机械基础课程设计(一级圆柱齿轮减速器)【完美版】_图文

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目: 一级圆柱齿轮减速器院系: 电子信息工程学系专业:班级:学号:设计者:指导老师:成绩:2012年6月目录绪论 (2一、初步设计 (31.设计任务书 (32.原始数据 (33.传动系统方案的拟定 (3二、电动机的选择 (31.电动机的容量选择 (32.确定电动机转速 (43.电动机型号的选定 (4三、计算传动装置的运动和动力参数 (61.计算总传动比 (62.合理分配各级传动比 (63.各轴转速、输入功率、输入转矩的计算 (6四、传动件设计计算 (71.带传动设计(普通V带 (72.齿轮传动设计 (9五、轴的设计与校核 (111.输入轴最小直径的设计和作用

2、力计算 (112.输入轴的结构设计与校核 (123.输出轴最小直径的设计和作用力计算 (144.输出轴的结构设计与校核 (14六、轴承、键、联轴器的选择与校核 (171.轴承的选择与校核 (172.键的选择计算与强度校核 (183.联轴器的选择 (18七、齿轮的结构设计 (19八、减速器的润滑与密封 (201.润滑的选择与确定 (202.密封的选择与确定 (20九、箱体主要结构尺寸计算 (21十、减速器附件的选择与设计 (22总结 (23绪论本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识,并运用AUTOCAD软件进

3、行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面:(1培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。(2通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。(3另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的

4、能力。(4加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。一、初步设计1.设计任务书设计课题:带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。设计说明:1 运输机连续单向运转,工作负荷平稳,空载起动。2 运输机滚筒效率为0.96,滚动轴承(一对效率=0.98-0.99。3 工作寿命10年,每年300个工作日,每日工作16小时(大修期3年。4 电力驱动,三相交流电,电压380/220V5 运输容许速度误差为5%。2.原始数据 3.传动系统方案的拟定 1(一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图二、电动机的选择按照工作要求和条件,选用三相鼠笼异步电动机,Y系列,额定电压380V。1.电动机的容

5、量选择电动机所需的工作功率为kW P P a w d =工作机所需工作功率为 kW Fv P w 1000=因此 kW Fv P ad 1000=由电动机至运输带的传动总效率为 543321=a式中:54321、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。 取96.01=,98.02=(滚子轴承,97.03=(齿轮精度8级,不包括轴承效率,99.04=(齿轮联轴器,96.05=,则83.096.099.097.098.096.03=a 所以 kW Fv P a d 5.483.0100000.218501000= 2. 确定电动机转速滚筒轴工作转速为min /39.7650000.2

6、100060100060r D v n = 取V 带传动的传动比42'1=i ,一级圆柱齿轮减速器传动比63'2=i ,则总传动比合理范围为246'=a i ,故电动机转速的可选范围为min /36.183334.45839.76246(''r n i n a d = 3. 电动机型号的选定根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有三种传动比方案,如下表一:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比,可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6,其主要性能如下表二: 表二: 电动机主要外形和安装尺寸列于下表:(mm 三、

7、 计算传动装置的运动和动力参数由电动机的型号Y132M2-6,满载转速 960r n m =1. 计算总传动比总传动比57.1239.76960=n n i m a 2. 合理分配各级传动比由式i i i a =0式中i i 、0分别为带传动和减速器(齿轮的传动比。为使V 带传动外廓尺寸不致过大,初步取8.20=i ,则减速器传动比为:49.48.257.120=i i i a 3. 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算各轴转速轴 m i n /86.3428.29600r i n n m = 轴 m i n /36.768.249.4960101r i i n i n n m = 滚筒轴 mi

8、n /36.76r n n =各轴输入功率轴 kW P P P d d 32.496.05.4101=轴 W P P P k 11.497.098.032.43212= 滚筒轴 kW P P P 99.399.098.011.44224=(.98.0为输入功率乘轴承效率轴的输出功率则分别 各轴输入转矩1电动机输出转矩m N n P T m d d =77.449605.495509550轴 m N i T i T T d =34.12096.08.277.4410010d 轴 m N i T i T T =63.51397.098.049.434.120321121 滚筒轴m 32.49899

