带式运输机电动滚筒的设计说明书

1、带式运输机电动滚筒的设计（论文）摘要带式输送机自从发明至今已有一百五十年的历史，仍然被广泛的应用于生产、生活中，被广泛使用在石油、化工、塑料、橡胶、食品、建材、包装、纺织、造纸、轻工、立体停车库和流水线等机械设备领域中。通过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。由于减速器的结构简单实用，被广泛应用于各行各业中，因此，减速器的使用还有很好的前景。通过本毕业设计，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则

2、，熟悉减速器传动的基本原理，并设计了一套完整的电动滚筒传动装置。关键词：带式输送机；减速器设计；主要部件前言随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。 运输机械在运输工业中

3、的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。 我国的运输机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到70年代，在借鉴进口设备和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期

4、刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代，除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算1.1系统传动方案设计组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，故采用刚性联轴器联结电机与减速器。 其传动方案如下：1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒图1-1 带式输

5、送机总体方案布局图1.2 系统运动学及动力学参数设计计算 1.2.1 选择电动机电动机类型的选择： y系列三相异步电动机电动机功率选择：1联轴器的传动效率：0.992每对轴承的传动效率：0.993圆柱直齿轮的传动效率：0.964滚筒与传送带之间的传动效率：0.96传动装置的总效率：=1224324=0.9920.9940.9620.960.83电机所需的工作功率：=6kw确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n滚筒=76.43r/min查机械设计手册p18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860，故电动机转速的可选范围是：n电=n滚筒i=（860）76.43r/min=611.444

6、585.8 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案如下：表1-1 电机型号方案电动机型号额定功率kw额定转速r/min重 量kg总传动比1y132s1-26.529006722.312y132s-46.58456811.08图1-2 电机安装及外形尺寸表1-2电机外形尺寸型号abcdefghkabacadhdbbly132m-4216140893880103313212280275210315200475综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为y132s-4。1.2.2 总传动比并分配传动总传

7、动比 =11.08分配传动比： i1=（1.31.5）i2，经计算i1=（3.794.08），取i1=4，计算得i2=2.77i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。1.2.3 各轴功率、转速、转矩计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；01，12，23，34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。各轴转速：=845 r/min=211.25r/min=76.43r/min=129.96 r/min各轴输入功率：p1=p电01= 60.995.94kw 011 p2=p112= 5.940.990.965.82kw 1223 p3=p223=

8、5.820.990.965.53kw 2323 p4=p334= 5.530.990.995.42kw 3412 各轴输入转矩：67.8nm t1=td0167.80.9967.13nmt2=t1i11267.1340.990.96255.21 nm t3=t2i223255.212.770.990.96671.87 nm t4=t334671.870.990.99658.5nm1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。2. 传动件设计计算2.1 高速级大、小齿轮的设计计算2.1.1选择齿轮材料载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮

9、都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度230hbs，大齿轮正火处理，硬度190hbs。根据两齿面的硬度，由机械设计基础表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力：=380+0.7hbs=541mpa =380+0.7hbs=513mpa=140+0.2hbs=186mpa =140+0.2hbs=178mpa2.1.2 选取设计参数 小齿轮齿数z1=25，则z2=264=100；取齿宽系数=1.02.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩t1=32.18 nm 载荷系数查机械设计基础表6-9取k=1.2 d1 766= 766= 42.0 mm 齿轮的模数为m =1

10、.62。查机械设计基础表6-1取标准第一系列模数m=2。 d1= mz1 = 262 = 52 mm2.1.4 齿轮的几何尺寸计算 d1= mz1 = 226 = 52 mm d2= mz2 = 2104 = 208 mm da1= mz1+2ha*m = 52 +4 = 56 mm da2= mz2+2ha*m = 208 +4 = 212 mm df1= mz12（ha*+ c*）m = 525 = 47 mm df2= mz22（ha*+ c*）m = 2085 = 203 mm a =（d1+d2）/ 2 = （52+208）/ 2 = 130 mm b =dd1=1.050 = 52

