畢業(yè)設計（論文）自動焊條電弧焊裝置設計—小車行走機構的設計

1、 畢 業(yè) 設 計（論文）題 目：自動焊條電弧焊裝置設計小車行走機構的設計 學 院：機電工程學院專業(yè)名稱：機械設計制造及其自動化 學 號：200340111020學生姓名：指導教師： 2007 年 6 月 14 日黃石理工學院畢業(yè)設計（論文）任務書畢業(yè)設計（論文）題目：自動焊條電弧焊裝置設計小車行走機構的設計教學院： 機電工程學院 專業(yè)班級： 03本機制1班 學生姓名： 黃順義 學號： 200340111020 指導教師： 一畢業(yè)設計（論文）的主要內容1 自動焊條電弧焊裝置裝配圖1張2 小車行走機構裝配圖1張3 零件圖若干張4 設計說明書1份二畢業(yè)設計（論文）的要求1 工作量要求（1）. 設計成

2、果包括全套圖紙和文字材料（開題設計報告和說明書等）。（2）. 總份量要求不少于2萬字或40個標準頁碼，其中圖紙按1號幅面折算為3千字或6個頁碼。2 裝訂要求（1）. 文字材料采用a4紙打印，裝訂次序為：畢業(yè)設計論文封面；任務書；目錄；正文；參考文獻；附錄；致謝；封底。（2）. 正文部分應包括：概述（或前言）、總體方案設計與論證、各組成部分方案設計與計算、設計總結與問題分析。（3）. 圖紙全部為cad圖紙（同時具備電子圖檔），疊成a4幅面大小，與文字資料一起裝入資料袋，并在資料袋封面上列出資料清單。3 內容要求（1）. 小車行走機構結構合理，保證其行走速度符合焊接速度的要求。（2）. 全部圖紙符

3、合國家標準。（3）. 設計計算說明書內容完整。（4）. 總結：對整個設計方案的評價、分析、改進意見。三. 進度安排畢業(yè)設計（論文）各階段主要內容起 止 日 期1調研及收集并消化有關資料，完成開題報告。12月25日2月 2日2總體方案設計與論證。2月 3日3月 6日 3小車行走機構結構方案設計與論證3月 6日4月 15日4繪制裝配圖和零件圖4月16日5月19日 5整理資料，編寫畢業(yè)設計說明書5月 20日5月30日 6圖紙定稿，打印并裝訂 6月1日6月9日 7整理資料，準備答辯 6月10日6月13日8畢業(yè)設計答辯6月14日6月16日四其他情況說明1.所設計的自動焊條電弧焊裝置主要用于手工電弧焊所適

4、用的平焊位置的焊縫的焊接。能根據需要調整合適的焊條送給速度及施焊角度，并保證小車行走速度符合焊接速度的要求。2. 題目開始實施后，每周分三次在k1206集中：考勤，檢查進度，協調事項，進行組內討論，解答問題。3. 要求有統一的畢業(yè)設計筆記本，記錄資料查閱、問題及解決方案等。每周集中時間進行檢查。五主要參考文獻1 中國機械工程學會焊接學會編，焊接手冊第1卷 焊接方法及設備，機械工業(yè)出版社，19932 中國機械工程學會焊接學會編，焊接手冊第2卷 材料焊接，機械工業(yè)出版社，19933 西安交通大學編熔化電焊設備中國工業(yè)出版社 19614 姜煥中主編焊接方法與設備第一分冊機械工業(yè)出版社 19815 彭

5、文生、黃華良、王均榮、李志明、黃澎川主編，機械設計，華中理工大學出版社6 孟憲源主編，現代機構手冊，機械工業(yè)出版社，1994年.7 徐灝主編，機械設計手冊第3卷，第4卷，第5卷，機械工業(yè)出版社1991.8 吳宗澤主編，機械設計師手冊，機械工業(yè)出版社，2002年9 盧光賢主編，機床液壓傳動與控制，西北工業(yè)大學出版社10 機械工程標準手冊編委會，機械工程標準手冊，中國標準出版社，2003.511 成大先主編，機械設計手冊，化學工業(yè)出版社，2002.1（第四版）12 唐保寧、高學滿主編，機械設計與制造簡明手冊， 同濟大學出版社13 上海市技術革新展覽會，實用沖壓技術，上?？茖W技術出版社，1981.1

