两级共轴式圆柱斜齿轮减速器课程设计

1、个人收集整理仅做学习参考 课程设计说明书 设计题目两级共轴式圆柱斜齿轮减速器 7 / 36 四、 五、 六、 七、 八、 九、 十、 目录 设计任务书 传动方案地拟定及说明 错误！未定义书签。 电动机地选择计算 错误！未定义书签。 传动装置地运动和动力参数 错误！未定义书签。 传动零件地设计计算 错误！未定义书签。 轴地设计计算 键连接地选择及计算 滚动轴承地选择及计算 联轴器地选择 润滑和密封 箱体和附件 十二、设计小结 十三、参考文献 一、设计任务书 设计题目：设计搅拌机传动装置中地两级共轴式圆柱齿轮减速器 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错

2、误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 设计数据：搅拌轴转矩 T =300N m，搅拌轴转速n =60r/min 传动比误差： n=5 % 5% 工作环境：有灰尘； 载荷特性：载荷变化较大； 工作年限：10年，每年300天，1班制 二、传动方案地拟定及说明 2.1.根据设计任务设计传动方案草图 图1带式运输机传动装置简图 2.2选择传动机构类型 采用两级共轴式圆柱齿轮减速器 2.3多级传动地合理布局 闭式齿轮传动采用圆柱齿轮传动高速区采用角接触球轴承，低速区采用圆锥滚子轴 承. 考虑其载荷变化较大，选用弹性联轴器，有利于减震 2.4方案地比较 圆柱齿轮分为

3、圆柱直齿轮和圆柱斜齿轮. 方案a采用圆柱直齿轮；方案 b采用圆柱斜齿轮. 分析比较 万案 结构尺寸 传动效率 平稳性 工作寿命 成本 环境适应性 万案a 简单 较咼 较低 中等 较低 较强 万案b 较复杂 高 高 中等 较咼 强 三、电动机地选择 3.1电动机地类型与结构型式地选择 卧式封闭型Y(IP44系列电动机 3.2计算搅拌机工作所需功率Pw Tn 9550 300 60 9550 二 1.89w 3.3计算电动机地输入功率Pd 为传动装置地传动效率 功率主要地损失分为：弹性联轴器1，滚动轴承 2，齿轮副3，搅拌筒4 查机械设计手册表 2-4 取 4=0.99，2 =0.98,3=0.9

4、7，4 =0.97，贝V 232232 =4234 =0.9920.9830.9720.97 = 0.8419 贝U Ppv1.89 Fd2.24 kw 0.8419 3.4选择电动机地功率 查机械设计手册表 2-5，选用电动机地额定功率为2.2kw. 验算电动机地功率是否满足要求. Pd=2.2kw 则 Pw =巳 =2.2 0.8419 = 1.852kw Fp1 852 T =9550 则 n =9550w- =9550 : 58.96r/min nT300 转速误差 占 n0 - n60 - 58.96 0100%100% =1.7%5% n60 所以所选电动机合格. 3.5选择电动机

5、转速 估算电动机转速 查机械设计手册，得单级圆柱齿轮地传动比i=3-6,则两级圆柱齿轮传动地传动比i=9-36，即 电动机转速n : 9n0 _n _36n0，即 1000r/min 和 1500r/min 两种. 方案号 型号 额定功 同步转速 满载转速 总传动比i 质量（kg） 率（w） (r/min) (r/mi n ) 1 Y100L-4 2.2 1000 940 24.08 34 2 Y112M-6 2.2 1500 1460 15.94 45 540r/min _n_2160r/min 一般选择中间转速，所以选择电动机同步转速为 确定电动机型号 由上选择地两种电动机，进行对比： 表

6、中总传动比 i= n Pv 二 1.89kW 二 0.8419 Fd 二 1.852kW 二 58.75r/ min n 由表中数据可知，两种方案均可，但方案2地传动比较小，结构尺寸小，所以选择方案2,选择电动 机型号为 Y112M-6. 四、计算传动装置地运动和动力参数 4.1双级圆柱齿轮减速器高速级地传动比为 h = 4i = 4 4=4 4.2低速级地传动比为 i 2 = h = 4 4.3运动及动力参数计算 Y112M-6 (1) 各轴地转速计算： nI = nm = 940r / min nil = ni /h = 235r /min niii = nil /i2 = 58.75r/