9、.098.063.51342=N T T (.98.0承效率为各轴的输入转矩乘轴轴的输出转矩则分别运动和动力参数设计结果整理于下表: 四、 传动件设计计算1. 带传动设计(普通V 带8.2min,/960,5.41=i r n kW P ;工作寿命10年,每年300个工作日,每日工作16小时; 单向运转,工作负荷平稳,空载起动。 确定计算功率c P由教材P218,表13-8 查得工作情况系数2.1=A K ,则kW P K P A c 4.55.42.1=选择V 带型号根据kW P c 4.5=,min /9601r n =,由教材P219,图13-15选取A 型。 确定带轮基准直径21d d

10、 、由教材P214,表13-3,A 型V 带带轮最小直径mm d 75min =,又根据图13-15中A 型带推荐1d 的范围及下表三,取mm d 1401=,从动轮基准直径mm id d 3921408.212=,由表三,基准直径系列取mm d 4002=。传动比86.21404001221=d d n n i,传动比误差为%5%1.2%1008.28.286.2<=-,故允许。表三:普通V 带带轮基准直径系列(摘自GB13575.192 验算带的速度s m n d v /04.710006096014010006011=带速在s m /255范围内,合适。 确定中心距a 和V 带基准

11、长度d L 由(2(7.021021d d a d d +得1080400140(2400140(7.03780=+=a则初取中心距mm a 4200= 初算V 带的基准长度21221004(22a d d d d a L -+=mm 97.17644604140400(400140(242022=-+=查教材P212,表13-2,对A 型带选用mm L d 1800=再计算实际中心距mm L L a a d 52.437297.17641800420200=-+=-+,取mm a 460= 验算小带轮上包角1>=-=-=12061.1473.574601404001803.571801

12、21a d d 合适。 确定V 带根数由min /96014011r n mm d =,查教材P214,表13-3,A 型单根V 带所能传递的基本额定功率kW P 42.10=,;查教材P217,表13-6,功率增量kW P 36.00=;查表13-7,包角修正系数91.0=K ;查13-2,带长修正系数01.1=L K(3.301.191.036.042.14.5000=+=+=L c c K K P P P P P z 取4=z 根 确定初拉力0F由表13-1,得m kg q /1.0=N qv K zvP F c 13.18564.61.0191.05.264.644.550015.25

13、00220=+ -=+ -= 确定作用在轴上的压轴力Q FN zF F Q 23.1422261.147sin13.185422sin210= 带轮结构和尺寸由Y132M2-6电动机知,其轴伸直径d=38mm ,长度L=80mm 。故小带轮轴孔直径mm d 380=,毂长应小于80mm 。由机械设计手册,表14.1-24查得,小带轮结构为实心轮。大带轮直径mm mm d 3504002>=,选用轮辐式2. 齿轮传动设计选择齿轮材料及确定许用应力小齿轮选用45号钢(调质,齿面硬度为HBS 286197;MPa H 5801lim =,MPa FE 450=(表11-1。大齿轮选用45号钢(

14、正火,齿面硬度为HBS 217156,MPa H 3752lim =,MPa FE 320=(表11-1由教材P171,表11-5,取0.1=H S ,25.1=F SMPa S H H H 5800.15801lim 1= MPa S H H H 3750.13752lim 2= MPa S F FE F 36025.145011= MPa S FFE F 25625.132022= 按齿面接触疲劳强度设计 查教材P169,表11-3,取载荷系数1.1=K ;查教材P175,表11-6,宽度系数0.1=d 。 小齿轮上的转矩mm 1028.10.32023.41055.91055.95616

15、1=N n P T 查教材P171,表11-4,取0.162=E Z小齿轮分度圆直径mm Z Z u u KT d H H E d 369.575805.21628.218.20.11028.11.121232532111= += +齿数取261=z ,则1172649.42=z 。故实际传动比5.426117=i (误差为0.2%<5% 模数 mm z d m 5.226369.5711= 齿宽 mm d b d 37.5737.570.11=,取mm b 602=,mm b 651=查教材P57,表4-1取mm m 5.2= 实际 mm m z d 655.22611=,mm m z

16、 d 5.2925.211722= 中心距 mm d d a 17925.29265221=+=+= 验算轮齿弯曲强度齿形系数 75.21=Fa Y (图11-8,58.11=Sa Y (图11-925.22=Fa Y ,82.12=Sa YMPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 256254265.237.5725.275.21028.15.122125121111=MPa MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 36023958.175.282.125.22542112212=,安全。 齿轮的圆周速度s m n d v /17.16000086.34