6、14 段來根主編，多工位級進模與沖壓自動化，機械工業(yè)出版社，2001.715 機械設計手冊編委員，機械設計手冊，機械工業(yè)出版社，200416 機械設計手冊編委員。機械設計手冊，機械工業(yè)出版社，200417 鄭文緯、吳克堅主編。機械原理，高等教育出版社，199718 孫恒、陳作模主編。機械原理，高等教育出版社，2001指導教師簽字 _教研室主任簽字_2006年12月18日目 錄一.傳動方案的確定 1二. 選擇電動機 11. 選擇電動機的類型 12. 確定電動機的轉速 13. 確定電動機的功率和型號 1三. 傳動比的計算與分配 21. 計算減速器各軸的運動參數2 四. 軸系零件的初步選擇 3 五.

7、 蝸桿蝸輪的設計 3 1選擇材料 3 2. 確定主要參數， 3 3. 按齒面接觸強度設計 3 4蝸桿蝸輪的幾何尺寸 5 六直齒錐齒輪的設計 6 1. 選擇材料及確定許用應力 6 2. 按齒面接觸強度設計 6 3. 驗算齒根彎曲強度 7 4. 直齒錐齒輪的幾何尺寸的計算8 七. 軸的設計 9 i軸的設計1. 選擇材料，確定許用應力 92. 計算基本直徑 93. 繪制結構簡圖 94. 各零件裝配方案及固定方式105. 確定各軸段尺寸 106. 校核軸的強度 127. 校核此軸上的軸承 13ii軸的設計1. 選擇材料，確定許用應力 132. 繪制結構簡圖 133. 校核軸的強度 164. 校核此軸上

8、的軸承 175. 鍵的選擇與計算 18iii軸的設計1. 選擇材料，確定許用應力 182. 繪制簡圖 183. 校核軸的強度 194. 圓錐滾子軸承的校核 21 八. 箱體結構設計的基本要求 22 1. 箱體要有足夠的剛度 22 2. 保證箱座與箱蓋接合面的緊密性 22 3. 箱體結構要有良好的鑄造工藝性 22 4. 箱體應有良好的加工工藝性 23 九. 附件 23 1通氣孔 23 2油塞 23 3. 油標裝置 24 4. 定位銷 24 5軸承端蓋 24十設計中應注意的一些問題 25 參考文獻 28 致謝 29 自 動 焊 接 系 統 小車行走機構設計一. 傳動方案的確定1. 采用盡可能短的運

9、動鏈,以利于提高傳動效率和傳動精度。2. 恰當選用原動機的類型、運動參數和功率等。3. 合理選擇傳動的類型機器組合方式，合理安排傳動機構的順序，以充分發(fā)揮各種傳動類型的優(yōu)勢。4. 合理分配傳動比。各種傳動均有一個合理使用，一般不應超過。5. 保證機械的安全運轉。二選擇電動機1選擇電動機的類型 本設計采用三相交流異步電動機2確定電動機的轉速 同一功率的異步電動機有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等幾種同步轉速。一般選擇1500r/min和1000r/min這兩擋的電動機。本設計采用1500r/min的電動機。3確定電動機的功率和型號 選擇電動機的型號y

10、100l-4，功率2.2kw(1) 計算工作機所需功率pw tw-工作機轉矩nm nw-工作機轉速r/min w工作機效率90%(2) 計算電動機所需功率po=0.36kw-由發(fā)動機至工作機的傳動裝置總效率=離合器傳動效率 取99%圓錐滾子軸承傳動效率 取99%蝸桿傳動效率 取75%圓錐滾子軸承傳動效率 取99%圓錐齒輪傳動效率 取95%圓錐滾子軸承效率 取99%2傳動比的計算與分配(1)計算總傳動比=6280因為i太大，故本設計選用一個減速電機。它的速比為150，功率2.2kw即 轉速n=10r/min則 i=41.93(2)傳動比的分配 =30 =1.43.計算減速器各軸的運動參數若：傳動

