机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器.doc

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计 算 及 说 明 结 果 一、设计任务书 1、设计任务 设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器 2、原始数据 输送带有效拉力 F=4100N 输送带工作速度 v=0.7m/s（允许误差5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时) 3、工作条件 两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。 二、传动系统方案拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示： 带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6 三、电动机的选择 1、电动机容量的选择 由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率 Pw== = 4.2 kw 设： η4w———— 输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率； η4w =输送机滚筒轴（ηcy=0.96）一对滚动轴承效率（ηb=0.99）； η01————η01=联轴器效率（ηc =0.99）；（p19，查表3-1） η12————η12 = 闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）一对滚动轴承效率ηb=0.99； η23————η12 = 闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）一对滚动轴承效率（ηb=0.99）； η34————联轴器效率（ηc =0.99）一对滚动轴承效率（ηb=0.99）； 则： η总=η01η12η23η34η4w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504 Pr==4.939 kw 取电动机额定功率 Pm=5.5kw 2、电动机转速的选择 输送机滚筒轴的工作转速 nω===54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。 3、电动机型号的确定 根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M2—8，其主要数据如下： 电动机额定功率Pm=5.5kw 电动机满载转速nm=720r/min 电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3） 电动机轴伸长度E=110mm 电动机中心高H=160mm 四、传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 i===13.19 由系统方案知 i01=1；i34=1 取高速传动比i12===4.14 低速传动比i23===3.19 传动系统各传动比分别为： i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1 五、传动系统的运动和动力参数计算 0轴（电动机轴）： n0=nm=750r/min p0=pr=4.94kw T0=9550=9550=62.89Nm 1轴（减速器高速轴）： n1= ==750r/min p1=p0η01=4.940.99=4.89kw T1=T0i01η01=62.8910.99=62.26Nm 2轴（减速器中间轴）： n2= ==173.89r/min P2=p1η12=4.890.9603=4.70kw T2=T1i12η12=62.264.140.9603=247.52Nm 3轴（减速器低速轴）： n3= ==54.60r/min p3=p2η23=4.700.9603=4.51kw T3=T2i23η23=247.523.190.9603=758.24Nm 4轴（滚筒轴） n4= ==54.60r/min p4=p3η34=4.510.9801=4.42kw T4=T3i34η34=758.2410.9801=743.15Nm 上述计算结果和传动比效率汇总如下： 轴 号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n(r/min) 720 720 173.89 54.60 54.60 功率P(kW) 4.94 4.89 4.70 4.51 4.42 转矩T(Nm) 62.89 62.26 247.52 758.24 743.15 两轴连接件、传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比i 1 4.14 3.19 1 传动效率η 0．99 0.9603 0.9603 0.9801 六、减速器传动零件的设计计算 1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230~250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190~210 （2）确定许用弯曲应力： ①弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa 大齿轮σFlim2=220MPa ②寿命系数 应力循环次数 NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 ③应力修正系数 由标准规定， Yst=2 ④最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤许用弯曲应力 由试（13-8） [σF2]=327.36MPa [σF1] > [σF2], [σF]= [σF2]=327.36MPa （3）许用接触应力计算 由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为 小齿轮σHlim1=580MPa 大齿轮σHlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=601720525016=8.64108 NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108 由图13—14得 ZN1=0.92 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系数 失效概率低于1/100, SHmin=1 则需用接触应力为： [σH1]= ==533.6MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] > [σH2], [σH] = [σH2] = 528MPa （4）按齿面接触应力强度确定中心距 ①载荷系数 设齿轮按8级精度制造 由表13—2，取K=1.2 ②齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置 由表13—6 ，软齿面取 φd=0.9 