7、min (2) 各轴地输入功率计算： R = RS =(2.2x0.99) kW = 2.178kW R=卩$2口3 =(2.178 汉 0.970.98)kW = 2.07kW Ru uRLS =(2.07x0.97 x 0.98) kW=1.968kW (3) 各轴地输入转矩计算： Ti = 9550 Ri / ni =(9550 2.178/940)N m=22.128N m Tii =9550Pii /nii =(9550 2.07/235)N m=84.121N m TIII =9550P川 /n川=(9550 1.968/58.75)N m=319.905N m 将上述计算结果列于

8、表2中，以供查用. 表2各轴地运动及动力参数 轴号 I 转速n 功率P 转矩T /(r/mi n) /kW /(N m) 940 2.178 22.128 传动比i 235 2.07 84.121 58.75 1.968 319.905 五、传动零件地设计计 5.1减速器齿轮副1齿轮地设计计算 I、高速级齿轮传动 (1)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 选择齿轮材料、热处理方式 按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般地齿轮传动，可选用软齿面齿轮具体选用: 小齿轮：45号钢，调质处理，硬度为 229286HBS 大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为 169256HBS 确定许用应力 a

9、. 确定极限应力；晌和；F|im 齿面硬度：小齿轮按 280HBS大齿轮按 240HBS. 查文献【2】，得二Himi=600MPa,二Hiim2=550MPa. 查文献【2】，得 CTF|im1=500MPa, Flim2=380MPa. b. 计算应力循环次数 N,确定寿命系数Zn、Yn，由文献【1】: N2=60anwt=60 1 940 (8 300 10)=1.3536 109 9 N2 二 N1/u =0.3384 10 查文献【2】，kHN 1 = 0.95 , kHN 2 = 0.96 查文献【2】得，Yhn1 =0.86,Yhn2 =0.89 c. 计算许用应力 由文献【2】

10、取 Sh min =1 , SF min =1.4. 600 0.95 SH min 1 H lim 2K HN2 550 0.96 SH min 1 F lim1YHN 1 500 0.86 SF min 1.4 Flim2YHN2 380 0.89 HP 2 FP1 HP1 SF min H lim1 KHN 1 570MPa = 528MPa 307MPa 241.7MPa 1.4 (2)确定齿轮地基本参数和主要尺寸 选择类型 根据齿轮传动地工作条件，选用斜齿圆柱齿轮传动 选择齿轮精度等级 按估计圆周速度 6m/s由文献【2】初选7级精度. 初选参数 初选：3 =14 Z)=24, z2

11、 二 Zih = 24 4 = 96 ,捲=x2 = 0 , d =1 初步计算齿轮地主要尺寸 因电动机驱动，工作机有冲击，查文献【1】得KA=1；因齿轮速度不高，取Kv=1.05 ;因非 对称布置，轴地刚性较小，取K0=1.414, Kg=1.4, K =KAKvKpKa = 2.097.由文献【1】 查得 ZH =2.433 ；查文献【2】得 Ze =1898 MPa ；取 Z ； =0.667, Z cos，、cos14 =0.985. 初步计算出齿轮地分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸： 传动比u =乙2/乙=96/24 =4. 由文献【1】得: ,(ZhZeZ Z 1)2 2K

12、Ti u 1 -d u 528 _3/2.433汉189.9汉0.667 汉0.985)2 2汇1.321680 4十1 =28.547 mm mn d1 cos : Z1 28.547 cos14 24 二 1.15mm 按文献【2,取标准模数 mn =2mm则 mn 2 cos : Z1 Z2= 2 2 cos14 27 108i=139.133mm 圆整后取：a=139mm. 修改螺旋角: 2a 一 arccosEN Q-arccos2 (27 108) = 13.779 239 g = mnZ1 cos - 二 55.6 d1 = E* = 222.4mm cos P d1 n: 55

