雙級展開式圓柱斜齒輪設計說明書

1、機械設計課程設計計算說明書華中科技大學機械學院機制0703題目: 雙級展開式圓柱齒輪減速器專業(yè): 機械設計制造及其自動化姓名: 葉健學號: U200710671指導教師: 陳永府目 錄第一部分 設計任務書3第二部分 減速器的總體方案設計3一、傳動方案設計3 二、選擇電動機4 三、計算總傳動比和分配傳動比4 四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5第三部分 傳動零件的參數(shù)設計和軸系零部件的初步選擇6 一、減速器外部傳動滾子鏈傳動的參數(shù)設計6二、減速器內(nèi)部傳動齒輪傳動的參數(shù)設計7三、初算軸的直徑12四、選擇聯(lián)軸器13五、選擇滾動軸承13第四部分 減速器裝配圖設計14一、軸的結(jié)構(gòu)設計14二、軸、滾動軸承

2、及鍵聯(lián)接的校核計算15三、箱體的結(jié)構(gòu)及減速器附件設計24四、潤滑密封設計26第五部分 設計總結(jié)27第六部分 參考文獻27計算與說明主要結(jié)果第一部分 設計任務書1、設計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。 設計數(shù)據(jù)及工作條件：F=4500N; V=0.45m/s; D=400mm； i=4%； 生產(chǎn)規(guī)模：中小批量；工作環(huán)境：多塵； 載荷特性：輕振；工作期限：8年，兩班制。 設計注意事項：1.設計由減速器或者其他機械傳動裝配圖1張零件圖2張，及設計計算說明書一份組成; 2.設計中所有標準均按我國標準采用，設計說明書應按規(guī)定紙張及格式編寫; 3設計圖紙及設計說明書必須按進度完成，經(jīng)指導教師審查

3、認可后，才能給予評分或答辯。第二部分 減速器的總體方案設計一、傳動方案設計根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為若選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，則估算出傳動裝置的傳動比i約為70或47?？蓴M定傳動方案為：內(nèi)部雙級圓柱齒輪+外部鏈傳動機構(gòu)整體布置如圖一：圖一：傳動方案簡圖F=4500N; V=0.45m/s D=400mmi=4%；nw=21.49r/min二、選擇電動機1電動機的類型選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機2電動機的功率 工作機有效功率:Pw = FV/1000 = 2.025KW 設電動機到工作機之間的總效率為，并設1，2，34，5

4、 分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）、滾動軸承、開式滾子鏈傳動。滾筒的效率。查文獻4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92，5=0.96 總效率：=12223545 =0.992×0.972×0.995×0.92×0.96 =0.7754 電動機所需功率：Pd=Pw/=2.025/0.7754=2.614KW 查文獻4表16-1選取電動機的功率為3KW。3選擇電動機的轉(zhuǎn)速為960r/min。4電動機型號確定 由功率和轉(zhuǎn)速，查文獻4表16-1，選擇電動機型號為： Y132S-6,并查表16-2，可得： 中心高

5、 H=132mm； 外伸軸徑D=mm； 軸外伸長度E=80mm；三、計算總傳動比和分配傳動比經(jīng)計算得內(nèi)外總的傳動比取鏈傳動的傳動比減速器的總傳動比雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比低速級的傳動比四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1、 各軸的轉(zhuǎn)速計算n=nm=960r/min n=n/i1=960/4.4r/min=218.18r/min n=n/i2=64.47r/min n= n=64.47r/min2、 各軸的輸入功率計算P=Pd1=2.614×0.99KW=2.588KWP=P23=2.588×0.97×0.99KW=2.485KWP=P23=2.485

6、5;0.97×0.99KW=2.386KWP=P31=2.386×0.99×0.99KW=2.339KW3、 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 T1=9550P1/n1=9550×2.588/960=25.745N·m T2=9550P2/n2=9550×2.485/218.18=108.771N·m T3=9550P3/n3=9550×2.386/64.47=353.440N·m T4=9550P4/n4=9550×2.339/64.47=346.478N·m上述數(shù)據(jù)歸納總結(jié)為表一。表一：軸號轉(zhuǎn)速

