两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、 1 / 44课课程程设设计计C CO OU UR RS SE E P PR RO OJ JE EC CT T题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 导 i / 44目目录录第第 1 1 章章机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书1 11.1.设计题目 11.2.设计数据 11.3.设计要求 11.4.设计说明书的主要容 21.5.课程设计日程安排 2第第 2 2 章章传传动动装装置置的的总总体体设设计计3 32.1.传动方案拟定 32.2.电动机的选择 32.3.计算总传动比与分配各级的传动比42.4.运动参数与动力参数计算4第第 3 3 章章传传动动零零件件的的设设计计计

2、计算算6 63.1.V 带传动设计 63.2.高速级齿轮传动设计 103.3.低速级齿轮传动设计 143.4.齿轮结构设计 18第第 4 4 章章轴轴的的设设计计计计算算 2 22 24.1.轴的材料选择 224.2.轴的结构设计 224.3.轴的校核 25第第 5 5 章章滚滚动动轴轴承承的的选选择择与与校校核核计计算算2 29 95.1.滚动轴承的选择 295.2.滚动轴承校核 29第第 6 6 章章键键联联接接的的选选择择与与计计算算3 31 16.1.键连接的选择 316.2.键连接的校核 31第第 7 7 章章联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核3 33 37.1.低速轴上联轴器的选

3、择与校核33第第 8 8 章章减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择3 34 4第第 9 9 章章减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计3 35 5第第 1 10 0 章章减减速速器器箱箱体体设设计计 3 36 6设设计计小小结结 3 38 8参参考考文文献献 3 39 9 1 / 44第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书1 1. .1 1. .设设计计题题目目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1 1. .2 2

4、. .设设计计数数据据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)77500.453001 1. .3 3. .设设计计要要求求1.减速器装配图 A0 一2.零件图 23.设计说明书一份约 60008000 字 2 / 441 1. .4 4. .设设计计说说明明书书的的主主要要容容封面 (标题与班级、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定 (简单说明并附传动简图 )电动机的选择计算传动装置的运动与动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结 (体会、优缺点、改进

5、意见 )参考文献1 1. .5 5. .课课程程设设计计日日程程安安排排表 2 课程设计日程安排表1 1) )准备阶段12 月 20 月 20 日1 天2 2) )传动装置总体设计阶段12 月 20 日12 月 20 日1 天3 3) )传动装置设计计算阶段12 月 21 日12 月 23 日3 天4 4) )减速器装配图设计阶段12 月 24 日12 月 30 日5 天5 5) )零件工作图绘制阶段12 月 31 日 1 月 4 日2 天6 6) )设计计算说明书编写阶段1 月 5 日 1 月 6 日1 天7 7) )设计总结和答辩1 月 7 日1 天 3 / 44第第 2 2 章章 传传动

6、动装装置置的的总总体体设设计计2 2. .1 1. .传传动动方方案案拟拟定定如图 1 带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机 6 带动 V 带 1 工作，通过 V 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 3 传送到卷筒轴 5 上，带动运输带 4 工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点是：减

7、速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致一样。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难2 2. .2 2. .电电动动机机的的选选择择项 目计算与说明结 果1、电动机类型选择2、电动机功率计算3、电动机转速1 1、电电动动机机类类型型选选择择Y 系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2 2、电电动动机机所所需需功功率率计计算算由电动机至运输带的传动总效率为=0.794212345 （其中：V 带轮的传动效率 0.96；滚动轴12承的传动效率 0.98 ；齿轮的传动效率 0.97；34联轴器的传动效率 0.99；滚筒的传动效率 0.96） 5故电动机所需的功率

8、为：7750 0.454.4010001000 0.79dFvPKW3 3、电电动动机机转转速速Pd=4.40KWn=28.65r/min 4 / 444、选择电动机型号60 100060 1000 0.4528.65 / min300vnrD总传动比 i=16160，故电动机转速可选围为 =458.374583.7dni n 4 4、选选择择电电动动机机型型号号根据上面所述以与综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应选电动机型号为Y132M2-6。同步转速为 1000r/min；满载转速 nm=960r/min；额定功率为P=5.5KW。Y132M2-6满载转速为960r/m