11、裝置各軸由高速至低速依次定為1軸、2軸、3軸，并設 各軸的轉速r/min 各軸的輸入功率kw 各軸的轉矩 nm 相鄰兩軸間的傳動效率 相鄰兩軸傳動比(1) 各軸轉速 =10 =0.333 (2) 各軸功率 (3) 各軸轉矩 =46373.4 =61031.7四軸系零件的初步選擇初估軸徑上述計算出的軸徑一般指的是傳遞轉矩軸段的最小軸徑，但對于中間軸可作為軸承處的軸徑，初估軸徑并不一定是軸的真實值。具體數值還需要視軸的結構而定，但軸的最小直徑不能小于d 。五蝸桿蝸輪的設計 1選擇材料蝸桿采用45鋼，表面淬火，硬度為45-55hrc，蝸輪材料采用,砂模鑄造。 2確定主要參數， 3按齒面接觸強度設計(

12、1)作用在蝸輪上的轉矩t 按 估取 則=4.368*(2)確定載荷系數k查表5-4 選取 （機械設計） (3)確定許用接觸應力 查表6-5 得基本許用接觸應力 應力循環(huán)次數 =2.4* 則壽命系數 =1.593 故許用應力=318.79 (4)由于銅蝸輪與鋼蝸桿相配合，得 (5)確定模數及蝸桿直徑 =54977查表6-1 取則 m=16 =140 mm q=8.75 =480 mm(6)確定中心距a =310 mm(7)計算蝸桿分度圓圓柱導程角 =(8)熱平衡計算 1）滑動速度 =2.36 m/s 2)當量摩擦角 查表6-10得 3)總效率 由式6-22得 =0.855 4蝸桿蝸輪的幾何尺寸

13、名 稱 符 號公式及結果蝸桿分度圓直徑蝸桿齒頂高=16mm蝸桿齒根高=20mm頂隙c=3.2mm蝸桿齒頂圓直徑=172mm蝸桿齒根圓直徑=100mm蝸桿軸向齒距=50.24mm蝸桿齒寬=156mm蝸輪分度圓直徑=480mm蝸輪齒頂高mm蝸輪齒根高=20mm蝸輪喉圓直徑=512mm蝸輪齒寬=105mm中心距aa=310mm六直齒錐齒輪的設計 1選擇材料及確定許用應力小齒輪用 調質，齒面硬度為260hb大齒輪用，調質，齒面硬度為225hb查機械設計簡明手冊 圖6-12 得 查機械設計簡明手冊 圖6-13 得=185=1382按齒面接觸強度設計 4.856* 查機械設計簡明手冊 表 6-35 取載荷

14、系數k=1.2 查機械設計簡明手冊 表6-30 取齒寬系數=0.3 取小值代入， 故取=491 =79.08mm 取 若取，則 =1.4*20=42模數 =2.49由機械設計簡明手冊 表6-29 得 標準取m=23.驗算齒根彎曲強度 使用系數，見表6-35。 取=1.2動載荷系數，根據精度等級和中點圓周速度，見圖6-10。齒向載荷系數，當有效工作寬大與0.85b, =1.5 端面載荷系數，查表6-37。 齒根抗彎強度重合系數，當時，； 錐齒輪系數，。 載荷分配系數，。齒根彎曲許用應力，式中，為齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，見圖6-13；為齒根彎曲強度安全系數，見表6-40。 =0.6435 =

