机械设计-课程设计之带式输送机

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置学院：班级：学号：学生：指导老师：2013年12月目录一.题目及总体分析2二.各主要部件选择3三.电动机的选择4四.分配传动比4五.传动系统的运动和动力参数计算5六.设计高速级齿轮71.选精度等级、材料及齿数，齿型72.按齿面接触强度设计73.按齿根弯曲强度设计94.几何尺寸计算115.验算12七.设计低速级齿轮121.选精度等级、材料及齿数，齿型122.按齿面接触疲劳强度设计123.按齿根弯曲强度设计144.几何尺寸计算155.验算16八.链传动的设计16九.减速器轴及轴承装置、键的设计181.Ⅰ轴〔输入轴〕及其轴承装置、键的设计182.Ⅱ轴〔中间轴〕及其轴承装置、键的设计233.Ⅲ轴〔输出轴〕及其轴承装置、键的设计27十.润滑与密封31十一.箱体的设计32十二.设计小结34十三.参考文献35一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的传动装置给定条件：传动简图如图1-1所示，设计参数列于表1-1。工作条件：连续单向运转，，工作时有轻微振动，使用期为10年〔每年300个工作日〕，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为。带式输送机的传动效率为0.96。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可局部地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：图1-1带式输送机传动简图图示：1为电动机，2为联轴器，３为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速级齿轮传动，6为链传动，7为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。输送带的牵引力F/KN2.7输送带的速度v/(m/s)1.1输送带滚筒的直径D/mm400表1-1带式输送机的设计参数二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳，承载能力大，传动效率高直齿轮不产生轴向力，但传动平稳性差一些高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大滚动球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论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功率工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝2700N×1.1m/s=2970W圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1＝0.982滚动轴承传动效率(四对)为η2＝0.994弹性联轴器传动效率η3＝0.99带式输送机的传动效率为η4＝0.96链传动的效率η5＝0.96电动机输出有效功率为电动机输出功率为型号按选电动机型号查得型号Y11额定功率p=4kW满载转速1440r/min同步转速1500r/min选用型号Y11四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中是传动系统的总传动比，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,取:总传动比，：链传动比，：低速级齿轮传动比，：高速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴；对应于各轴的转速分别为；对应各轴的输入功率分别为；对应各轴的输入转矩分别为；相邻两轴间的传动比分别为；相邻两轴间的传动效率分别为。各轴转速n(r/min)，输入功率P(KW)，输入转矩T(N•m)传动系统的运动和动力参数计算高速轴Ⅰ的转速，输入功率，输入转矩中间轴Ⅱ的转速，输入功率，输入转矩低速轴Ⅲ的转速，输入功率，输入转矩滚筒轴Ⅳ的转速，输入功率，输入转矩圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η1＝0.98滚动轴承传动效率为η2＝0.99弹性联轴器传动效率η3＝0.99带式输送机的传动效率为η4＝0.96链传动的效率η5＝0.96：链传动比，：低速级齿轮传动比，：高速级齿轮传动比六.设计高速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。2)材料选择：由表10—1(《机械设计第九版》P191)选择小齿轮材料为40Ｃr〔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，应选用7级精度(GB10095—88)4)闭式齿轮的小齿齿数,选小齿轮齿数Ｚ1＝24，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.2×24=76.8,取Z2=77。5)选取螺旋角。初选螺旋角，左旋，压力角α=20°2.按齿面接触强度设计(1)按式〔10－21〕试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式内的各计算数值①试选②由图10－20，选取区域系数③由表10-5查得材料的弹性影响系数。④由式〔10-20〕计算接触疲劳强度用重合系数。⑤由式〔10-23〕可得螺旋角系数。⑥计算接触疲劳许用应力[]。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是由式〔10-15〕计算应力循环次数：由图10-23知接触疲劳寿命系数。取失效系数为1%、平安系数S=1，由式〔10-14〕得取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2)试算小齿轮分度圆直径(2)调整小齿轮分度圆直径1〕计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。②齿宽b。2〕计算实际载荷系数.①由表10-2查的使用系数。②根据v=2.82m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数。③齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数。④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称时，那么载荷系数为3)由式〔10-12〕，可按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲强度设计由式10－201)确定计算参数①试选载荷系数。②由式〔10-18〕，可得计算弯曲疲劳强度的重合系数。③由式〔10-19〕，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数④计算。由当量齿数，查图10-17，得齿型系数。由图10-18查得应力修正系数。