机械设计课程设计：带式输送机传送装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传送装置专 业：机械设计制造及其自动化专业目 录一.设计任务书及传动方案分析1二.电动机的选择1三.传动比分配2四.传动系统的运动和动力参数计算3五.高速级齿轮设计31. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数32.按齿面接触强度计算33.按齿根弯曲强度计算54.几何尺寸计算75.验算7六.低速级齿轮设计81. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数82.按齿面接触疲劳强计算83.按齿根弯曲强度计算104.几何尺寸计算115.验算12七.轴及轴承装置、键的设计(低速轴)12八.箱体设计16九.润滑与密封18十.设计小结20参考文献21一、 设计任务书及传动

2、方案分析两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）.运输带允许的速度误差：± 5（重点设计两对直齿轮），见图1运输带有效拉力F（N）运输带的速度V（m/s）卷筒直径D（mm）44001.03601 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 第一对齿轮 5 第二对齿轮 6 联轴器 7 卷筒图1传动方案的分析根据图一可知：高速级和低速级均为圆柱齿轮传动。此传动方案的传动效率高，传动平稳，无冲击载荷产生。二、 电动机的选择目的计算分析结论功率工作机所需有效功率为:Pw（F×

3、V）/1000(4400N×1.0)/1000 KW=4.4KW圆柱齿轮传动(7级精度)效率为10.98 （两对）滚动轴承传动效率为20.99； （四对）联轴器传动效率30.99 （两个）卷筒的传动效率为40.96从电动机到卷筒的传动总效率： =12.24.32.4=0.982×0.994×0.992×0.96=0.87所以电动机所需的工作功率： Pd= Pw =4.40.87 =5.06 KW电动机所需的功率为Pd=5.06KW转速卷筒轴工作转速： nw=（60×1000）/D=60×1000×13.14×360

4、=53.08 r/min二级圆柱齿轮的传动比i0=840；故电动机转速的范围：n=nw.i0 =53.80×(840)=(510.42152) r/min电动机的转速为：n=510.42152r/min类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机型号根据和电动机的转速范围选择电动机的型号为：Y132M2-6型号查得型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速960r/min同步转速1000r/min选用型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机三、 传动比的分配目的计算分析结论传动系统的总传动比i=nmnw其中i是传动系统的总

5、传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速（r/min）；nw为工作机输入轴的转速（r/min）。计算如下：nm=960r/min; nw=53.08r/min i=96053.08=18.09 ; 则减速器的传动比为i=18.09又高低速级的传动比由计算公式: i1=1.3i=1.3×18.09=4.8; i2=18.094.8=3.8i1高速级齿轮传动比，i2低速级齿轮传动比。 i1=4.8i2=3.8四、 传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送带卷筒轴分别为轴、轴、轴；对应各轴的转速分别为n1，n2，n3 ；对应各轴的输入功率分别为P

6、1，P2，P3；对应各轴的输入转矩分别为T1,T2，T3 ；相邻两轴间的传动比分别为i12，i23 ；相邻两轴间的传动效率分别为12，23 。各轴转速n(r/min)，输入功率P(KW)，输入转矩T(N m) 对于高速轴轴： n1=nm=960r/min；P1=P.3=5.5×0.99=5.445 KW； T1=9550P1n1=9550×5.445960=54.17（N m) 对于中间轴轴： n2=n1i1=9604.8=200 r/min；P2=P1.1.2=5.445×0.98×0.99=5.283 KW； T2=9550P2n2=95505.28

7、3200=252.26（N m); 对于低速轴轴： n2=n2i2=2003.8=52.63r/min； P3=P21.2=5.283×0.98×0.99=5.125KW ；T3=9550P3n3=95505.12552.63=929.96（N m) ；名称电动机两级圆柱减速器卷筒轴轴轴转速n(r/min)96096020052.6352.63功率P(kw)5.55.4455.2835.1254.78转矩 T(Nm)54.17252.26929.96867.35五、高速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱齿轮。2)材料选择。由表

