啤酒发酵中低速锚式搅拌机

1、摘 要该设计为食品机械设计基础的课程设计，主题是啤酒发酵中低速锚式搅拌机。该搅拌设备用于啤酒发酵过程麦芽的糖化（或醪液的制备）及啤酒的主发酵中，可用于非均相（多为粘度较大的液相或悬浮物）发酵，使参加反应的物料混合均匀，强化相间的传热传质，操作条件的可控范围广，可以打开盖子清洗内部表面，也可清除醪渣。本装置电机为动力来源，选用转速为720r/min的电机，带动减速器，它们之间为带传动，使转速降至286 r/min，然后再用双级减速器减速，并减至40r/min，减速器采用直齿圆柱齿轮。然后带动搅拌轴转动，且与其同转速。关键词：搅拌器;减速器;齿轮轴;设计;校核 abstractthe design

2、 for the food-based curriculum design, mechanical design, theme is anchored low-speed mixer. the mixing equipment used for beer, malt saccharification fermentation process (or the preparation of mash) and the main fermentation of beer, can be used for non-homogeneous (mostly higher viscosity liquid

3、or suspended matter) fermentation to participate in response mixed materials, enhanced heat and mass transfer between phases, the controllability of a wide range of operating conditions, can open the lid clean interior surfaces, but also clear the mash residue. the motor as power source device, sele

4、ct the motor speed 720r/min to drive reducer, belt drive between them as to speed down to 286 r / min, and then use the two-stage reduction gear reducer, and reduced to 40r / min, with spur gear reducer. then driven stirring shaft rotation, and with the same speed. keywords: blender; reducers; gears

5、; shafts; design; check啤酒发酵中低速锚式搅拌机1 前言近年来随着人们生活水平的提高，啤酒越来越普遍的被人们喜爱饮用，一些企业单位（非啤酒发酵生产单位）、大中型酒店、宾馆等服务产业单位拥有了自己的啤酒生产线，其中重要的设备就是麦芽糖化器和啤酒发酵罐，低速搅拌器为其上的一重要机构，以满足良好的液体混合及好的传质相传热速率。啤酒发酵或麦芽糖化时要求搅拌器转速低，起泡沫少，转速稳定，且料液有一定的粘度和悬浮物。本设计针对这些进行设计。本设计为框锚式低速搅拌器，主要分为五部分:第一部分为电动机选择及传动系统总的传动比分配;主要确定电动机类型和结构形式、工作机主动轴功率、电动输出功

6、率及传动系统总的传动比分配。第二部分为带轮的设计包括带轮类型的选择、带轮尺寸参数的确定，及校核计算。第三部分为减速器的运动和动力参数计算,主要确定各轴转速、各轴的输入功率、及各轴转矩、各圆柱齿轮的尺寸参数，选择齿轮、材料、精度、等级、确定齿轮齿数、转矩、载荷系数、轮宽系数及齿根弯曲疲劳强度校核。第四部分为轴系的结构设计，包括轴径和轴身长度的计算和设计尺寸。第五部分为各附件的选择和确定 。常用的搅拌器有涡轮式搅拌器、桨式搅拌器、锚式搅拌器、螺带式搅拌器、磁力加热搅拌器、磁力搅拌器。搅拌器的类型、尺寸及转速，对搅拌功率在总体流动和湍流脉动之间的分配都有影响。一般说来，涡轮式搅拌器的功率分配对湍流脉

7、动有利，而旋桨式搅拌器对总体流动有利。对于同一类型的搅拌器来说，在功率消耗相同的条件下，大直径、低转速的搅拌器，功率主要消耗于总体流动，有利于宏观混合。小直径、高转速的搅拌器，功率主要消耗于湍流脉动，有利于微观混合。针对设计要求本设计中搅拌器采用框锚式或锚式搅拌器，该搅拌器工作时，主要产生轴向液流。叶轮直径与搅拌罐内径比为0.70.95，叶片宽度与罐内径的比为1：12，转速低，通常为1050r/min，线速度一般小于3m/s，由与锚与罐内壁间隙小，可清除附在槽壁上的粘性反应产物或堆积于槽底的固体物，保持较好的传热效果。在锚外缘处存在强烈的剪切作用，产生局部涡旋，引起液体物料间的不断交换，因此锚

