带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

1、设计任务书1、电动机的选择（3）2、计算传动装置的运动和动力参数（4）3、传动件设计（齿轮）（6）4、轴的设计（10）5、滚动轴承校核（17）6、连接设计（19）7、减速器润滑及密封（19）8、箱体及其附件结构设计（20）9、设计总结（22）10、参考资料（23）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±5%。3、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉力F(N)1.6XI031.8XI032X1032.2XI032.4XI

2、032.6XI03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。Word资料设计内容计算及说明结果电二、电动机的选择1、类型选择根据动力源和工作条件,电动机的类型选用Y系列封闭式三相异步动电动机满足要求。机的2、功率选择选（

3、1）工作机主轴所需功率FW择cFv/、FW=(1-1)1000式叱F16103N）v1.0m/s）代入上式得：,4,一3匕kW1.6kW1000（1-2）（2）电动机所需功率Fd电动机所需功率为：RRw从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为：242联轴器轴承齿轮卷筒（1-3）FW1.6kW查义献2表11-9,有：联轴器传动效率（2个）联轴器0.99轴承传动效率（4对）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,则：=0.9920.9840.9720.96=0.817Pw1.6R1.96kW0.817（3）电动机额定功率pm0.817Fd1.96k

4、WWord资料选取电动机额定功率R,使R(1：1.3)Pd设计内容计算及说明结果查义献2表20-5取Pm2.2kw;3、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：601000V6010001.0.nw48r/minD400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：nmi'nw(8:40)48(384:1920)r/min4、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

5、速，查2表20-5,选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如卜表1-1:表1-1电动机型号Pm2.2kWnw48r/mini'840nw384:1920r/mi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-62.29405.680.50.742.045nWord资料计算传动装置的运动三、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为:nw9404819.582、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：i1Jl.4i总=J1.419.

6、58=5.24(1-2)(2)低速级的传动比为：i2i总19.58i15.243.74(1-1和(1-3)3、计算传动装置各轴的运动和动力参数：动(1)各轴的转速：1轴n1nm940r/min力n19402轴n2179.4r/min,参i15.24数n2179.43轴n348r/min,i23.74卷筒n卷筒二48r/min(2)各轴的输出功率：1轴P=Pd联轴器1.960.991.94kW,2轴P2R轴承齿轮=1.940.980.97=1.84kW,3轴BP2轴承齿轮=1.840.980.97=1.75kW,卷筒隹筒二P3轴承联轴器=1.750.980.99=1.70kW;(3)各轴转矩0轴

7、Td9550955019619.9Nm心940i总19.58i15.2423.74各轴转速ni940r/minn2179.4r/minn348r/minn卷筒=48r/min各轴功率P1.94kWP21.84kWP31.75kW嗦筒二1.70kW各轴转矩Td19.9NmWord资料P11.941 轴Ti9550955019.7Nmn1940P1.842 轴E9550955098.2Nmn179.4Po1.753 轴T395509550349.1Nmn348FU1.70卷筒Ts筒=9550=9550=338.7Nm.n卷筒48'由以上数据得各轴运动及动力参数表：T119.7NmT298.

8、2NmT3349.1NmT卷筒二338.7Nm轴名功率P/kW转矩T/(Nm)转速n/(r/min)电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴一1.70338.748设计内容计算及说明结果传动件设计（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不大，转速不高，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,H1ml585MPa,FE1445MPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156217HBs,Hiim2375M

9、Pa,FE2310MPa由表11-5,取Sh1.1,Sf1.25,H1-HJjm期532MPaSh1.1h2375341MPaSh1.1H1532MPaH2341MPaWord资料FE1F1Sf445356MPa1.25F1356MPaFE2F2Sf310248MPa1.25F2248MPa（2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。人J2KTid13u1(ZeZh)2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：TTi1.9710Nmm；3）查1表11-6,选择齿宽系数d0.8；4)齿数比ui15.24；5）由1表11-4,选择弹性系数Ze188；6）对于标

