机械设计课程设计(二级减速器)

1、机械设计基础课程设计计算说明书系专业班设计者指导老师2011年5月_21一日、设计任务书二、电动机的选择（3）三、计算传动装置的运动和动力参数（4）四、传动件设计（齿轮）（6）五、轴的设计（1°）六、滚动轴承校核（17）七、连接设计（19）八、减速器润滑及密封（19）九、箱体及其附件结构设计（20）十、设计总结（22）十一、参考资料（23）设计任务书一、设计任务书设计题目4:带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图滚筒联轴器减速器输送带2、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为。3、原始数据已知条件题号D1D

2、2D3D4D5D6输送带拉力F(N)31.61031.81032M032.21032.41032.610输送带速度v(m/s)1.01.10.90.91.21.0滚筒直径D(mm)400350300300300300注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器，再经联轴器将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算及说明结果电动机的选择二、电动机的选择1、类型选择电动机的类型

3、根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。2、功率选择(1)工作机主轴所需功率PWFvPW1000式中，F=1.6><103N，v=1.0m/s,代入上式将：一一3一C1.6父10父1.01/PW=kW=1.6kW；1000(2)电动机所需功率Pd电动机所需功率为：pd=压dn从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为n_n2n4n2n一联轴器轴承齿轮卷筒查2表11-9:联轴器传动效率(2个)"联轴器=0.99轴承传动效率(4对)力轴承=0.98,齿轮传动效率(8级2对)”齿轮=0.97,滚筒传动效率(1个)“卷筒=0.96,242则："=0.99

4、m0.98父0.97父0.96=0.817,P1.6Pd-w-1.96kW；n0.817(3)电动机额定功率Pm选取电动机额定功率Pm,使Pm=(1l_1.3)Pd,查2表20-5取Pm=2.2kw；PW=1.6kW0=0.817Pd=1.96kWPm=2.2kW3、电动机转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为:二48rminnw=48rmini'=840nw=38411920rmin601000V6010001.0nw二二D400二查2推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：i'=840；故电动机转速为：nm=i'nw=(8140)48-(384L1920)rmin3、

5、电动机型号选择符合这一范围的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机。根据电动机类型、容量和转速，查2表20-5,选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如下表：型号额定功率kW满载时额定转速Nm质量kg转速ndr/min电流A(380V)效率%功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.045计算传动装置的运动和动力参数三、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比：根据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出传动装置总传动比n

6、m940为：1=19.58;心nw482、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比:(1)高速级的传动比为：ii1.4i总=1.419.58=5.24(2)低速级的传动比为:i2二吧=3.74i15.243、计算传动装置各轴的运动和动力参数:(1)各轴的转速：n1=nm=940rmini总=19.58i1=5.24i2=3.74各轴转速n1=940rminn2=179.4rminn3=48rminn卷筒=48rmin各轴功率E=1.94kWP2=1.84kWP3=1.75kWP卷筒=1.70kW各轴转矩Td=19.9Nm2轴n2=上="940=179.4r/min,i15.243轴n3=n

7、2=179.4=48r/min,i23.74卷筒n卷筒=n3=48rmin(2)各轴的输出功率：1 轴P=Pd力联轴器=1.96父0.99=1.94kW,2 轴P2=R箱轴承力齿轮=1.94M0.98M0.97=1.84kW,3 轴F3=P2'”轴承箱齿轮二1.84m0.98父0.97=1.75kW,卷筒P卷筒二P3力轴承力联轴器=1.75"98M0.99=1.70kW;(3)各轴转矩。轴Td=9550'=9550m196=19.9Nmnd940巳1.941轴F=95500=9550M=19.7Nm,n1940_P_1.842 轴T2=9550=9550M=98.2N

8、m,n2179.4P31.753 轴T3=9550'=9550黑=349.1Nm,%48PU1.70卷筒上筒=9550=9550父=338.7Nm；n卷筒48'由以上数据得各轴运动及动力参数表：T1=19.7NmT2=98.2NmT3=349.1NmT卷筒=338.7Nm轴名功率P/kW转矩T/(Nm)转速n/(rmin)电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748设计内容计算及说明结果一件设计（齿轮）四、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计（1）选择材料及确定许用应力因为传递功率