7、（r/min）輸出功率（kW）輸出轉(zhuǎn)矩（N·m）傳動比i高速軸9602.58825.7454.4003.3841中間軸218.182.485108.771低速軸64.472.386353.440滾子鏈軸64.472.339346.478電動機型號：Y132S-6減速器總傳動比 i=14.89高速級傳動比 i1=4.400低速級傳動比 i2=3.384第三部分 傳動零件的參數(shù)設計和軸系零部件的初步選擇一、減速器外部傳動滾子鏈傳動的參數(shù)設計1、選擇小鏈輪齒數(shù)選取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，大鏈輪齒數(shù)故合適 2、初定中心距，確定鏈節(jié)數(shù)由于，取，則有 =131.58圓整為整數(shù)，取(偶數(shù)) 3、計算

8、所需額定功率。確定鏈的型號和節(jié)距取工況系數(shù)KA=1.3 (輕沖擊，電動機驅(qū)動)，則計算功率： Pc=KAP=1.3×2.339KW=3.401KW; 4、確定節(jié)距P查文獻3表5-12得小鏈輪齒數(shù)KZ=1.34查文獻3表5-17得鏈長系數(shù)KL=1.08選單排鏈，得多排鏈系數(shù)KP=1.0故所需傳遞的額定功率查表5-15，選擇滾子鏈型號為20A，鏈節(jié)距P=31.75 5、計算鏈長和中心距鏈長中心距實際安裝中心距 =1213.3mm6、計算平均鏈速v和壓軸力平均鏈速V=nz1p/60000=0.8529m/s工作壓力 F=1000P/v=2742.4N取壓軸力系數(shù)KQ=1.2，壓軸力 FQ=

9、KQF=1.2×2742.4=3290.9N7、 選擇潤滑方式由鏈速v=1.8529m/s，鏈節(jié)距P=31.75mm可選擇滴油潤滑方式。即所得的鏈傳動為：滾子鏈型號： 20A-1×132 GB1243.1-83; 鏈輪齒數(shù)： Z1=25,Z2=75; 中心距a=1213.3mm，壓軸力FQ=3290.9N；二、減速器內(nèi)部傳動齒輪傳動的參數(shù)設計1、 高速級傳動齒輪的設計高速級主動輪輸入功率2.588kW，轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比=傳動比=4.4，單向運轉(zhuǎn)，有輕微震動的載荷，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅(qū)動。（1） 選擇齒輪的材料及熱處理方式小齒輪:45鋼,調(diào)質(zhì)，

10、齒面硬度230HBS;大齒輪:45鋼,正火，齒面硬度190HBS。（2） 確定許用應力 A.確定極限應力Hlim和Flim許用接觸應力Hlim1=580MPa，Hlim2=550MPa；許用彎曲應力Flim1=220MPa，F(xiàn)lim2=210MPa。 B.計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)查圖表得，C.計算許用應力安全系數(shù)：，/（）初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸.選擇齒輪類型選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。.初步選用8級精度.初選參數(shù)初選參數(shù)：，u=25×4.4=110， , 齒寬系數(shù)，.初步計算齒輪主要尺寸由于工作平穩(wěn)，取KA=1,因轉(zhuǎn)速不高，取KV=1.05,非

11、對稱布置，剛度小，取K=1.13,K=1.2, K=KAKVKK=1.424;節(jié)點區(qū)域系數(shù);重合度系數(shù);螺旋角系數(shù);彈性系數(shù);=35.500mm模數(shù)取標準模數(shù)mm，則中心距，圓整取中心距a=140mm。調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：計算齒寬：大齒輪：，取b2=48mm小齒輪：;E.驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數(shù):查圖得，齒形系數(shù)：應力修正系數(shù)：取， B.計算彎曲應力<=36.7878<齒根彎曲強度足夠。齒頂圓直徑齒根圓直徑高速級齒輪設計結(jié)果：，d1=51.852mm, d2=218.148mmb1=54mm, b2=48mm, m=2mm , = , a=1402、

12、 低速級傳動齒輪的設計低速級主動輪輸入功率2.485kW，轉(zhuǎn)速218.18r/min，齒數(shù)比=傳動比=3.384，單向運轉(zhuǎn)，有輕微震動的載荷，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅(qū)動。（1）選擇齒輪的材料及熱處理方式小齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度230HBS。大齒輪：45鋼正火，齒面硬度190HBS。（2）確定許用應力 A.確定極限應力HlimFlim對于小齒輪許用接觸應力Hlim3=580MPa許用彎曲應力Flim3=220MPa，對于大齒輪許用接觸應力Hlim4=550MPa；許用彎曲應力Flim4=210MPa。 B.計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù) N3=N1/u=1.49×

13、108查圖表得， ZN3=1.1, ZN4=1.05; YN3=YN4=1;C.計算許用應力安全系數(shù)：，/（3）初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸 A.選擇齒輪類型初估齒輪圓周速度v<=2.5m/s，選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。 B.初步選用8級精度 C.初選參數(shù)初選參數(shù)：，, Z2=Z1u=71.064,取Z2=71，齒寬系數(shù)，D.初步計算齒輪主要尺寸由于工作平穩(wěn)，取KA=1,因轉(zhuǎn)速不高，取KV=1.05,非對稱布置，剛度小，取K=1.13,K=1.2, K=KAKVKK=1.424;節(jié)點區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彈性系數(shù)=56.336mm模數(shù)取標準模數(shù)mn=3.