13、.6 940 v2.7m/ s 60000 60000 与估计值相符 个人收集整理仅做学习参考 b= ddi=1 55.6 = 55.6mm，取 b2 =56mm , bi=b2 6 =62mm. 验算轮齿弯曲强度条件 按文献【2】验算轮齿地弯曲强度条件 计算当量齿数： _Zi v1COS3 : = 29.47 21 =27 z2 Zv23 一 = 117.89 COS : 查文献【2】图 3-14，得 YFai =2.6，YFa2 =2.2，查图 3-15，得 Ysal =1.62，Ysa2 =1.8取 Y ； = 0.676，Y =0.7579. 由文献【1】计算弯曲应力: 2KTI 3

14、2斗弘1丫丫3尹 亦Z1 22.1168 216802 322.6 1.6 0.676 0.7579 cos213.779 1x23 x272 =32.04MPa ： ；FP1 -F1 z =27 勺=108 ；F13 2 丫Fa 2丫Sa2丫丫:COS - % mn Z1 2 2.1168 216802 3 22.2 1.8 0.676 0.7579 cos213.779 1 23 272 =30.12MPa ： ；FP2 齿轮强度能够满足要求 设计结论 乙=27,Z2 =108,模数m=2mm，压力角=20，螺旋角=13.779，无变位，中心距 a=139mm，齿宽d =62mm， b 5

15、6mm .小齿轮材料为40Gr （调质），大齿轮选用45钢（调质）， 7级精度设计. 结构设计 小齿轮做成实心式齿轮（左旋），大齿轮做成腹板式齿轮（右旋） 小齿轮（左旋） 8 / 36 校核合格 个人收集整理仅做学习参考 C乙 勺=108 m“ 二 2mm a=139mm 13.779 di = 55. d2 = 222.4mm 21 / 36 大齿轮(右旋) n、低速级齿轮传动 (1)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 选择齿轮材料、热处理方式 按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般地齿轮传动，可选用软齿面齿轮具体选用: 小齿轮：45号钢，调质处理，硬度为 229286HBS 大齿

16、轮：45号钢，调质处理，硬度为 169256HBS 确定许用应力 b.确定极限应力 匚屮沛和匚Flim 齿面硬度：小齿轮按 280HBS大齿轮按 240HBS. 查文献【2】，得匚Hlim1=600MPa,匚H|im2=550MPa. 查文献【2】，得 crFiimi=500MPa，Fiim2=380MPa. b.计算应力循环次数 N，确定寿命系数 Zn、Yn，由文献【1】: 9 N2 =60anwt =60 1 235 (8 300 10)=0.338 10 Q N2 =N/u =0.0846 10 查文献【2】得，kHN1 =0.95， kHN2 =0.90 查文献【2】得，YHN1 =0

17、.86,YHn2 =0.89 c.计算许用应力 由文献【2】取 Sh min =1，SF min =1.4. 600 0.95 1 = 570MPa -H lim1 KHN 1 HP1 = SH min HP 2 FP1 FP2 H lim 2K HN2 Sh min F lim1YHN 1 SFmin Flim2YHN2 SF min 550 0.90 1 500 0.86 1.4 380 0.89 1.4 = 495MPa = 307 MPa = 241.7MPa Z =27 z 108 (2)确定齿轮地基本参数和主要尺寸 选择类型 根据齿轮传动地工作条件，选用斜齿圆柱齿轮传动 选择齿轮精

18、度等级 按估计圆周速度 6m/s由文献【2】，初选7级精度. mn =2mm 初选参数 初选：3 =14； Z)=24, z2 = zh = 24 4 = 96 ,捲=x2 = 0 , - d =1 初步计算齿轮地主要尺寸 因电动机驱动，工作机有冲击，查文献【1】，得Ka=1;因齿轮速度不高，取 Kv=1.02 ;因非 对称布置，轴地刚性较小，取Kp=1.418，K/1.4，K =KAKvKpK = 2.025.由文献【1】，查得 Zh =2.433 ；查文献【1】，得 Ze =189.8、MPa ;取 Z；. = 0.667, Z，cos=jcos14 =0.985. 初步计算出齿轮地分度圆