8、式搅拌器尤其适合带加套的搅拌罐内料液的传热。另外，由于叶轮直径大，且与罐底贴近，较适合与高浓度沉淀物料，能较好的防止罐壁上物料的结晶和罐底物料沉淀。可用于搅拌粘度高达 200pas的牛顿型流体和拟塑性流体。搅拌器的传动方式为带传动和齿轮传动。带传动具有适于两轴中心距较大的传动；具有良好的弹性，可吸振缓冲，尤其是v带没有接头，传动平稳，噪声小；过载时带与带轮之间会自动打滑，防止其他零件因过载而损坏；带传动结构简单，制造与维护方便，成本低。因此本设计采用v带传动。齿轮传动能保证瞬时传动比的恒定，传动平稳性好，传递运动准确可靠,适用的功率和速度范围广。 传递的功率小至低于lw (如仪表中的齿轮传动)

9、，大至5l04kw，甚至高达ll05kw;其传动时圆周速度可达至300m/s。 传动效率高。一般传动效率 =0.940.99。 结构紧凑，工作可靠，寿命长。设计正确、制造精良、润滑维护良好的齿轮传动，可使用数年乃至数十年。因此本设计采用直齿齿轮传动。 本设计的搅拌机构可为锚式或框锚式（在轴和锚之间有肋条或肋板，兼有两者的优点）。根据物料和工作情况的不同，安装不同的搅拌机构。另外，对于容易起泡的物料还可以将锚的边缘做成锯齿状，增加消泡能力。当然还有一些不足之处，比如电机质量较大，转速不可调等，需要寻求指导和改进.2 设计要求啤酒发酵或麦芽糖化(醪液的制备)时要求搅拌器转速低，起泡沫少(搅拌器最好

10、能起到一定的消泡作用)，转速稳定，且料液有一定的粘度和悬浮物，某些特殊阶段还需控制进氧量（或溶氧量），本设计针对其中这些主要要求进行设计。输出功率pw=6.0kw，输出轴转速nw=40r/min，传动不逆转，工作平稳，可有轻微振动，轻载启动，间歇操作，平均每天工作12小时，要求寿命8年。3 分析传动方案本次设计的方案有很多，可以优先选用的三种方案：（1）先用v带传动，再用一级齿轮减速器传动。（2）直接用两级齿轮减速器传动。（3）先用v带传动，再用两级级齿轮减速器传动。方案（1）中传动装置尺寸大，大带轮尺寸接近1m，齿轮若用软齿，齿轮直径特较大。方案（2）中直接用齿轮传动，平稳性没有经带传动传递

11、后平稳，影响其寿命，且需经常维护。若用软齿，尺寸也较大。方案（3）中，经v带传动后，平稳性较好，第一级减速用软齿，可节省成本，结构尺寸也不大，第一级减速用硬齿，可使结构更紧凑。因此，选用方案（3）。本设计采用渐开线直齿圆柱齿轮，主要由于该类型齿轮在机械传动中，结构较简单，传动较平稳，强度高，制造、安装方便，应用广泛。本设计采用深沟球轴承，主要由于轴向几乎无轴向力，该轴承适用，且摩擦阻力小，启动灵活，效率高，易配备。本次设计的转速低，选用低转速电机，传动比较大，选用双级减速器，它们之间为带传动，减速器采用直齿圆柱齿轮，然后带动搅拌轴转动，且与其同转速。在机械传动中，一般应将带传动设置在传动系统的