17、26514.310006011= 对照教材P168,表11-2 可知选用9级精度是合宜的。齿顶高mm m h h a a 5.25.20.1*= 齿根高(mm m c h h a f 125.35.225.00.1*=+=+= 小齿轮齿顶圆直径mm h d d a a 705.2265211=+=+= 齿根圆直径 mm h d d f f 75.58211=-=大齿轮齿顶圆直径mm h d d a a 5.2975.225.292222=+=+= 齿根圆直径 mm h d d f f 5.287222=-=五、 轴的设计与校核1. 输入轴最小直径的设计和作用力计算小齿轮选用45号钢(调质,齿面

18、硬度为HBS 286197;按扭转强度初步设计轴的最小直径选择45号钢,调质处理,255217HBSMPa MPa MPa S B 300,360,6501=-(教材P241,表14-1查教材P245,表14-2,取110=c轴 mm n P c d 60.2586.34232.411033= 考虑键槽mm d 88.2605.160.25= 选取标准直径mm d 30= (mm d 301=即以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。轴的结构设计,轴上零件的定位、固定和装配一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分

19、别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径:mm d 651= 作用在齿轮上的转矩为:m N T =34.120 圆周力: N d T F t 8.37026534.120200020001= 径向力: N F F t r 7.134720tan 8.3702tan =2. 输入轴的结构设计与校核 为了满足大带轮的轴向定位要求,如上图,A-B 轴段右端制出一轴肩,故取B-C 段直径mm d C B 35=-;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 40=.初步选择滚动轴承因轴转速较高,且只承受径向载荷,故选取深沟轴承。据机械设计课程设计定出滚动轴承

20、型号6208。其尺寸为mm mm mm B D d 188040=。故取mm d d H G D C 40=-,而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环,取油环宽度为15mm,又轴应比轴承与甩油环长度之和稍短(轴不露头,故mm L L H G D C 30=-。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,由d h 1.007.0(=取mm h 5.3=,故取mm d G F 47=-。左边甩油环采用轴肩定位,故取轴段E D -直径mm d d G F E D 47=-,mm L E D 7=-,轴F E -段为齿轮轴上齿轮的位置,齿宽mm b 651=,齿顶圆直径mm d a 701=。据机械设计课程设计设计

21、轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取mm L C B 70=-。轴上零件的周向定位齿轮,小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,由教材P156,查表10-9,按mm d B A 30=-,查得A 型平键为:mm mm mm L h b 3678=滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为M6。 计算轴上的载荷确定轴承的指点为位置,简支梁的轴的支承跨距(mm L 109157265=+=。根据轴的结构图作出轴的计算简图,再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。截面C 处的支反力F

22、 :水平面H 上: N F F F t HB HA 4.185128.37022= 垂直面V 上:N F F r VA 85.67327.13472=,N F F r VB 85.67327.13472-=-=-= 弯矩M :水平面H 上:m N L F M HA H /0.1012109.04.18512= 垂直面V 上: m N L F M VA V /72.362109.085.67321= m N L F M VB V /72.362109.085.67322-=-= 总弯矩:m N M M M V H /46.10772.360.101222121=+=+= (m N M M M r

23、 H /46.10772.360.101222222=-+=+= 轴传递的转矩m N d F T t =3.1202065.08.370221 按弯矩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的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C的强度。 根据式(1222224-+= + =W T M W T W M ca 及以上数据和轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取6.0=轴的计算应力: (MPa MPa d W T M ca 602.223.1206.046.1071.0112232211=<=+=+=- 故安全。3. 输出轴最小直径的设计和作用力计算大齿轮选用45号钢(正火,齿面

24、硬度为HBS 217156按扭转强度初步设计轴的最小直径MPa H 3752lim =,MPa FE 320=(表11-1轴 mm n P c d 76.3736.7611.411033= 考虑键槽mm d 40.4007.176.37= 选取标准直径mm d 45= 轴的结构设计,轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,该设计润滑方式为脂润滑,有甩油环,齿轮一面用轴肩定位,另一面用甩油环定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以甩油环定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。求齿轮上