15、0.9722， 安全。 4直齒錐齒輪的幾何尺寸的計算 名稱符號公式和結果當量齒數，當量齒數比=1.96分度圓錐角分度圓直徑d齒頂高齒根高齒高h頂隙cc=0.2m=0.2mm齒頂圓直徑=83.26mm=114.33mm齒根圓直徑=76.09mm=109.67mm錐距r=68.8mm齒寬bb=10mm齒寬系數壓力角七軸的設計 i軸的設計根據減速器的簡圖確定軸上主要零件的分布，進行軸的結構設計。1 選擇材料，確定許用應力材料選用45鋼，正火處理。查表7-1，材料的強度極限=600查表7-2，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力=552 計算基本直徑查表7-11得 c=11040mm由于安裝離合器處有鍵，故軸需加大

16、4-5% 則mm取3 繪制結構簡圖4 各零件裝配方案及固定方式由于設計原因，此減速裝置沒有上箱蓋， 故此軸從左到右裝入。左軸承由左裝入，右邊軸肩，左邊軸承蓋進行軸向固定右軸承由右裝入，左邊軸肩，右邊軸承蓋進行軸向固定5 確定各軸段尺寸(1) 確定各軸段直徑 段： 估算； 段： 與軸承（圓錐滾子軸承30209）配合 段： 大與段： 蝸桿齒頂圓直徑 段： 小于 段： 與軸承（圓錐滾子軸承30216）配合(2) 確定軸上個軸段長段：段： （軸承+軸承蓋+外伸）段： （蝸輪分度圓直徑-蝸桿分度圓直徑）-軸承）段： （蝸桿齒寬）段：段： （2個軸承寬）總軸長 =619mm(3) 各支撐點間距離合器到左軸

17、承 左軸承到蝸桿 蝸桿到右軸承 6 校核軸的強度(1) 受力分析 1軸上的扭矩：蝸桿 圓周力： =8666n;徑向力： =3154n;垂直面支反力：=1577n =-1577n水平面支反力：=4333n =4333n (2) 求危險截面 =189.2 =269.67 水平面 =519.96 =740.94(3) 合成彎矩a- a截面：=553.31 a軸承： =788.48(4) 做當量彎矩圖取折合系數 則=1475.16(5) 強度校核68mm 考慮到鍵的影響，=71.4=80mm所以原設計強度足夠。7.校核此軸上的軸承對于圓錐滾子軸承，由式8-4知道徑向基本額定載荷 查表8-23查的302

18、09和30216的基本額定載荷分別為64.2kn和150.8kn,查表8-14得，查表8-15得，將以上有關數據帶入上式，得 64200=p* p=53512n; 150800=p* p=15132n故在固定條件下，30209 30216軸承可承受的最大徑向載荷為53512n,15132n，遠大于軸承實際承受的徑向載荷4333n。所選擇的軸承合格。 ii軸的設計1 選擇材料，確定許用應力材料用45鋼，正火處理查表7-1 材料強度極限=600查表7-2，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力=552 繪制結構簡圖左軸承從右裝入，左邊由軸肩，右邊由軸承蓋進行軸向固定蝸輪從右裝入，左邊由軸肩，右邊由軸端擋板軸向固定

19、，用鍵進行周向固定。直齒錐齒輪從右裝入，左邊由軸端擋板右邊由套筒軸向固定，用鍵進行周向固定。右軸承從左邊裝入，左邊由套筒右邊由凸臺軸向固定。(1) 確定各軸段直徑 段： 與軸承（圓錐滾子軸承30210）配合段： 60段： 80 段： 安裝蝸輪處的尺寸段： 段： 安裝直齒錐齒輪，與軸承配合(2) 確定箱體的內寬箱體內寬：由于有旋轉件，兩側留10-20mm.?？紤]鑄造不精確要將箱體寬度圓整到整數。因為蝸輪分度圓直徑為480mm，故箱體的內寬 w=480+2（1020）=500-520mm. 取w=510mm(3) 確定軸上各軸段長 段： （軸承） 段： （1/2蝸桿分度圓直徑-1/2蝸輪分度圓直徑