12、高速级，使之与原动机相连，齿轮或其他传动装置在带传动之后。这样，即可以减小传动的外廓尺寸，又可以起到过载保护的作用，还可以减少机械的振动和噪音。传动装置的简图如图1所示。图1 设计传动方案简图1 4大、小带轮 2电机 3 5 8轴、 6深沟球轴承7 9一、二级减速齿轮副 10联轴器 11筒体 12锚式搅拌器4 选择电动机类型，确定各轴的运动和动力参数4.1 确定电动机的输出功率4.1.1 确定传动装置的总效率由李秀珍主编机械设计基础（少学时）第四版机械工业出版社，2005版（以下未说明者均为该书籍）表11-3选取v带10.95，轴滚动轴承20.98、一级齿轮30.96、轴滚动轴承40.98、二

13、级齿轮50.98，轴滚动轴承60.99、联轴器70.993；又由设计可知，需要v带传动、3对轴承、1个联轴器、2对齿轮传动，故总效率：0.950.980.960.980.980.990.993 =0.844.1.2 计算需要电动机输出的功率pd电动机功率pdpd=pw/总=6.0/0.84=7.1kw 4.1.3 初定电动机的转速4.1.3.1 初定各级传动的传动比，求初定总传动比i由表11-3查得: v带传动比i1=2.70 齿轮传动比i2=2.60,链传动传动比i3=2.56,则总传动比i=184.1.3.2 计算所需电动机转速nd=inw=1840r/min=720 r/min4.1.4

14、 选择电动机型号，计算总传动比4.1.4.1 选择电动机型号 根据电动机的额定功率pedpd,转速nd=nd及工作情况。查孔凌嘉主编简明机械设计手册表19-5，可选择三相异步电动机y160l-8。基本参数为：额定功率ped=7.5kw,同步转速为750r/min,满载转速nd=720r/min,最大转矩为2.0，额定转矩为2.0。4.1.4.2 计算总传动比 i=nd/nw=720/40=184.1.5 重新分配传动比，计算各轴的运动和动力参数4.1.5.1 重新分配传动比 将总传动比分配到各级传动中,经分析，取v带传动比i1=2.70，一级齿轮i2=2.60，则齿轮i=18/（2.702.6

15、0）=2.564.1.5.2 各轴运动参数及动力参数计算各轴运动参数及动力参数计算如表1所示。表1 初算各轴的输入功率、转矩、转速和传动比轴号输入功率p1/转矩t/(nm)转速n（r/min）传动比电动机轴7.194.1772017.194.177206.6236.062672.706.21575.781032.606.021430.12402.524.2 v带传动的设计计算根据上述计算已知：输入功率pd=7.1kw，带轮转速n1=720，n2=267r/min，轻载启动，间歇工作，平均每天工作12h。4.2.1 确定带型工况系数 由表6-4 ka=1.1设计功率 pd=p1ka=1.17.1

16、kw=7.81kwv带截型 由图6-13 b型4.2.2 确定v带带轮直径 小带轮基准直径 由图6-13及表6-3取 =125mm验算带速 v=4.71m/s大带轮基准直径 dd2=337.5mm 由表6-3取dd2=315mm传动比 i=dd2/dd1=2.524.2.3 确定中心距及v带基准长度初定中心距 由0.7（dd1dd2）a02（dd1dd2）得308mma0880mm虽结构要求，但尽量紧凑，初选a0=500mm 由表6-2取ld=1600m传动中心距 aa0（ldld0）/2=445.4mm小带轮包角 =180-51.3（dd2dd1）/a=155.604.2.4 确定v带根数单

17、根v带的基本额定功率 由表6-5 p1=1.34kw额定功率增量 由表6-6 p=0.22 kw包角修正系数 由表6-7 k=0.93 kw带长修正系数 由表6-2 kl =0.92 v带根数 z=5.85 取z=64.2.5 计算作用在轴上的载荷v带单位长度质量 由表6-1 q=0.17kg初拉力 f0=236.2n作用在轴上的载荷 fq=2770.4n4.2.6 带轮的结构设计小带轮 由表6-1及图6-8 小带轮制成实心式da=dd2ha=128.5mm大带轮 由表6-1及图6-8 大带轮制成腹板式由（简明机械设计手册孔凌嘉主编北京理工大学出版社，2008-2）表7-7 d1=（1.282