10、准齿轮，区域系数Zh2.5；小齿轮分度圆直径:d155.1mm,Q2KTiu1/ZeZh2d13()du321.51.971040.85.2411882.525.24(34155.1mm齿数取乙32,则Z2iiZi5.2432168设计模数m正5511.72Z132（3）验算轮齿弯曲强度查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）:32KTYFaYSamJ2".dZ12F确定公式中的各计算数值：Word资料1）查1图11-8,取齿形系数YFai2.56;2）查1图11-9,取应力集中系数YSa11.63;3）查1表11-5,取安全系数Sf1.25,则：m3PKT1VdZ；Fm1.07mmJ

11、21.51.971042.561.63V0.83222481.07mm设计内容计算及说明结果(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m2mm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1mz123264mm,d2mz22168336mm；2)齿轮iO：bdd10.86451.2mm,取b255mm,b160mm；、口匚d1d264336“c4)中心距：a200mm22(6)齿轮的圆周速度d1nl3.1464940，v113.15m/s60100060000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

12、料及确定许用应力因为传递功率不大，转速不高，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,Hlim1585MPa,FE1445MPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156217HBs,m2mm乙32Z2168d164mmd2336mmb155mmb260mma200mmWord资料Hlim2375MPa,FE2310MPaH1Hlim15851.1532MPaShH2Hlim2375341MPaSh1.1F1FE1Sf4451.25356MPaFE2310248MPaF2Sf1.25由表11-5,取Sh1.1,Sf1.25,（2）

13、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：H1F1F2532MPa341MPa356MPa248MPa,32KTu1ZeZh2d1JdUH确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3,选择载荷系数K1.5;4一2）小齿轮的转矩：TT29.8210N.mm；3）查1表11-6,选择齿宽系数d。8;4）齿数比ui23.74；5）由1表11-4,选择弹性系数Ze188；6）对于标准齿轮，区域系数Zh2.5；小齿轮分度圆直径：2KTu1ZeZh.d13/（）d196.1mmduh321.59.821043.7411882.520.83.7434196.1mm齿数取z132,则；22

14、i22f3.732120Word资料d196.1°设计模数：m3mmZ32(3)按轮齿弯曲强度设计查1有轮齿弯曲强度验算公式(11-6):32KTYFaYSaFasadz：f确定公式中的各计算数值:1）查1图11-8,取齿形系数YFa22.15;2)查1图11-9,取应力集中系数YSa21.83;计算:32KT1YFaYSa1Fasa!dZ12f3.21.59.821040.83220.92mm2.561.632480.92mm4)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,者为基准，并按(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1mz1d2mz22)齿轮齿宽：b以相对大

15、1表4-1取标准模数m3mm。32120dd1取b280mm,bi3)中心距：ad1d22(6)齿轮的圆周速度d1n2v60100096mm,360mm；0.89676.8mm,85mm；96360228mm；23.1496179.40.9m/s60000高速级低速级齿数z3216832120中心距a(mm)200228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Word资料did2bib296mm360mm85mm80mm228mm模数m(mm)23齿如b(mm)60558580分度圆直径d(mm)6433696360Word资料设计内容计算及说明结果轴轴的设计的（在本次

16、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的设计设计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C110,由1公式（14-2）,轴的最小直径满足：dmincJPcJPL1103但414mm;Vnyn1V940该段轴上有一键槽将计算值加大3%,取dmin15mm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Ka1.5，则计算转矩：d1m

17、in15mmTCKT1.519.729.55Nm；按照TcTn及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1,选用HL2型Tc29.55N弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn315Nm,半联轴器的孔径选用HL2型弹性柱销联轴d20:32mm,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d1min20mmo4、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dn皿33mm,26mm由2表18-2选用轴承型号为6005,器d1min20mm其

18、d25mm,B12mm。选用6005深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）：沟球轴承Word资料设计内容计算及说明果（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d20:32mm,取高速轴最小直径d1min20mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L52mm,VIII-IX断的长度应比L略短一些，现取Lviiiiix50mm；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dvilVIII22mm；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