8、101选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 1009588)4)选小齿轮齿数124，大齿轮齿数2i114.8×24=115.2,取Z2=115。2.按齿面接触强度设计由式（10-11）试计算小齿轮分度圆的直径，即1） 确定公式中各参数的值按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选 Kh=1.3 (2)由图1020，选取区域系数 ZH=2.5 (3)计算小齿轮传递的转矩T1=5.417×104N.mm(4)由表

9、107选取齿宽系数 d=1(5)由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 (6)由图1025按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (7)由式1015计算应力循环次数 (8)由图1023查得接触疲劳强度寿命系数, (9)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1014得 取两者中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=H1=552MPa（10）由式（10-9）计算接触疲劳强度 Z=4-3=4-1.7353=0.8692)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 ， (2)计算圆周速度v (3)计算齿宽b (4)计算实际载荷系数

10、KH 1.由表10-2查得使用系数KA=12.根据V=2.29 m/s ，7级精度，由图108查得动载荷系数KV=1.1 3.齿轮的圆周力： Ft1=2T1d1t=2×5.417×10445.627=2.374×103N KAFt1b=1×2.734×10345.627=52.04N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分匹配系数KH=1.2 4.由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时。得齿向载荷分布系数KH=1.418。由此得实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=1×1.1×1.2&#

11、215;1.418=1.872） 由式（10-12），可求得分度圆直径d1=d1t3KHKHt=45.627×31.871.3=51.5mm 及相应的齿轮模数 m=d1z1=51.524=2.146 mm3.按齿根弯曲疲劳强度计算 （1）由式（10-7）试算模数，即 mt32KFtT1Ydz12.(YFaYsaF） 1）确定公式中各参数值 试选KFt=1.3； 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.735=0.682 计算YFaYsaF 。 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65, YFa2=2.19 由图10-18查得应

12、力修正系数Ysa1=1.58 Ysa2=1.78 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa， Flim2=380MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87 KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 F1=KFN1Flim1S=0.87×5001.4MPa=310.71MPa F2=KFN2Flim2S=0.92×3801.4MPa=249.71MPa YFa1Ysa1F1=2.65×1,58310.71=0.0135 YFa2Ysa2F2=2.19×1.78249.

13、71=0.0156 因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取 YFaYsaF=0.0156 2)试算模数 mt32KFtT1Ydz12.YFaYsaF=32×1.3×5.417×104×0.682×0.01561×242 mm=1.375mm (2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V。 d1=mtz1=1.375×24 mm=33mm V=d1n160×1000=3.14×33×96060×1000m/s=1.66m/s 齿宽b=33mm 齿高比b/h。 h

14、=2×1+0.25×1.375mm=3.094 mm bh=333.094=10.67 2）计算实际动载荷系数KF 。 根据V=1.66 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数 KV=1.06 Ft1=2T1d1=2×5.417×10433N=3.28×103N; KAFt1b=1×3.28×10333N/mm=99.39N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.412，结合b/h=10.67，得KF=1.30 则载荷系数为： KF=KAKVKFKF

15、=1×1.06×1.2×1.3=1.65 3)由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=mt3KFKFt=1.375×31.651.3mm=1.489mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度极限所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与直径有关。可取有弯曲强度算得的模数1.489mm，并就近圆整为标准值1.5。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=51.5mm来计算应有的齿数。于是有 z1=d1m=51.51.5=3

16、4.3，取z1=35 则大齿轮齿数为z2=4.8×35=168, 取 z2=169，z1与z2互斥。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径、d1=mz1=1.5×35=52.5mm d2=mz2=1.5×169=253.5mm2)计算齿根圆直径 3)计算中心距 4)计算齿宽 考虑不可避免的安装误差。为了保证设计齿宽b和节省材料。一般小齿轮略加宽（510）mm，所以取b1=60mm，而使大齿轮的宽度等于设计宽度，即b2=b=53mm5.验算 故合适六、 低速级齿轮设计1.选定齿轮

17、类型、精度等级、材料及齿数1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱齿轮，压力角为20。2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 1009588)4)选小齿轮齿数124，大齿轮齿数2i213.8×24=91.2,取Z2=92。2.按齿面接触强度设计由式（10-11）试计算小齿轮分度圆的直径，即 确定公式中各参数的值按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选 KHt=1.3(2)由图1020，选取区域系数 Z