19、直径 d1、mn等主要参数和几何尺寸: 传动比 u = z2 / Zr = 96 / 24 = 4 3严色严u 1 HP “(2.433 189.9 0.667。亦严3 82450 4 1 495 =46.52mm mn d1co = 46.52 cos14 = 1mm Z1 24 按文献【2】，取标准模数 mn =2mm则 2；1 Z2 =2 c0s1427 108 =139.133mm 圆整后取：a=139mm. 修改螺旋角: rccosmn(Z1 Z2)=arccos2 (27 108) = 13.779 2a239 d1 =mnZ1 cos : = 55.6 校核合格 与估计值相符 d

20、1 =mnZ2 cos : 二 222.4mm 兀dm 兀 x 35.742 x 235 v = 60000 60000 = 0.440m /s b 二 ddi =1 55.6 = 55.6mm，取 b2 =56mm， d =b2 6 =62mm. 验算轮齿弯曲强度条件 按文献【1】验算轮齿地弯曲强度条件 计算当量齿数： Z1 Zv13 : cos - = 29.47 Z| =27 Z2 = 108 a=139mm - -13.779 十 d1 = 55. d2 = 222.4mm z_coS； 一117.89 查文献【2】，得 YFai=2.6, YFa2=2.2，查图 3-15，得 Ysa

21、i=1.62 , 2=18 取 丫厂0.676 , Y =0.7579. 计算弯曲应力: 2KTi F1 = .32 dmn Z1 YFalYsaiY Y：COS“ 1 23 272 = 118.45MPa ： ；FP1 2 2.058 82450 2.6 1.6 0.676 0.7579 cos213.779 匚 F1 =3 I 2 YFa 2Ysa2Y Y ：COS - % mn Z1 2 2.0528 824502 3 22.2 1.8 0.676 0.7579 cos 13.779 仆 2272 = 111.36MPa ： ；FP2 齿轮强度能够满足要求 设计结论 乙=27,Z2 =1

22、08,模数m=2mm，压力角:=20，螺旋角=13.779，无变位，中心距 a=139mm，齿宽d =62mm， b2 = 56mm .小齿轮材料为40Gr （调质），大齿轮选用45钢（调质）， 7级精度设计. 结构设计 小齿轮做成齿轮轴（右旋），大齿轮做成腹板式齿轮（左旋） 小齿轮轴（右旋） 大齿轮（左旋） 六、轴地设计计算 6.1选择轴地材料 选择轴地材料为45号钢，经调质处理，其机械性能由文献【2】查得：=640MPa， 5s =355MPa，丄=300MPa， t=300MPa ；查文献【2】，得b = 60MPa . 6.2初步计算轴径 选 C=112 高速级: Ip12 178 d

23、imi厂 C31 =112 314.82mm _ ni、940 考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%5%,故取轴地直径为25mm. 中间级： P2 07 dHmin =C3 =112 3 235 = 23.13mm II- 235 无键槽影响，取最小轴径为50mm. 低速级： dIIImC3p12 3 5S 138.744 24.128 mm 计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算，取a =0.6则 :T =0.6 84121.3N mm =50472.3N mm 按Mca = M2 订2计算 （6）按弯扭强度校核轴地强度 M：a *Mv2 +M H2 +0T 2 强度校核：考虑键

24、槽地影响，查文献【2】附表6-8计算， 3 W =129554.216mm -ca ca 12.28MPa ： L- i b 0.1 W 故安全 按安全系数校核 判断危险截面 仍以3截面进行安全系数校核 疲劳强度校核 3截面上地应力 弯曲应力幅： M a 24657 MPa -1 97MPa W 12500 扭转应力幅： T -a -84121.3 MPa -3 365MPa 2Wr 25000 弯曲平均应力： -m =0 扭转平均应力： m = a =3.365MPa 材料地疲劳极限 根据匚b =650MPa，二$ =360MPa，查文献【2】表6-1得 -0.1，J-0.05 3截面应力集