19、联轴器的距离为15mm。故取Word资料d1mindvnIXVIII20mm50mr22mmLVIIVIII30mm。3）根据所选轴承尺寸LiiiLvivii12mm；4）为满足轴承的轴向定位要求，取LivV5mm;5）轴的齿轮段直径dillIV60mm至此已初步确定各轴段的直径与长度。VIII30mmddiiidvivii25mm,10mm,综合中间轴设计取95mm；dlIIdVIVil25mmLiiiLvivii12?mmd10mmdvVI50mm（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，配合选按dviii-ix20mm，由1表10-9查得平键的截面H7/k6。dII

20、IIV60mm根据该轴段长度，取L45mmo四、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1.2,各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。Lvvi95mm键6x6x45GB/T1069-1979倒角C1.2设计内计算及说明结果容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：l2Ti223640匚心Ft945.6NFt945.6N,d150径向力：FrFttan945.

21、6tan20344.2NFr344.2N7、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的Mh、Mv及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面VWord资料支反力Fnhi260.3NFnh2685.3NFnvi94.8NFnv2249.4N弯矩MH33579NmmMV12221Nmm总弯矩M35734Nmm扭矩T123640Nmm8、轴的弯扭合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C）的强度。计算及说明（即危险截面果力B1、2、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，取力：=0.6

22、,轴的计算应Word资料M2(工)2ca3.1MPa357342(0.623640)230.1503.1MPa之前已选定轴的材料为160MPa。因此中间轴2的设计45ca号调制钢，由4表15-1查得许用弯曲应选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。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C116,由1公式（14-2）,轴的最小直径满足：dminCP22.305116125.92mm；%206.53、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

23、据1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取由30mmdmin,由2表18-2选用轴承型号为6206,其d30mm,B16mm。dmin选用25.92mm6206深沟球轴承5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图:0QISMVI0UOII(2)各轴段直径与长度的确定1）根据所选轴承的直径d30mm,取中间轴最小直di-ndv-vi30mmdi-ndv-vi30mm;综合壁厚及箱体尺寸等因素，现LinLv-vimmLinLv-vi40mm；设计内容计算及说明Word资料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dn皿djv-v36mm。根据高速级

24、大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取Lu皿61mm,L1Vv36mm；3)为满足齿轮的轴向定位要求，取dw1V43mm。根据齿轮间间隙推荐dumdiv-vmmLuLiv61mm36mm值，取Lw1V15mm；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-HI段平键，按dn-m36mm,b10mm,h8mm,由该轴段长度取由1表10-9查得平键的截面L50mm。W-V段平键，按dw-v36mm,由1表10-9查得平键的截面b10mm,h8mm,由该轴段长度取L28mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，得配合选H7/n6。2)滚动轴承与轴的

25、周向定位，是借过渡配合来保证的,差为m6。固选择齿轮轮毂与轴此处选轴的尺寸公(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1,各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。LmIVIV1043mm15mm50GB/T1069-1979键10x8x28GB/T1069-1979C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C100,由1式(14-2),轴的最小直径满足：3Q3倒角C1.2dminC'IC100nn忖此轴的最小直径dmin即安装在用选的轴白直径ds与联轴器的孔径才型号。2.236QQ7mmo

26、z./mm,60f轴器处轴的最小直径din,为了使所目适应，所以需要同时选取联轴器的dmin32.7mm-殳计内计算及说明结果3、选择联轴器查1表17-1，取Ka1.5，则计算转矩：TcKaT31.5355.9533.85Nm；按照TcTn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Tn630Nm,半联轴器的孔径d3042mm,故取低速轴3最小直径di-n35mmdmin。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

27、球轴承。又根据设计尺寸dn皿42mm,由2表18-2选用轴承型号为6209,其d45mm,B19mm。5、低速轴3的结构设计选用HL3型弹性柱销联轴器选用6209深沟球轴承Word资料（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d30-42mm,取低速轴最小直径di-n35mmd-35mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L82mm,I-II断的长度应比L略短一些，现取Ln80mm；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Lin80mmn-m段的直径dn皿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