由式13—15，φa=== 0.35 ③弹性系数 由表13—5 ， ZE=189.8 ④节点区域系数 初设螺旋角β=12 由图13—12 ，ZH=2.46 ⑤重合度系数 取Z1=22 ，Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ，取Z2=91 i=u==4.1363（误差0.1%<5%，在5%允许范围内） 端面重合度 由式13—19 =1.66 得： εα= 1.66 ,Yβ= 1.49 由式13—24 ， Zζ= ==0.776 ⑥螺旋角系数 由式13—25 ，Zβ=0.989 ⑦设计中心距 由式13—13， a≥（u1） =(4.14+1) =101.19mm mn≥= 取mn=2mm 重求中心距 a = ==115.52mm 圆整中心距，取a = 118mm 调整β β= cos-1[]=cos-1[]=16.738 （5）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ； 模数： mn=2mm 确定实际齿数比： 分度圆直径： d1===45.950mm d2===190.052mm 确定齿宽： b=b2=aφa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表13—4 、 式13—8 得 同理可得：[σF2]=327.36 MPa ① 当量齿数 zv1===25.05(按25查表) zv2===103.36（按150查表） ② 齿形系数YFa和修正系数YSa 由表13—3 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 ③ 重合度系数Yε由式13—19 =1.62 ④ 螺旋角系数 查图13—17 ， 取Yβ= 0.88 ⑤ 校核弯曲强度 σF1 = = =59.88MPa < [σF1] 同理，σF2 = 64.803 MPa < [σF2] 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)确定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数： n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/min i2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/min n3=174.08/3.188=54.60 r/min （2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230~250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190~210 （3）确定许用弯曲应力： ①弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa 大齿轮σFlim2=220MPa ②寿命系数 应力循环次数 NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 ③应力修正系数 Yst=2 ④最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤许用弯曲应力 由试（13-8） [σF2]=330.8MPa （4）许用接触应力计算 由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为: 小齿轮σHlim1=580MP 大齿轮σHlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108 由图13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系数 SHmin=1 则需用接触应力为： [σH1]= ==545.2MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] < [σH2][σH] = [σH2] = 528MPa （5）按齿面接触应力强度确定中心距 ①载荷系数 由表13—2，取K=1.2 ②齿宽系数 由表13—6 ，软齿面取 φd=0.9 由式13—15，φa=== 0.43 ③弹性系数 由表13—5 ， ZE=189.8 ④节点区域系数 初设螺旋角β=12 由图13—12 ，ZH=2.46 ⑤重合度系数 取Z1=28 ，Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ，取Z2=89 i=u==3.178（误差小于5%） 端面重合度,由式（13-19） =1.69 由式13—24: εα= 1.69 εβ= 1.49 ⑥螺旋角系数 由式13—25 ，Zβ==0.989 ⑦设计中心距 由式13—13， a≥（u1） =(3.188+1) =141.16mm mn≥=2.35 取mn=2.5mm 重求中心距 a = ==149.5mm 圆整中心距，取a = 150mm 调整β β= cos-1[]=cos-1[=12.838 （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89； 模数： mn=2.5mm 实际齿数比： 确定分度圆直径： d1===71.794mm d2==228.205mm 确定齿宽： b=b2=aφa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表13—4 、 式13—8 得 [σF1]=372MPa [σF2]=330.8 MPa ⑥ 当量齿数 zv1===30.20 （按30查表） zv2===96.02 （按100查表） ⑦ 齿形系数YFa和修正系数YSa 由表13—3 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 ⑧ 重合度系数Yε 由式13—19，Yε=0.607 =1.686 ⑨ 螺旋角系数 查图13—17 ， 取Yβ= 0.89 ⑩ 校核弯曲强度 σF1 = = =62.999MPa < [σF1] 同理计算得：σF2 < [σF2] 两齿轮弯曲强度足够 以上计算结果汇总如下： 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 传动比 4.136 3.178 模 2mm 2.5mm 螺旋角 13.059 12.838 中心距 118mm 150mm 齿数 22 91 28 89 齿宽 45 50 65 70 分度圆 45.95mm 190.052mm 71.794mm 228.205mm 精度 8级 七、减速器轴及轴承装置的设计 1、轴的设计 考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间的距离S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5；处取轴承宽度在n=15~30mm 三根轴的支撑跨距分别为： L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1 =2（5+10）+50+10+65+20=175 L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2 =2（5+10）+50+10+65+22=177 L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3 =2（5+10）+50+10+65+22=177 （1）高速轴（1轴）的设计 高速轴的功率、转速与转矩 转速(r/min) 功率(kw) 转矩T Nm) 720 3.7253 49.4119 ①选择轴的材料及热处理 轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用45号钢调质 ②轴的强度要求 lAB=l1=180mm lAC=+c+k+=50mm lBC= lAB- lAC=130Nmm Ft1= ==2150.7N Fr1= Ft1=2127.69=803.6N Fa1= Ft1tanβ=2127.69tan13.059=498.86N 求水平面内的支撑反力，求水平面内的弯矩如下: =803.650+498.8645.952＋FBH180=0 MCH右=FAH50+Fad2= 37296.3 Nmm 求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下： 0=2150.750＋FBV180 解得： MCV=1553.350=77665 Nmm 计算合成弯矩： 转矩：T=49411.9Nmm 合成弯矩和转矩求MCeq: MCeq= 各方向的力 弯矩 转矩 合成弯矩图如下： 以上计算结果汇总如下： 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=516.7N FBH=286.9N FAV=1553.3N FBV=597.4N 弯 矩 MC右=37296.3Nmm MCV=77665Nmm 总弯矩 MC右=86156Nmm 转 矩 T=49411.9Nmm 总弯矩 MCeq=91114.3Nmm ③轴的初步计算 计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故[σ]=[σ1] 查表[σ1]=60MPa， d≥=24.8mm ④轴的结构设计 根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如下图： （2）中间轴（2轴）的设计 选择轴的材料及热处理： 选用45钢，调质 轴的受力分析如下图所示: 具体计算结果如下表： 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=399.6N FBH=1639.6N FAV=3382.4N FBV=4241.3N 弯 矩 MC右=27019.3Nmm MD右=100079Nmm MCv=172502.4Nmm MDV=258721.4Nmm 总支反力 RA=3405.922N RB=4547.19N 总弯矩 MCMAX=174605.6Nmm MDMAX=277403.3Nmm 转 矩 T=196468Nmm MCeq MCceq=210672.7 MDceq=301410.8 ③轴的初步计算 d≥=36.9mm 考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d≥38.4mm 所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为38.4mm ④轴的结构设计 根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示 （3）低速轴（3）轴的设计 ①选择轴的材料及热处理： 选用45号钢 调质处理 ②轴的受力分析： 求水平方向的力 : 0=2043121－1247.3228.2052－FBH182 解得： MC左=FAH121=177470.7 Nmm MC右=FAH121-Fad/2=35150.6 求竖直方向的力和转矩： 解得： MCV=FAV121=221962.4 求组合弯矩： 求转矩： T=600927.1 Nmm 求MCeq : Nmm 具体弯矩 力矩图如下： ③具体计算结果如下表： 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=1466.7N FBH=576.3N FAV=1834.4N FBV=3638.6N 弯 矩 MC左=284188.6 Nmm 总支反力 RA=2348.66N RB=3683.956N 转 矩 T=600927.1Nmm 总弯矩 MCeq=459090.38Nmm ③轴的初步计算 d≥=43.7mm 考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC≥42.4mm 即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于42.4mm ④轴的结构设计 根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考 虑，联结此轴的联轴器选用的型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示: 八、滚动轴承的选择 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择: 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为Lh=30000h 由前面计算结果知：轴承所收径向力Fr=2043N，轴承工作转速n=54.5955r/min。 初选角接触球轴承；7310c手册，基本额定动载荷B=27 基本额定动载荷：Cr=53500N，基本额定静载荷：C0r=47200N,由工作条件有轻微震动所以fp=1.2 温度系数为ft=1,根据上面计算所得结果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 滚动轴承的选择及其校核计算： 有工作条件知：载荷平稳，选取fP=1.2,常温工作，选取ft=1，ε=3 1、 计算出的作用在蜗轮轴上的外力及支反力。 由低速轴的校核中可得出 蜗轮轴承 Fa = 1247.3N n=54.5955r/min 2、 计算轴承的当量动载荷 a 正确标出内部S1、S2的方向 b 计算两轴承的轴向载荷A1、A2 R、A分别为轴承的径向载荷及轴向载荷，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向外载荷为Fa=Fx=1247.3N，X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由由表查出X和Y数值；当时，轴向动载荷的影响可以忽略不记，根据所选的轴承代号查得为47.2kN 和Cr为53.5kN。 初选e=0.43 ，对应 S1=eR1=0.432348.66=1009.9N S2=eR2=0.433683.96=1584.1N c 因Fx+S2>S1 则： A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 与拭去的误差较小 与拭去的误差较大 反取e1、e2 由表可知：利用线性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43 S1=e1R1=1009.9N 利用线性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41 S2=e2R2=1510.4N 得：Fx+S2>S1 则： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N 再验证 这与假定e1、e2时对应的， 已经很接近，既可作为试算的结果。 