带式运输机传动系统设计带传输二级减速器.doc

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1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2012 2013 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 李隐璞 职称 讲师 学生姓名 汪纲 专业班级 机械设计 班级 104 学号 10405700105题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2013 年 1 月 6 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸36张4装配图15零件图36 课程设计任务书20122013学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计 专业 104 班级课程名称： 机械设计 设计题目：

2、带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 5 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力F=6950 N；输送速度 V=0.8 m/s；滚筒直径D=380 mm。工作条件：二班制，使用年限8年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差5%。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000

3、字）。进度安排起止日期工作内容2012.12.24-2012.12.25传动系统总体设计2012.12.26-2012.12.30传动零件的设计计算2012.12.31-2012.1.04减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2013.01.05交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（刘扬，银金光主编 北京交通大学出版社）2.机械设计课程设计（刘扬，银金光主编 北京交通大学出版社）3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）4机械原理（朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学（刘鸿文主

4、编 高等教育出版社）指导教师（签字）： 李隐璞 2012 年 11 月 1 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（10）起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 01 月 05日学生姓名汪纲班级机设104学号10405700105成绩指导教师(签字)李隐璞机械工程学院（部）2013年01月05日目 录1 设计任务书12 传动方案的拟定23 原动机的选择34 确定总传动比及分配各级传动比55 传动装置运动和运动参数的计算66 传动件的设计及计算87 轴的设计及计算198 轴承的寿命计算及校核269 键联

5、接强度的计算及校核2810 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3011 减速器箱体及附件的设计3212 设计小结3513 参考文献3614 附图1 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1.1所示。图1.1带式运输机的传动装置1动力与传动系统2.联轴器3带式输送机1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=6950N；运输带的工作速度：v=0.8m/s；卷筒直径：D=380mm；使用寿命：8年，2班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转,空载起动，工作载

6、荷有轻微冲击；制造情况：中批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示图2.1带式输送机传动系统简图1-联轴器 2-滚筒 3-输送带 4-两级圆柱齿轮减速器 5-V带6-电动机 上图为闭式的两级齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳。3原动机的选择3.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率式中：工作机所需的有效功率（KW） 带的圆周力（N）3.2.2 电动机的输出功率 传动装置总效率联轴器效率（齿式），=0.99 一对滚动轴承效率，=0.

7、99 V带传动效率，=0.95 输送机滚筒效率，=0.96 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97故： =0.95 = =0.9603 =0.9603 =0.9801 =0.9504 =0.7998 工作时电动机所需要的功率为 =（kw） 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。=7.5kw .3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速，初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，查表可知，对于额定功率为7.5kw的电动机型号为Y132M-4型和Y16

8、0M-6型。现将Y132M-4型和Y160M-6型电动机有关技术数据及相应的总传动比列于表3.1中。通过对下述两种方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速高、质量轻、价格低，故选方案1比较合理。表3.1电动机数据方案号电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min）满载转速/(r/min)总传动比i外伸直径D/mm轴外伸长度E/mm1Y132-47.51500144035.7538802Y160M-67.5100097024.11421104 确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比，式中：i总传动比 电动机的满载转速（r/min）4.2 分配传动比由传动方案可知 查表取V带传动比

9、为 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，去高速级出动比为 低速级传动比为 5 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。5.1 各轴的转速 5.2各轴输入功率 5.3 各轴输入转矩 将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格。如下表5.1所示： 表5.1 传动系统的运动和动力参数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)1440480121.8340.2

10、140.21功率P/kw5.565.2825.5894.8714.774转矩T/(Nm)36.87105.09438.111156.881133.84传动比i33.943.0316传动件的设计及计算6.1 V带的设计计算6.1.1 确定计算功率 根据文献【1】中表5-7查得=1.1 =式中：工作情况系数 P所需传递的额定功率（入电动机的额定功率或名义的负载功率）6.1.2 选择V带型号根据=8.25，由文献【1】中图5-11选取A型V带。6.1.3确定带轮基准直径，并验算带速。初选小带轮直径。由文献【1】中图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80120mm。由文献1中表5-8和表5-9，则