14、5mm，則中心距，圓整取中心距a=165mm。調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：計算齒寬：大齒輪：，取b4=68mm小齒輪：;E.驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數(shù):查圖得，齒形系數(shù)：，應力修正系數(shù)：，取， B.計算彎曲應力<=43.91<齒根彎曲強度足夠。齒頂圓直徑齒根圓直徑高速級齒輪設計結(jié)果：，d3=75.326mm, d4=254.674mmb3=74mm, b4=68mm, m=3.5mm , = , a=165驗算i是否在給定范圍內(nèi)：i=3*(110/25)*(71/21)-44.68/44.68=0.12%三、初算軸的直徑已知，最小軸徑的初算公式為選軸的材料為4

15、5鋼，調(diào)質(zhì)處理。 A.高速軸：在該軸段有一個鍵槽，則增大5%，由電機直徑D,可得 d1=(0.81.2)*D=(30.445.6)mm考慮到與聯(lián)軸器相連，取d1min=32mm B.中間軸：考慮到與軸承配合，且為了機器整體的協(xié)調(diào)和美觀，取d2min=45mm C.低速軸：在該軸段有一個鍵槽，則增大5%，最后取d3min=40mm四、選擇聯(lián)軸器A.電機與高速軸之間的聯(lián)軸器由于轉(zhuǎn)速較高，為減小動載荷，緩和沖擊，應選擇具有較小慣量和有彈性的聯(lián)軸器，可選彈性套柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5，Tca=KT=38.618N·m查表，選型號TL6,即所選的聯(lián)軸器為：TL6聯(lián)軸器 B.低速級與滾

16、子鏈傳動主軸之間的聯(lián)軸器因為有輕微沖擊，又因為傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，故可選彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5，Tca=KT=530.16N·m查表，選型號HL3,即所選的聯(lián)軸器為：HL3聯(lián)軸器五、選擇滾動軸承傳動輕震，輕載轉(zhuǎn)速中等，有軸向和徑向載荷，初選深溝球軸承，選型號如下表二。表二：軸承代號及其尺寸性能軸種類軸承代號BDCrC0r高速軸40620818738022.815.8中間軸45620919788524.517.5低速軸50621020839027.019.8大鏈輪齒數(shù)Z2=75小鏈輪齒數(shù)Z1=25鏈節(jié)數(shù)LP=132安裝中心距：1213.3mm，mma=140mm=d1=51

17、.852mm d2=218.148mmb1=54mm b2=48mm，mn=3mma=165mm=d3=61.196mm d4=233.804mmb3=65mm b4=60mmd1min=32mmd2min=45mmd3min=40mm聯(lián)軸器1:TL6聯(lián)軸器聯(lián)軸器2:HL3聯(lián)軸器第四部分減速器裝配圖設計一、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）高速級（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如圖二：圖二結(jié)構(gòu)尺寸：d1=32mm,d2=38mm,d3=40mm,d4=46mm,d5=51.852mm,d6=46mm,d7=40mm;b1=60mm, b2=46mm, b3=18mm, b4=95.5mm, b5=54mm，b6=13mm

18、,b7=18mm；（2）中間軸（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如圖三：圖三結(jié)構(gòu)尺寸：d1=45mm,d2=52mm,d3=75.326mm,d4=56mm,d5=48mm,d6=45mm;b1=19mm, b2=14mm, b3=73mm, b4=11.5mm, b5=46mm, b6=35mm；（3）低速級軸結(jié)構(gòu)和尺寸如圖四：圖四結(jié)構(gòu)尺寸：d1=40mm,d2=46mm,d3=50mm,d4=57mm,d5=62mm,d6=54mm,d7=50mm;b1=84mm, b2=44mm, b3=20mm, b4=72mm, b5=6mm, b6=66mm, b7=38mm；此時，可驗算中間軸大齒輪與低速軸是

