双端面轴承研磨机设计说明书

1、前 言磨床是利用磨具对工件表面进行磨削加工的机床。大多数的磨床是使用高速旋转的砂轮进行磨削加工，少数的是使用油石、砂带等其他磨具和游离磨料进行加工，如珩磨机、超精加工机床、砂带磨床、研磨机和抛光机等。磨床能作高精度和表面粗糙度很小的磨削，也能进行高效率的磨削，如强力磨削等。十八世纪30年代，为了适应钟表、自行车、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工，英国、德国和美国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。这些磨床是在当时现成的机床如车床、刨床等上面加装磨头改制而成的，它们结构简单，刚度低，磨削时易产生振动，要求操作工人要有很高的技艺才能磨出精密的工件。1876年在巴黎博览会展出的美国布朗-夏普公司制造的万

2、能外圆磨床，是首次具有现代磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，箱形床身提高了机床刚度，并带有内圆磨削附件。1883年，这家公司制成磨头装在立柱上、工作台作往复移动的平面磨床。1900年前后，人造磨料的发展和液压传动的应用，对磨床的发展有很大的推动作用。随着近代工业特别是汽车工业的发展，各种不同类型的磨床相继问世。随着我国机械制造业的发展，国内不断成为加工制造业的中心，我国必将对机床的需求量有较大的增长。从机床的性能和要求方面来说，产品不断的向自动化方向倾斜。半自动双研磨盘精研磨机作为一种专用机床，能用于研磨零件的平面和圆柱面，可以广泛用于油泵油咀厂、轴承厂、柴油机厂

3、、量具刃具厂，用以研磨轴承滚柱、轴承座圆、销轴、量规、密封环等零件。双研磨盘机的下研磨盘是机床的主要部分，用以放置待研磨工件和调整工件的位置，同时起着研磨工件的作用，对提高系统的精度起到了至关重要的作用。为了适应这种大趋势，本设计主要对半自动双研磨盘机进行设计，而作为机床中重要机构之一的传动装置，它的好坏直接决定了机床的性能。一般情况下，传动装置常起的作用是：1.减速（或增速） 由于工作机所要求的速度一般与原动机的速度不相符，需要通过增速或减速来实现。2.变速 许多工作机的转速需要能够根据生产要求进行调整，用调节原动机的速度来实现往往很不方便，甚至不可能，而用传动装置来实现变速却很容易。3.改

4、变运动的形式 原动机的输出轴通常做等速回转运动，而工作机要求的运动形式则是多种多样的，如直线运动、螺旋运动，间歇运动等，靠传动装置实现运动形式的改变。4.动力和运动的传递与分配 一台原动机有时要带动若干个运动形式和速度都不同的工作机构，此时传动装置不仅起传递动力和运动的作用，还要起分配动力和运动的作用。因此，传动装置的质量对机器的工作性能影响很大，合理地设计传动装置成为机械设计工作中的重要组成部分。一般常用的传动装置包括：带传动、链传动、齿轮传动和蜗轮蜗杆传动，带传动和链传动都是挠性件传动，带和链有一定的弹性，故具有缓冲和吸振的作用，但是链传动常用于两轴中心距较大，要求平均传动比不变但对瞬时传

5、动比要求不严格的场合。齿轮传动的制造和安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。在本设计中，主要的传动装置采用蜗轮蜗杆传动，之所以选用蜗轮蜗杆传动是因为它与其它传动机构相比有如下几个优点： 1.当使用单头蜗杆时，蜗杆每旋转一周，蜗轮只转过一个齿距，因而能够实现较大的传动比，并且结构较为紧凑。 2.在蜗杆传动中，由于蜗轮齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮是逐渐进入啮合和退出啮合的，同时参加啮合的齿对比较多，故而所承受的冲击载荷较小，传动比较平稳，噪声低。 3.当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性。但是，蜗杆传动也有其弊端，比如说传递效率较低，由于齿面间的相对