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式〔10-14〕得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2〕试算齿轮模数〔2〕调整齿轮模数1〕计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v②齿宽b③齿高h及宽高比b/h2)计算实际载荷系数。①根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。②由查表10-3得齿间载荷分配系数。③由表10-4用插值法查得结合查图10-13，的。那么载荷系数由式〔10-13〕可得按实际载荷系数算的的齿轮模数比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数.取＝1.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.49mm来计算小齿轮的齿数，即。取Z1=30，那么4.几何尺寸计算〔1〕计算中心距考虑到模数减小了，中心距取98mm。〔2〕按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度取b1=47mm、b2=52mm。5.验算适宜七.设计低速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型〔1〕按图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20○。〔2〕带式传送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。〔3〕材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr〔调质〕，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢〔调质〕，齿面硬度240HBS。〔4〕选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数Z4=μZ3,取Z4=592.按齿面接触疲劳强度设计〔1〕由式〔10-11〕试求小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩。T3=9.55×106P/n3=81.5N/m③由表10-7选齿宽系数Фd=1④由图10-20查的区域系数ZH=2.28⑤由表10-5查的材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1／2。⑥由式〔10-9〕计算接触疲劳强度用重合系数Zε。⑦计算接触疲劳许用应力［бH］。由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为бHlim=600MPaбHlim4=550MPa。由式〔10-15〕计算应力循环次数：N3=60n3jLh=1.276×109N4=N3/u=0.52×109由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90、KHN4=0.95。取失效概率为1%、平安系数S=1，由式〔10-14〕得取[бH]3和[бH]4中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[бH]=[бH]4=523MPa2〕试算小齿轮分度圆直径〔2〕调整小齿轮分度圆直径①圆周速度v。②齿宽b。2)计算实际载荷系数KH。①由表10-2查得使用系数KA=1。②根据v=1.22m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.12。③齿轮的圆周力。Ft3=2T3/d3t=3.149×103NKAFt3/b=60.814N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHɑ=1.2。④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.421。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHɑKHβ=1.913)由公式〔10-12〕，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数m=d1/z1=2.45mm3.按齿根弯曲强度设计〔1〕由公式〔10-7〕试算模数，即1)确定公式中的各参数值①试选KFt=1.3。②由公式〔10-5〕计算弯曲疲劳强度用重合度系数。③计算。由图10-17查得齿形系数YFa3=2.82、YFa4=1.98。由图10-18查得应力修正系数Ysa3=1.54、Ysa4=1.96。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、。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85，KFN4=0.88。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由公式〔10-14〕得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.01642〕试算模数〔2〕调整齿轮模数1〕计算实际载荷系数前的数据准备。①圆整速度v。d3=mtz3=35.832mm②齿宽b。③宽高比b/h。2)计算实际载荷系数KF。①根据v=0.843m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01。②由>100N/m,查表10-3得齿间载荷分配系数。③由表10-4用差值法查得，结合b/h=10.67查图10-13，得。那么载荷系数为3)由公式〔10-13〕，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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所决定的载荷能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.512mm并就近圆整标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=58.847mm算得小齿轮齿数z3=d3/m=39.2取z3=39,那么大齿轮齿数z4=uz3=97,z3和z4互质。这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到了结构紧凑，防止浪费。4.几何尺寸计算〔1〕计算分度圆直径(2)计算中心距〔3〕计算齿轮宽度考虑不防止的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮稍微加宽〔5～10〕mm，即取=b+(5～10)mm=58.5+(5～10)=63.5～68.5mm取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。5.验算适宜八.链传动的设计选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为材料选择40钢，热处理：淬火、回火。