25、作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径:mm d 5.2921= 作用在齿轮上的转矩为:m N T =63.513 圆周力: N d T F t 35125.29263.513200020001= 径向力:N F F t r 3.127820tan 8.3512tan =4. 输出轴的结构设计与校核 查标准GB/T5014-2003,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250m N 。半联轴器的孔径mm d 451=,故取mm d B A 45=-,半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 841=。为了满足半联轴器的轴向定位要求,如上图,B A -轴段左端需制出一轴肩,故取C B -段直径mm

26、d C B 50=-;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径去挡圈直径mm D 50=,半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 841=。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上,而不压在轴的端面上,故B A -端的长度应比1L 略短一些,现取mm L B A 82=-。初步选择滚动轴承。因轴转速较高,且只承受径向载荷,故选取深沟球轴承。据机械设计课程设计,表定出滚动轴承型号为6211。其尺寸为mm B D d 2110055=。故取mm d d H G D C 55=-,左,右端滚动轴承皆采用甩油环进行轴向定位,取甩油环宽度15mm ,故mm L G F 34=-,mm L D C 46=-。取安装齿轮处的轴端

27、E D -的直径mm d E D 60=-,齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位,轴肩搞d h 07.0>,取mm d F E 65=-,mm L F E 10=-。已知齿轮轮毂的宽度为60mm ,为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取mm L E D 5.67=-轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,据机械设计手册,按mm d E D 60=- 查得A 型平键为mm mm mm L h b 561118=同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为67k H 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公

28、差为M6轴上的载荷确定轴承的指点为位置,简支梁的轴的支承跨距mm L 5.1071723105.57=+=。根据轴的结构图作出轴的计算简图,再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 截面C 处的支反力F : 水平面H 上:N F F F t HB HA 1756235122= 垂直面V 上:N F F r VA 15.63923.12782=,N F F r VB 15.63923.12782-=-=-=弯矩M : 水平面H 上: m N L F M HA H /55.9421075.017592= 垂直面V 上:m N L F M VA V

29、/35.3421075.015.63921=m N L F M VB V /35.3421075.015.63922-=-=总弯矩:m N M M M V H /66.10035.3455.94222121=+=+= (m N M M M r H /66.10035.3455.94222222=-+=+=轴传递的转矩m N d F T t =63.51325.292351221 按弯矩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的弯矩和扭矩的截面(即危险截面C的强度。根据式(1222224-+=+ =W T M W T W M ca及以上数据和轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,

30、取6.0= 轴的计算应力:(MPaMPa d WT M ca 6078.1663.5136.066.1001.0112232212=<=+=+=-故安全。六、 轴承、键、联轴器的选择与校核1. 轴承的选择与校核初步选择滚动轴承。因轴转速较高,且只承受径向载荷,故选取深沟球轴承。根据初算轴径,考虑轴上零件轴向定位和固定,估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列,查机械设计手册定出滚动轴承型号列表如下: 根据条件,轴承预计寿命10年300天16小时=48000小时 轴的轴承使用寿命计算小齿轮轴承型号选用6208,查得kN C r 5.29=,N F r 32.611=min /86.342r n

31、 =,0.1=p f ,1=t f ,310= 径向当量动载荷:N F P r 32.611= 轴承的寿命:h h P f C f n L p t h 480003096331986.3420.110005.291 86.3426010601031066>= = =故满足寿命要求。轴的轴承使用寿命计算大齿轮轴承型号选用6211,查得kN C r 5.29=,N F r 5.1512= min /36.76r n =,0.1=p f ,1=t f ,310=径向当量动载荷:N F P r 5.1512= 轴承的寿命:h h P f C f n L p t h 4800016194325.1

32、5120.110005.291 36.766010601031066>= = =故满足寿命要求。2. 键的选择计算与强度校核轴上的键:查手册,选用A 型平键。 N F t 8.3702=,MPa p100=A 键 h k mm L mm h mmb 5.03678=,键长,键高键宽 根据式MPa MPa L k F t p 1009.673675.08.370222<= 故键强度符合要求 轴上的键:N F t 3512=1A 键 mm L mm h mm b 561118111=,键长,键高键宽 2A 键 mm L mm h mm b 70914222=,键长,键高键宽根据式MPa