18、）d=（57.664）mm 取58mm da= dd2 ha =322mm d2= da-2(hahf)=296.7mm b=(z-1)e2f=120mm l=(1.5-2)d=(4864)mm 取64mm (d为轴的直径，见轴的设计)4.3 第一级齿轮传动的设计计算该传动设计为单级直齿圆柱齿轮传动，为减速器中的第一级直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动，。已知传递功率p=6.6kw，输入轴转速（小齿轮转速）n2=720/2.52=286 r/min，传动比i=2.6，大齿轮转速n2=286/2.6=110 r/min。虽无尺寸要求但尽量使结构紧凑和协调，采用软齿面传动，为闭式传动，其失效主要是齿轮折断。

19、考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属低速，轻载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表3-4选择：小齿轮选用40cr钢调质，齿面平均硬度为250hbs，大齿轮选用45钢正火，齿面平均硬度为200hbs，先按接触疲劳强度设计，再校核其齿根弯曲疲劳强度。4.3.1 校核其接触疲劳强度4.3.1.1 许用接触应力极限应力 小齿轮 him1=1.4hbs +350=1.4250+350=700mpa 大齿轮 him2=0.87 hbs +380=0.87200=554mpa安全系数 取sh=1许用接触应力 h1=him1/sh=700mpa h2=him2/sh=554mpa

20、 4.3.1.2 计算小齿轮分度圆直径小齿轮转矩 t2=9.55106（p2/n2）=220380nmm齿宽系数 齿轮相对轴承对称分布，由表37取 d=1.1 载荷系数 工作平稳，软齿面齿轮，取k=1.3（1.2-2）节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动 zh=2.5弹性系数 由表3-5 取ze=189.8小齿轮计算直径 =69.204.3.2 确定几何尺寸齿数 取z1=35, z2=iz1=3.52.6=91 模数 m= d1/z1=1.98mm 由表32取标准模数 m=2mm分度圆直径： d1 =m z1=235mm=70mm =mz2=291mm=182mm 传动比i=d1/d 2 =2.

21、60中心距 a=1/2(d1+d2)=1/2x(70+182)= 126mm齿宽 b= d1=1.170mm=77mm取b2=b=77mm b1=b+510 b1=82mm4.3.3 齿根弯曲疲劳强度设计4.3.3.1 许用齿根应力极限应力 由表3-4： 小齿轮flim1=0.8hbs+380=580mpa大齿轮flim2 =0.7hbs+275=415mpa安全系数 取sf=1.4许用齿根应力 f=hlim/sf，所以f1=414.3mpa，f2=296.4mpa4.3.3.2 验算齿根应力复合齿型系数 由表3-6查得 yes1=4.06, yes2=3.97齿根应力 f1=mpa=215.

22、8mpa f2=f1=215.8mpa= 220.7mpa由于f1f1, f2f2, 所以齿根弯曲疲劳强度足够。4.3.4 齿轮的结构设计小齿轮 由表8-3及图3-28制成实心式（锻造齿轮） da=dd2ha=76mm l=b=82mm大齿轮 由表8-3及图3-28制成腹板式 da=dd2ha=186mm d1=1.6ds=72mm d2= da -10m=166mmd0=0.25（d2- d1）=23.5mms=0.3b=23.1mml=(1.21.5)b=(98.4123)mm=100mm4.4 第二级级齿轮传动的设计计算该传动设计为直齿圆柱齿轮，已知传递功率p3=6.21kw，输入轴转速