确定计算功率由表9－6查得，由图9－13查得，单排链，那么计算功率为：。选择链条型号和节距根据及查图9－11，可选16A-1。查表9－1，链条节距为。计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数为，取链长节数节。查表9－7得到中心距计算系数，那么链传动的最大中心中心距为：。计算链速v，确定润滑方式由和链号16A－1，查图9－14可知应采用油滴润滑。计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，那么压轴力为。链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。链轮的根本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的最大轴凸缘直径节距p=31.75mm，滚子直径=19.05mm，小链轮齿数，大链轮齿数，内链板高度九.减速器轴及轴承装置、键的设计1.Ⅰ轴〔输入轴〕及其轴承装置、键的设计１.输入轴上的功率转矩２.求作用在齿轮上的力圆周力，径向力，轴向力３.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15－3，取(以下轴均取此值〕，于是由式15－2初步估算轴的最小直径。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径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=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,那么按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，由〔GB/T58432003〕(《机械设计课程设计》P167)选用GY2型联轴器，其公称转矩为63000N·ｍｍ。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L＝42ｍｍ的半联轴器。与轴配合的毂孔长度。４.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案〔见图9-1〕2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，轴肩高度,故取２段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比略短一点，现取。(2)初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，初选型号6205深沟球轴承，其尺寸为，根本额定动载荷，根本额定静载荷，，，故,轴段3和5的长度取相同,，。(3)轴段4做成齿轮轴。轴段4的直径应根据6205的深沟球轴承的定位轴肩直径确定，取,。其余尺寸如图9—1(4)取齿轮齿宽中间为力作用点，那么可得,，。(5)参考表15－2，取轴端为和各轴肩处的圆角半径。图9-1输入轴的结构布置简图5.受力分析、弯距的计算1)计算支承反力在水平面上在垂直面上故总支承反力2)计算弯矩并作弯矩图(1)水平面弯矩图(2)垂直面弯矩图(3)合成弯矩图3)计算转矩并作转矩图6.作受力、弯矩和扭矩图图9—2轴Ⅰ受力、弯矩和扭矩图7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键〔A型〕轴的直径d=18mm,选，联轴器:由式6－1，查表6－2，得，键校核平安8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式15－5，并取，轴的计算应力，，由表15－1查得，，故平安9.校核轴承和计算寿命(1)校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表13－5取X＝0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.040－0.070之间，对应的e值为0.24－0.27之间，对应Y值为1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。由表13－6取那么，A轴承的当量动载荷，校核平安该轴承寿命该轴承寿命(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核平安该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故平安。2.Ⅱ轴〔中间轴〕及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮:低速小齿轮:3.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15－3，取，于是由式15－2初步估算轴的最小直径中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%，取增大12%得，圆整的。这是安装轴承处轴的最小直径4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号6207的深沟球轴承参数如下，，，根本额定动载荷根本额定静载荷，故。轴段1和5的长度相同,故取。(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,假设毂长与齿宽相同,齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度,取，。(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,假设毂长与齿宽相同,齿宽，取。取齿轮齿宽中间为力作用点,那么可得,，(4)参考表15－2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图9—3。图9—3中间轴的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力：在水平面上在垂直面上：故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上：故3)计算转矩并作转矩图6.作受力、弯矩和扭矩图图9—4轴Ⅱ受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1)低速级小齿轮的键由表6－1选用圆头平键〔A型〕，小齿轮轴端直径d=40mm,，小齿轮齿宽B=85mm，。由式6－1，查表6－2，得，键校核平安2)高速级大齿轮的键由表6－1选用圆头平键〔A型〕，大齿轮轴端直径d=40mm，，大齿轮齿宽B=50mm，。由式6－１，查表6－2，得，键校核平安8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面，，根据式15－5，并取，由表１５－１查得，，校核平安。9.校核轴承和计算寿命1)校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故因为，校核平安。