18、H=2.5 (3)计算小齿轮传递的转矩T1=2.52×105N/mm(4)由表107选取齿宽系数 d=1(5)由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2(6)由图1025按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa (7)由式1015计算应力循环次数 (8)由图1023查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.05 ，KHN2=1.12 。 (9)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1014得 取两者中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=H1=616MPa（10）

19、由式（10-9）计算接触疲劳强度Z Z=4-3=4-1.7233=0.8712)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 （2）计算圆周速度V （3）齿宽b b=71.911mm (4)计算实际载荷系数KH 1.由表10-2查得使用系数 KA=12.根据V=0.75m/s ，7级精度，由图108查得动载荷系数KV=1 3.齿轮的圆周力：Ft1=2T1d1t=2×2.52×10571.911=7.009×103N KAFt1b=1×7.009×10371.911=97.46N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分匹配系数KH=1.2 4.由

20、表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时。得齿向载荷分布系数K=1.425。由此得实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1×1.2×1.425=1.71 3）由式（10-12），可求得分度圆直径 d1=d1t3KHKHt=71.911×31.711.3=78.79mm及相应的齿轮模数 m=d1z1=78.7924=3.28 mm 3.按齿根弯曲疲劳强度计算 （1）由式（10-7）试算模数，即 mt32KFtT1Ydz12.(YFaYsaF） 1）确定公式中各参数值 试选KFt=1.3； 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

21、 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.723=0.685 计算YFaYsaF 由图10-17查得齿形系数 YFa1=2.65, YFa2=2.18 由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58 Ysa2=1.75 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92 KFN2=0.96 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 F1=KFN1Flim1S=0.92×5001.4MPa=328.57MPa F2=KFN2Flim2S=0.96

22、5;3801.4MPa=260.57MPaYFa1Ysa1F1=2.65×1.58328.57=0.0127 YFa2Ysa2F2=2.18×1.75260.57=0.0146 因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取 YFaYsaF=0.0146 2）试算模数 mt32KFtT1Ydz12.YFaYsaF=32×1.3×2.52×105×0.685×0.01461×242 mm=2.249mm(2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V。 d1=mtz1=2.249×24 mm=

23、53.796mm V=d1n260×1000=3.14×53.796×20060×1000m/s=0.56m/s 齿宽b=53.796mm 齿高比b/h。 h=（2×1+0.25）×2.249mm=5.06 mm b/h=53.796/5.06=10.63 2）计算实际动载荷系数KF 。 根据V=0.56 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1 由Ft1=2T1d1=2×2.52×10553.796N=9.369×103N; KAFt1b=1×9.369×10353.7

24、96N/mm=174N/mm>100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查KH=1.42，结合b/h=10.63，得KF=1.28 则载荷系数为： KF=KAKVKFKF=1×1×1.1×1.28=1.408 3)由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=mt3KFKFt=2.249×31.4081.3mm=2.309mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度极限所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与

25、直径有关。可取有弯曲强度算得的模数2.309mm，并就近圆整为标准值2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=78.79mm来计算应有的齿数。于是有z1=d1m=78.792.5=31.5取z1=32 则大齿轮齿数为z2=3.8×32=121.6, 取 z2=123，z1 与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径 d1=mz1=2.5×24 mm=60mm d2=mz2=2.5×123=307.5mm2)计算齿根圆直径 3)计算中心

26、距 4)计算齿宽 考虑不可避免的安装误差。为了保证设计齿宽b和节省材料。一般小齿轮略加宽（510）mm，所以取b1=65mm，而使大齿轮的宽度等于设计宽度，即b2=b=60mm5.验算 故合适七、 轴及其轴承装置、键的设计轴(低速轴)的设计计算 1.输入功率P3=5.125KW 转速n3=52.63 r/min 转矩T3=929.96 N.m 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=307.5mm 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢。调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A03P3n3=11235.1

27、2552.63=51.25mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II ，为了使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1,考虑到转矩的变化小,故取KA=1.5,则 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000N。半联轴器的孔径d1=55mm，故取dI-II=55mm，半联轴器长度L112的半联轴器。与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 4.轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案（见图2） 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1