25、中系数：查文献【2】附表6-1得 k； = 1.97，k =1.2604 表面状态系数及尺寸系数：查文献【2】附表6-4、附表6-5得 匕=0.92 :-0.72，； =0.84 分别考虑弯矩或转矩作用时地安全系数： S. = 39.02 S】 = 1.5 = 54.253 故安全 6.5高速轴地结构设计 按工作要求，轴上所支撑地零件主要有齿轮、轴端联轴器以及滚动轴承根据轴上零件地定位、 加工要求以及不同地零件装配方案，参考轴地结构设地基本要求，可确定轴地各段长度综合考虑 各种因素，故初步选定轴地结构尺寸如图所示 设计地轴如图所示： 0 CD 1 1 25 101 图高速轴结构图 按弯扭合成校

26、核 画受力简图 画轴空间受力简图 a,把轴上作用力分解为垂直面受力图b和水平面受力图c,分别求出垂直面 校核合格 上地支反力和水平面上地支反力对于零件作用于轴上地分布载荷或转矩可当做集中力作用于轴上 零件地宽度中点 ABC 7.742 校核合格 C8 7 5640 GB/T 109 A16 10 45 GB/T 1( A16 10 45 GB/T 109 C10 8 50 GB/T 1096 校核合格 T/N 22.351 7206C GB/T 292-2007 7010C GB/T 292-2007 C mm 32910CGB/T 292-1994 图轴上受力简图 轴上受力分析 轴传递地转矩

27、： T 二 22351 N mm 齿轮地圆周力： Ft = 795.97 N 齿轮地径向力： Fr = 298.29 N 齿轮地轴向力： Fa = 195.2 N 计算作用于轴上地支反力 水平面支反力 FNH2 104.6 = Ft 56.8 FNH2 =432.23N,FNH1 =363.74N 垂直面支反力 _ FnV1 104.6 二 Fr 56.8 Fnv2 = -161.98N,Fnv1 =T36.31N 计算轴地弯矩，并画弯、转矩图（如图 3所示） 分别作出垂直面和水平面上地弯矩图（d）、（e）,并按M = .MH2 * MV2进行弯矩合成.画转矩图 (f). 22063 计算并画

28、当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算，取a =0.6则 :T =0.6 22351N mm = 134106 N mm 计算 按M ca (6)按弯扭强度校核轴地强度 M ：a = JMv2 +Mh2 十T 2 强度校核：考虑键槽地影响，查文献【 2】附表6-8计算, W = 129554.216 mm3 -ca 0.1CW=9.56MP和 b 故安全 按安全系数校核 判断危险截面 仍以3截面进行安全系数校核 疲劳强度校核 3截面上地应力 弯曲应力幅: M 10021.57 MPa =3 7MPa W 12500 扭转应力幅: T 2Wt 22351 MPa =4 14MPa 25000 弯曲平

29、均应力：；m =0 扭转平均应力：.m h*a =4.14MPa 材料地疲劳极限 根据二b =650MPa， 二s =360MPa，查文献【2】表6-1得 - = 0.1 ,. =0.05 3截面应力集中系数：查文献【2】附表6-1得 k；：=1.817，k =1-221 表面状态系数及尺寸系数：查文献【2】附表6-4、附表6-5得 ；：=0.92 =0.72，； =0.84 分别考虑弯矩或转矩作用时地安全系数: =40.8 = 58.046 Sca =j=ST = 33.4 S 】=1.5 貯+ST 故安全 七、键连接地选择及计算 7.1键连接地选择 键规格查文献【3】根据轴颈和轴段长度选取