该轴承寿命2)校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核平安该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故平安。3.Ⅲ轴〔输出轴〕及其轴承装置、键的设计1.输入功率转速转矩2.第三轴上齿轮受力3.初定轴的直径轴的材料同上。由式15－2，初步估算轴的最小直径输出轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%，圆整的。这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取。4.轴的结构设计1)拟定轴的结构和尺寸〔见图9—5〕2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足链轮的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，轴肩高度,故取２段的直径。(2)轴段3和轴段6用来安装轴承，根据，初选型号6212的深沟球轴承，参数根本：，，根本额定动载荷根本额定静载荷。由此可以确定：，取，。(3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,假设毂长与齿宽相同,齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,取,。(4)取齿轮齿宽中间为力作用点,那么可得,，(5)参考表15－2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图9—5。图9—5轴Ⅲ的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力在水平面上在垂直面上故(2)计算弯矩1)水平面弯矩在C处，2)垂直面弯矩在C处，在B处，(3)合成弯矩图在C处在B处，(4)计算转矩，并作转矩图(CD段)6.作受力、弯矩和扭矩图图9—6轴Ⅲ受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1)低速级大齿轮的键由表6－1选用圆头平键〔A型〕d=62mm，，，。由式6－1，查表6－2，得，键校核平安2)高速级链轮的键由表6－1选用圆头平键〔A型〕d=45mm，，，由式6－1，查表6－2，得，键校核平安8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15－5，并取，，，d=62mm，由表15－1查得，，校核平安。9.校核轴承和计算寿命1)校核轴承D和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核平安。该轴承寿命该轴承寿命2)校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核平安该轴承寿命该轴承寿命十.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，提高效率，防锈，冷却和散热。1)因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，传动零件将油池中的油甩到箱壁上，可以使润滑油加速散热。箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。为防止大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于30~50mm。2)计算所需油量。对于一级减速器每传递1kW的功率需油量约为350~700(润滑油的粘度高时取大值)。对于多级减速器，应按传动的级数成比例的增加油量。轴Ⅱ的输入功率为5.28kW。3)验算油池中的油量V是否大于传递功率所需油量油池中油量，符合要求。4)轴承采用脂润滑，需要定期检查和补充润滑脂。脂润滑易于密封，结构简单，维护方便。为防止箱内润滑油进入轴承室而使润滑脂稀释流出，同时也防止轴承室中的润滑脂流入箱体内而造成油脂混合，通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。润滑脂的充填量为轴承室的1/2~1/3，每隔半年左右补充或更换一次。2.密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。毡圈密封结构简单，但磨损快，密封效果差，主要用于脂润滑和接触面速度不超过5m/s的场合。3.润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用全损耗系统用油，L—AN68(GB443—1989)；润滑脂选7407号齿轮润滑脂(SY4036—1984)。十一.箱体的设计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。轴承座壁厚和加强肋确实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。轴承旁螺栓位置和凸台高度确实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钉孔相干预的前提下，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那么，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。凸缘尺寸确实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。箱体的结构工艺性小齿轮端箱体外壁圆弧半径R确实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，从而定出小齿轮端箱体外壁和内壁的位置。箱体凸缘连接螺栓的布置连接箱盖与箱座的螺栓组应对称布置，并且不应与吊耳、吊钩、圆锥销等相干预。螺栓数由箱体结构及尺寸大小而定。减速器中心高H确实定减速器中心高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。铸件应防止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。附件设计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。通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以防止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。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。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。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1~2个启盖螺钉。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，两个定位销相距远些可提高定位精度。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δδ=0.025a+58箱盖壁厚δ1δ1=0.025a8mm箱座