23、（小齿轮转速）n3=110 r/min，传动比i=18/2.52/2.60=2.75，大齿轮转速n3=110/2.75=40 r/min虽然无尺寸要求，为使结构尽量紧凑，选用硬齿面齿轮传动（为闭式传动），其失效主要是齿面疲劳点蚀，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核其接触疲劳强度。考虑加工的成本和使用性，及工作情况，齿轮材料由表3-4选择：小齿轮选用45cr钢表面（48hrc-55hrc），齿面平均硬度为50hrc大齿轮选用45钢表面淬火（40hrc-50hrc），齿面平均硬度为45hrc4.4.1 齿根弯曲疲劳强度设计许用齿根应力极限应力 小齿轮 fim1=10.5hrc+195=10.550+

24、195=720mpa 大齿轮 fim2=10.5hrc+195=10.545+195=667.5mpa取两结果中较小的代入计算公式中安全系数 取sf=1.4许用齿根应力 f=fim1/ sf f1 =720/1.4=514.3 mpa f2=667.5/1.4=476.8 mpa小齿轮转矩 t1=9.55106（p3/n3）=539141 nmm齿宽系数 由表37 取 d=0.8载荷系数 工作平稳，硬齿面齿轮，相对轴承对称分布 取k=1.5齿数 取取z1=18, z2=i z1=2.7518=49.5，z2=49判断计算对象 =4.45/514.3=8.6510-3 =4.01/4768=8.

25、4110-3 取两者较小的代入计算式模数 m=3.78mm由表32取标准模数 m=4mm4.4.2 确定几何尺寸分度圆直径：d 1=m z1=418mm=72mm d 2=mz2=449=196mm 中心距 a=1/2(d1+d2)=1/2(72+196)=134mm齿宽 b=d1=0.872mm=57.6mm取b2=b=58 b1=b+510 b1=63mm4.4.3 校核其齿面接触疲劳强度4.4.3.1 许用接触应力极限应力 由表3-4： 大齿轮hlim1=10hrc+670=1170mpa小齿轮hlim2=10hrc+670=1120mpa安全系数 取sh=1许用接触应力 h1=him1

26、/sh=1170mpa h2=him2/sh=1120mpa 4.4.3.2 校核接触疲劳强度节点区域系数 zh=2.5 材料弹性系数（表3-5）：ze=189.8小齿轮齿面接触应力 h = zezh=1087mpa h1 h2 取较弱者进行比较,故接触疲劳强度够4.4.4 齿轮的结构设计小齿轮 由表8-3及图3-28制成实心式（锻造齿轮） da=dd2ha=80mm l=b=58mm大齿轮 由表8-3及图3-28制成腹板式 da=dd2ha=200mm d1=1.6ds=80mm d2=da-10m=130mmd0=0.25（d2-d1）=50mms=0.3b=17.4mml=(1.21.5

27、)b=(75.684.5)mm=80m4.5 验算输出轴的转速误差实际传动比 i=i1i2i3 =2.702.602.52=17.84实际 转速 nw=720/17.84=40.36r/min传动装置的传动误差 (nw-nw)/ nw=0.90%满足设计要求。5 轴系的结构设计以轴的结构设计为例。由上述计算，已知n2=286r/min，p2=6.6kw，t2=220380nmm。初选轴的材料为45钢调质。5.1 计算轴的计算直径5.1.1 确定轴的最小直径轴的材料系数 由表7-4查得c=106-98， 取c=102轴的最小直径 dc=102=29.04mm带轮的轮毂联接有2个键槽，d29.04

28、（1+0.07）=31.07mm查附表7-1，取标准直径d为r10a中的32mm5.1.2 轴的各轴段轴径 轴的各轴段轴径如表2所示表2 轴的各处直径位置轴径mm说明带轮处32按传递转矩计算并查附表7-1取标准直径油封处39满足带轮的轴向固定，设置一轴肩，由表7-2，轴肩高度a=（0.070.1）d=（0.070.1）32=（3.245.2），取a=3.5左轴承处45无轴向力，选用深沟球轴承，为便于从左端安装拆卸，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合轴承标准内径（附表8-3），取轴径为45mm（初选深沟球轴承6209，两端相同）。齿轮处50齿轮左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处轴径，并由附表7-1