11、取。验算带速 因为的值在525m/s，带速合适。计算大带轮直径。根据文献【1】中表5-9，取6.1.4 确定带长和中心距a初定中心距初选中心距计算带所需的基准长度 由文献【1】中表5-2，取=1763mm计算实际中心距6.1.5 验算小带轮上的包角6.1.6 确定V带根数Z计算单根V带的许用功率查表5-4【1】，由线性插值法可得查表5-5【1】，由线性插值法可得查表5-6【1】，由线性插值法可得查表5-2【1】，可得42计算V带根数Z取整数，故Z=5根6.1.7 计算单根V带的初拉力查表5-1【1】得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，单根V带的初拉力6.1.8 计算V带的压力QV带对轴的

12、压力Q为 6.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据文献【1】中表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处理为调质，350；大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求（2）选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7【1】，初定为8级精度（3）初选齿数取小齿轮齿数：=21，大齿轮齿数：6.2.2 确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图-18（a）【1】查MQ线得（2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮的循环次数由图7-19【

13、1】查的（3）确定尺寸系数，由图7-8【1】取（4）确定安全系数，由表7-8【1】取得=1.05（5）计算许用接触应力，按公式（7-20）【1】计算，得6.2.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为确定上式中的个计算数值如下轴面重合度得（7） 确定螺旋系数（8） 计算所需最小齿轮直径 由上式得 6.2.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径（1） 确定使用系数（2） 确定动载系数 计算圆周速度故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-8【1】6.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）【1】得弯曲强度的设计公式为确定上式中的各计算数值

14、如下（1） 由图7-21（a）【1】取（2） 由图7-22【1】差得弯曲疲劳寿命系数（3） 由表7-8【1】查的弯曲疲劳安全系数（4） 由图7-23【1】差得尺寸系数（5） 由式（7-22）得许用弯曲应力（6） 确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=6.57，b/h=7查图7-12【1】得（7） 确定齿形系数当量齿数为由图7-16【1】查的（8） 由图查得应力校正系数（9） 计算大小齿轮的值大齿轮的数值大。（10） 求重合度系数。端面压力角 基圆螺旋角的余弦值为 当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）计算（11） 由图7-25得螺旋角影响系数（12） 将上述各值代入公式计算

15、，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.78按国际圆整为=2.并根据接触强度计算出得分度院直径61.4mm，协调相关参数和尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。6.2.6 齿轮几何尺寸计算 （1）中心距 把中心距圆整成131mm。（2） 修正螺旋角 螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。（3）分度圆直径 （4）确定齿宽6.3 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.3.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据文献【1】中表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，

16、热处理为调质，350；大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求（2）选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7【1】，初定为8级精度（3）初选齿数取小齿轮齿数：=24，大齿轮齿数：6.3.2 确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图-18（a）【1】查MQ线得（2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮的循环次数由图7-19【1】查的（3）确定尺寸系数，由图7-8【1】取（4）确定安全系数，由表7-8【1】取得=1.05（5）计算许用接触应力，按公式（7-20）【1】计算，得6.3.3 根据设计准则，按齿面接

17、触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为确定上式中的个计算数值如下轴面重合度得（7）（8）计算所需最小齿轮直径 由上式得 6.3.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径（1）确定使用系数（2）确定动载系数 计算圆周速度故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-8【1】6.3.5 齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）【1】得弯曲强度的设计公式为确定上式中的各计算数值如下（1）由图7-21（a）【1】取（2）由图7-22【1】差得弯曲疲劳寿命系数（3）由表7-8【1】查的弯曲疲劳安全系数（4）由图7-23【1】差得尺寸系数（5）由式（7-22）得许用弯曲应力（6）确定计

