兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)書(shū)

1 兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)書(shū) 一 . 課程設(shè)計(jì)書(shū) 設(shè)計(jì)課題 : 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器 載荷變化不大 ,空載起動(dòng) ,卷筒效率為 括其支承軸承效率的損失 ),減速器小批量生產(chǎn) ,使用期限 8 年 (300 天 /年 ),兩班制工作 ,運(yùn)輸容許速度誤差為 5%,車(chē)間有三相交流 ,電壓 380/220V 表一 : 題號(hào) 參數(shù) 1 2 3 4 5 運(yùn)輸帶工作拉力（ 輸帶工作速度（ m/s） 筒直徑（ 250 250 250 300 300 二 . 設(shè)計(jì)要求 制軸、齒輪零件圖各一張 ( 三 . 設(shè)計(jì)步驟 1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5. 設(shè)計(jì) V 帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計(jì) 2 7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 置總體設(shè)計(jì) 方案 : 1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2. 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3. 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將 其傳動(dòng)方案如下： 2 3 5 4 1(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖 ) 初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如 :傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。 選擇 V 帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開(kāi)式）。 3 傳動(dòng)裝置的總效率a5423321 a 1 為 V 帶的效率 ,1 為第一對(duì)軸承的效率， 3為第二對(duì)軸承的效率， 4 為第三對(duì)軸承的效率， 5為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為 7 級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑 . 因是薄壁防 護(hù)罩 ,采用開(kāi)式效率計(jì)算 )。 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： P P / 1900 000 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 nD60 = 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍， V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 2 4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比 i 8 40， 則總傳動(dòng)比合理范圍為 i 16 160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n i n（ 16 160） 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比， 選定型號(hào)為 4 的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為 定電流 載轉(zhuǎn)速 r/步轉(zhuǎn)速 1500r/ 4 3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （ 1） 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為n /n 1440/ 2） 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 動(dòng) 機(jī)轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)重量 N 參考價(jià)格 元 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 V 帶傳動(dòng) 減速器 1 1500 1440 470 230 心高 外型尺寸 L（ + 腳 安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑 K 軸伸尺寸D E 裝 鍵 部位尺寸F 32 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 5 i i 式中10, 為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取0i 減速器傳動(dòng)比為 i 0/據(jù)各原則，查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為 1i 2i 1/ （ 1） 各軸轉(zhuǎn)速 n 0/1440/n1/ n n/ 2i r/n=n=r/ 2） 各軸輸入功率 P1 Pp 23 PP 23 PP 2 4=各軸的輸出功率： P P P P P P P P 3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 1T =i 1 Nm 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩550550 440= 所以 : Ti 1 =m TT 1i 1 2 =m TT 2i 2 3=m T=T3 4 =m 6 輸出轉(zhuǎn)矩： TT m T T m T T m T T m 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率 P 矩 T 速r/入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 440 1 軸 軸 軸 軸 確定計(jì)算功率 查課本178： K 式中 為工作情況系數(shù)， p 為傳遞的額定功率 ,既電機(jī)的額定功率 . 選擇帶型號(hào) 根據(jù) 8.4k ,查課本152153用帶型為 選取帶輪基準(zhǔn)直徑21, dd 153 小帶輪基準(zhǔn)直徑 01 ，則大帶輪基準(zhǔn)直徑 0 ,式中為帶傳動(dòng)的滑動(dòng)率，通常?。?1% 2%）， 查課本153242 。 7 驗(yàn)算帶速 v 35/40090100060 1 在 5 25m/s 范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。 確定中心距 由于 , 所以 初 步 選 取 中 心 距 a ：4 7 1)2 2 490(10 dd 初定中心距 710 ，所以帶長(zhǎng) , )(22 0220 121 查課本 142P 表 8400得實(shí)際中心距 82/ 120 取 50 驗(yàn)算小帶輪包角1 21 a dd 角合適。 確定 v 帶根數(shù) z 因 01 ，帶速 ，傳動(dòng)比 i, 查課本148 8 8 80 查課本 142P 表 8 查課本154由內(nèi)插值法得 K=15400選 Z=5根帶。 