33、 MPa L k F t p 1008.2256115.0351222111<=MPa MPa L k F t p 1003.227095.0351222222<=故键强度符合要求3. 联轴器的选择在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大,选用弹性柱销联轴器。 查手册,得m N T K T A ca =7.66763.5133.1 查手册,选用 LX3 型号的轴孔直径为45 mm 的凸缘联轴器,公称转矩m N T n =1250 选用LX3型弹性柱销联轴器,公称尺寸转矩m N T n =1250,n c T T <,合适。 采用J 型轴孔,半联轴器

34、长度mm L 1121=,轴孔长度mm L 84=以下为LX3型弹性柱销联轴器有关参数: 七、 齿轮的结构设计据教材P182知: 当齿顶圆直径mm d a 160,可做成实心结构;当齿顶圆直径mm d a 500,可做成腹板式结构齿轮。故小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮相关尺寸计算如下:mm d mm b m a n 5.29260,5.222=,轴孔直径 mm d s 60=轮毂直径mm d d s h 96606.16.1=轮毂长度 (mm l b d l h sh 90725.12.12=,取mm l h 85= 轮缘厚度 (mm m n 1025.645.2

35、=, 取mm 10= 齿全高 (mm m c h h n a 625.55.225.0122*=+=+=轮缘内径 mm h d D a 25.266102625.525.297222=-=-= 腹板厚度 mm b c 18603.03.02=机械设计基础课程设计一级齿轮减速器 腹板中心孔直径 d 0 = 0.5(D + d h ) = 0.5 ´ (266.25 + 96) = 181.125mm 取 182mm 腹板孔直径 d = 0.25(D - d h ) = 0.25´ (266.25 - 96) = 42.56mm 取 43mm 齿轮倒角 n = 0.5mn =

36、0.5 ´ 2.5 = 1.25 八、 减速器的润滑与密封 1. 润滑的选择与确定 润滑方式 齿轮 V < 12 m / s ，选用浸油润滑, 因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。 同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 30 50 mm 。对于单 级减速器，浸油深度约为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动, 每传递1kW 需油 量 V0 = 0.35 0.7m3 。 对于滚动轴承来说， 由于齿轮圆周速度 V < 2m / s ,传动件的速度不高， 溅油效果不大， 选用润滑脂。这样结构简单，易于密封，维护方便，使润滑可靠。为防止轴

37、承室中的润滑脂 流入箱内而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油盘。 润滑油牌号与用量 齿轮润滑选用 L - AN 68 全系统损耗油，最低最高油面距10 20 mm ，需油量为 1.2 L 左右 轴承润滑选用润滑脂，填充量为轴承室的 1 1 ，每隔半年左右补充或更换一次。 2 3 2. 密封的选择与确定 箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛 毡密封。

38、毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天 然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮 下反复自行润滑。 20 机械设计基础课程设计一级齿轮减速器 九、 箱体主要结构尺寸计算 箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 轴承旁连接螺栓直径 箱盖与箱座连接螺栓直径 连接螺栓 d 2 的间距 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 符号 尺寸（mm） 8 8 20 4 12 12 20 16 10

39、 d d1 df n b b1 b2 d1 d2 I d3 150 200 8 8 8 26，22，16 24,14 16,14 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准。 d4 d c1 c2 R1 d f ，d1 , d 2 至外机壁距离 d f ，d 2 至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 h I1 D1 D2 m1 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶园与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖肋厚 箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 56 10 10 7 7 120,130 尽量靠近，以 m D2 s M d1 和M d 2互补干涉为准，一般 s = D2 21 机械设

40、计基础课程设计一级齿轮减速器 十、 减速器附件的选择与设计 1. 轴承端盖 材料为：HT150 根据下列的公式对轴承端盖进行计算： d0 =d3 +1mm；D0 =D +2.5d3 ； D2 =D0 +2.5d3 ；e=1.2d3 ； e1e； m 由结构确定； D4 =D -(1015mm；D5 =D0 -3d3 ；D6 =D -(24mm； d1 、b1 由密封尺寸确定； b=510，h=(0.81b 小轴轴承端盖： 由 可知： 大轴轴承端盖： 由 可知： d3 =8mm，D=100mm d0 =9mm，D0 =120mm，D2 =140mm，e=9.6mm， e1 >9.6mm，D4 =76mm,D5 =96mm,D6 =98mm。 d3 =8mm，D=80mm D0 =100mm，D4 =66mm，D2 =120mm，e=9.6mm,D5 =76； 2. 视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油