.89，=0.9取安全系数由课本p209图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力6）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大7）模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径，来计算应有的齿数故取，则，取。8）计算中心距将中心距圆整为9）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。10）计算大、小齿轮的分度圆直径, 取.， 取11）计算齿轮宽度圆整后取；12）计算齿顶高、齿根高、齿全高、顶隙： 13）计算齿顶圆直径、齿根圆直径： 14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。 （4）大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。有关尺寸按课本p232图10-39推荐用的结构尺寸设计。，(由后面轴设计得)，故，具体参照大齿轮零件草图(见下图)。2、低速级已知输入功率，齿数比为2.56，小齿轮的转速为172.97r/min，由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本p191表10-1选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即,其中,1）小齿轮转矩2）试取载荷系数3）由课本p217图10-30选取区域系数4) 由课本p201表10-6查得材料弹性影响系数5）由课本p205表10-7选取齿宽系数6）由课本p215图10-26查得，则7) 由课本p209图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限8）计算应力循环次数9）由课本p208图10-19查得接触疲劳寿命系数 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则则11）试算小齿轮分度圆直径12）计算圆周速度v13）计算齿宽及模数14）计算纵向重合度 15）计算载荷系数根据齿轮工况，查课本p193表10-2得，根据v=0.881m/s,7级精度，由课本p194图10-8查得动载系数由课本p195表10-3查得齿间载荷分配系数由课本p197表10-4得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数由课本p197图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数则接触强度载荷系数16）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数2）根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查课本p200表10-5得,，5）计算弯曲疲劳许用应力由课本p206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.89，=0.9取安全系数由课本p208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力6）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大7）模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差较大，取标准值，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径，来计算应有的齿数故取，则，取。8）计算中心距将中心距圆整为9）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。10）计算大、小齿轮的分度圆直径， 故取， 故取11）计算齿轮宽度圆整后取；12）计算齿顶高、齿根高、齿全高、顶隙： 13）计算齿顶圆直径、齿根圆直径： 14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。有关尺寸按课本p231图10-39推荐用的结构尺寸设计。，(由后面轴设计得)，故，具体参照大齿轮零件草图(见下图) 。六、轴的设计及校核计算1、初算轴径输入轴的设计计算1）已知：,2）选择材料并按扭矩初算轴径选用调质，硬度280HBS， ，根据课本P366（15-2）式，并查课本p370表15-3，取。考虑到最小直径处要连接带轮要有键槽，将直径增大5%，则d=26.18(1+5%)mm=27.489mm。则取。中间轴的设计计算1）. 已知：,2）选择材料并按扭矩初算轴径选用调质，硬度280HBS， ，根据课本P370（15-2）式，并查课本p370表15-3，取。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽，则将直径增大10%，则d=38.66(1+10%)mm=42.529mm。则取。 输出轴的设计计算1）. 已知：,2）选择材料并按扭矩初算轴径选用调质，硬度280HBS， ，根据课本P370（15-2）式，并查课本p370表15-3，取。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽，将直径增大10%，则d=52.473(1+10%)mm=57.72mm。则取。 3）.初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查课本P347，,查， 。查机械设计课程设计手册P101，取LT10弹性套柱销联轴器，其额定转矩2000Nm，半联轴器的孔径,故取，轴孔长度L=142mm，联轴器的轴配长度L1 =142mm。2.装配草图的初步绘制1）传动零件中心线、轮廓线及箱体内壁线的确定a.估算减速器的外轮廓尺寸 二级圆柱斜齿轮减速器 A=4a, B=2a, C=2a 高速级 低速级 b.画传动零件和外部轮廓c.确定箱体内壁线：为避免齿轮与箱体内壁干涉，齿轮与箱体的内壁应留有一定的距离，大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离（），取箱体壁厚，则，小齿轮端面与箱体内壁（），取，两级齿轮端面间距c要大于2m(m为齿轮的模数)，并不大于8mm，则取，对于箱体底部的内壁位置，由于考虑齿轮润滑及冷却需要一定的装油量，并使油中脏物能沉淀，箱体底部内壁与最大齿轮顶圆的距离应大于8mm，并应不大于30mm。d.箱体轴承座及轴承的位置确定：对于剖分式齿轮减速器：箱体轴承座内端面为箱体内壁，轴承座的宽度L为：。及为扳手空间所决定的的尺寸，为箱体壁厚。（地脚螺栓直径mm，取，轴承旁连接螺栓直径，取M16，），所以L=60mm,轴承内端面至箱体内壁的距离为5mm。3.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位（见下图，从左到右每个轴端面分别标记1,2,3,4,5,6）中间轴：因最小轴径处装轴承，且由初估最小轴径选用滚动轴承，因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。