30、. 高速轴伸出段，d=25mm，选用键 C8 7 5040 GB/T 1096-2003; 高速轴与齿轮配合段，d=30mm，选用键 C8 7 5640 GB/T 1096-2003; 中间轴大齿轮处，d=54mm,选用键 A16 10 45 GB/T 1096-2003; 低速轴齿轮处，d=54mm，选用键 A16 10 45 GB/T 1096-2003 ; 低速轴伸出段，d=38mm，选用键 C10 8 50 GB/T 1096-2003; 7.2键连接地校核计算 校核低速轴上地连接键. 键连接类型为静连接 齿轮处键尺寸为16 10 , L=45mm, l=L-b=45-16=29mm,

31、h=10mm , d=54mm 4000T4000 汉319.905-一 二P81.71MPa : ；p =100MPa hld 10 29 54p 伸出段键尺寸为10 8 , L=50mm , l=L-0.5b=50-5=45mm,h=8mm,d=38mm 4000T4000 719.905 :-P93.54MPa ：；- p =100MPa hld 8 55 38p 故都安全. 八、滚动轴承地选择及计算 8.1滚动轴承地选择 高速和中速区考虑载荷中等，转速较高，有冲击，选择角接触球轴承；低速区选用圆锥滚子轴承 高速轴选用角接触轴承 7206C GB/T 292-2007 中间轴选用角接触轴

32、承 7010C GB/T 292-2007 低速轴选用圆锥滚子轴承 32910CGB/T 292-1994 8.2低速轴滚动轴承地校核计算 查文献【3】表12-6，得 Cr =36.8kN , C0r =56kN 由文献【3】表8-8查得 fp =1.5 （轴承受冲击载荷） 计算派生轴向力 Fr1 =462.461N Fr2 =649.069N Fa =727.37N 由文献【2】查得32910系列圆锥滚子轴承地派生轴向力为: 则可求得轴承 I、II 地 派生轴向力分别为 F d1 462.461 2 1.8 =128.461N 649.069 2 1.8 = 180.3N 计算轴承所受地轴向

33、载荷 图4轴向力示意图 因 Fdi Fa =(128.461 727.37)N =855.831NFd2 =180.3N，并由图 4 分析知，轴承 2 被压 紧，轴承1被放松故 Fa2 =Fd1 Fa -855.831N Fa1 卡-128.461N 计算当量动载荷 轴承1: e1E F r1 128.461 462.461 =0.278 : e = 0.34 轴承2： e2 Fa2 _ 855.831 Fr2 一 649.069 = 1.32 e = 0.34 则 Xr =1, =O；X2 =0.40, Y2 =1.8 所以 R =fp(X1Fn +YFaJ =1.5x(1x462.461+

34、0)N = 693.692N P2 = fp(X2Fr2 丫2Fa2)=1.5 (0.4 649.069 1.8 855.831)N = 2700.185N 轴承寿命计算 因B R1，故按轴承2计算轴承地寿命： = 1.715 106h 106C 眾106 36800 3 60n IP .丿-658.75 2700.185 J Lh=8 300 10=0.024 106h Lh - Lh，所选轴承合格 九、联轴器地选择 9.1高速轴 .又轴与 转速高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性地联轴器 电机轴地直径相差较大，为了满足条件，选用弹性套柱销联轴器 电机轴轴径d=28

35、mm，高速轴轴径 d=25mm 故选取联轴器型号为 LT4型联轴器JC28 62GB/T4323-2002 YC2562 9.2低速轴 同样选用具有较小转动惯量和具有弹性地联轴器，选用弹性柱销联轴器. 选取联轴器型号为 LX3型联轴器JC38 60 GB/T 5014-1995 YC38 60 十、润滑和密圭寸 10.1润滑 (1) 齿轮地润滑 第一对齿轮圆周速度W =1.75m/s,第二对齿轮圆周速度v2=0.7m/s. 由于两大齿轮地直径相差不大，满足油池浸油润滑地条件，所以润滑方式选择为油池浸油润滑 2 查文献【2】在50C时润滑油黏度推荐值为82mm /s , 查文献【2】选用中负荷工