6、滑动速度大，当润滑、散热及润滑油保持清洁等条件不够良好时，齿面易产生胶合和磨损，因此蜗轮常选用减磨材料制造，如青铜，制造成本较高。综合上述情况，并结合双端面研磨机的工作特点、工作条件以及目前市场上使用的同类产品的状况，在设计减速箱的传动中选用了蜗轮蜗杆传动装置。传动方案设计一、 电动机的选择电动机为系列化产品。机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动、动力参数，合理选择电动机的类型、结构形式、容量和转速，提出具体的电动机型号。如无特殊需要，一般选用Y系列三相交流异步电动机。Y系列电动机为一般用途的全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农业机械和食品机械

7、。对于频繁起动、制动和换向的机械（如起重机械），宜选允许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大的YZ和YZR系列起重用三相异步电动机。同一系列的电动机有不同的防护及安装形式，可根据具体要求选用。一般来说，电动机的转速高，极对数少，尺寸和质量小，价格也低，但传动装置的传动比大，从而使传动装置的结构尺寸增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反。因此，应对电动机及传动装置作整体考虑，综合分析比较，以确定合理的电动机转速。选择电动机的类型 1）按工作要求选用YD系列双速电动机，电压380伏。2）选择电动机的容量工作机所需电动机的工作功率 工作机所需的工作功率 有传动简图易知，工作机的功率通过蜗轮蜗杆

8、减速箱分两路分别传给上、下研磨盘，这就使得我们在计算电动机的功率时，要计算上下研磨盘两部分功率，计算如下： 上研磨盘所需功率 下研磨盘所需功率由同组其他同学设计的数据可得 查表可知 v带的传动效率;滚动轴承传动效率（一对）深沟球轴承传动效率（一对）;四头蜗杆传动效率;联轴器传动效率 又由于电机的额定功率应略大于,故取的双速电动机。3)电动机的转速 V带的传动比为ia=1-2,单级蜗杆减速器的传动比为10-40总传动比i=10-160则电动机的转速nc=i*nw=(10-160)*120=120019200（r/min）符合条件的电机有多种;同时考虑到造价和实际的需要选用1500（750）r/m

9、in故选用YD160M-8/4型双速电动机。分配传动比 1)总传动比 2)分配传动装置各级传动比 取V带的传动比为，则减速器的传动比i为： 3、传动装置的运动和动力参数 0轴（电动机轴） 1轴（蜗杆轴） 2轴（蜗轮轴）由于输入功率通过蜗轮轴和蜗杆轴分别传向上、下研磨盘，所以此轴上的转矩只能反推： 将以上各轴运动和动力参数的计算结果加以汇总如下轴名功率P（kW）转矩（Nmm）输入输出 输入输出转速（r/min）传动比i效率0轴7.1545.49915001轴3.2003.16831833315159721.50.962轴3.0733.04212228012105724040.96带传动的设计和计

10、算 带传动是一种应用很广的机械传动。带传动一般由主动轮、从动轮和张紧在两轮上的传动带所组成。当驱动力矩使主动轮转动时，依靠带和带轮间的摩擦力的作用，拖动从动轮一起转动，由此传递一定的动力。带传动与其它传动形式相比较,结构较为简单、传动平稳，能缓冲吸振和过载打滑。在传动中心距较大的情况下应用较多。在带传动中，常用的有平型带传动和三角带传动，多楔带和同步齿形带，使用也日益广泛。在对带进行设计时，不仅要从带传动的工作情况分析，还应从带传动的失效形式考虑，防止其打滑和疲劳破坏。因此带传动的设计准则是：在保证带传动在工作时不打滑的条件下，具有一定的疲劳寿命。由此确定带的工作能力。1.确定计算功率按设计要

11、求查得工作情况系数2.选定带型 根据和转速=，确定为A型V带。3.确定带轮的基准直径和 按设计要求,选取主电机小带轮基准直径=,从动带轮直径=。 按V带轮的基准直径系列加以适当圆整。当时, 取从动带轮圆整后的基准直径为。4.从动带轮轴的实际转速5.验算带的速度 所以带的速度合适。6.确定V带的基准长度和传动中心距根据式<<2(),初步确定中心距。计算带所需的基准长度选取基准长度为。计算实际中心距a 7.验算主动轮上的包角> 主动轮上的包角合适。8.单根V带的基本额定功率根据=和=，选取带型为A型V带。取,考虑到传动比的影响,当传动比为1.1时,额定功率的增量。9.计算V带的根