查机械设计课程设计手册P78，表6-6 。选取标准精度约为03，尺寸系列7309AC。尺寸：因高速轴上小齿轮端面到内壁的距离，及轴承内端面至箱体内壁的距离为5mm，所以高速轴上兼两用的挡油环宽度B为10mm,而中速轴上大齿轮的宽度比高速轴的小齿轮宽度小5mm，则中间轴上的挡油环宽度B为10mm，所以, , ,总长L=37+52+8+113+37=247mm，内壁线距离L=247-2(28+5)=181mm，,则，；，则，；高速轴：（下图，从右到左每个轴端面分别标记1,2,3,4,5,6，7）1）由，则取，为了定位带轮， 1-2轴右端有一轴肩，由，则，因为带轮的宽度，其中Z为V带根数，查课本p161表8-10，得e=15mm，f=9mm。则。2）选滚动轴承：,，因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。由初估。查机械设计课程设计手册P78，表6-6 。选取标准精度约为03，尺寸系列7308AC。尺寸：故取，而由上面知挡油环宽度10mm，则， 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端面与带轮端面见的距离,故取。3）因内壁线的距离，齿轮的宽度B=59mm，即，及齿轮端面与箱体内壁（），取，则，又，则。低速轴：（下图，从右到左每个轴端面分别标记1，2，3，4，5，6，7，8）由上面分析知，低速轴最小直径处安装联轴器，现已选出LT10弹性套柱销联轴器，则，；，；，故选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。参考d3-4=80mm。查机械设计课程设计手册P78，表6-6 。选取标准精度约为03，尺寸系列7316AC。尺寸：所以；，则，；，则；轴向尺寸：，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端面与带轮端面见的距离,故取，取挡油环的宽度B为10mm，；由内壁线为181mm，则自由段。4.轴上零件的周向定位半联轴器、齿轮、带轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由课本p106表6-1查得，并考虑便于加工，取低速轴半联轴器处的键剖面尺寸，键长L=B-(510)=130mm；低速级齿轮处键剖面尺寸bh=25mm14mm,键长L=B-(510)=100mm,，取中间轴大齿轮处的键剖面尺寸，大齿轮处键长L=B-（510）=44mm；小齿轮处的剖面键尺寸bh=16mm10mm键长L=B-（510）=105mm，取高速轴的带轮处的键剖面尺寸，键长L=B-（510）=110mm，配合均用H7/K6。滚动轴承采用轴肩及挡油环定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6轴圆角：5.轴强度的计算及校核高速轴1）斜齿轮受力：斜齿轮分度圆直径：已知，则圆周力：径向力：轴向力： 2）轴承的支反力绘制轴受力简图轴承支反力在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计手册查取a值，对于7308AC型角接触球轴承，查得a=27.5。因此求得作为外伸梁的轴的支承跨距为175mm,外伸长度为112.5mm，令A为带轮，B，D为轴承支点，C为齿轮作用点，则有BD=175mm，DC=41mm，则水平面上的支反力：解得：, 垂直面上的支反力：，(其中D为齿轮分度圆直径)解得：,求弯矩，绘制弯矩图（如下图）合成弯矩：求扭矩：按弯扭合成应力校核轴的强度由下面的弯矩图及高速轴的机构得：安装轴承段剖面的合成弯矩最大，而直径较小，故轴承段剖面为危险截面。因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已选轴的材料为钢，调质。查表得：=60MPa因为，所以其强度足够。 （7）精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面因为轴承段截面I处相对弯矩较大，而且轴肩处倒角也会增加其应力集中，所以此处截面I为危险截面。2） 截面I右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面I左侧的弯矩：截面I上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为钢，调质处理。查表可知：， ， 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，查课本附表3-2可知：轴材料的敏性系数故有效应力集中系数为：查表可知：尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数轴未经表面强化处理，即综合系数：碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数：故可知其安全。中间轴校核高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径） F=1002.9N 高速级大齿轮所受的轴向力 F=F1002.9=365.0N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F=6711.8N， 低速级小齿轮所受的轴向力F=F2442.9N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=62.8mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=47.8mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=4786.44662.8-1720.74562.8+92.5+1075248.5032-287789.159262.8+92.5+47.8= 190N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=4786.446-190-1720.745=2876N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=12832.17362.8+4603.98362.8+92.562.8+92.5+47.8= 7488N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=12832.17392.5+47.8+4603.98347.862.8+92.5+47.8= 9948N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1902+74882=7490.41N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=28762+99482=10355.39N 计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面内弯矩MAH=MBH=0 