9、小大，转速/、局，大小齿轮都米用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度197286HBS,0Hlim1=585MPa,仃FE1=445MPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156217HBs,0Hlim2=375MPa,仃FE2=310MPa由表11-5,取SH=1.1,SF=1.25,bH1Hlim1-585-532MPaSh1.1瓦2=Hlim2=375=341MPaSh1.1LfiE1=45=356MPaSf1.25bH=532MPahH2=341MPahF1=356MPa二FE2SF310248MPa1.25二F2I-248MPau1(ZEZH)2

10、K=1.5；6）对于标准齿轮，区域系数Zh=2.5；d1一55.1mm（2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。,2KTid1一3弋d确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3,选择载荷系数4一2）小齿轮的转矩：T=工=1.97父10Nmm;3）查1表11-6,选择齿宽系数4d=0.8；4)齿数比u=i=5.24；5）由1表11-4,选择弹性系数Ze=188;小齿轮分度圆直径:,2KT1d1-3；1u1(ZeZa)20.85.241(1882.55.24341)2=55.1mm齿数取乙=32,则Z2=iiZi=5.24父32=168设计模数m=2=至/=1.72Zi3211-6):（3）验

11、算轮齿弯曲强度查1有轮齿弯曲强度验算公式（32KTYFaYsadZ2二f确定公式中的各计算数值:1）查1图11-8,取齿形系数YFa1=2.56;2）查1图11-9,取应力集中系数Ysh=1.63；3）查1表11-5,取安全系数SF=1.25,则：巾*/2KT1YFa1Ysa1m23,27lV%z；m至1.07mm_3/2x1.5x1.97x1042.56黑1.63一V0.8m322248=1.07mm设计内容计算及说明结果一(4)决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按1表4-1取标准模数m=2mm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1=mz=2

12、尺32=64mm,d2=mz2=2父168=336mm;2)齿轮iO：b=d1=0.864=51.2mm,Wb2=55mm,b1=60mm；、口匚d1+d264+336”八4)中心距：a=200mm22(6)齿轮的圆周速度ndm3.1464940。/v-一一3.15m/s60M100060000对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。2、低速级齿轮传动设计(1)选择材料及确定许用应力因为传递功率小大，转速/、局，大小齿轮都米用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度197286HBS,0Hlim1=585MPa,仃FE1=445MPa大齿轮45钢正火处理

13、，齿面硬度156217HBs,0Hlim2=375MPa,仃FE2=310MPa由表11-5,取Sh=1.1,Sf=1.25,m=2mmZ1=32z2=168d1=64mmd2=336mmb1=55mmb2=60mma=200mmKm=585=532MPaSh1.1EH21Hlim2=375=341MPaSh1.1吒1=445=356MpaSf1.25,】二FE2310lcF2I-FE2=248MPaSf1.25（2）按齿面接触强度设计查1公式（11-3）有小齿轮最小d1设计依据：“J12KTu+1'ZeZhJ1一3u1卜hL确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3,选择载荷系数K=

14、1.5;4一2）小齿轮的转矩：丁=丁2=9.82父10N.mm；3）查1表11-6,选择齿宽系数a=0.8；4）齿数比u=i2=3.74；5）由1表11-4,选择弹性系数ZE=188；6）对于标准齿轮，区域系数Zh=2.5；小齿轮分度圆直径:u1ZeZh2u(；H1)二3；21.59.821043.741(1882.5)200.83.74341=96.1mm齿数取z1=32，则z2=i2z1=3.732=120设计模数：m=5=96.1=3mm432(3)按轮齿弯曲强度设计I<hiI-532MPakH2I-341MPal<F1I-356MPaI.-F2I-248MPad1-96.1