12、数Z 由式 及=,=，,取,=，,则 根取根。10.计算预紧力由式 ； 式中取 ，。得：应使带的实际初拉力大于预紧力。11.计算作用在轴上的压轴力带轮的结构和尺寸 由型的三速电动机可知，与带轮内孔相配的轴的直径,长度为,故小带轮轴孔直径应取,轮毂长应小于。查设计手册选取小带轮为实心轮，轮槽尺寸以及轮的宽度按手册中的相关式子计算，结构如图所示：蜗杆和蜗轮的设计和计算蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动又可以分为圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动和锥面蜗杆传动等。在对蜗杆、蜗轮进行设计时，主要应从传动的失效形式、设计准则以及常用的材料等方面考虑。由于蜗杆螺

13、旋齿部分的强度总是高于蜗轮轮齿部分的强度，所以失效经常发生在蜗轮轮齿上。因此对蜗杆、蜗轮的材料不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好的磨合和耐磨性能。一般来说，蜗杆是用碳钢和合金钢制作而成的，常用的蜗轮材料为铸造锡青（ZCuSn10P1,ZCuSn5Pb5Zn5）、铸造铝铁青铜(ZCuAl10Fe3)及灰铸铁(HT150、HT200)等。1. 选择蜗杆的传动类型 根据的推荐，采用渐开线蜗杆2. 材料：蜗杆用钢，蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为，蜗轮的材料选用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。3.确定蜗杆头数及蜗轮齿数由,考虑到传动效率的影响取,则4.按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算(

14、1)确定作用在蜗轮上的转矩，由前面算的结果可得 按推荐值，取= 有误，不明白(2)确定载荷系数,由于载荷稳定，取；由表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数; (3)确定许用应力，基本许用接触应力 =268， 应力循环次数 则 寿命系数 许用接触应力 (4)计算模数及蜗杆分度圆直径，铸锡青铜与钢蜗杆配对时，=160。 由计算结果，按照标准选取模数,蜗杆分度圆直径,。(5)验算蜗轮的圆周速度 取=是合适的。(6)计算啮合效率蜗杆导程角= 由图13-2及，初估齿面相对滑动速度 符合假设。插值得当量摩擦角啮合效率 与假定值0.9相近，齿面接触疲劳强度合格。5确定传动尺寸(1)中心

15、距 (2)蜗杆分度圆直径 =(3)蜗轮分度圆直径 6.蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算(1)蜗杆齿顶高 =m=1= 齿根高 =(+)m= 分度圆直径 =m=3= 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆分度圆导程角 r=蜗杆轴向间距 蜗杆导程 蜗杆螺纹部分长度 (2)蜗轮齿顶高 =m=1=齿根高 =(+)m=(1+0.2)=分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗轮分度圆螺旋角 蜗轮外圆直径 蜗轮宽度 包角 齿根圆弧面半径 齿顶圆弧面半径 7.精度选择和齿面粗糙度的选择按计算结果和设计要求，因为低速传动，选择精度等级“”。蜗杆齿面粗糙度；蜗轮齿面粗糙度。轴的设计和计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。

16、轴的结构主要取决于轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。因此拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。在拟定装配方案时要进行分析比较，最后定之。其次就是轴上各零件的定位，常通过轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证的。零件在轴上的定位和装卸方案确定后，轴的形状便大体确定。各轴段所需的直径与轴上的载荷大小有关。初步确定轴的直径时，通常按轴所受的扭矩估算，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件（如滚动轴承、联轴器、密封圈等）部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配