c 计算轴承的当量动载荷 1)轴承1 =0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。 即：P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2（0.442348.66+1.302757.7）=5542.1N 2）轴承2 ，可知X2=1，Y2=0， 即：P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N 可得：P1>P2 即可按P=P1=5542.1N计算 d 计算轴承寿命 应用公式 =45.77年>5/年 即可安全使用。 7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm 根据相同的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为： 7307c轴承：D=80mm，d=35mm， B=21mm 7306c轴承：D=72mm，d=30mm， B=19mm 九、键连接和联轴器的选择 （1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T=49.4119Nm，工作转速n=720r/min。 查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。 计算转矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm 查表附表F-2查得： 高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 4323—84，d=32mm，l=82mm 许用转矩[T]=250Nm，许用转速[n]=3800r/min。 因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。 低速轴联轴器选用TL7GB 4323—84 许用转矩[T]=500Nm，许用转速[n]=3600r/min 因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。 选A型普通平键，d=32mm 查表15—16，初选 108GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mm σp===12.868Mpa< [σp] 强度足够。 （2）中间轴（2轴）上的键连接选择 小齿轮选A型普通平键，d=42mm 查表15—16，初选128 GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mm σp===70.875Mpa< [σp] 强度足够。 大齿轮选A型普通平键，d=42mm 查表15—16，初选128GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mm σp===49.117< [σp] 强度足够。 （3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=600.9271Nm，工作转n=54.5955r/min。 查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。 计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm 查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB 5843—86，d=40mm，l=84mm。 许用转矩[T]=1250Nm，许用转速[n]=4000r/min。 因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。 选A型普通平键，d=40mm 查表15—16，初选108 GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mm σp===0.1Mpa< [σp] 强度足够。 Pw=4.2 kw η总=0.8504 Pr=4.939 kw Pm=5.5 kw ns=750r/min Y160M2—8 i=13.19 i12=4.14 i23=3.19 n0=750r/min p0=3.76kw T0=49.91NM n1=750r/min p1=3.73kw T1=49.41Nm n2=173.89r/min P2=3.58kw T2=196.47Nm n3=54.60r/min p3=3.44kw T3=600.93Nm n4=54.60r/min p4=3.27kw T4=571.12Nm HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 8.64108 NF2= 2.09108 YN1=0.9 YN2=0.93 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =360MPa [σF2] =327.36MPa NH1 =8108 NH2 =2.09108 ZN1=0.92 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =533.6MPa [σH2] = 528MPa [σH] =528MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.35 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=22 Z2=91 Zε=0.776 Zβ=0.989 mn=2mm a =118mm β=16.738 d1=45.950mm d2=190.052mm b=45mm b1=50mm [σF1] =360 MPa [σF2] =327.36 MPa YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 Yε=0.713 Yβ= 0.88 σF1= 59.88MPa < [σF1] HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 2.08108 NF2= 0.65108 YN1=0.93 YN2=0.94 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =372MPa [σF2] =330.8MPa σHlim1 =580MPa σHlim2 =550MPa NH1=2.08108 NH2=0.65108 ZN1=0.94 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =535.2MPa [σH2] = 528 MPa [σH] =528 MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.43 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=28 Z2=89 εα =1.69 εβ=1.49 Zε=0.769 Zβ=0.989 a =150mm β=12.838 mn=2.5mm u=3.178 d1=72.794mm d2=228.205mm b=b2=65mm b1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18 YSa2=1.79 Yε=0.695 σF1 =62.999MPa < [σF1] σF2 < [σF2] Mceq= 91114.3Nmm d≥24.8mm 45钢调质 d≥38.4mm MCe= 459090.38Nmm d≥43.7mm Lh=30000h Fr=2043N n=54.595r/min B=27 Cr=53500N C0r=47200N。 