18、算载荷K初步确定齿高h=2.25m=6.57，b/h=12.4查图7-12【1】得（7） 确定齿形系数由图7-16【1】查的（8）由图查得应力校正系数（9）计算大小齿轮的值大齿轮的数值大。（10） 求重合度系数。端面压力角 基圆螺旋角的余弦值按式（7-30）计算（11）将上述各值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.63按国际圆整为=3.并根据接触强度计算出得分度院直径107.5mm，协调相关参数和尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。6.3.6 齿轮几何尺寸计算（1）中心距 把

19、中心距圆整成239mm。（2） 修正螺旋角螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正（3）分度圆直径 （4）确定齿宽7轴的设计及计算7.1 轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：大齿轮的分度圆直径：=354mm 大齿轮的圆周力： 大齿轮的径向力： 大齿轮的轴向力： 7.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.3轴的最小直径根据文献中算式可初步估算轴的最小直径，式中：A最小直径系数，查得A=112 P低速轴的功率（KW），由表可知：P=4.871KW n低速轴的转速（r/min），由表可知：n=40.21r/min 因此： dmin

20、=55mm输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径dab与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献按转矩变化小查得， T3低速轴的转矩（），由表可知：T3=1156880N.mm 因此： Tca=1503944N.mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准查得，选用HL5型弹性柱销联轴器，由选取的半联轴器孔d=56mm，故取dab=56mm，半联轴器的长度L=142mm，与轴配合的毂孔长度L1=107mm7.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图所示， 图7-1低速轴的结构与装配（

21、2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。考虑半联轴器的轴向定位要求，-轴段的左端需要一个定位轴肩，取直径；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取-段上的长度比联轴器毂孔长略短一点，取。初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，查表15-4【2】，初步选用圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查表15-4【2】得定位轴肩的高度，因此，取。取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿

22、轮轮毂94mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环的直径。轴环宽度，取。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体内壁的距离，齿轮b与齿轮c之间的距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm,已知滚动轴承宽度为B=36mm，齿轮b的宽度为，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接

23、。按查表14-10【2】选择平键界面，键的长度为，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6 。（4）确定轴上圆角和倒角的尺寸。参考表12-2【1】，取轴端倒角为，各轴肩的圆角半径如图所示。7.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，参考图12-23【1】得出简支梁的轴的支撑跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。图7-2轴的载荷分析图从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出界面C是轴的危险截面。现将计算

24、出的截面C处的、及的值列于表。表7-1载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T7.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，根据式（12-5）【1】及表12-5中的数值，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表12-1【1】查得，因此，故安全。7.7精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面。截面A，II,III,B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A，II,III,B处均无须校

25、核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VII处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面IV和V显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面VII左右两侧即可。（2）截面VII右侧，抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV左侧的弯矩M为截面IV上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为4

26、5钢，调制处理。由表12-1【1】查得，截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，有机械手册查取。因， ，查得，；查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式2-19【1】得综合影响系数为又由机械手册查得应力折算系数，于是，计算安全系数值，按式（12-6） 式（12-8）【1】则得故可知其安全。（3）截面VII右侧抗弯截面系数W按表12-4【1】中的公式计算抗扭截面系数为弯矩M及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合处由手册查得，；轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。故得综合系数，所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面V

27、II左侧的强度也是足够的。因所设计减速器不存在瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。8 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：大齿轮的分度圆直径：=354mm 大齿轮的圆周力： 大齿轮的径向力： 大齿轮的轴向力： 8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为30313型的圆锥

28、滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.1可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30313型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数e=0.35和轴向动载荷系数Y=1.7。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 8.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表10-8按轻微冲击查得载荷系数，又因为， 根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数，和轴向动载荷系数，。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为8.5轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表13-3按24小时连续工

29、作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=39.74r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。9键联接强度计算及校核9.1普通平键的强度条件根据文献【1】式4-1中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表4-2中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。9.2高速轴上键的校核对于键，已知：于是得，故该键安全。对于键，已知：于是得，故该键安全。9.3中间轴上键的校核对于键，已知：

30、于是得，故该键安全。对于键已知：于是得，故该键安全。9.4低速轴上键的校核对于键已知：于是得，故该键安全。对于键已知：于是得，故该键安全。10 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度：中间轴大圆柱斜齿轮和小圆柱斜齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱斜齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表20-3中查得，齿轮润滑油可