17、合的公差。在确定各轴的长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的空隙来确定的。根据传动简图,主轴为阶梯轴,拟定右端轴承、密封盘依次从左端装配。空心轴、左端轴承及轴承盖、小隔套、小蜗轮、圆螺母均由左端依次装配。根据传动结构以及主轴上所有零件的轴向定位和固定要求,逐段确定各段的直径和长度,并画出轴的结构简图。大蜗杆轴和大蜗轮的设计和计算§3.4.1大蜗杆轴的结构设计按许用扭转剪应力初估轴的直径 1.大蜗杆轴的输入功率 2.大蜗杆轴的实际转速 大蜗杆轴的材料选用钢,取。轴的直径为 由于轴上有键槽,轴的

18、直径应增大,则d=,按联轴器标准取。根据传动简图,蜗杆轴初选用阶梯轴,拟定左端轴承及端盖等依次从左端装配,对应右端轴承及端盖和联轴器由右端依次装配。根据传动简图及轴承的尺寸以及轴上所有零件轴向定位和固定的要求,逐段确定轴的各段直径和长度,画出轴的结构简图。 (1)装左端轴承和轴承盖段 轴的直径结合所选轴承确定,因为此蜗杆轴需要承受轴向力,所以选用圆锥滚子轴承,其尺寸为 。轴段的长度由轴承的宽度和箱体确定。初定该段长度为。(2)右端自由段 按轴承对定位轴肩高度的要求,取该段直径为,此段轴的长度与箱体有关,初定该段长度为。(3)蜗杆段由前面的计算得:蜗杆齿顶圆直径齿根圆直径 分度圆直径 蜗杆螺纹部

19、分长度 取蜗杆螺纹长度为。(4)右端自由段与左端的自由段对应，取直径为,长度为。(5)装右端轴承和轴承端盖段选取轴承为圆锥滚子轴承,轴的直径为,长度由轴承和轴承端盖的宽度确定,长度初定为。(6)装联轴器段 根据传递转矩、转速,初选用刚性可移式联轴器,取, 。(7)画出大蜗杆轴的结构简图（详图见零件图）:图3-1 大蜗杆§3.4.2大蜗杆和大蜗轮的设计和计算1.蜗杆的材料选用钢,硬度为,蜗轮材料选用铸锡青铜,砂模铸造.2.确定蜗杆头数及小蜗轮齿数由,= ,。3.按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算(1)确定作用在蜗轮上的转矩,取=(2)确定载荷系数K,由于载荷稳定,取,蜗轮圆周速度,速度

20、较低，因此取。(3)确定许用接触应力,基本许用接触应力=。应力循环次数寿命系数 许用接触应力 (4)计算模数及蜗杆分度圆直径铸锡青铜与钢蜗杆配对时,由式。 由计算结果，按标准选取,。验算蜗轮圆周速度取是合适的。(5)计算啮合效率蜗杆的导程角r=齿面相对滑动速度 用插值法求得当量摩擦角 啮合效率(6)按实际蜗轮转矩验算值；按蜗杆传动啮合效率,求齿面接触疲劳强度合格。4.确定传动尺寸(1)中心距 (2)大蜗杆分度圆直径 (3)大蜗轮分度圆直径 5.大蜗杆、大蜗轮各部分尺寸计算(1)大蜗杆 齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆分度圆导程角 蜗杆轴向齿距 蜗 杆 导 程 蜗杆螺纹部

21、分长度 (2)大蜗轮齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗轮分度圆螺旋角 蜗轮外圆直径 蜗轮的宽度 包角 齿根圆弧面半径 齿顶圆弧面半径 6.精度选择和齿面粗糙度的选择按计算结果和工作要求，因 ,为低速传动,故选择精度等级“”。蜗杆齿面粗糙度,蜗轮齿面粗糙度。滑移联轴器的设计键的选择与校核 1、高速轴上的键的选择与校核由高速轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键b×h-L=6mm×6mm-28mm(t=3mm,r=0.2mm)标记：键6×28 GB/T1096-2003，带轮轴段d=20mm;键的工作长度为：l=L-b=28-6=22mm,键的接