11、 mm ，取b2=52，b1=52+4 = 56 mm2.1.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：yfs1= 4.24，yfs2= 3.96 f1 = = = 60.55 mpa= 186mpa 合格 f2 = = = 56.55 mpa= 178mpa 合格2.1.6精度设计 查机械设计基础表6-8取8级精度2.1.7 结构设计主要为大齿轮的结构设计，中间轴孔的厚度：见参考文献机械设计基础p117图6-56.大齿轮 d0=da2-(1014)mn=212-(1014)2=(184192)mm.取d0=180 mm.d4为轴径，d4=33mm，d3=1.6d4=1

12、.633=57.63mm,取d3=60，l=b=齿宽，d2=(0.250.35)( d0- d3)= (0.250.35)（180-33)=（36.7551.45），取d2=45mm. r=1mm.腹板孔厚度：c=(0.20.3)b8mm,选c=10mm.润滑方式：=3.92m/s12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献机械设计基础p118.2.2 低速级大、小齿轮的设计计算2.2.1选择齿轮材料载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮选用35mnb调质，硬度260hbs，大齿轮选用simn调质，硬度225hbs。根据两齿面的硬度，由机械设计基础表6-10中的

13、算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力： 265hbs=27.1hrc, 225hbs=20hrc=380 + hbs = 640 mpa =380 + hbs = 605 mpa= 155 + 0.3 hrc = 163 mpa = 155 + 0.3 hrc = 161 mpa2.2.2 选取设计参数 小齿轮齿数z1=26，则z2=262.77=72.02,取z2=72；实际传动比为i12=72/26=2.769，传动比误差i=0.0004 5，在允许范围内。齿宽系数取=1.02.2.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩t1=121.10 nm 载荷系数查机械设计基础表6

14、-9取k=1.2 d1 766= 766= 60.01 mm 齿轮的模数为m =2.31。查机械设计基础表6-1取标准系列模数m=3。 d1= mz1 = 263 = 78 mm2.2.4 齿轮的几何尺寸计算 d3= mz3 = 326 = 78 mm d4= mz4 = 372 = 216 mm da3= mz3+2ha*m = 78 +6 = 84 mm da4= mz4+2ha*m = 216 +6 = 222 mm df3= mz32（ha*+ c*）m = 787.5 = 70.5 mm df4= mz42（ha*+ c*）m = 2167.5 = 208.5 mm a =（d3+d

15、4）/ 2 = （78+216）/ 2 = 147 mm b =dd3=1.066 = 78 mm 取b4=78，b3=78+4 = 82 mm2.2.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：yfs1= 4.30，yfs2= 4 f1 = = = 68.42 mpa= 163mpa 合格 f2 = = = 63.69 mpa= 178mpa 合格2.2.6精度设计 查机械设计基础表6-8取8级精度2.2.7. 结构设计2.2.7.1. 中间轴孔的厚度：大齿轮 d0=da4-(1014)mn=222-(1014)3=(180192)mm, 取d0=190 mm.d4为轴

16、径，d4=52mm，d3=1.6d4=1.652=83.2mm,取d3=85，l=b=齿宽，d2=(0.250.35)（d0- d3)= (0.250.35)（190-85）=（26.2536.75）mm，取d2=35.r=1mm.腹板孔厚度：c=(0.2-0.3)b8mm,选c=10mm.2.2.8. 润滑方式=2.1m/s d2 选用代号为6008轴承轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 d=68 (mm)轴承宽度 b=15 (mm)40考虑轴承定位d4da46考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大（dad1 ,h=1.52mm，取2mm33轴肩段 h =（0.070.1）d，取h=3mm39d4

17、d233d7d1（同一对轴承）303.2.3各轴段长度的确定1轴段的长度l1：l1=b+2+3+2=19+10+5+2=36mm，轴承的型号为6306，轴承宽度b=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度：l2=b2-2=82-2=80mm, 齿轮宽b2=82mm3轴段的长度：两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度：l2=b1-2=52-2=50mm, 齿轮宽b1=52mm5轴段的长度：l5：l5=b+2+3+2=19+10+5+4=38mm，轴承宽度b=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离3.2.4轴的校核3.