31、选用全损耗系统用油，代号是：AN150，运动粘度为：61.274.8（单位为：）。10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择10.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承： 低速轴轴承： 故三对轴承均应采用脂润滑。10.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表20-4中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。10.3密封方式的选择10.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。10.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。11 减速器箱体及附件的设计11.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如

32、下表所示。11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸表1 mm 名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+11212地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df10箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df8联接螺栓d2的间距l8015086轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df6视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70

33、.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-218df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-216轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准68外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）40大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.215齿轮端面与箱体内壁距离28箱座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径82、110轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD282、11011.2减速器附件的设计11.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情

34、况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。11.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免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。该减速器采用M161.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。图11-1 通气塞图11-2 视孔盖 11.2.3放油螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M181.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。 图11-3 放油螺塞 11.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查

35、和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图11-4所示。11.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。 图11-6 吊钩图11-5 吊环螺钉11.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。 图11-8定位销图11-7 启盖螺栓 11.2.7定位销定位销用于保证

36、轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A1060 GB117-2000，其结构如上图11-8所示。11.2.8轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。12 设计小结我深知，课程设计的目的不是要那么三张图纸和一份设计说明书，而是整个的设计过程，是我们一遍一遍重复翻阅手册时的不耐烦，是我们一次一次修改参数时的悔恨（为什么当初算的时候不小心一点呢！）最初的几天急躁的情绪占据了大部分思考，总是想着恨不得两天就把这课程设计搞定，可渐渐的又发现即便两天拼死

37、拼活地将这课程设计搞定了，那意义又何在呢？你跟大家有什么分别？不同样是拿着三张图纸和一份设计说明交给老师？你的辛苦和付出有何意义？想要自己的行动拥有价值，就要在思考中，要清晰地知道自己在做什么，自己这样做究竟有何意义，到底会给自己带来什么样的结果。当思考完这些问题之后，就开始发现，原来机械设计要的不单单是那些结果，而是在这反反复复过程中你所体会到的“收获”。 渐渐地体会到，做一名优秀机械工程师真的很难。当草图画完之后，发现一大堆的问题出来了，好像当初全都隐匿起来，现在一窝蜂地涌上来跟我“要账”（即便在当初设计时万分小心，仔细挑选参数，但毕竟是初次设计，还是有很多问题自己考虑不到）。从轴到轴承都

38、需要改，这也就意味着以前的计算几乎白费，所有的参数又要重新选择。因为这样，我困惑了一阵，到底要不要改，要不要重新算过，自己有时也再劝说自己“算了吧，谁看啊，重新再算还不是一样”“只要知道怎么算的就行了”可后来又觉得自己一直都要求自己成为一名优秀的机械工程师，如果一名优秀的机械工程师就这样地对待他的工作，就这样地对待他的项目，那“优秀”这样的头衔，他戴得起吗？于是，毅然决然，从头再来，把所有错掉的数据重新修改了一遍，这样才安心地继续向下走。不过，就是在这之后，自己走得越来越小心了，草图之后很久都没动过图纸，因为生怕草图出现什么问题，会导致在绘制装配图时会出现更大的问题到时连改的机会都没了，所以就

39、在草图的地方一遍又一遍重复的检查，直到最后让老师看过了，好多同学看过之后，自己才敢向下行进。总的来说，这次课程设计对我的意义非常的深远，受益匪浅。13 参考文献【1】 机械设计，刘扬、银金光主编，清华大学，北京交通大学出版社，2001。【2】 机械设计课程设计，刘扬、银金光主编，北京交通大学出版社，2007。【3】 机械原理，朱理主编，高等教育出版社，2003。【4】 互换性与测量技术，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。【5】 机械设计手册，成大先主编，化学工业出版社，2008。【6】 工程制图，赵大兴主编，高等教育出版，2004。【7】 理论力学第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版社，2002。【8】 材料力学第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。