8 計(jì)算預(yù)緊力0得 ,故 : 單根普通帶張緊后的初拉力為 00 220 計(jì)算作用在軸上的壓軸力得 : p i i 0 （一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級(jí)小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280取小齒齒數(shù) 1Z =24 高速級(jí)大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240 i 24= 取 78. 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2131 )(12 確定各參數(shù)的值 : 9 試選課本2150選取區(qū)域系數(shù) 由課本 214P 圖 10則 由課本2020算應(yīng)力值環(huán)數(shù) 60n1 0 1（ 2 8 300 8） =109 h =108 h #(即 2查課本203： = =齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應(yīng)用2020 H 1 =550= H 2 =450=432 許用接觸應(yīng)力 M P )( 21 查課本由1980=0 d=1 T=105 11/105 104 小齒輪的分度圓直徑 (12 = 43 計(jì)算圓周速度 10 100060 11nd t 0 060 計(jì)算齒寬 b 和模數(shù)b b=td =算摸數(shù) =14 t 計(jì)算齒寬與高之比 齒高 h= =計(jì)算縱向重合度 =d 14t a a n =計(jì)算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 1 根據(jù) ,7級(jí)精度 , 查課本由1920 動(dòng)載系數(shù) 查課本由1940 K KH= )d2d+103 b =+1) 1+103 課本由1950 KF=課本由1930 : KH=載荷系數(shù) : K K K K=1 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =3 =計(jì)算模數(shù) 11 4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 )(c 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 m 確定齒數(shù) z 因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 24， z i z 24 動(dòng)比誤差 i u z / z 78/24 i 5，允許 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) z z / 24/ 4 z z / 78/ 4 初選齒寬系數(shù) 按 對(duì)稱(chēng)布置，由表查得 1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù) K K K K K K =1 查取齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力校正系數(shù) Y 查課本由1970 : 齒形系數(shù) Y Y 應(yīng)力校正系數(shù) Y Y 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 2111 ） 1/24 1/78） 12 ） 因?yàn)?/則重合度系數(shù)為 Y 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 o Y 1 計(jì)算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得 S 作壽命兩班制， 8年，每年工作 300天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 60 60 1 8 300 28 10 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1/u 10 /10 查課本由2040 到 彎 曲 疲 勞 強(qiáng) 度 極限 小齒輪大齒輪查課本由1970疲勞壽命系數(shù) : 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= F 1 = 0 F 2 = 8 013 111 Y 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 13 設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算模數(shù) n o 243 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) 1357整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ,取為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) z1= 取 25 那么 25=81 幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算中心距 a= 21 = 14)8125( =將中心距圓整為 110按圓整后的中心距修正螺旋角 = 92 2)8125(a r c c o ( 21 因 值改變不多 ,故參數(shù),k, 計(jì)算大 s 225co s 281co 計(jì)算齒輪寬度 B= 圓整的 502 B 551 B （二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 計(jì)算 材料：低速級(jí)小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280取小齒齒數(shù) 1Z =30 速級(jí)大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240 4 30=圓整取 70. 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選 查課本由2150取區(qū)域系數(shù) 試選 ,查課本由 214P 圖 101= 2=力循環(huán)次數(shù) 60 j 0 1 (2 8 300 8) =108 108 由課本2030 查課本由2070齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 001 , 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 501 取失 效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力 H 1 = 5641 H 2 =550/1=517 2 )( 2查課本由1980材料的彈性影響系數(shù) dT=105 22 /105 104 15 3 242131 )(12 =2. 計(jì)算圓周速度 100060 1 nd 3. 計(jì)算齒寬 b=d 4. 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) t 齒高 h=. 計(jì)算縱向重合度 0 2 6. 計(jì)算載荷系數(shù) K KH=+2)+103 b =+ 103 用系數(shù) 1 同高速齒輪的設(shè)計(jì) ,查表選取各數(shù)值 KF= KH=KF=載荷系數(shù) K=1 . 