20、-） 段： 段： （與蝸輪相配合）段：段： （直齒錐齒輪和軸承相配合）總軸長 =190mm(4) 各支撐點間距 左軸承與蝸輪間距 =90mm 蝸輪與右軸承間距 =81mm各段軸直徑長度確定后，即軸的結構尺寸設計完成。是否能用還需要校核危險截面，最后做結論。3 校核軸的強度(1) 受力分析(如圖a)2軸上的扭矩： t=4637.3na. 蝸輪圓周力 =54237n徑向力 =19745n b. 直齒錐齒輪 圓周力 =68195n徑向力 =24810n垂直面支反力: =51525n =56590n水平面支反力：=-13260n =135692n(2) 求危險截面彎矩 垂直面(如圖b) =4405 =

21、2121 水平面(如圖c) =1133 =5830(3) 合成彎矩(如圖d)a a截面：=4548a a截面：=6203(4) 做扭矩圖(如圖e)t=4637.3可知危險截面在a軸承截面的左邊(5) 做當量彎矩圖取折合系數，則=533.86(6) 強度校核=59.3mm 考慮到鍵的影響，=80mm。所以原設計強度是足夠的。4 校核此軸上的軸承對于圓錐滾子軸承，由式8-4知道徑向基本額定載荷 由表8-23查得30210和30207圓錐滾子軸承基本額定載荷分別為72.2kn和51.5kn。查表8-14得，查表8-15得，對軸承，將以上數據帶入上式，得 72200=p* p=116451n 5150

22、0=p* p=83064n 故在規(guī)定條件下，30210和30207軸承可承受最大徑向載荷為116451n和83064n，遠大于軸承實際承受的徑向載荷21810n。故所選的軸承合格。5.鍵的選擇與計算(1)類型選擇：a型鍵。(2)尺寸選擇：查表5-73得鍵b*h=22*14,因為軸轂寬b=50mm,所以選鍵長l=78mm。(3)強度計算查表5-72得許用擠壓應力=60mpa。鍵遇鍵槽接觸長度=70-22=48mm =60mpa。 故此鍵能安全工作。鍵為22*14（） iii軸的設計： 1選擇材料，確定許用應力材料用45鋼，正火處理查表7-1 材料強度極限=600查表7-2，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力

23、=552繪制簡圖左軸承由左裝入，左邊由軸承蓋右邊由軸肩進行軸向固定。直齒錐齒輪由右裝入，左邊由軸肩右邊套筒進行軸向固定，用鍵進行周向固定。右軸承由右裝入，左邊由軸承蓋右邊由軸肩進行軸向固定。(1)確定各軸段直徑 段： 接輪子 段： 與軸承（圓錐滾子軸承30208）配合 段： 段： 段： 接直齒錐齒輪 段： 段： 與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合 段： 接輪子 (2)確定軸上各軸段長 段： （輪子寬+螺母）段： （軸承+軸承蓋+外伸）段：段：段：段：段： （軸承+軸承蓋+外伸）段： （輪子寬+螺母） 總軸長 =43+45+10+319+317+10+40+30 =814mm (3)各支撐點間

24、的距離 軸承間距 =10+319+317+10+9=665mm 左軸承與直齒錐齒輪的間距 =10+319+25=354mm 各段軸直徑長度確定后，即軸的結構尺寸設計完成。是否能用還需要校核危險截面，最后做結論。 3.校核軸的強度 (1)受力分析 iii軸上的扭矩： t=610.3n 直齒錐齒輪 圓周力 =10801n 徑向力 =3932n 垂直面支反力 =1966n =-1966n 水平面支反力 =5400n =5401n (2)求危險截面彎矩，并作圖 垂直面 =653 =3932*354=1391 水平面 =1795 =10801*354=3823 (3)合成彎矩 a-a截面 =1801 (