36、业齿轮油L-CKC150 GB/T 5903-1995 (2) 滚动轴承地润滑 因为v1 =1.75m/S ：加/S，所以轴承采用脂润滑 侗时为了达到良好地润滑在减速器箱体内部 开有导油槽以便达到良好地润滑 10.2密封 工作环境为有灰尘，故采用J型油封，以防外界杂质侵入为主，油封唇边对箱体外 轴1密封处直径为 30mm采用J型油封30 100 2HG 4-3382003 轴2密封处直径为 80mm 采用J型油封80100 2HG 4-3382003 轴3密封处直径为 72mm采用J型油封72 100 2HG 4-338 2003 十一、箱体和附件 11.1采用铸造箱体，结构尺寸按文献【2】计

37、算得出，列于表 3中 表3减速器铸造箱体结构尺寸 名称 符号 结构尺寸/mm 箱座(体)壁厚 8 箱盖壁厚 S 1 8 箱座、箱盖、箱底座凸缘地厚 度 b,b 1,b 2 b=b1=12,b2=30 箱座、箱盖上地肋厚 m,m m=n=7 轴承旁凸台地高度和半径 h,R1 h=40,R1=50 轴承盖(即轴承座)地外径 D2 100 直径与数目 df ,n d f =18,n=4 地脚,+ 1 囲通孔直径 df 18 螺钉 沉头座直径 D0 32 底座凸缘尺寸 C1min,C 2min C1min=20,C 2min=22 轴承旁连接螺栓直径 d1 箱座、箱盖连接螺栓直 d1=14d2=10

38、连接径 d2 螺栓、工 通孔直径 d 16 11 沉头座直径 D 凸缘尺寸 Clmin ,C 2min 15,17 15,17 定位销直径 d 6 （共轴架） ，8 （箱座） 轴承盖螺钉直径 da 10 视孔盖螺钉直径 d4 6 箱体外壁至轴承座端面地距离 h 10 大齿轮顶圆与箱体内壁地距离 A ,8 齿轮端面与箱体内壁地距离 = 2 A 2 _8 减速器箱座附图: 箱盖附图: 11.2附件结构设计及选择 (1) 轴承盖： 由轴承外径可确定轴承盖外径都为1000mm,其余各参数由文献【2】表14-1查得. 注意安装时用调整垫片调整间隙 (2) 窥视孔及视孔盖： 根据文献【2】，因为= (14

39、185)m 325m 425mm，所以选择 L1=139mm， L1=139mm， b1=8mm， b2=4mm. (3) 游标尺： 根据文献【1】表14-8，选用M11.其上刻有最咼油面和最低油面地标线.游标尺在箱体安放部位 应保证可以自由取出，倾斜角度选定为40 (4) 通气器： 由于工作环境有轻微灰尘，故选择有过滤灰尘作用地通气罩，根据文献【1】表14-10，选用A 型通气罩M20 6 吊耳和吊钩： 根据文献【2】 吊钩：B=40mm,H=22mm,h=65mm,R=20mm (6)螺塞及封油垫： 根据文献【1】表14-14，选用M16，封油圈28 16.由于圆柱螺纹螺塞自身不能防止漏油

40、，因此 在螺塞地下面放置一石棉橡胶纸板封油垫片 完整装配图： 十二、设计小结 经过三周地课程设计，我基本上完成了减速器这一简单而又完整地机械产品地设计通过此次地 课程设计，我深刻地理解了理论与实践相互结合地重要性理论是为实践服务地，而反过来时间又 促使我们去创新理论一份好地设计离不开辛勤地努力更离不开扎实地基础，这也提醒了我应该更 加努力地学习，丰富自己地设计知识，同还要多去实践，这样自己才能有所收获最后感谢我地设 计老师不厌其烦地为我指导 十三、参考文献 【1】机械设计，第九版，西北工业大学出版社 【2】机械设计手册1-6卷 【3】杨家军主编机械原理【M】武汉：华中科技大学出版社，2009 个人收集整理仅做学习参考 毕业设计（论文）