22、触高度为：k=0.5h=0.5×6=3mm,传递的转矩T2=31833N·mm. 查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpa p=48.23 Mpa<p 故键联接强度足够。 2、中间轴上的键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键b×h-L=10mm×8mm-32mm(t=5mm,r=0.3mm)标记：键10×32 GB/T1096-2003；低速级小齿轮处键b×h-L=10mm×8mm-80mm(t=5mm,r=0.3mm)，标记：键10×80 GB/T1096-2003；由于是同

23、一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键即可。齿轮轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=32-10=22mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.5×8=4mm,传递的转矩T2=120770.6N·mm. 查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpa p=78.42 Mpa<p 故键联接强度足够。3、低速轴上的键的选择与校核 由低速轴的细部结构设计，选定：低速级大齿轮处键1:b×h-L=16mm×10mm-70mm(t=5mm,r=0.3mm)标记：键16×70 GB/T1096-2003；联轴器处键2:b×

24、h-L=12mm×8mm-70mm(t=5mm,r=0.3mm)，标记：键12×70 GB/T1096-2003。对于键1：轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=70-16=54mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.5×10=5mm,传递的转矩T2=335500.6N·mm.查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpap=46.02 Mpa<p 对于键1：轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=70-12=58mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.5×8=4mm,传递的转矩T2=335500.6N·mm.

25、p=72.3 Mpa<p轴承的选择与校核一、高速轴上滚动轴承的选择与校核1、根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承，由高速轴的结构设计根据d=25mm,选取6205，其参数查表可得Cr=14kw,C0r=7.88kw,D=52mm,B=15mm 2、 滚动轴承的校核 1）径向载荷Fr 根据轴的分析，可知A点的总支反力Fr1=FA=1825.46N B点的总支反力Fr2=FB=785.17N 2）轴向载荷Fa Fa=356.93N相对的轴向载荷为FaC0r=356.937.88×103=0.045，查表的e=0.26轴承1：FaFr1=356.931825.46=0.1956e=

26、0.26 故取X=1，Y=0再由表13-6，取fP=1.0 当量载荷P1=1.0×（1×Fr+0×Fa） =1.0×1825.46=1825.46N轴承2：FaFr2=356.93785.17=0.4547e=0.26 故取X=0.56，Y=1.71再由表13-6，取fP=1.0当量载荷P1=1.0×（0.56×Fr+1.8×Fa） =1.0×（0.56×1825.46+1.71×356.93） =1632.66N1、 验算轴承寿命 因P1>P2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,

27、=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为10×300×16=48000h。 Lh=10660n1ft×CrP1=10660×97214×1031825.463=7734h<48000h 轴承寿命不满足条件，但考虑到尺寸，结构等方面的问题，故选深沟球轴承6205，在三年大修的时候更换。 二、中间轴上滚动轴承的选择与校核 1、根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承，由中间轴的结构设计根据d=35mm,选取6305，其参数查表可得Cr=22.2kw,C0r=11.5kw,D=62mm,B=17mm 2、 滚动轴承的校核 1）径向载荷Fr 根据轴的分析

28、，可知A点的总支反力Fr1=FA=2289.80N B点的总支反力Fr2=FB=1920.71N 2）轴向载荷FaFa=Fa3-Fa2=887.12-356.93=530.19N相对的轴向载荷为FaC0=530.191.15×104=0.04609，查表的e=0.26轴承1：FaFr1=530.192289.80=0.23154e=0.26 故取X=1，Y=0再由表13-6，取fP=1.0 当量载荷P1=1.0×（1×Fr+0×Fa） =1.0×2289.80=2289.80N轴承2：FaFr1=530.191920.71=0.276039e=

29、0.26 故取X=0.56，Y=1.71再由表13-6，取fP=1.0当量载荷P1=1.0×（0.56×Fr+1.71×Fa） =1.0×（0.56×1920.71+1.71×530.19） =1982.21N2、 验算轴承寿命 因P1>P2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为10×300×16=48000h。 Lh=10660n2ft×CrP1=10660×24322.2×1032289.803=62504h>48000h 故轴承