fp=1.2 ft=1 RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 初选e=0.43 S1=1009.9N S2=1584.1N A2=1584.1N A1=2831.4N e1=0.43 S1=1009.9N e2=0.41 S2=1510.4N 高速轴选用TL5型联轴器 低速轴选用TL7型联轴器 十、减速器箱体的设计 名 称 符号 计算公式 结 果 机座壁厚 δ δ=0.025a+1≥8 8mm 机盖壁厚 δ1 δ1=0.02a+1≥8 8mm 机座凸缘壁厚 b b=1.5δ 12 mm 机盖凸缘壁厚 b1 b1=1.5δ1 12 mm 机座底凸缘壁厚 p p=2.5δ 20mm 箱座上的肋厚 m m≥0.85δ 8mm 地脚螺钉直径 dφ dφ =0.036a+10=11.472 12mm 地脚螺钉数目 n 双级6 6 地 角 螺 栓 螺栓直径 dφ M12 M12 螺栓通孔直径 dφ’ 15 15 螺栓沉头座直径 d0 40 40 地角凸缘尺寸 L1 24 24 L2 22 22 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75 dφ 10 轴 承 旁 螺 栓 螺栓直径 d1 M10 M10 螺栓通孔直径 d1’ 11 11 沉头座直径 D0 24 24 部分面凸缘尺寸 c1 18 18 c2 14 14 上下箱连接螺栓直径 d2 （0.5~0.6）dφ 10 上 下 箱 螺 栓 螺栓直径 d2 M10 M10 螺栓通孔直径 d2’ 11 11 沉头座直径 D0 24 24 部分面凸缘尺寸 c1 18 18 c2 14 14 定位销孔直径 d3’ d3’=(0.6~0.8) d2 6 轴承旁连接螺栓距离 S S≈D2 160mm 轴承旁凸台半径 Rδ Rδ≈c2 14 轴承旁凸台高度 h 由低速轴轴承外径D2和 Md1 螺栓扳手空间的要求确定 47.5mm 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 △1 △1>δ 10mm 箱体外壁至轴承座端面距离 K K=c1+c2+(5~8) 40 剖分面至底面高度 H H≈(1~1.2)a 156mm 十一、减速器附件的设计 1、 窥视孔及窥视孔盖 由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下 A 100mm A1 130mm A2 115mm B 96mm B1 136mm B2 1160mm d4 M6 R 5mm h 3mm 2、通气器 选用简单式通气器参照《机械设计 课程设计》表6-4，选用M271.5型通气器 设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下： D1 15 b 8 B 30 h1 22 h 12 b1 6 H 45 D3 32 H1 32 D4 18 a 6 L 32 δ 4 孔数 6 K 10 D2 36 3、凸缘式轴承端盖 用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下： 以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖 d0=d3+1mm =10mm 轴承外径（D） 螺栓直径（d3） 螺栓数目（n） D0=D+2.5d3=135mm D2=D0+2.5d3=160mm e=1.2d3=13.31 14=e1>e m由结构确定 D4=D-(10~15)mm=100mm b1 ，d1由密封尺寸确定 110mm M10 6 d0=d3+1mm =9mm 72mm M8 4 D0=D+2.5d3=92mm D2=D0+2.5d3=112mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由结构确定 D4=D-(10~15)mm=62mm b1 ，d1由密封尺寸确定 d0=d3+1mm =9mm 80mm M8 4 D0=D+2.5d3=100mm D2=D0+2.5d3=120mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由结构确定 D4=D-(10~15)mm=70mm b1 ，d1由密封尺寸确定 4、定位销 为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=6mm。 5、起箱螺钉 为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。 6、油标 指示减速箱内油面的高度，本处选用杆式油标，尺寸如下： d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 7、放油孔及放油螺塞 排放减速箱体内污油和便于清洗箱体内部，尺寸如下： d D0 L l a D S D1 d1 H M161.5 26 23 12 3 19.6 17 16.15 17 2 8、起吊装置 便于减速器的搬运，选用吊环，尺寸如下 R H d 7.5 20 20 十二、润滑与密封 由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。 输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，所以用毡圈密封。 十三、设计小结 过三周的实践设计，让我受益良多。亲身体会了设计的每一个过程从从参数的计算零件型号材料的选择零件的强度的校核等各个方面。通过此次课程设计让我深切的体会到设计了乐趣和困难。通过此次设计也暴露出我自身许多问题。首先，知识还没有学扎实比如在选择一些零件和设计轴的时候有些问题没有考虑进去导致设计的不合理，类似此类的问题还很多。其次，设计粗心大意有些小细节没有充分考虑到，最明显的是画图的时候没把有些小细节考虑进来导致不停地改图。 设计的这三周我过的很充实，也就是因为这份充实让我深深爱上机械设计这个行业。 自己也立志要学好这门课。设计必须抱有严谨的态度，这种态度必须从每一个小的细节做起，细节决定成败。我们在学校的知识还不足，应该努力从各个方面拓宽知识面。我相信通过自己的努力一定会有所成。在次感谢各位老师对我耐心的指导。 十四、参考资料 《机械原理及机械设计》主编：诸文俊 钟发祥西北大学出版社 《机械设计课程设计》主编：任金泉 西安交通大学出版社