19、否干涉，間隙=（165-228.148/2-2-57/2）mm=22.426mm，滿足要求。二、軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計算1高速軸的強度校核圖五：高速軸受力分析 計算與說明主要結(jié)果如圖五所示，則：（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft=2*T/d1=993N徑向力Fr= Fttann/cos=375N軸向力F= Ftan=273N（2）計算支反力垂直面上支反力 RVB=(FrL1-Fad1/2)/(L1+L2)=237N RVA=FR- RVB=138N水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=261N RHB=Ft-RHA=732N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩

20、圖。（4）按安全系數(shù)法校核截面a-a軸徑最小，b-b有較大彎矩且軸徑較小，c-c有最大彎矩，故均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=0扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT =25745/(2*12800)MPa =1.01MPa彎曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=1.01 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1.88，K=1.58表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： =68.1>S=1.4,故安全。 B.校核截面b-b b-b截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=30853/9

21、733.6=3.17 MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT =25745/(2*19467.2)MPa =0.66MPa彎曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=0.66 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： 40.9 =36.0>S=1.4,故安全。 C.校核截面c-c c-c截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT =25745/(2*155737.8)MPa=0.83 MPa彎曲平均應力：

22、m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=0.83 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1，K=1表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： 48.0 =44.9>S=1.4,故安全。綜上知，高速軸的強度足夠。高速軸安全 圖六：中間軸受力圖計算與說明重要結(jié)果2.中間軸的強度校核（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft2=2*T/d2=954N Ft3=2*T/d3=2888N徑向力 Fr2= Ft2tann/cos=360NFr3= Ft3tann/cos=1077N軸向力Fa2= Ft2tan=262NFa3= Ft3tan=648N（2

23、）計算支反力垂直面上支反力 RVB=-924N RVA=207N水平面X面上 RHA=1667N RHB=2175N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩圖。（4）按安全系數(shù)法校核截面a-a和b-b分別為齒輪2與3的軸向中心面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=79183/9408.6=8.42MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT =108771/(2*20265.9)MPa =2.68MPa彎曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=2.68 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面

24、狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.84，=0.78分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： =13.1>S=1.4,故安全。 B.校核截面b-b b-b截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=141790/29541=4.80MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT=108771/(2*292660) MPa=1.86 MPa彎曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=1.86 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1，K=1表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： 47.6 =36.2>S=1.4,故安全。綜上知，中間軸的強

25、度足夠。中間軸安全圖七：低速軸受力分析計算及說明重要結(jié)果3.低速軸的強度校核（1）對軸進行受力分析圓周力 Ft=2*T/d1=2776N徑向力Fr= Fttann/cos=1035N軸向力F= Ftan=623N（2）計算支反力垂直面上支反力 RVA=(FrL2-Fad/2)/(L1+L2)=149N RVB=FR- RVA=886N水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=1846N RHB=Ft-RHA=930N（3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩圖。（4）按安全系數(shù)法校核截面a-a和b-b分別為齒輪的軸向中心面和右端面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a

26、-a a-a截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=154200/11363=13.57MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT =108771/(2*26822)MPa =6.59MPa彎曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=6.59 MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1.825，K=1.625表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： =6.7>S=1.4,故安全。B.校核截面b-b b-b截面上的應力：彎曲應力幅：a=M/W=0MPa扭轉(zhuǎn)應力幅：a=T/2WT=353440/(2*25000) MPa=7.07 MPa彎

27、曲平均應力：m=0扭轉(zhuǎn)平均應力：m=7.07MPa等效系數(shù)：=0.2，=0.1截面應力集中系數(shù)：K=1.88，K=1.58表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：=0.94；=0.81，=0.76分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： =9.5>S=1.4,故安全。綜上知，低速軸的強度足夠。4.滾動軸承的壽命校核計算（1）高速軸軸承校核軸承的支撐受力如圖八，F(xiàn)a由軸的受力易知：Fa=272N,Fr1 Fr2圖八 Fr1=（RHA2+RVA2）1/2=295NFr2=（RHB2+RVB2）1/2=769N故有： Fa1= Fa=273N，F(xiàn)a2=0N當量動載荷P：軸承1：因Fa1/C0r=273/15800

