机械设计基础课程设计-单级圆柱齿轮减速器

机械设计基础课程设计目录设计任务书……………………1一．前言1.1设计目的……………21.2传动方案的分析与拟定……………2二．减速器结构选择及相关性能参数计算2.1电动机类型及结构的选择…………32.2电动机选择…………32.3确定电动机转速……………………32.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比………42.5动力运动参数计算…………………4三．传动零件的设计计算3.1减速器外部零件的设计计算--普通V形带传动…6四．齿轮的设计计算4.1直齿圆柱齿轮………84.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按照接触疲劳强度计算………84.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算………………94.2.3齿轮几何尺寸确实定…………104.3齿轮的结构设计……………………10五．轴的设计计算5.1输入轴的设计………115.2输出轴的设计………16六．减速器箱体根本尺寸设计6.1箱体壁厚、凸缘、螺钉及螺栓……196.2螺钉螺栓到箱体外避距离、箱体内部尺寸…………196.3视孔盖、其中吊耳和吊钩……………206.4细节事项………………20七．轴承、键和联轴器的选择7.1轴承的选择……………227.2键的选择计算及校核………………·227.3联轴器的选择…………23八．减速器润滑、密封8.1润滑的选择确定………248.2密封的选择确定………24九．减速器绘制与结构分析9.1拆卸减速器……………259.2分析装配方案…………259.3分析各零件作用、结构及类型………259.4减速器装配草图设计…………………259.5完成减速器装配草图…………………269.6减速器装配图绘制过程………………269.7完成装配图……………279.8零件图设计……………27十一.设计总结………………·28参考文献…………29设计任务书设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘〔运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑〕。生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。动力来源：电力，三相交流380/220V题目数据：组号5运输带工作拉力F/〔KN〕4.0运输带速度V/〔m/s〕1.5卷筒直径D/(mm〕350运输带允许速度误差为5%设计任务要求：减速器装配图纸一张〔１号图纸〕一张轴、齿轮零件图纸各一张〔３号图纸〕两张设计说明书一分一份一、前言1.1设计目的〔1〕培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的根底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，稳固、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、标准、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。1.2传动方案拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成局部。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和本钱。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、本钱低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。2、原始数据：滚筒圆周力F=4000N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=350mm；3、方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，本钱低，使用维护方便。图1带式输送机传动系统简图计算及说明结果二、减速器结构选择及相关性能参数计算2.1电动机类型及结构的选择根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机〔全封闭结构〕即可到达所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.2电动机选择〔一〕工作机的功率Pw=FV/1000=4000×1.5/1000=6kw〔二〕总效率由任务书中的运动简图分析可知：——V带传动效率；——齿轮传动的轴承效率；——齿轮传动的效率；——联轴器的效率；——滚筒轴承的效率；——滚筒效率。查【2】表1-7得：〔初选齿轮为八级精度〕那么有：〔减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为〕〔三〕所需电动机功率由Ped≥Pd=查《机械零件设计手册》得Ped=7.5kw2.3确定电动机转速卷筒工作转速为：nw=60×1000·V/〔π·D〕=81.85r/min根据《机械设计课程设计》Ｐ７表2--3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比=3~6范围。取Ｖ带传动比c。那么总传动比理论范围为：=6~24。故电动机转速的可选范为=×=491.11～1964.4r/min那么符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)同步满载1Y160L-87.5kw7507202Y160M-67.5kw10009703Y132M-47.5kw15001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比拟适合。因此选定电动机型号为Y160M-6，=970r/min。2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为：=/=970/81.85=11.852、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积=由工程经验知顶分配传动比除了、=3~6满足外，还应满足≤取=2.5〔普通V带i=2～4〕因为：=所以：＝／＝11.85/2.5＝4.742.5动力运动参数计算〔一〕转速n==970〔r/min〕=/=/=970/2.5=388〔r/min〕=/=388/4.74=81.85〔r/min〕〔二〕各轴功率PⅠ轴：Ⅱ轴：〔三〕各轴转矩T(N﹒m)Ⅰ轴Ⅱ轴(N﹒m)将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/(r.min-1)/(N﹒m)i07.597073.842.517.2388177.2226.9181.85806.244.74电动机额定功率Ped=7.5kw选定电动机型号为Y160M-6=4.74=388〔r/min〕=81.85〔r/min〕T0=73.84(N﹒m)T1=177.22(N﹒m)T2=806.24(N﹒m)计算及说明结果三、传动零件的设计计算3.1减速器外部零件的设计计算----普通V形带传动设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向1、选择带的型号：取,那么计算功率为PC=KA·P=1×7.5=7.5KW,n0=970r/min由图【1】13-15，选取B型带。