18、2.4.1轴的校核图3-4 轴的强度计算a= l4/2+2+3+2+b/2=26+10+5+2+9.5=52.5mmb= l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,c= b/2+3+2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mma+b+c=49.5+81+62.5=199mm（1）计算圆周力和径向力，弯矩图参见图5.(1-1)计算齿轮2的圆周力（1-2）计算齿轮3的圆周力（1-3）计算齿轮2的径向力（1-4）计算齿轮3的径向力 (2)求水平平面内的支反力: , , （3）计算水平平面的弯矩对于b点：对于c点：(4)求垂直平面的支反力 , , （5）计算垂直平面的弯矩对于b点：对

19、于c点：（6）该轴的转矩t=122320 nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图对于b点：对于c点：(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图5可看出。安装齿轮2处为危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。查参考文献机械设计基础p220表12-5，得，w为抗弯截面系数， ，d为齿轮2处轴的直径，d=33mm，键槽尺寸b=10mm, .t=122320nmm查参考文献机械设计基础p211表12-2，得该轴的结构满足强度要求。3.2.4.2. 轴承的校核由公式 见参考文献机械设计基础p246（14-3）其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计基础p246表14-3，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文

20、献机械设计基础p246表14-4，得fd=1.2,c为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6306，查参考文献机械设计毕业设计指导书p95附录一，得c=27knn为轴承工作转速：n=360r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计基础p245.p为当量动载荷：p=xfr+yfa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，fa=0，取x=1,见参考文献机械设计基础p247.所以，p=xfr=fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。3.2.5.3键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（a型）普通平键。（1）大齿轮段l4=50mm.d4=33

21、mm=d.由参考文献机械设计手册p6-121，查得键的截面尺寸：bh=108根据轮毂段取键长：l=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础p204表11-13，得键的工作长度为：l=l-b=40-10=30mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键108，gb/t1095-1979.键槽深：查机械设计手册p6-121 得.（2）小齿轮段l2=80mm.d2=33mm.由参考文献机械设计手册p6-121，查得键的截面尺寸：bh=108根据轮毂段取键长：l=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查参考文

22、献机械设计基础p204表11-13，得键的工作长度为：l=l-b=80-10=70mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键108，gb/t1095-1979.键槽深：查机械设计手册p6-121得.3.3 轴的设计3.3.1轴径的确定图3-5 轴示意图1）确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计手册（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得b=650 mpa， s=360 mpa， -1=270 mpa，-1=155 mpa， e=2.15105 mpa，=60 mpa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由机械设计手册表6-1-19选

23、取a=120则得 da =120=38.76mm，因为考虑到装联轴器加键，有一个键槽，d38.76（1+5）=40.70mm3.3.2各轴段直径的确定表3-3 轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴的最小直径40.70，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择gy6型，取d1=42mm42联轴器定位d2= d1+2（0.070.1）d1=42+（5.888.4）=47.8850.448考虑轴承d3 d2 选用代号为6010轴承轴承内径 d=50 (mm)轴承外径 d=80 (mm)轴承宽度 b=16 (mm)50考虑轴承定位d4da56h（0.070.1）d4（4.626.6）,取h=6，d4

24、56+2668考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=5252d7d3（同一对轴承）503.3.3各轴段长度的确定1轴段安装联轴器：联轴器选择gy6型（见机械设计手册gb/t 5843-2003）联轴器宽度l联轴器=112mm,使l1略小于l联轴器，取l1=110mm.2轴段的长度l2：包括三部分：l2=ls+e+m,其中ls部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献机械设计毕业设计指导书p26表5-2，ls=15-20mm,取ls=20mm,e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献机械设计毕业设计指导书p39表5-7，轴承外径d=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分为轴承

25、盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度l座孔=+c1+c2+(510mm), 为下箱座壁厚，查参考文献机械设计毕业设计指导书p27表5-3：=8mm,c1,c2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献机械设计毕业设计指导书p27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得c1=20mm,c2=18mm, l座孔=+c1+c2+(510mm)=8+20+18+6=52mm另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体，m =l座孔-3-b=52-5-12=35, 3=5mm, 见参考文献机械设计毕业设计指导书p26表5-2。l2=20+