30、寿命满足条件三、低速轴上滚动轴承的选择与校核1、根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承，由低速轴的结构设计根据d=50mm,选取6210，其参数查表可得Cr=35kw,C0r=23.2kw,D=90mm,B=20mm 2、 滚动轴承的校核 1）径向载荷Fr 根据轴的分析，可知A点的总支反力Fr1=FA=1798.02N B点的总支反力Fr2=FB=1372.61N 2）轴向载荷Fa Fa=Fa4=887.12N相对的轴向载荷为FaC0=887.122.32×104=0.038，查表的e=0.24轴承1：FaFr1=887.121798.02=0.49>e=0.24 故取X=0.

31、56，Y=1.8再由表13-6，取fP=1.0 当量载荷P1=1.0×（0.56×Fr+1.8×Fa） =1.0×（0.56×1798.02+1.8×887.12）=1.0×2603.71=2603.71N轴承2：FaFr1=887.121372.61=0.65>e 故取X=0.56，Y=1.8再由表13-6，取fP=1.0当量载荷P1=1.0×（1×Fr+0×Fa） =1.0×（0.56×1372.61+1.8×887.12） =2365.48N1、 验算轴

32、承寿命 因P1>P2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为10×300×16=48000h。 Lh=10660n3ft×CrP1=10660×8435×1032603.713=481943h>48000h 故轴承寿命满足条件箱体结构设计减速器箱体是支撑和固定轴系部件,保证传动零件正常啮合,良好润滑和密封的基础零件,因此,应具有足够的强度和刚度.为了便于轴系部件的安装和拆卸,箱体多做成剖分式,由箱座和箱盖组成,剖分面多取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓联接,圆锥销定位.剖分式箱体的设计

33、要点如下:1,轴承座的结构设计为了保证减速器箱体的支撑刚度,箱体轴承座处应有足够的厚度,并且设置加强筋.箱体的加强筋有外筋和内筋两种结构形式,内筋结构刚度大,箱体外表面光滑,美观,但会增加搅油损耗,制造工艺也比较复杂,故多采用外筋结构或凸壁式箱体结构(参见装配图及箱体与箱盖图)2,轴承旁联接螺栓凸台的结构设计为了提高箱体轴承座孔处联接刚度,应使轴承座孔两侧的联接螺栓尽量靠近轴承,但应避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔及箱体剖分面上的的油沟发生干涉.通常取两联接螺栓的中心距S=D2(D2为轴承盖外径)为提高联接强度,在轴承座旁联接螺栓处应做出凸台,凸台的高度h由联接螺栓直径所确定的扳手空间尺寸C1和

34、C2确定(见装配图).由于减速器上各轴承盖的外径不等,为使于制造,各凸台高度应按最大轴承盖直径D2所确定的高度为准.凸台的尺寸由作图确定,画凸台结构时应按投影关系,在三个图上同时进行.3,箱盖圆弧半径的确定通常箱盖顶部在主视图上的外轮廓由圆弧和直线组成,大齿轮所在一侧箱盖的外表面圆弧半径R=147.46mm.在一般情况下轴承旁螺栓凸台均在圆弧内部,按有关尺寸画出即可.画小齿轮一侧的外表面圆弧半径应根据结构作图确定.小齿轮轴承旁螺栓凸台位于圆弧之内,R>R1.当主视图上小齿轮端箱盖结构确定后,将有关部分投影到俯视图上,便可画出箱体内壁,外壁及凸缘等结构.4,箱体凸缘的结构设计为了保证箱盖与

35、箱座的联接刚度,箱盖与箱座联接凸缘应有较大厚度b1和b,箱座底面凸缘的厚度B应超过箱座的内壁,以利于支撑.5,箱体凸缘联接螺栓的布置为保证箱体密封,除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度及剖分面要经过精刨或刮研加工外,还应合理布置箱体凸缘联接螺栓.通常对于中小型减速器,螺栓间距取100150mm;对于大型减速器取150200mm.尽量对称均匀布置,并注意不要与吊耳,吊钩和定位销等发生干涉.6,油面位置及箱座高度的确定当传动零件采用浸油润滑时,浸油深度应根据传动零件的类型而定.对于圆柱齿轮,通常取浸油深度为一个齿高;圆锥齿轮浸油深度为0.51个齿宽,但不小于10mm;对于多级传动中的低速级大齿轮其浸