9、inP=5.5KW2 2. .3 3. .计计算算总总传传动动比比与与分分配配各各级级的的传传动动比比项 目计算与说明结 果1、总传动比计算2、传动比分配1 1、总总传传动动比比计计算算96033.5128.65manin2 2、传传动动比比分分配配选取带轮传动比为；02.3i 则减速器传动比为；033.5114.572.3aiii根据指导书图 12 查得高速级齿轮传动比为；14.26i 则低速级齿轮传动比为2114.573.434.25iii02.3i 14.26i 23.43i 2 2. .4 4. .运运动动参参数数与与动动力力参参数数计计算算项 目计算与说明结 果1、转速计算1 1、各

10、各轴轴转转速速计计算算轴；10960417.39 / min2.3mnnri 5 / 442、功率计算3、转矩计算轴；12417.3997.98 / min14.25nnri轴；卷筒轴23298.2128.65 / min3.43nnri4328.65 / minnnr2 2、各各轴轴功功率率计计算算轴输入功率；114.40 0.964.23dppKW轴输入功率；21234.23 0.98 0.974.02ppKW轴输入功率；32234.02 0.98 0.973.82ppKW卷筒轴输入功率43243.82 0.98 0.993.71ppKW3 3、各各轴轴转转矩矩计计算算4.40955095

11、5043.81960ddmPTN mn电动机输出转矩为轴输入转矩；10143.81 2.3 0.9696.73dTTiN m轴；2112396.73 4.25 0.98 0.97391.73TTiN m 轴32223390.81 3.43 0.98 0.971273.56TTiN m卷筒轴43241273.56 0.98 0.991235.61TTN m则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率 0.98）表 3 传动装置运动和动力参数效率 P（KW）转矩 T(Nm)轴名输入输出输入输出转速 n(r/min)传动比i效率电动机轴4.4043.81

12、960I 轴4.234.1496.7394.80417.392.300.96II 轴4.023.94391.73383.8997.984.260.95 6 / 44III 轴3.823.741273.561248.0928.653.420.95卷 筒轴3.713.631235.611210.9028.651.000.97 7 / 44第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算3 3. .1 1. .V V 带带传传动动设设计计项 目计算与说明结 果已知数据1、确定设计功率2、选择V 带型号3、确定V 带的基准已已知知数数据据： 额定功率 P=5.50KW；转速 n=960r/mi

13、n；传动比 i0=2.301 1、确确定定设设计计功功率率dP设计功率表达式为：dPdAPK P式中：P所需传递的名义功率（ KW）,即为电机功率 30KW;工作情况系数，按教材表选取=1.1。AKAK所以：=1.10 5.5=6.05KW。dAPK P2 2、选选择择 V V 带带型型号号V 带的型号看根据设计功率和小带轮转速选取。根据教材图dP1n7.11 普通 V 带选型图，可知应选取 B 带。3 3、确确定定 V V 带带的的基基准准直直径径和和d1dd2d一般取大于等于许用的最小带轮基准直径,所选带轮直径d1dd mind应圆整为带轮直径系列表。根据教材表 7.7 知：d1d min

14、dd125mm故根据教材表 7.3 对小带轮直径圆整可取=125mm。d1d于是 d20d1dd2.30 125287.50mmi故根据教材表 7.3 对大带轮直径圆整可取=280mm。d2d=1.1AK=6.05KdPWB 带=125md1dm 8 / 44直径d1d和d2d4、验算带的速度5、确定中心距a和 V带基准长度其传动比误差，故可用。02.61%5%i4 4、验验算算带带的的速速度度由可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈小，所需FP=1000带的根数愈少，设计时应使。max对于 C 型带=25m/s，根据带的公式可求得：maxd1maxdn125 9606.28m/s25m/s