28、=0.017,插值得e=0.20，又Fa1/ Fr1=273/295=0.93>e，所以， X1=0.56,Y1=2.20 =1.0(0.56*295+273*2.20) =766N軸承2 Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0=769N計算壽命：P2>P1,故用軸承2計算期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求低速軸安全（2）中間軸軸承校核軸承的支撐受力如圖九， Fa2 Fa3由軸的受力易知： Fa2=262N, Fa3=648NFrFr圖九Fr=（RHA2+RVA2）1/2=1680NFr=（RHB2+RVB2）1/2=2363N故有：Fa= 0

29、NFa=386N當量動載荷P：軸承：因Fa1/C0r=386/17550=0.022,得e>0.19，又Fa1/ Fr1=386/2363=0.16<e，所以， X=1,Y=0=2363 N軸承: Fa/ Fr=0，故取X=1,Y=0=1680N計算壽命：P>P,故用軸承計算期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求（3）低速軸軸承校核軸承的支撐受力如圖十，F(xiàn)a由軸的受力易知：Fa=623N,Fr2 Fr1圖十 Fr2=（RHA2+RVA2）1/2=1863NFr1=（RHB2+RVB2）1/2=1284N故有： Fa2= 0N Fa1=623N當量動

30、載荷P：軸承1：因Fa1/C0r=623/19800=0.031,得e<0.26，又Fa1/ Fr1=623/1475=0.42>e，所以， X1=0.56,Y1=1.98 =1.0(0.56*1284+623*1.98) =1953N軸承2：Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0=1863N計算壽命：P1>P2,故用軸承1計算期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求5.鍵聯(lián)接強度校核（1）中間軸的鍵聯(lián)接校核所選的鍵為：鍵14×9 GB1096-79(L=40mm)p=2T/dlk=2*108771/(48*26*4.5)MPa=38

31、.74 MPa<p滿足使用要求。（2）低速軸的鍵聯(lián)接校核所選的鍵為：鍵16×10 GB1096-79(L=50mm)p=2T/dlk=2*353440/(54*34*5)MPa=77.00MPa<p滿足使用要求。三、箱體的結(jié)構(gòu)及減速器附件設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附

32、件設計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固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，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標：油標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，以防油進入油尺座孔而溢出.D通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安

33、裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(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定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.箱體具體各部分的尺寸大小如下表（3）所示：表（3）箱座壁厚=0.025a+58mm箱蓋壁厚11=0.025a+58mm箱座凸緣壁厚b=1.512mm箱蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm箱座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=

34、66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df12mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df8mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df8mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d26mm軸承旁凸臺半徑RC2=16 mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mm箱體外壁至軸承座斷面的距離442 mm箱座箱蓋上的肋板厚地腳螺釘直徑與數(shù)目通孔直徑=20沉頭座直徑底座凸緣尺寸連接螺栓軸承旁連接螺栓直徑12軸承旁連接螺栓通孔直徑軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D=26軸承旁連接螺栓凸緣尺寸箱座箱蓋的連

35、接螺栓直徑箱座箱蓋的連接螺栓通孔直徑箱座箱蓋的連接螺栓沉頭座直徑D=18箱座箱蓋的連接螺栓凸緣尺寸計算與說明主要結(jié)果四、潤滑密封設計1 齒輪傳動的潤滑（1） 潤滑劑的選擇根據(jù)減速器使用要求，查表15-1,15-3,根據(jù)齒面硬度可選全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。（2） 潤滑方式因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。浸油深度可根據(jù)兩大齒輪的齒頂圓直徑及齒高選擇中間軸大齒輪的浸油深度為23mm，此時，低速軸齒輪浸油深度約為10mm，合適。2 滾動軸承的潤滑（1） 潤滑方式已知減速器中浸油齒輪的圓周速度v=2.606m/s

36、>23m/s，可采用飛濺潤滑。飛濺的油通過直接濺入和經(jīng)輸油溝流入軸承，起到潤滑的作用。（2） 潤滑劑的選擇因為采用濺油潤滑，因而直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油進行潤滑，即選用全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。2 密封方式的選擇由于I，III軸與軸承接觸處的線速度，而且是在多塵的條件下，所以采用J形橡膠密封。采用兩個相背安裝的油封，防塵，防漏油性能均佳。潤滑劑：全損耗系統(tǒng)用油AN100潤滑方式： 浸油潤滑滾動軸承潤滑方式：飛濺潤滑密封方式：J形橡膠密封第五部分 設計總結(jié)由于實習時間上的沖突，三個周的課程設計被壓縮到了兩個周，倉促之間難免有所遺漏。但就在這兩周的時間里，我收獲頗多。首先，我對設計的認識加深了。設計是什么，這很難下一個定義，