25、4)做當量彎矩圖 取折合系數，則 =1835 (5)強度的校核 =47mm mm考慮到兩者相隔較少 故把增加到55mm。 4.圓錐滾子軸承的校核 對于圓錐滾子軸承，由式8-4知道徑向基本額定載荷 由表8-23查得30207和30208圓錐滾子軸承基本額定載荷為51.5kn和59.8kn，查表8-14得，查表8-15得，對于軸承，將以上有關數據帶入上式，得 51500=p* p=91964n 59800=p* p=106785n 故在規(guī)定條件下，30207和30208軸承可承受的最大徑向載荷分別為91964n和106785n,遠大于軸實際承受的3932n。所選軸承合格。 八箱體結構設計的基本要求

26、 1箱體要有足夠的剛度 箱體剛度不足，在生產過程中會產生過大的變形，引起軸承孔中心線的歪斜，從而影響齒輪嚙合質量，因此在設計箱體時，適當增加軸承座的厚度和在軸承處加強。 對于剖分式箱體，還應保證箱蓋，箱座聯結剛度，為此，軸承座兩側的螺栓應盡量靠近。為使連接螺栓緊靠座孔，應在軸承座旁設置凸臺結構。為使連接螺栓緊靠座孔，保證箱座的剛度，底部凸緣的接觸寬度應超過箱座內壁位置。2保證箱座與箱蓋接合面的緊密性 為了防止?jié)櫥脱亟雍厦嫦蛲鉂B漏和保證鏜制軸承孔的精度，箱座與箱蓋緊密貼合。接合面需要精密加工，一般先經刨或銑，再由平面磨床磨削或鉗工手工刮削。在裝配時不得使用碘片，以免破壞圓錐滾子軸承在軸承座中的

27、配合，為了提高蜜蜂性，有時候在箱座的結合面上加工出游槽和鉆出斜孔或銑出斜槽，把沿著接合面向外滲漏的油儲集在油槽中，并通過斜孔或斜槽流回箱內，這中油槽叫做回油溝。油槽尺寸及形狀與輸油溝基本相同。裝配前用水玻璃，蜜蜂膠等涂料在剖分面上也是增強蜜蜂措施之一。3箱體結構要有良好的鑄造工藝性對于鑄造箱體，要盡量考慮到造型，起模和澆注的方便。形狀應盡量簡單，壁厚不能太薄，以免澆注時鐵水流動困難而造成內部缺陷。箱體壁厚力求均勻，以防止金屬積聚，裂紋和縮孔等設計箱體結構時候，還需要考慮到取模的方便，因此鑄造邊面沿著起模方向應有1：201：10的起模斜度。當鑄造表面有凸起結構時，則在造型時要增加活塊，所以設計時

28、有起模方向的表面上應盡量減少凸起，或者將幾個凸起結構連接起來，以減少活塊數。箱體結構設計中，還應盡量避免出現裂紋，狹縫，一面減弱砂型強度。如果形成了狹縫，砂型就容易碎裂，澆注時鐵水不易流進狹縫。用砂型鑄造時，箱體上鑄造表面香蕉處以圓角過度，鑄造圓角半徑可取r=5mm。5 箱體應有良好的加工工藝性 設計箱體結構形狀時，應盡量減少機械加工面積，以提高勞動生產率，減少刀具磨損。在加工時盡量減少工件和刀具調整的次數，以保證加工精度，縮短加工時間。因此，在設計時，軸承座孔最好是通孔，而且同一根軸的軸承座孔最好一致，以便一刀鏜出。各軸承座的外端面應位于同一平面內，而且兩側對箱體中心線對稱，以便加工和檢測。

29、箱體上的加工面應與非加工面分開，不防在同一平面內，因此箱體與軸承端蓋，窺視孔蓋，通氣器，油標，油塞等結合處應設計出凸臺。九附件 1通氣孔 減速器工作時，箱體內的溫度和氣壓都很高，通氣器用于通氣，能使熱膨脹氣體即使排除，保證箱體內，外氣壓平衡一侄，以避免由于運轉時箱內油溫升高，內壓增大，從而引起減速器潤滑油沿著箱體接合面，軸伸處以及其他縫隙滲漏出來。 通氣器通常裝在箱蓋頂部或窺視孔蓋板上，以使箱內熱空氣自由益處。通氣器的結構不僅要有足夠的通氣能力，而且還能防止灰塵進入箱內，故通氣孔不能直通頂端。 通氣器分為通氣螺塞和網式通氣器兩種。清潔的環(huán)境用通氣螺塞，通氣防塵能力較差，適用于發(fā)熱小道和環(huán)境清潔