15、mm以相对大者m0.92mmd二96mmd2=360mmb1=85mmb2=80mma=228mm查1有轮齿弯曲强度验算公式(11-6):32KTYFYSm至2r-Sa-'Zi-F确定公式中的各计算数值：1)查1图11-8,取齿形系数YFa2=2.15;2)查1图11-9,取应力集中系数Ysa2=1.83;计算：32KYFaYsam>亍-d乙二f3_,21.59.821042.561.63一00.8322248=0.92mm4)决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较,为基准，并按1表4-1取标准模数m=3mm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1=mz1=

16、3父32=96mm,d2=mz2=3父120=360mm;2)齿轮齿宽：b=邛dd1=0.8父96=76.8mm,Wb2=80mm,b1=85mm；3)中心距：a=5=9=228mm；22(6)齿轮的圆周速度二d1n23.1496179.4v0.9m/s60100060000对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。3、传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数z3216832120中心距a(mm)200228模数m(mm)23齿逆b(mm)60558580分度圆直径d(mm)6433696360设计内容计算及说明结果轴的设计轴的设计（在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核）一.高速轴1的

17、设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2,取常数C=110,由1公式（14-2）,轴的最小直径满足：户八可J1.94d1min15mm%=C；=C3=110=14mm;Vnyn1丫940该段轴上有一键槽将计算值加大3%,取dmin=15mm此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径d1min,为了使所选的轴白直径di与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3、选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。查1表17-1,取Ka=1.5，则计算转矩：Tc=KT=1,5X19.7=29.55

18、Nm；Tc=29.55Nm按照TcW及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1,选用HL2型选用HL2型弹性弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn=315N-m,半联轴器的孔径d=20LI32mm,可满足电动机的轴径（）要求.最后确定减速器高速轴外伸直径d1min=20mm。柱销联轴器d1min=20mm4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在茴速转时也可承受纯的轴向力，工作中容什定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根选用6005深沟球据设计尺寸dq=33mm,由2表18-2选用轴承型号为6005,其d=25mm,B=1

19、2mm。5、高速轴1的结构设计（1）拟定轴的结构方案如图（采用齿轮轴设计）：轴承5-T6808212212106096123052III'Ii1V'vViViiViiiIX设计内容计算及说明结果（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d=20|_l32mm,取高速轴最小直径dimin=20mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=52mm,VIII-IX断的长度应比L略短一些，现取LV川，=50mm；7）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-n轴段右端要求制出一轴肩，故取VII-VIII段的直径dvII训=22mm；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而

20、定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm。故取lviijviii=30mm。3）根据所选轴承尺寸确定di=dw_Vii=25mm,LIJJ=Lvi_vii=12mm;4）为满足轴承的轴向定位要求，取dii=10mm,综合中间轴设计取Liv:v=5mm；5）轴的齿轮段直径dIIIJ.V=60mm,长度Lv=95mm;至此已初步确定各轴段的直径与长度。（3）轴上零件的周向固定1）半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6o按dv11Hx-20mm,由1表10-9查得平键的截面b-6mm,h-6mm,根据该轴段长度，取L-45mm。d1min=

21、20mmLVIIIJX=50mmdvii_viii-22mmLVII_VIII=30mmdi_u-dvijvii25mmLI_U=LVI_VII=12mmdm=10mmdvq=50mmdIII_1V=60mmLv=95mm键6X6X45GB/T1069-1979四、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸倒角01.2公差为m6o(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角01.2,各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。设计内容计算及说明结果6、轴的受力分析首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴承6207,由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因

22、此作为简支梁的轴的支撑跨距为266.5mm。计算轴齿轮上的圆周力：l2Ti2M23640广八Ft=945.6NFt=945.6N,di50Fr=344.2N径向力：Fr=Fttana=945.6mtan200=344.2N根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。7、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出0截面是危险截面。现将C截面处的Mh、Mv及M的值列于下表:载荷水平囿H垂直面V支反力Fnh1=260.3NFnH2=685.3NFnv1=94.8NFnv2=249.4N弯矩MH=33579NmmMv=12221Nmm总弯矩M=35734Nmm扭矩T1=23640Nmm8、轴的弯扭合