28、)为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制一轴肩,故取II-III段的直径dII-III=62 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，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，故I-II 的长度应该比L1 略短一点，现取LI-II=82mm 。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mm ，由轴承产品中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承，初选型号6013，查机械设计课程设计手册知其尺寸为d×D×T=65mm×100mm×18mm,故轴段dIII-

29、IV=dVII-VIII=65mm,而LVII-VIII=18mm。 右端的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。手册上查得30313型轴承的轴肩高度h=3.5mm，故dVI-VII=72mm(3)将齿轮安装在IV-V段，其直径为dVI-V=70mm；齿轮的左端与左端轴承之间用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短语轮毂宽度，故取LIV-V=57mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h=（23）R，由轴径d=70mm查表15-2，得R=2.0mm。故取h=6mm，则轴环处的直径dV-VI=82mm ，取LV-VI=12mm。(4)轴承端盖的总宽度为20mm

30、。根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面距离为L=30mm，故取LII-III=50mm。(5)取齿轮到箱体内壁之间的距离为20mm，中间轴两圆柱齿轮之间的距离为30mm，考虑箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁之间一段距离为8mm，已知滚动轴承的宽度T=18mm，高速级齿轮传动中大齿轮的宽度b2=53mm。 LIII-IV=18+8+3+20=49mm LVI-VII=8+20+53+30-12=99mm3)确定轴上的圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径如图2所示。4)轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定

31、位均采用平键连接，按dIV-V=70mm查得平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴之间有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6,同样，半联轴器与轴的连接，选用为16mm×10mm×70mm，他们之间配合为H7K6。滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。图2 轴的结构图5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,圆锥滚子轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=67mm+150mm ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处

32、计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度. <1>作用在齿轮上的力因为低速级大齿轮的分度圆直径为d2=307.5mm 圆周力：径向力： <2>求作用于轴上的支反力 水平面内支反力: MX=0：FNH1=Ft×L3L2+L3=6048.5×150217=4181N FNH2=Ft-FNH1=6048.5-4181=1861.5N垂直面内支反力: MZ=0：FNV1=Fr×L3L2+L3=2201.5×150217=1521.8NFNV2=Ft-FNV1=2201.5-1521.8=685.7N <3&g

33、t;作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. 计算总弯矩 M=279225×102855=169468.8N.mm <4>作出扭矩图:当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 <5>作出计算弯矩图:Mca=M2+T2 Mca=169468.82×5579762=583143.98N.mm <6>轴的计算应力 ca=McaW=583143.980.1×703MPa=17MPa<-1=60MPa 故安全。(7)选用校核键 1)低速级大齿轮的键 已知：键的参数20mm×12mm×50mm K=0.

34、5h=0.5×12=6mm l=L-b=30mm 由公式6-1得 查表6-2得 p=120150MPa，p<p,故此键安全。 2)低速级联轴器的键 已知：键的参数16mm×10mm×70mm 由公式6-1得p=2T3kdl=2×9299605×55×54=125.2<p 故此键安全。(9).校核轴承和计算寿命 由于两端轴承中，轴承1所受的力比轴承2要大得多，故只用校核轴承1和计算轴承1的寿命即可。径向载荷 Fr1=FNH12+FNV12=41812+1521.82=4449.3N当量动载荷P1=fpFr1=4449.3N

35、因为P1<Cr=32000N ，校核安全。该轴承的寿命八、 箱体的设计 1.箱体的刚度减速器箱体一般采用剖分式结构，分箱面处的凸缘结构和轴承座结构对箱体的刚度有很大的影响。箱体底座凸缘的结构会影响箱体的支撑刚度。1)轴承座壁厚和加强肋的确定为了保证轴承座的刚度，轴承座孔应有一定的壁厚。设计轴承座孔采用凸缘式轴承盖，根据安装轴承盖螺钉的需要确定轴承座厚度以满足刚度的要求。为了提高轴承座的刚度，还应设置加强肋，一般中、小型减速器加外肋板。2)轴承旁螺栓位置和凸台高度的确定为了增强轴承座的连接刚度，轴承座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，为此需在轴承座两侧做出凸台。两螺栓孔在不与轴承座孔以及轴承盖螺