36、油深度不得超过其分度圆半径的1/3.为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于3050mm.为保证润滑及散热的需要,减速器内应有足够的油量.单级减速器每传递1KW的功率,需油量为V0=0.350.7L，多级减速器则按级数成比例增加。V0的小值用于低粘度油，大值用于高粘度油。应使油池容积V>=V0，油池容积越大，则润滑油的性能维持越久，润滑效果越好。综合以上各项要求即可确定出箱座高度。7，油沟的结构形式及尺寸（1）输油沟 当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时，应在的剖分面上开设输油沟，使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内，再经轴

37、承盖上的导油槽流入轴承，见箱盖图。 输油沟有铸造油沟和机加工油沟两种结构形式，机加工油沟容易制造，工艺性好，故用得较多，其结构尺寸见装配图。（2）回油沟 为提高减速器箱体的密封性，可在箱座的剖分面上制出与箱内沟通的回油沟，使渗入箱体剖分面的油沿回油沟流回箱内。回油沟的尺寸与输油沟相同，其结构见箱座图。 当传动零件转动速度较低时，不能靠飞溅的油满足轴承润滑，而又需要利用箱体内的油润滑时，可在靠近传动零件端面处设置刮油板。刮油板的端面贴近传动件端面，将油从轮上刮下，通过输油沟将油引入轴承中。8，箱体结构应具有良好的工艺性（1）铸造工艺性为便于造型，浇铸及减少铸造缺陷，箱体应力求形状简单，壁厚均匀，

38、过渡平缓，不要过薄，不宜采用形成锐角的倾斜肋和壁；要避免出现狭缝，铸件表面沿起模方向应设计成1/101/20的起模斜度。在起模方向上应尽量减少凸起结构，必要时可设置活块。有多个凸起结构时，应尽量连成一体，以减少活块数量。（2）加工工艺性设计时尽量减少箱体的加工面积，所以箱体上加工面与非加工面必须分开，如箱体底座面结构。又如轴承座端面与轴承盖，窥视孔与视孔盖，螺塞及吊环螺钉的支撑面处均应作出凸台或沉头座，铣平或锪平。减速器附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮，轴，轴承组合和箱体的结构设计应给予足够重视外，还应考虑为减速器润滑油池注油，排油，检查油面高度，检修，拆装时上下箱的精确定位，吊运

39、等辅助零部件的合理选择和设计。（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，还可用来注入润滑油。视孔盖可用轧制钢板或铸铁制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。钢板视孔盖见十四章。（2）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于减速器运转时箱内油温升高，内压增大，从而引起箱内润滑油的渗油。通常在箱体顶部装设通气器，其结构尺寸在（3）放油螺塞换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部，油池的最低位置处开设放油孔。放油孔的位置可参考箱座图。螺塞直径约为箱体壁厚的23倍。放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈，螺塞及密封垫圈的尺寸（4）油面指示器油面指

40、示器用来检查减速器内油池油面的高度，以保证油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察，油面较稳定的部位。装设油面指示器。油面指示器结构尺寸参见（5）起吊装置起吊装置包括吊环螺钉，吊耳及吊钩，用于拆卸及搬运减速器。吊环螺钉是标准件，设计时按起吊重量进取。呆沟在箱座两端凸缘下部直接铸出，其宽度一般与箱壁外凸缘宽度相等。吊沟用以起吊整台减速器。起吊装置的结构尺寸（6）起盖螺钉为了加强密封效果，在装配时通常于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，往往因胶结紧密，使得上下箱体分开困难。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出12个螺孔，其直径约与箱体凸缘联接螺栓直径相同，螺钉的螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。（7）定位销为了确定箱座与箱盖的相互位置，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座孔前，