29、取标准直径轴环处59齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径d=50mm，由表7-2知，轴环高度a=（0.070.1）d+12mm=4.57mm右轴承轴肩处52便于轴承拆卸，轴肩高度不能过高，按6209型轴承安装尺寸，由表8-3，d=52（a=3.5）右轴承处45由附表8-3取深沟球轴承内径5.1.3 轴的各轴段轴身长度如表3所示表3 轴的各处长度位置轴径mm说明带轮处62轮毂宽度为64mm，保证轴端挡圈能压紧带轮，略小于此值，取62mm油封处45为便于拆装及轴承润滑，取轴承盖外端面与带轮左端间距为25mm，由轴承盖及减速器的结构设计，取轴承右端面与轴承盖外端面间距为20mm，轴段长度20+25=45

30、mm左轴承处46包括四部分，轴承内圈宽度19mm，箱体装配留余地5mm，箱体内壁与齿轮右端面间距取20mm，齿轮对称布置，取相同值，齿轮轮毂与齿轮处轴段长度差2mm，故19+5+20+2=46mm齿轮处80已知轮毂宽度为82mm，保证套筒能压紧齿轮，取80mm轴环处8轴环宽度为b=1.4a=1.44.5=6.3，取b=8mm右轴承轴肩处17轴承左端面与齿轮右端面距离与轴环宽度之差，即（20+5）-8=17mm右轴承处19深沟球轴承内圈宽度为19mm全轴长27762+46+45+80+8+15+19=277mm5.2 校核轴的强度5.2.1 轴的各轴段受力和弯矩图图2 轴的各轴段受力和弯矩图5.

31、2.2 轴上齿轮的受力 ft=2t2/d1=6296.6n fr=fttan=2291.8n轴上齿轮的受力如图2中a所示。5.2.3 求水平面支反力以b为基点 fah=447.9n以a为基点 fbh=2291.8nc截面处的水平面弯矩 mchr= fah 70nmm= 447.970nmm=31353 nmm mchr=31353 nmmb截面处的水平面弯矩 mbh=fq84.5=2270.484.5 nmm =186523nmm 水平面支反力如图2中b、c所示5.2.4作垂直面受力图及弯矩图 fav = fbv= /2=3148.3n mcv= fav70=220381n垂直面弯矩图如图2中

32、d所示5.2.5作合成弯矩图c截面 mcr=222600 nmmmcl= mcr=222600 nmmb截面 mbl=186525.3 nmm (mbv=0)合成弯矩图如图2中e所示5.2.6 作转矩图 t2=220380nmm转矩图如图2中f所示5.2.7 作当量弯矩图由当量弯矩图和轴的结构图可知，c、d截面为危险截面。应力校正系数 可视为脉动循环，取=0.6c截面（左右两侧相等） mce=258911.2 nmmb截面（左右两侧相等） mbe=228639.3 nmmd截面 mdv= fbv37.5=18061.3 nmm mdh= fbh37.5=176876.3nmmmd=212658

33、.2 nmmmde=250415.2 nmm当量弯矩图如图2中g所示5.2.8求危险截面处轴的计算直径许用应力 轴的材料选用45钢调质处理。由表7-1查得 w=60mpac截面计算直径 =mm=35.08mm计入键槽的影响 dc=1.0435.08mm=36.48mmd截面计算直径 =mm=32.85mm5.2.9 检查轴的强度经与结构设计图比较， dc=50mm，dd=45c截面与d截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够5.2.10 轴的正视图轴的正视图如图3所示图3 轴的正视图5.3 键的选择5.3.1 齿轮轮毂联接的键根据工作要求及轴和轮毂的情况，初选用材料为45钢，