30、的小型減速器?；覊m較多的環(huán)境用網式通氣器，網式通氣器內部作成各種曲路并有金屬網，防塵效果好，但是結構復雜，尺寸較大，適用比較重要的減速器。 2油塞 為了排除油污，更換減速器箱體內的污油，在箱體底部油池的最低處設置有排油孔。排油孔設置在箱體底部油池的最低處，箱座內底部常作成1度1.5度外傾斜面，在排油孔附近作成凹坑，以便能將污油排盡。排油孔平時用放油螺塞堵住。 箱壁排油孔處應有凸臺，并加工沉孔，放封油圈以增強密封效果。放油螺塞有六角頭圓柱細牙螺紋和圓錐羅紋兩種。圓柱羅紋油塞自身不能防止漏油，應在六角頭與放油孔接觸處加封油墊片。而圓錐羅紋油塞能直接密封，故不需要封油墊片。風油螺塞的直徑可按減速妻箱

31、座壁厚的2-2.5倍選取。3油標裝置 為保證減速器箱體內油池有適量的油量，一般在箱體便于觀察和油面較穩(wěn)定的部位，設置油面指示器，以便觀察或檢查油池中油面的高度。油面指示器分油標尺和油標兩類。 （1）油標尺 油標尺結構形式和安裝方式見圖15-12。油標尺結構簡單，應用較多。標尺上刻有最高，最低油面標線，分別表示極限油面的允許值，檢查時，拔出油標尺，根據油標尺上的油痕位置判斷油面高度是否合適。 油標尺一般安裝在箱體側面，當采用側裝式油標尺時，設計時應注意其在箱壁上的安置高度和傾斜角，若太低及傾斜角太小，箱體內的油易益處；若太高或傾斜角太大，油標尺難以拔出，插孔也難以加工。為此設計是應滿足不溢油，易

32、安裝，易加工的要求，同時保證油標尺傾斜角大于或等于45度。 （2）油標 油標用來指示箱內油面高度，它應設置在便于檢查及油面穩(wěn)定處，如低速級傳動件附近。油標的結構很多，有旋塞式油標，原形和長形油標，起尺寸規(guī)格已有國家標準，選用方便，但是結構復雜，密封要求高，多用于較為重要的減速器中。4定位銷 為保證箱體軸承孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長長度方向的兩端，各配裝一個定位銷。為保證提高定位精度，兩定位銷應布置在箱體對角線方向，距箱體中心線不要太近。此外，還要考慮到加工和裝拆方便，而且不與其他零件發(fā)生干涉。 定位銷是標準件，有圓柱銷和圓錐銷兩種結構。通常采用圓錐銷，一般圓錐

33、銷的直徑是箱體凸緣連接螺栓直徑的0.7-0.8倍左右，其長度應大于箱體聯接凸緣總厚度，以便于裝拆。 定位銷的尺寸標準見第5章聯結標準。5軸承端蓋 軸承端蓋是用來對軸承部件進行軸向固定，它承受軸向載荷，可以調整軸承間隙，并起密封作用。軸承端蓋有凸緣式和鑲嵌式兩種。 根據州是否穿過端蓋，軸承端蓋又分為透蓋和悶蓋兩種。透蓋中央有孔，軸的外伸端穿過此孔伸出箱體，穿過處需要有密封裝置。悶蓋中央無孔，用在州的非外伸端。 （1）凸緣式軸承端蓋 凸緣式端蓋調整軸承間隙比較方便，密封性能好，用螺釘固定在箱體上，應用廣泛。但外緣尺寸較大。 軸承端蓋結構設計時應注意以下幾點。 凸緣式軸承端蓋與箱底座孔配合處較長時，