23、成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面C)的强度。，计内容计算及说明结果根据4公式15-5及4表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力：、.M2+(5)2仃ca=-W.?_，357342+(0.6x23640)2_31Mp-0.1父503一.a之前已选定轴的材料为45号调制钢，由4表15-1查得许用弯曲应力口】=60MPa。因此aca<bj】，故安全。B中间轴2的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2,取常数

24、C=116,由1公式(14-2),轴的最小直径满足：3户3区3叵3眩dmin至CJ=C=116父J=25.92mm;nnn22206.53、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在茴速转时也可承受纯的轴向力，工作中容什定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取di-30mm>dmin,由2表18-2选用轴承型号为6206,其d=30mm,B=16mm。5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：ca=3.1MPadmin之25.92mm选用6206深沟球轴承dif=dv-vi=30mmLu=l_

25、v-vi=40mm设计内容结果du=div-v=36mmLu=61mmLiv=36mmdj=43mmL-=15mm键10x8x50GB/T1069-1979键10X8X28GB/T1069-1979倒角C1.2（2）各轴段直径与长度的确定1）根据所选轴承的直径d=30mm,取中间轴最小直径d1口=dv-Vi=30mm;综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取Li=Lv-vi=40mm;计算及说明2）为满足齿轮的轴向定位要求，i-n轴段右端及v-vi轴段左端要求制出一轴肩，故取du=dw_v=36mm。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取Lu=61mm,L=36mm；3）为满足齿轮的轴向定位要求，

26、取dw=43mm。根据齿轮间间隙推荐值，取Lw=15mm；至此已初步确定各轴段的直径与长度。1）轴上零件的周向固定1）齿轮与轴的周向定位采用平键联接。n-m段平键，按dn-m=36mm,由1表10-9查得平键的截面b=10mm,h=8mm,由该轴段长度取L=50mm。IV-V段平键，按dw-y=36mm,由1表10-9查得平键的截面b=10mm,h=8mm,由该轴段长度取L=28mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6o2）滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6o（4）轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1,各

27、轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。C低速轴3的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为40Cr,调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2,取常数C=100,由1式(14-2),轴的最小直径满足：dmin:32.7mm333,PP32.236dmin>C=CJ=100X|I_6Q-=32.7mm;此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径du,为了使所选的轴白直径di与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。计算及说明3、选择联轴器查1表17-1,取Ka=1.5，则计算转矩:Tc=KaT3=1.5父355.9=533.85Nm;选用HL3型弹性柱

28、销联轴器按照TcMTn及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1,选用HL3型弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn=630N-m,半联轴器的孔径d=3042mm,故取低速轴3最小直径di.n=35mm>dmin°4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数选用6209深沟球轴承最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸dq=42mm,由2表18-2选用轴承型号为6209,其d=45mm,B=19mm。5、低速轴3的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图:（2）各轴段

29、直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d=3042mm,取低速轴最小直径山口=35mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=82mm,I-n断的长度应比L略短一些，现取=80mm;2）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-n轴段右端要求制出一轴肩，故取n-m段的直径du=42mm；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。故取L=40mm。di-n=35mmL=80mmdn_m=42mml_n_m=40mm设计内容计算及说明结果3）根据所选轴承直径尺寸确定dmuv=d皿=45mm,取L-=19mm

30、,L=45mm;4）为满足轴承的轴向定位要求，取dw=50mm,综合中间轴设计取L=68mm;5）为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径dv=60mm,长度Lv=10mm;6）根据齿轮几何尺寸，VI-VII段直径dv=50mm,长度取Lv=56mm;至此已初步确定各轴段的直径与长度。（4）轴上零件的周向固定1）齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按dI-n=35mm,由1表10-9查得平键的截面b=10mm,h=8mm,根据该轴段长度，取L=70mm。同理按d2-50mm,由1表10-9查得平键的截面b-14mm,h=9mm,根据该轴段长度，取L=45mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良