34、a型普通平键在键槽中易于固定，联接定心性好，拆装方便，能承受变载，因此，初选用该型键。由附表2-7与齿轮轮毂联接的键 键a1465gb1069-79 b=14mm，h=9mm，l=65与带轮轮毂联接的键 键a1054gb1069-79 b=10mm，h=8mm，l=545.3.2键的校核以与轴上齿轮轮毂联接的键进行校核为例。许用挤压应力 由表2-12，齿轮材料为钢，轻微冲击，p=100120mpa工作长度 l=l-b=65-14=51mm挤压应力 p=4t2/dhl=38.4mpa结论 由于pp，所以选用的键强度足够。5.4 轴承的确定5.4.1轴承的选择由于深沟球轴承结构简单，使用方便，生产

35、批量大（价格便宜），可承受一定的轴向载荷（本次设计虽无轴向轴荷），摩擦系数小，极限转速稳定，由附表8-3初选用深沟球轴承型号6209，d=45mm，d=85mm，b=19mm。5.4.2轴承的校核所用轴承型号为6209轴上的齿轮所受力ft=6296.6n，fr=2291.8n，可有轻微冲击，转速n=286r/min，平均每天工作12h，要求工作8年。5.4.3 计算当量动载荷轴承只受径向载荷，当量动载荷即为径向载荷，两轴承受力相等。当量动载荷 fp1=fp2=0.5=0.5=3350n5.4.4 求轴承的实际寿命轴承的基本额定动载荷 由附表8-3 c=31700 n温度系数 由表8-6 ft=

36、1.00载荷系数 由表8-7 fp=1.1寿命指数 球轴承 =3轴承的实际寿命 lh=37089h轴承的预期寿命 l=123658=35040hlhl，即满足工作要求6 其他附件的选择6.1 联轴器的选择选用型号为：yl11的凸缘联轴器，夹壳材料使用ht200，悬吊环用q255-a钢摘自机械基础综合课程设计，北京理工大学出版社。 参考：（gb/t5843-1986）6.2 箱体的选择箱体的作用：支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度，良好的润滑及密封。此箱体选用剖分式，便于轴系部件的装拆。密封：用涂水玻璃，并在接合面上开回油沟6.3 轴承密封6.3.1 外密封外密封：安装在减速器外伸轴伸出端

37、的轴承外侧，用于使轴承与箱体外部隔离，以防润滑剂泻出及外部的灰尘、水分及其他污物进入轴承而导致轴承的磨损或腐蚀。并采用毡圈密封。6.3.2 内密封内密封：安装在轴承内侧，本装置轴承采用油润滑，用挡油环密封。6.4 窥视孔和视孔盖便于检查传动件的啮合情况，润滑状态，接触斑点和齿侧间隙。在传动件啮合区的上方设置窥视孔、视孔盖，用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防润滑油漏出或污物进入箱体内。6.5 起吊装置和轴承盖为便于拆卸和搬运减速器，在箱体上设置的，此处选用吊环螺钉。轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，并起密封作用。这些附件的材料出处，摘自机械设计课程设计金清肃主编，华中科技大学出版社，2007年版。6.6 机座的选择型号：j-a-50参考文献：化工设备设计基础p418，表18-14 ：j-a型机座外形及安装尺寸。6.7 箱体基本尺寸箱座壁厚9 mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度13.5mm箱底凸缘厚度22.5mm地角螺钉直径120mm地角螺钉数目6轴承旁连接螺栓直径90mm盖与座连接螺栓直径66mm连接螺栓的间距175mm轴承端盖螺钉直径54mm视孔盖螺钉直径42mm定位销直径49.5mmmdf,md1,md2至外箱壁距离26mmmdf,md1,md2至凸缘边缘距离34mm轴承旁凸台半径34mm外箱壁至轴承座端面距离67mm箱盖、箱座