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 計(jì)算模數(shù) 7 7 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) mc 16 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 （ 1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 m （ 2） 確定齒數(shù) z 因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 30， z i z 30 動(dòng)比誤差 i u z / z 0 i 5，允許 （ 3） 初選齒寬系數(shù) 按對(duì)稱(chēng)布置，由表查得 1 （ 4） 初選螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 載荷系數(shù) K K K K K K =1 6） 當(dāng)量齒數(shù) z z / 30/ 2 z z / 70/ 2 課本1970得齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力修正系數(shù) Y 2 3 9 1 Y 7 5 3 1 Y （ 7） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1 8） 計(jì)算大小齒輪的 查課本由2040查課本由2020 S= F 1 = 17 F 2 = 計(jì)算大小齒輪的 并 加以比較 0 1 2 6 2111 Y 0 1 5 4 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 ,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 . 計(jì)算模數(shù) n o 253 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) 1357整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ,取 為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要 按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) . z1= 取 30 30= 取 70 初算主要尺寸 計(jì)算中心距 a= 21 = 12)7030( =將中心距圓整為 103 修正螺旋角 = 32 2)7030(a r c c o ( 21 因 值改變不多 ,故參數(shù),k,分度圓直徑 12301270計(jì)算齒輪寬度 18 d 圓整后取 51 02 6低速級(jí)大齒輪如上圖： V 帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表 V 帶 高速級(jí)齒輪 低速級(jí)齒輪 19 2. 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/(r/(r/n(r/. 各軸輸入功率 P （ （ （ P ( . 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T(kNm) . 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑（ 大輪直徑（ 中心距 a（ 基準(zhǔn)長(zhǎng)度（ 帶的根數(shù) z 90 224 471 1400 5 1. 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 20 . 求輸出軸上的功率 速3n，轉(zhuǎn)矩3 3n=T=m . 求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 2d =而 232 3 s 20t 4 8co st =周力 向力 軸向力 . 初步確定軸的最小直徑 先按課本 15步估算軸的最小直徑 ,選取軸的材料為 45 鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,根據(jù)課本 315361 表12o 76 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合 ,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào) 查課本 114343 表P,選取 5.1 0 2 7 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩 ,所以 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 11222 選取 彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為 500011 與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為半聯(lián)軸器半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度故取 . 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求 , -軸段右端需要制出一軸肩 ,故取 -的直徑 7;左端用軸端擋圈定位 ,按軸端直徑取擋圈直徑 0 半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度 為 21 了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 , 故 -的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些 ,現(xiàn)取 2 初步選擇滾動(dòng)軸承 故選用單列角接觸球軸承 7,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承 7010 d D B 2d 2D 軸承代號(hào) 45 85 19 2095 85 19 209B 45 100 25 309B 50 80 16 010C 50 80 16 0100 90 20 210C 2. 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 對(duì) 于 選 取 的 單 向 角 接 觸 球 軸 承 其 尺 寸 為 的68050 ,故 0 ;而 6 . 22 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位 010C 型軸承定位軸肩高度 57, 因此取 取安裝齒輪處的軸段 8;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 的寬度為 75了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度 ,故取 2. 齒輪的左端采用軸肩定位 ,軸肩高 5,取 b=8 軸承端蓋的總寬度為 20減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 ) 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 0 ,故取 0. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16兩圓柱齒輪間的距離c=20考慮到箱體的鑄造誤差 ,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí) ,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取 s=8已知滾動(dòng)軸承寬度 T=16 高速齒輪輪轂長(zhǎng) L=50則 3)316816()7275( 241620850( 至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度 . 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 , 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí) , 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 20 對(duì)于 7010a=此 ,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 . F 5 0 3 4 83231 F 8 4 3 4 83222 0 923231 2 18 0 91 6 3 022 8 7 9 1 H 1 9 6 25 59 2 8 731 7 2 88 9 222 121 1799512 23 傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖 : (從動(dòng)軸 ) (中間軸 ) (主動(dòng)軸 ) 從動(dòng)軸的載荷分析圖 : 24 6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù) 321 )( = 1(19 625 5 22 前已選軸材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表 15 1 =60 1 此軸合理安全 7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 . . 