26、9.6+35=64.6，取l2=65mm.3轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6010，轴承宽度b=16mm,l3=16mm.4轴段的长度：减速器的内腔宽为：a =170mml4=3+a-（l5+l6+2+4）=5+170-（10+76+10+4）=75mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.46=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=76b4=78mm. 7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=4+2+3 +b轴承=4+10+5+16=35mm. 3.3.4第三轴的校核3.3.4.1轴的校

27、核图3-6 轴的强度计算a= l7-2+=35-8-2+39=64mm b=+l5+l4+ =39+10+75+8=132mma+b=64+132=196mm (1)计算齿轮4的圆周力ft4和径向力fr4, 参见图7，查参考文献机械设计基础p102（6-38）。 (2)求水平平面内的支反力: , （3）计算水平平面的弯矩(4)求垂直平面的支反力 , （5）计算垂直平面的弯矩（6）该轴的转矩t=322020nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图3-6可看出。安装齿轮处为 危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理。

28、查参考文献机械设计基础p220表12-5，得，w为抗弯截面系数， ，d为齿轮4处轴的直径，d=52mm,选择轴承6010选择键：bh=1610mm, b=16mm, h=10mm,.t=322020nmm查参考文献机械设计基础p211表12-2，得该轴的结构满足强度要求。3.3.4.2轴承的校核由公式其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计基础p246表14-3，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计基础p246表14-4，得fd=1.2,c为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6010，查参考文献机械设计毕业设计指导书p95附录一，得c=22knn为轴承工作转速：n=129.96r

29、/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计基础p245.p为当量动载荷：p=xfr+yfa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，fa=0，取x=1,见参考文献机械设计基础p247.所以，p=xfr=fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。3.3.4.3键的选择与校核（1）齿轮4安装段的键的选择：l6=76mm.d6=52mm=d.由参考文献机械设计手册p6-121，查得键的截面尺寸：bh=1610根据轮毂段取键长：l=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础p204表11-13，得键的工作长度为：l=l-b=70-16=

30、54mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键1610，gb/t1095-1979.键槽深：.（2）与滚筒连接的联轴器的轴的键的设计与校核：一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（a型）普通平键。d6=42mm, 查参考文献机械设计毕业设计指导书p101附录五选择联轴器gy6型：d1=42mm，l=112mm，l1=84mm。由参考文献机械零件设计手册p581，查得键的截面尺寸：bh=128根据连接段取键长：l=l1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。（2-1）键的校核查参考文献机械设计基础p204表11-13，得键

31、的工作长度为：l=l-b=100-12=88mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键16100 gb/t 1096-1979，键槽深：.3.4. 联轴器的选择根据以上的计算与校核，选择（1）电动机与减速器连接的联轴器型号为：gy5型，（见机械设计手册p22-17 gb/t 5843-2003）tn=400nm（1-1）转矩tc=kat,见参考文献机械设计基础p224（12-4）tc-联轴器所传递的计算转矩t-联轴器所传递的名义转矩，t=9550p/n。查参考文献机械设计基础p102（6-37）。p 电动机功率，p=5.5kwn-电动机转速,n=1440r/minka-工作情况系数

32、，查参考文献机械设计基础p224表12-6，得ka=1.5.tc=1.595505.5/1440=54.7 nmm tp=400nmm。（2）减速器与滚筒连接的联轴器型号为：gy6型，（见机械设计手册p22-17 gb/t 5843-2003）tn=900nm（2-1）转矩tc=kat,见参考文献机械设计基础p224（12-4）tc-联轴器所传递的计算转矩t-联轴器所传递的名义转矩，t=9550p/n。查参考文献机械设计基础p102（6-37）。p 减速器输出功率,p=4.34kwn-第三轴转速,n=129.96r/minka-工作情况系数，查参考文献机械设计基础p224表12-6，得ka=1