15、=60 100060 1000故符合要求。5 5、确确定定中中心心距距和和 V V 带带基基准准长长度度adL根据初步选取中心距:d1d20d1d20.7 dd2 dda（）（）0a0.7 2506302 250630a（）=283. 50（）=810 根据上述要求应取：=380mm0a 计算 V 带基准长度：1411.98mm2d2d1d0d1d20ddL2dd24aa（）（）由教材表 7.2 选 V 带基准长度=1600mm。dL则实际中心距为：dd0LL1600 1411.98=380474.01mm22a a6 6、计计算算小小轮轮包包角角根据教材式 7.3 得到：d2d1dd280

16、125=18057.318057.3161.26474.017 7、确确定定 V V 带带根根数数 z z带的根数 z 愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般z2.5d =2.535=87.5mm，dd1300mm（其中 d 为电动机输出轴的直径）大带轮 dd2 =280mm200mm,故选择腹板式结构，如图 2 所2ad示（具体由教材图 8.23a 所示）。齿顶圆直径=217.84+2 3=223.84mm222aaddh齿根圆直径=217.84-2 3. 676=210.49mm222ffddh其相关尺寸如下：图 2 腹板式齿轮结构图=1.6d=1.6 45=72mm1D3.676

17、mmfh 158.61mmad144.81mmfd选齿轮轴腹板式结构2223.84mmad2210.49mmfd=72mm1D=2D 22 / 44=-10=217.84-10 3=187.84mm2D2adnm=0.5(+)=129.92mm0D1D2D=0.25(-)=28.96mm0d2D1D=(2.54)=3 4=12mm0nmC=(0.20.3)b=5.2mm8.6mm,取 C=7mm。187.84mm=0D129.92mm=12mm0C=7mm3 3. .4 4. .2 2 低低速速级级齿齿轮轮结结构构设设计计项 目计算与说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1 1、小小齿齿

18、轮轮结结构构设设计计端面模数=4/cos=4.09mmtm/cosnm12.45端面压力角=tantan20arctanarctancoscos12.45nt20.44端面齿顶高系数=1 cos=0.976*cosatanhh12.45端面顶隙系数=0.25 cos=0.244*costncc12.45齿顶高=0.976 4.09=4.00mm*aatthhm齿根高=（0.976+0.244）4.09=4.99mm*()fattthhcm全齿高=4.00 +4.99=8.99mmafhhh齿顶圆直径=77.83+2 4=85.83mm112aaddh齿根圆直径=77.83-24.99=67.8

19、5mm112ffddh由第 4 章轴的计算可知小齿轮处直径取=44mm，则小齿d轮处的键选择为 12 836。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离18.6752.51022fnddethmmmmm 所以轴为齿轮轴，如图 4 所示。2 2、大大齿齿轮轮结结构构设设计计3.00mmah 3.676mmfh 158.61mmad144.81mmfd选齿轮轴腹板式结构 23 / 44由于=262.17mm200mm,故选择腹板式结构，如图 2 所2ad示。齿顶圆直径=262.17+2 4=270.17mm222aaddh齿根圆直径=262.17-2 4.99=252.19mm222ffddh其相关尺寸

20、与上述高速级大齿轮设计一样，求得：=112mm =280mm1D2D=170mm =29mm0D0d=16mm C=10mm。02223.84mmad2210.49mmfd=72mm1D=280mm2D=170mm0D=16mm0C=10mm 24 / 44第第 4 4 章章 轴轴的的设设计计计计算算4 4. .1 1. .轴轴的的材材料料选选择择项 目计算与说明结 果轴的材料根据工作条件，初选 轴的材料为 45 号钢，、轴为40Cr，均调质处理。4 4. .2 2. .轴轴的的结结构构设设计计项 目计算与说明结 果1、轴的结构设计1 1、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴）(1)、初算轴