31、好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴dw=d5=45mmLmuv=19mmLy=45mmdm=50mmLiv=68mmdv_vi=60mmLv=10mmdv=50mmLvq=56mm键10X8X70GB/T1069-1979键14X9X45GB/T1069-1979得配合选H7/n6o2）半联轴器与轴得配合选H7/k6。五、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6o（4）轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角01.6,各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。倒角01.6设计内容计算及说明结果滚动滚动轴承校核轴承（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核）根据要求

32、对所选的在茴速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承校核型号均为6207,具基本额定动载荷Cr=25500N,基本额定静载荷00r=15200N。前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：Fnh1=260.3N,Fnv1=94.8N,Fnh2=685.3N,Fnv2=249.4N；由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1,所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力：Fr=<685.32+249.42N=731.3NFr=731.3N所受的轴向力：Fa=0N,Fa=0Na根据4表13-5,深沟球轴承的最小e值为0.19,故此时吕eoFr2、计算

33、当量动载荷P根据4式(13-8a),P=fp(XFr+YFa),按照4表13-5,X=1,Y=0,按照4表13-6,fp=1.01.2,取fP=1.1。则：P=fp(XFr+YFa)=1.1m(1m731.3"804.43N3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：Lh'=5M365M8h=14600h；所选轴承6207基本额定寿命，根据4式(13-5)有：106/Cr、#Lh:()名:60nlP1 ；106(25500、3u父()=553010h60父960804.43贝ULh'=14600h<Lh=553010h,故所选的轴承6207满足要求。P=804.4

34、3NLh'=14600hLh=553010设计内容计算及说明结果连接设计连接设计（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核）1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键（A型）联接。按dI=30mm,由1表10-9查得平键的截面尺寸b=8mm,h=7mm,由该轴段长度取L=70mm。2、校核键联接的强度由1式（10-26）有平键连接的挤压强度条件：仃L；pdhlp1）键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1表10-10查得许用挤压应力Dp=100120MPa,取仃p=110MPa；2）键的工彳长度l=Lb=708=62mm,则由上式得：op=

35、4T_=4乂23640=7.9MPa<kp】=110MPa；pdhl30M7M62p故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键8X7X70GB/T1069-1979。仃p=110MPapp0-<bpp减速器润滑及密封减速器润滑及密封1、齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：2町,2冗m960”v1=d1=m0.05=5.024ms，606024.2nM60v2=d2=乂0.258=1.6m/s;6060v2<v1<12mjs,所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表19-1,选用全损耗系统用油(GB/T433-1989),代号为L-AN32。2、滚

36、动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表19-2,选用钙基润滑脂(GB/T491-1987),代号为L-XAMHA1。3、减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。全损耗系统用油(GB/T433-1989),代"L-AN32钙基润滑脂(GB/T491-1987),代号为L-XAMHA1设计内容计算及说明结果箱体及其附件结构设计箱体及其附件结构设计A箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。卜面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚6。为了保证结合面连

37、接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见卜贝表格。B附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在侦于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有

38、足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油回局度，将它设直在更于检查及油向较稳定之处。4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里向还有过滤网可减少灰尘进入。5、起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘卜面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6、起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7、

39、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。设计内容计算及说明结果减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚S=0.025a+3A810箱盖壁厚S1=0.02a+3A88箱体凸缘厚度箱座b=1.5S15箱盖bi=1.5S12箱座底b2=2.5S25加强肋厚箱座e0.85S8.5箱盖m=0.8588.5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6dfM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3=0.4-0.5dfM8n=4中间轴M8低速轴Mi0轴承盖外径D2高速轴D=D+5di22中间轴ii2低速轴i35观察孔盖螺钉直径d4=0.4dfM8df、di、d2至箱外壁距离dfC26di22d2i8df、di、d2至凸缘边缘的距离dfG24di20d2i6大齿轮齿顶圆与内壁距离i>1.2Si4齿轮端面与内壁距离2>Si2外壁至轴承座端面的距离li=C2+C+(5i0)50设计内容计算及说明结果设计总结设计总结i、分析方案优缺点i）能满足所需的传动比；齿轮传动能实现