36、钉孔相干涉的前提下，应尽量靠近。凸台高度h应以保证足够的螺母扳手空间为原则，具体高度由绘图确定。为了制造和装拆的方便，全部凸台高度应一致，采用相同尺寸的螺栓。3)凸缘尺寸的确定为了保证箱盖与箱座的连接刚度，箱盖与箱座分箱面凸缘的厚度一般取为1.5倍的箱体壁厚。为了保证箱体的支撑刚度，箱座底板凸缘厚度一般取2.5倍的箱座壁厚。底板宽度B应超过内壁位置，一般取B=c1+c2+2。2.箱体的结构工艺性1)小齿轮端箱体外壁圆弧半径R的确定小齿轮端的轴承旁螺栓凸台位于箱体外壁之内测，这种结构便于设计和制造。为此，应使RR'，从而定出小齿轮端箱体外壁和内壁的位置。2)箱体凸缘连接螺栓的布置连接箱盖

37、与箱座的螺栓组应对称布置，并且不应与吊耳、吊钩、圆锥销等相干涉。螺栓数由箱体结构及尺寸大小而定。3)减速器中心高H的确定减速器中心高H可由下式确定： 式中da为浸入油池内的最大旋转零件的外径。4)铸件应避免出现狭缝如果铸件上设计有狭缝，这时狭缝处砂型的强度较差，在取出木模时或浇铸铁水时，易损坏砂型，产生废品。3.附件设计1)视孔和视孔盖视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可以用来注入润滑油。视孔应设计在箱盖的上部，且便于观察传动零件啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜。视孔盖可用轧制钢板或铸铁制成，它和箱体之间应加石棉橡胶纸密封垫片，以防止漏油。2)通气

38、器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。3)油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。油尺结构简单，在减速器中应用较多。4)放油孔和螺塞为了将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置放油孔，放油孔应安置在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便于放油。平时放油孔用螺塞堵住，并配有封油垫圈。5)启盖螺钉为防止漏油，在箱座和箱盖接合面处通常涂有密封胶或水玻璃，接合面被粘住不易分开。为便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设12个启盖螺钉。6)定位销为了保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，需在箱体连接凸缘长度方向的两端安置两个定位销

39、，两个定位销相距远些可提高定位精度。7)起吊装置为了装拆和搬运减速器，应在箱体上设计吊环螺钉、吊耳及吊钩。箱盖上的吊环螺钉及吊耳一般是用来吊运箱盖的，也可以用来吊运轻型减速器。箱座上的吊钩用于吊运整台减速器。箱体的具体尺寸如下表名称符号尺寸关系结果箱座壁厚=0.025a+38mm箱盖壁厚11=0.02a+38mm箱座凸缘壁厚bb=1.512mm箱盖凸缘壁厚b1b1=1.5112mm箱座底凸缘壁厚bb2=2.520mm地脚螺钉直径dfdf=0.036a+1218.6mm取M20地脚螺钉数目na250mm,n=44轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df13.95mm取M16箱盖与箱座联接螺栓直径

40、d2d2=(0.50.6)df取M10轴承盖螺钉直径d3d3=(0.40.5)df取M8视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)df取M6定位销直径dd=(0.70.8)d2取M8联接螺栓d2的间距ll=(150200)取180mmdf.d1,d2至外机壁距离c1见表机械设计课程设计 陆玉主编表4-2 c1f=28mm c11=24mm c12=18mmd1,d2至凸台边缘距离c2同上 c21=35mm c22=25mm轴承旁凸台半径R1c2R11=35mmR12=25mm凸台高度h40mm轴承盖外径D2D2=D+5d3（D为轴承外径）150mm大齿顶圆与箱体内壁距离1118mm箱盖、箱座肋厚m1,m2m1=0.851m2=0.85m1=m2=2mm九、 润滑与密封1.润滑方式的选择 减速器传动零件的轴承都需要良好的润滑，其目的是为减少摩擦、磨损，提高