21、径331min4.2310823.37mm417.39PdCn （由教材表 10.2 查得 C=108） 考虑到有一个键直径需加大5%，取整为。125mmd (2)、各轴段直径的确定图 3 输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。：最小直径，安装带轮的外伸段取 25mm。11d：轴承端盖处直径为 30mm。12d：所以轴径取 35mm。13d：过渡台阶段为 42mm 。14d125mmd =25mm11d=30mm12d=35mm13d=42mm14d 25 / 442、轴的结构设计：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。15dd:过渡台阶处，取 42mm。16：滚动轴

22、承处，同样取轴径为 35mm。17d(3)、各轴段长度确定：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取11l(1.52)ld故取 50mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 63mm。12l：由轴承与挡油环确定，取 29mm。13l：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取 61mm。14l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 34mm。15l：过渡轴段取为 8mm。16l：由轴承与挡油环确定，取 29mm。17l2 2、轴轴的的结结构构设设计计（齿齿轮轮轴轴 ）(1)、初算轴径332min4.0210536.21mm97.98PdCn （由教材表 10.2 查得 C=105）考虑到有一个键直径需

23、加大 5%，则取整为。240mmd (2)、各轴段直径的确定图 4 中间轴简图如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5 段。d=42mm16=35mm17d=50mm11l=63mm12l=29mm13l=61mm14l=34mm15l=8mm16l=29mm17l240mmd 26 / 443、轴的结构设计：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。21d：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。22d：轴肩处取为 54mm。23d：高速级大齿轮轴段取 45mm。24d：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。25d(3)、各轴段长度确定：由轴承，挡油盘与套筒确定取 38mm。2

24、1l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 34mm。22l：轴段过渡处取 11mm。23l：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小 2，取为24l24mm。：由轴承，挡油盘、套筒与结构确定，取 44mm。25l3 3、轴轴的的结结构构设设计计(1)、初算轴径3333.829749.56mm28.65PdCn （由教材表 10.2 查得 C=97） 考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。355mmd (2)、各轴段直径的确定图 5 输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5、6、7 段。=40mm21d=54mm23d=45mm24d=40mm25d=38mm21l=34mm22l=1

25、1mm23l=24mm24l=44mm25l355mmd 27 / 44：最小轴径处连接联轴器决定，取为55mm。31d：轴承端盖处轴段取 60mm。32d：安装轴承处取轴径为 65mm。33d：过渡台阶段取 76mm。34d：齿轮轴肩处取 82mm。35d：低速级大齿轮处取 70mm。36d：轴承端盖处轴段取 60mm。37d(3)、各轴段长度确定：由联轴器确定，取 110mm。31l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 60mm。32l：由轴承、挡油环确定，取 35mm。33l：过渡台阶段取 44mm。34l：齿轮轴肩处取为 8mm。35l：比低速级大齿轮轮毂宽度小 2，取为 38m

26、m。36l：由轴承，挡油环、套筒与装配关系确定取48mm。37l=55mm31d=60mm32d=65mm33d=76mm34d=82mm35d=70mm36d=60mm37d=110mm31l=60mm32l=35mm33l=44mm34l=8mm35l=38mm36l=48mm37l4 4. .3 3. .轴轴的的校校核核项 目计算与说明结 果已知数据1、轴的受力分析已已知知数数据据： 以低速轴为例进行校核， T=1273.56Nm。1 1、轴轴的的受受力力分分析析 (1)、计算支撑反力齿轮圆周力：322 12735609715.53262.17tTFNd齿轮轴向力：tan9715.53

27、tan12.452144.99atFFN 9715.53tFN2144.99aFN 28 / 44齿轮径向力：9715.53tantan203621.32coscos12.45tnFFraN 根据作图求得跨距为：1142.62, 273.18, 332.11Lmm Lmm Lmm图 6 轴的受力分析在水平面上：3123/ 23621.32 32.112144.99 262.17/273.1832.113774.88raHFLFdRLLN213621.323774.88153.56NHrHRFR 由式可知的方向与假设方向相反。2HR在垂直平面上：12/ 29715.53/ 24857.77NVV