33、.5.tc=1.595504.34/129.96= 478.4nmm tn=900nmm。表3-4 联轴器的型号及参数型号许用转矩tp/nm许用转速np/r/min轴孔直径d1/mm,d2/mm轴孔长度d/mmy型j、j1l/mml1/mmgy5400800038,308260120gy6900680042,42112841404. 润滑与密封的设计4.1润滑设计由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：d2为齿轮2分度圆直径，d2=208mm，n2为齿轮2的转速,n2=360r/min采用润滑油池润滑，润滑油位高度为hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,

34、飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.4.2 密封设计（1）高速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计基础p255表14-11），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计基础p255表14-11），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。5. 机架设计与说明5.1箱体的设计：一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体

35、轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。箱体中心的高度为：见参考文献机械设计毕业设计指导书p36图5-21，表5-6.da4为齿轮4的齿顶圆直径，da2=222mm,h=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱体中心高度为：h=175mm.取箱体壁厚=8mm. 见参考文献机械设计毕业设计指导书p27表5-3.5.2 箱盖顶部外表面轮廓的确定以r=ra4+1+1为半径做出箱盖顶部的部分轮廓。其中ra4为齿轮4的齿

36、顶圆半径，1为上箱盖的厚度，1为齿轮4顶圆与箱体内部的距离。5.3齿轮1处的箱盖顶部外表面轮廓的确定保证小齿轮轴承处螺栓附近有足够的扳手空间，同时也要使小齿轮轴承孔凸台能在此轮廓内。5.4底座凸缘厚度 上下箱体的连接凸缘应较箱壁厚些，宽度要有足够的扳手空间。上下箱体连接螺栓的距离不大于150mm，但要保证有足够的扳手空间。为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为2.5。为箱座壁厚。5.5 箱体结构尺寸表5-1 箱体结构尺寸名称符号推荐尺寸选取值一、减速器箱体厚度部分圆柱齿轮减速器下箱座壁厚0.025a+288上箱座壁厚10.025a+288下箱座剖分面处凸缘厚度bb=1.512上箱盖剖分面处凸

37、缘厚度b1b1=1.5112地脚螺栓底脚厚度b2b2=2.520箱盖上的肋厚m1 0.8516.8箱座上的肋厚m1 0.856.8二、安装地脚螺栓部分二级圆柱齿轮传动中心距a1+a2400地脚螺栓直径df0.036a+12m18地脚螺栓通孔直径 df25地脚螺栓沉头座直径d048底脚凸缘尺寸（扳手空间） c124 c222三、安装轴承座旁螺栓部分轴承座旁联接螺栓直径d1m16轴承座旁联接螺栓通孔直径 d117.5轴承座旁联接螺栓沉头座直径d033剖分面凸缘尺寸（扳手空间）c120c218四、安装上下箱螺栓部分上下箱联接螺栓直径d2m12上下箱联接螺栓通孔直径 d213.5上下箱联接螺栓沉头座直

38、径d026箱缘尺寸（扳手空间）c120c216轴承盖（即轴承座）外径d2d2=轴承孔直径d+（55.5）d3=92箱体外壁至轴承座端面的距离ll=c1+c2+(510)=50轴承座旁凸台的高度hd2=130轴承座旁凸台的半径rr=c2轴承座旁联接螺栓的距离ss=d2轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）dfm8检查孔盖联接螺栓直径d4d4=0.4df6圆锥定位销直径d5d5=0.8d2减速器中心高hh=ra+(6080)mm,ra为大齿轮顶圆半径。175大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11.214齿轮端面与箱体内壁的距离2106. 减速器附件设计及说明6.1 吊环、调耳按总中心距，查参考文献机械设计毕业设计指导书p47表5-21，箱体毛重980kg,直接在箱体表面铸造吊耳。6.2轴承盖的选择所选用的轴承分别为：深沟球轴承6008，6306，6010.对应的轴承盖的选择凸缘式轴承盖，轴承外径范围为(68100)mm, 见参考文献机械设计毕业设计指导书p39表5-7.6206（一对）：