34、為了減小接觸面，應在端部車出一段較小的直徑，使配合長度為e1，但是配合長度e1也不能太短，以免擰緊螺釘時端蓋歪斜，一般取e1=(0.1-0.15)d,d為軸承外徑。 為使由箱體接合面油溝輸入的潤滑油能潤滑圓錐軸承，應該將軸承端蓋的端部車出一段較小的直徑并銑出缺口。這樣裝配時油標的潤滑就能流經缺口，進入軸承腔內進行潤滑了。缺口結構見圖 軸承端蓋毛胚為鑄件時，應注意鑄造工藝性，如應有合適的起模斜度和鑄造圓角，個部分厚度均應相等。 （2）嵌入式端蓋 嵌入式端蓋與凸緣式端蓋相比較，其結構簡單，外徑尺寸小重量輕，不需要螺釘，只依靠凸起部分就可以嵌入式端蓋座相應的槽中，安裝后外表平整美觀；另外可以使外伸軸

35、的伸出長度縮短，有利于提高軸的強度和剛度。但是密封性較差，積漏油，而且調整軸承間隙比較麻煩，主要用于要求重量輕，結構緊湊的場合。 （3）軸承套杯 軸承套杯的主要作用是： 用來軸承的軸向固定，特別是當幾個軸承組合在一起的時候，采用套杯結構，將使軸承固定和裝拆更為方便； 利用套杯調整齒輪，蝸桿的軸向位置，保證傳動副的嚙合精度； 當同一軸線的兩端軸承外徑不相等時，可考慮在軸承孔內設置套杯，就可以使兩端軸承座孔保持一致。 當套杯要求在座孔中沿著軸向進行調整時，一般配合為h6/k6；若不需要移動時，則采用過盈配合，一般為h6/js6。這時凸緣很小，且不用螺釘孔。 （4）調整墊片組 調整墊片組可用來調整軸

36、承間隙或游隙以及軸的軸向位置。墊片組由多片厚度不同的墊片組成，使用時可根據調整需要組成不同的厚度。墊片的厚度及片數見表，也可自行設計。墊片材料多為軟鋼片或薄銅片。 十設計中應注意的一些問題 箱體結構設計時，還要注意以下一些問題。1）鑄件箱體壁厚力求均勻，若結構要求各處厚薄不一，由厚到應 才用平緩的過度結構。 2）對于兩極3軸圓柱齒輪減速器，其高速級小齒輪所在一側的箱體表面圓弧尺寸可以這樣確定：在主視圖上先畫小齒輪軸承旁的凸臺結構，然后根據凸臺結構不超過箱蓋外壁的要求，選取一個合適尺寸r做為圓弧半徑，但是該圓弧半徑r要大于凸臺處圓弧半徑r,那么以圓弧半徑r畫圓弧即是該處箱蓋的輪廓。當主視圖上小齒

37、輪一側的箱蓋結構確定后，再將有關部分投影到俯視圖上，便可畫出該齒輪一側的箱體內壁，外壁，箱緣等結構。 3）為保證箱蓋，箱座連接的緊密性，箱緣聯接螺栓的間距一般不大于100-150mm，布置盡量均勻對稱，并注意不要與定位銷發(fā)生干涉。 4）中心高的確定。為避免傳動件回轉時將油池底部沉積的污物攪起，要求低速級齒輪的齒頂圓到油池底面的距離不小于30-50mm,由此可確定減速器的中心高； 5）箱蓋，箱座用普通螺栓聯接，與螺栓頭部及墊圈相接觸的箱緣支撐面要進行機械加工，為減少加工面，一般多采用沉頭座的結構形式。沉頭座用蔥孔弄平為止，畫圖時可畫成2-3mm深。參考文獻19 中國機械工程學會焊接學會編，焊接手冊第1卷