28、脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。故取L皿40mm。dnLnmm42mm40mm设计内容计算及说明结果3）根据所选轴承直径尺寸确定dwwd皿45mm,取dmwdw-ffl4Lmiv19mm,L-45mm；4）为满足轴承的轴向定位要求，取divV50mm,综合中间轴设计取L1Vv68mm；LmLWIV-网19mm45mm5）为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径dvVI60mm,长度LvVI10mm；6）根据齿轮几何尺寸，VI-5段直径dvVI50mm,长度取divLIVVV50mm68mmLvVI56mm；dVVI60mm至此已初步确定各轴段的直径与长度。Lv¥110mm

29、Word资料设计内容计算及说明结果滚动滚动轴承校核(本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核)干饵月根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴校核承型号均为6207,其基本额定动载荷Cr25500N,基本额定静载荷C0r15200No前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：Fnhi260.3N,Fnvi94.8N,Fnh2685.3N,Fnv2249.4N；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(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di35mm,由1表10-9查得

30、平键的截面b10mm,h8mm,根据该轴段长度，取L70mm。同理按d50mm,由1表10-9查得平键的截面b14mm,h9mm,根据该轴段长度，取L45mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2)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m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1.6,各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。dvvi50mmLvvi56mm键10x8x70GB/T1069-1979键14X9X45GB/T1069-1979倒角C1.6倒角C1.6Word资料对于

31、深沟球轴承所受径向力：FrJ685.32249.42N731.3NFr731.3N所受的轴向力：Fa0N,Fa0Na根据4表13-5,深沟球轴承的最小e值为0.19,故此时fae。Fr2、计算当量动载荷P根据4式(13-8a),Pf(XFrYFa),按照4表13-5,X=1,Y=0,按照4表13-6,fP1.01.2,BfP1.1。则：P80443NPfP(XFrYFa)1.11731.3804.43N3、验算轴承的寿命按要求轴承的最知寿而为：Lh'53658h14600h；Lh'14600h所选轴承6207基本额定寿命，根据4式(13-5)有：,106/Cr、Lh(r)60n

32、lpLh553010106/25500、3()553010h60960804.43贝ULh'14600hLh553010h,故所选的轴承6207满足要求。设计内容计算及说明结果Word资料连接设计连接设计(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d门30mm,由1表10-9查得平键的截面尺寸b8mm,h7mm,由该轴段长度取L70mm。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：4Tpnp'dhl1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1表10-10

33、查得许用挤压应力p100120MPa,取p110MPa；2)键的工彳长度lLb70862mm,则由上式得：4Ti423640p-7.9MPap110MPa；pdhl30762p故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键8X7X70GB/T1069-1979。p110MPapp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：v121dl2-9600.055.024m/'s,60602n3260/V23d20.2581.6m/s;6060V2Vi12m's,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/T

34、433-1989)，代号为L-AN32。2、滚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),代号为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Word资料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

35、的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连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贞表格。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。

36、2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，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

37、盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7、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Word资料减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数彳K(mm)箱座壁厚S=0.025a+38>10箱盖壁厚S1=0.02a+38>8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m0.8588.5箱盖m产0.85S8.5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径di=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

38、.4-0.5dfM8n=4中间轴M8低速轴M10轴承盖外径D2高速轴D2=D+5d3122中间轴112低速轴135观察孔盖螺钉直径d4=0.4dfM8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126di22d218df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224di20d216大齿轮齿顶圆与内壁距离A>1.2S14齿轮端面与内壁距离4>S12外壁至轴承座端面的距离l1=C2+C+(510)50Word资料设计内容计算及说明结果设计总结设计总结1、分析方案优缺点1）能满足所需的传动比；齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1：16的总传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求；由于系统所受的载荷不大，在设计中