判斷危險(xiǎn)截面 截面 A, , ,以 A B 無(wú)需校核 截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重 ,從受載來(lái)看 ,截面 截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同時(shí)軸徑也較大 ,故不必做強(qiáng)度校核 上雖然應(yīng)力最大 ,但是應(yīng)力集中不大 ,而且這里的直徑最大 ,故 C 截面也不必做強(qiáng)度校核 ,截面和顯然更加不必要做強(qiáng) 25 度校核 章的附錄可知 ,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而 ,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可 . . 截面左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面的右側(cè)的彎矩 M 為 的扭矩33T= 截面上的彎曲應(yīng)力 M P 5 001 4 4 60 9 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 T = M P 0031 135 0 軸的材料為 45 鋼。調(diào)質(zhì)處理。 由課本3555得： 551 因 經(jīng)插入后得 T =性系數(shù)為 q q = K =1+ )1( q =1+q（ T =以 綜合系數(shù)為： K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù)6 S= S= 所以它是安全的 截面右側(cè) 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面左側(cè)的彎矩 M 為 M=133560 截面上的扭矩3 3T=295 截面上的彎 曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 T = K = 綜合系數(shù)為： K= K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù) S= 所以它是安全的 27 選擇鍵聯(lián)接的類(lèi)型和尺寸 一般 8 級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵 . 根據(jù) 55 5 查表 6 鍵寬 16 10 2L =36 0 2 3L=50 校 和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表 6 p=110 222 60 333 00 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 .5 5 .5 由式（ 6： 222322102 p 3333331022 p 兩者都合適 取鍵標(biāo)記為： 鍵 2： 16 36 A 1096 3： 20 50 A 109628 減速器的箱體采用鑄造（ 成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機(jī)體采用67 1. 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度 2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。 因其傳動(dòng)件速度小于 12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度 為 3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便 . 4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔 在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油 孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊， 29 由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 . D 通氣孔： 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡 . E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋 . F 位銷(xiāo)： 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝 一圓錐定位銷(xiāo)，以提高定位精度 . G 吊鉤： 在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體 . 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 名稱(chēng) 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果 箱座壁厚 a 10 箱蓋壁厚 1 a 9 箱蓋凸緣厚度 1b 11 b 12 箱座凸 緣厚度 b 5.1b 15 30 箱座底凸緣厚度 2b b 25 地腳螺釘直徑 ad f 腳螺釘數(shù)目 n 查手冊(cè) 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 2d 2d =（ 承端蓋螺釘直徑 3 .5）孔蓋螺釘直徑 4d 4d =（ 8 定位銷(xiāo)直徑 d d =（ 2d 8 1d ， 2d 至外機(jī)壁距離 1C 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表 4 34 22 18 2d 至凸緣邊緣距離 2C 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表 4 28 16 外機(jī)壁至軸承座端面距離 1l 1l = 1C + 2C +（ 812） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 1 1 15 齒輪端面與內(nèi) 2 2 10 31 機(jī)壁距離 機(jī)蓋，機(jī)座肋厚 1 1m 9 m 承端蓋外徑 2D 2 +（ 53d 120（ 1 軸） 125（ 2軸） 150（ 3 軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 S 2 120（ 1 軸） 125（ 2軸） 150（ 3 軸） 10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器， 因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn) 小于 5(1 . 5 2 ) 1 0 . / m i nm m r ，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用 0號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度 . 油的深度為 H+1h H=30 1h =34 所以 H+1h =30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。 32 密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精