28、tRRF3621.32FrN1142.62Lmm273.18Lmm332.11Lmm13774.88HRN2153.56NHR 29 / 442、计算弯矩3、校核轴的强度轴承 1 的总支承反力22221113774.884857.776152.04NHVRRR轴承 2 的总支承反力2222222( 153.56)(4857.77)4860.20NHVRRR2 2、计计算算弯弯矩矩在水平面上剖面左侧 aa123774.88 73.18276245.72aHHMRLN mm剖面右侧aa23153.56 32.114930.81NaHHMRLmm在垂直平面上124857.77 34.45167350

29、.18NaVVMRLmm合成弯矩剖面左侧aa2222276245.72167350.18322982.16NaaHaVMMMmm剖面右侧aa22224930.81167350.18167422.81aaHaVMMMNmm3 3、校校核核轴轴的的强强度度剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应aa力集中，故剖面的左侧为危险面。由附表10.1 得:aa抗弯剖面模量23233()0.1220 7.5 (707.5)0.1 7030114.732 70bt dtWddmm抗扭剖面模量124857.77NVVRR16152.04NR 24860.20NR 276.25aHMN m4.93NaHMm

30、167.35NaVMm322.98NaMm167.42aMN m 30 / 4423T233()0.2220 7.5 (707.5)0.2 7064417.732 70bt dtWddmm弯曲应力 322982.1610.7330114.73bMMPaW10.73abMPa0m扭剪应力 127356019.7764417.73TTTMPaW/ 29.89amTMPa对于调质处理的 40Gr 钢，由表 10.1 查得:11750,350,200bMPaMPaMPa:0.2,0.1查得材料的等效系数键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得:。1.58,1.785KK绝对尺寸系数，由附图 10.

31、1 查得:。0.68,0.56轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2 查得:0.91所以求得安全系数 :135012.781.5810.730.1 00.91 0.68amSK 12005.321.78510.730.1 00.91 0.56amSK 222212.73 5.324.9112.735.32S SSSS查表 10.5 得许用安全系数,显然，故 1.31.5S SS剖面安全。aa330114.73WmmT364417.73Wmm10.73abMPa0m19.77TMPa=9.89amMPa4.91S 31 / 44 1.31.5S SS合格。 32 / 44第第 5 5 章章 滚

32、滚动动轴轴承承的的选选择择与与校校核核计计算算5 5. .1 1. .滚滚动动轴轴承承的的选选择择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表 4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴35mm角接触型滚动轴承7207AC轴40mm角接触型滚动轴承7208AC轴65mm角接触型滚动轴承7213AC5 5. .2 2. .滚滚动动轴轴承承校校核核项 目计算与说明结 果已知数据1、计算轴承轴向力已已知知数数据据： 以低速轴轴承为例， 由机械设计手册查 7213AC轴承的。069800,55200CNCN动载荷静载荷1 1、计计算算轴轴承承轴轴向向力力图 7 轴承布置与受力图 由机械设计第五版表 11

33、.13 查得 7213AC 轴承部轴向力计算公式，则轴承 I、II 的部轴向力为：1110.70.70.7 6152.044306.43rSFRN2220.70.70.7 4860.203402.14rSFRN以与的方向如图 6 所示。与同向。1S2S2SA+=3402.14+2144.99=5547.13N,2SA故+，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可2SA1S69800CN055200CN 33 / 442、计算当量载荷3、校核轴承寿命知轴承 I 将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=5547.13N,=3402.12N。12+AaFS22aFS比较两轴承的受力：因,故只需校核轴承 I。

34、2a1a21FFFFrr及2 2、计计算算当当量量载载荷荷由,查表 11.12 得。105547.13 552000.10aFC 0.68e 113402.14 6152.040.9020.68Fa Fre由机械设计第五版表 11.12 得 X=0.41,Y=0.87当量动载荷120.41 6152.040.87 4682.206594.11rrPXFYFN3 3、校校核核轴轴承承寿寿命命轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五1Tf 版表 11.10 得。1.5Pf 故轴承 I 的寿命663310101 6980020000