截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAHl3=-19047.8=-9082Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=1075248.5032-19047.8=124488Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=287662.8-287789.1592=52358Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHl1=287662.8=180613Nmm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=RAVl3=748847.8=357926Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVl1=994862.8=624734Nmm f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0Nmm 截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-90822+3579262=358041Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=1244882+3579262=378957Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=523582+6247342=626924Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=1806132+6247342=650318Nmm 转矩T2=572051.85Nmm 计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右侧当量弯矩MVC右=MC右2+T2=3580412+0.6572051.852=495985Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=3789572+0.6572051.852=511289Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=6269242+0.6572051.852=714732Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=6503182+0.6572051.852=735337Nmm (6)校核轴的强度 因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=60332=21195mm3 抗扭截面系数为WT=d316=42390mm3 最大弯曲应力为=MW=34.69MPa 剪切应力为=TWT=13.49MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=38.28MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。 七、轴承的选择与计算1.输入轴的轴承：7308AC角接触球轴承两个轴承分别受到的总的径向力为：，查课本表13-5以及设计手册p78表6-6可知：已知，则轴承内部轴向力：，因为，则：计算当量动载荷：，故查课本p321表13-5得：，故查课本p321表13-5得：查课本p318表13-6可知：轴承1：轴承2：校核寿命：因，故仅需要校核轴承1。查表可知：。则故轴承寿命足够。八、键的计算校核高速轴上的键的校核带轮处：轴径，满足强度要求。同理，经检验低速轴与中速轴上的键满足强度要求。中速轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。低速轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为： ，显然，,故强度足够。 (2)、齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。九、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。十、减速器的设计及附件1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M221.5。3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。6定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A635。7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。8.箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。材料选为HT150。箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻及使用等方面要求进行设计。名称代号尺寸/mm高速级中心距120低速级中心距199箱座壁厚8箱盖壁厚8地脚螺栓直径20mm，M20地脚螺栓数目4地脚螺栓通孔直径22地脚螺栓沉头孔直径26箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘50箱座底凸缘厚度20轴承旁连接螺栓直径15mm，M16箱座与箱盖连接螺栓直径12mm，M12连接螺栓的间距150200轴承盖螺钉直径M10视孔盖螺钉直径M8定位销直径10mm轴承旁凸台半径20凸台高度结构确定外箱壁至轴承座端面距离52大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离10齿轮端面与内箱壁的距离10箱盖肋板厚度7箱座肋板厚度7轴承盖外径由轴承确定轴承旁连接螺栓距离视孔盖l1180b1140b2125l2165直径7孔数8盖厚4R5d1、d2、d3至外箱壁距离C122df、d2至凸缘边缘C220 十一、参考资料1、 机械设计课程设计 第四版 吴宗泽 高等教育出版社 20122、 机械设计. 第九版. 濮良贵，陈国定. 高等教育出版社，20133、 机械原理. 第八版. 孙桓，陈作模，葛文杰. 高等教育出版社，2006电动机工作功率= 7.5KW转速= 1440r/min选择Y132M-4三相异步电动机 dd1=90mmLd=1550mmv=1.661m/s斜齿轮重要参数：中间轴各段长度：内壁线距离：中间轴各段轴径：高速轴的各轴段长度：高速轴的各段轴径：低速轴的各段轴径：低速轴的各段长度：43二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书学院：机械工程学院专业：过程装备与控制工程班级：B150215学号：B15021527指导老师：葛述卿机械设计课程设计考查评分表姓名班级 学号设计周数2考 查 项 目平时表现 (20)1、出勤率： 全勤 缺勤较少 缺勤较多 全缺2、进度： 较快 正常 较慢 没有按时完成轴系装配图(40)1、结构设计： 合理 较合理 基本合理 错误较多 原则性错误2、尺寸标注：