35、()()204431.576060 28.651.5 6594.11ThPf CLhhnf P预期寿命20000hLh显然，故满足要求。hhLL15547.13NaF 23402.12NaF6594.11PN204431.57hLh20000hLhhhLL合格 34 / 44第第 6 6 章章 键键联联接接的的选选择择与与计计算算6 6. .1 1. .键键连连接接的的选选择择本设计中采用了普通 A 型平键和普通 B 型平键连接，材料均为 45 钢，具体选择如下表所示：表 5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴25mmA 型键8 7 45 1轴45mmB 型键14 9 20 155mmA 型键

36、16 10 1001轴70mmB 型键20 12 3216 6. .2 2. .键键连连接接的的校校核核项 目计算与说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核1 1、轴轴上上键键的的校校核核 带轮处的键连接压力为：44 9673059.7625 7 (458)pTMPadhl 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1 知，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp2 2、轴轴上上键键的的校校核核 齿轮处的键连接压力为：44 391730128.971.51.5 45 9 20pTMPadhl ，,故强度足够。120 150pMPa PpPp合格Pp合格 35 / 443、轴上键的校核3

37、 3、轴轴上上键键的的校校核核(1)、联轴器处的键连接压力为：44 1273560110.2755 10 (100 16)pTMPadhl，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp (2)、齿轮处的键连接压力为：44 1273560126.351.51.5 70 12 32pTMPadhl，,故强度足够。120 150pMPa PpPp合格Pp合格 36 / 44第第 7 7 章章 联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核7 7. .1 1. .低低速速轴轴上上联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核轴段直径为 55mm,可选为 LX4 型弹性柱销联轴器。选择 J 型轴孔， A 型键，联轴器主

38、动端的代号为 LX4 联轴器 JA55 112GB/T5014-2003。其公称转速为 2500Nm，许用转速为 3870r/min，轴孔长度为 112mm，故符合要求，可以使用。 37 / 44第第 8 8 章章 减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择1 1、润润滑滑方方式式的的选选择择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑 。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11 查得润滑油可采用代号为 L-AN22 的全损耗系统用油 GB 443-1989。根据机械设计手册表 7.12 查得润滑脂可用代号为 L-XACMGA2 的合成锂基润滑脂 GB/T492-19

39、89。2 2、密密封封类类型型的的选选择择减速器的密封方式采用毡圈油密封。 38 / 44第第 9 9 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计1 1窥窥视视孔孔和和视视孔孔盖盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8 紧固。其结构设计如装配图中所示。2 2. . 油油螺螺塞塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其结构设计

40、如装配图中所示。3 3. .油油标标油标位在便于观察减速器油面与油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . 其结构设计如装配图中所示。4 4. .通通气气孔孔由于减速器运转时，机体温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体为压力平衡 . 其结构设计如装配图中所示。5 5 吊吊钩钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6 6起起盖盖螺螺钉钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖

41、。其结构设计如装配图中所示。7 7. .定定位位销销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。 39 / 44第第 1 10 0 章章 减减速速器器箱箱体体设设计计减速器的箱体采用铸造（ HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为H7 r6长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为 3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有

42、良好的工艺性，外型简单，拔模方便。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表 6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm）序号名称符号尺寸关系结果1箱座壁厚=7.25mm0.0253a82箱盖壁厚1=6.4mm10.023a83箱座凸缘厚度b1.51.5 812bmm 124箱盖凸缘厚度1b111.51.5 812bmm 125箱座底凸缘厚度2b222.52.5 820bmm 206地脚螺钉直径fd0.0361218.12fdammM207地脚螺钉数目n250a 时, n=44 个8轴承旁连接螺栓直径1d10.750.75 2015fddmmM169盖与座连接螺栓直径2d20.60.6 2012fddmmM1210轴承端盖