2、确定带轮基准直径、验算带速由图【1】13-15，B型带d1=125~140mm,选取d1=125mm带速带速验算：V=n0·d1·π/〔1000×60〕=3.14×125×970/1000×60=6.35m/s介于5~25m/s范围内，故适宜大带轮基准直径d2=n0/n1×d1=2.5×125=312.5mm3、确定带长和中心距a：0.7·〔d1+d2〕≤a0≤2·〔d1+d2〕0.7×〔125+312.5〕≤a0≤2×〔125+312.5〕306.2mm≤a0≤875mm初定中心距a0=500，那么带长为L0=2·a0+π·〔d1+d2〕+〔d2-d1〕2/(4·a0)=2×500+π·〔112+280〕/2+〔280-112〕2/(4×500)=1629.55mm按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23mm4、验算小带轮上的包角α1α1=180-(d2-d1)×57.3/a=160.160>1200小轮包角适宜5、确定带的根数由式确定V带根数，查【1】13－3表得＝1.72kW，查13－5表得＝0.46kW由α1=160.160查【1】13－2和13－7表得＝1，＝0.95那么Z=PC/〔(P0+△P0)·=7.5/[〔1.72+0.46〕×1×0.95]=3.62故要取4根B型V带6、确定从动轮上压力FQExp(f‘α2)=2.32F=1134.7NF1=1991.2NF2=859.6NF0=1425.4N故FQ=2808.2N选B型带d1=125mmd2=312.5mm带中心距a=485.23mm小轮包角适宜选4根V带FQ=2808.2N计算及说明结果计算及说明结果四、齿轮的设计计算4.1直齿圆柱齿轮按输入的转速388r/min，传动比4.74计算，传动功率7.2kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。〔1〕选定齿轮材料、热处理方式和精度等级因载荷平稳，小齿轮和大齿轮都选软齿面，小齿轮的材料为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为210HBS。齿轮精度初选8级〔2〕初选齿数和齿宽系数。Z1=25Z2=Z1·i1=25×4.74=118.5取ψd=1，Z2=120滑动率及修正：ε=1-〔d2〕/d2=0%带实际传动比：i'=d2/d1〔1-ε〕=2.5从动轮转速：'=/i'=388修正后齿轮传动比：i2=120/25=4.8i1=i/i2=11.85/4.8=2.47传动比误差：Δ=〔4.8-4.74〕/4.74=1.3%<5%符合误差要求4.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按齿面接触疲劳强度计算确定各参数值：1.载荷系数因K取值在之间，由于载荷平稳，取K=1.52.许用应力：σHlim1=700MPaσHlim2=560MpaσFlim1=570MPaσFlim2=440Mpa按一般可靠要求取平安系数为SF=1.25SH=1，那么许用接触应力:[σH1]=σHlim1/SH=700/1=700MPa[σH2]=σHlim2/SH=560/1=560MPa许用齿根弯曲应力:[σF1]=Flim1/SF=456MPa[σF2]=Flim2/SF==352MPa取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa[σF]=352MPa3.计算小齿轮分度圆直径齿数比=120/25=4.8设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为〔软齿面，对称分布〕，此取1计算。小齿轮的转矩为:T1=9.55x10^6xP1/n1而n1实际是等于970/2.47=392.71(r/min)所以，T1=1.75x10^5N·mm查【1】表11-4取〔锻钢〕，令取，故有：d1≥[2KT1/Φd·(u+1)/u·(ZEZH/［σH］)^2]^1/3将数值带入上述公式可知：d1≥73.36mm4.确定模数和齿宽m=d1/Z1=73.36/25=2.93取标准模数值m=3按齿根弯曲接触强度校核计算校核式中：小轮分度圆直径d1=m·Z=3×25=75mm齿轮啮合宽度b=Φd·d1=1.0×75=75mm〔保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米〕b1=80mm，b2=75mm查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数YFa1=2.74Ysa1=1.59YFa2=2.19Ysa2=1.84将数据带入公式得：σF1=117.47MPaσF2=108.65MPa由于[σF1]≥σF1[σF2]≥σF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求4.2.3齿轮几何尺寸确实定分度圆直径：d1=75mmd2=m·Z2=3×120=360mm由标准正常齿制：ha*=1.0c*=0.25齿顶圆直径:da1=d1+2ha*m=75+2x1x3=81mmda2=d2+2ha*m=366mm齿根圆直径:df1=d1-2〔ha*+c〕m=67.5mmdf2=d1-2〔ha*+c〕m=352.5mm中心距：a=m·〔Z1+Z2〕/2=217.5mm4.3齿轮的结构设计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的关尺寸计算如下：轴孔直径ds=65由【1】图11-16知：轮毂长度，L≥b2=75mm故L=〔78~97.5〕mm，取L=80mm轮缘厚度δ0=(2.5～4)m=7.5～12(mm)，取=10mmdh=1.6ds=1.6x65=104mmda2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm腹板厚度c=0.3b=0.3×75=22.5mm取c=25(mm)腹板中心孔直径d0=(df2-dh)/4=(352.5-104)/4=62(mm)取d0=60mm齿轮倒角n=0.5m=0.5×3=1.5小齿轮为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS大齿轮为45号钢调质，齿面硬度为210HBSZ1=25Z2=120=2.5=4.8［σH］=560Mpa[σF]=352MPa=4.8m=3b1=80mmb2=75mm强度满足d1=75mmd2=360mmda1=81mmda2=366mmdf1=67.5mmdf2=352.5mma=217.5mm小齿轮采用齿轮轴结构大齿轮采用腹板式结构轮毂长度:=10mmdh=104mmda2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mmc=25(mm)d0=60mmn=1.5五、轴的设计计算5.1输入轴的设计〔1〕选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：硬度：217～255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力〔静〕。〔2〕按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217～255HBS[σb]=650MPa[σs]=360MPa[σ-1]=300MPa轴的输入功率为转速为n1=388r/min查表【1】14-2计算取45号钢C=118~107此处取110d≥考虑有一个键槽，将直径增大5%，那么d=31.24×(1+5%)mm=32.8mm圆整为35mm以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。〔3〕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、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。〔处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承〕径向尺寸：根据常用结构，由d1≥32.8mm，取d1=35mm；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：，故Φ35〔大带轮〕倒角推荐值为1.6mm，故取d2=d1+(1.6+0.5)x2=39.2mm圆整为40mm由于轴承的内径≥20mm时为5的倍数，所以选取d3=45mm由于齿根圆的直径与轴的直径相差不大，所以此处应该用齿轮轴，d4=df1=67.5mm而假设轴为7段，此已不需要轴环，所以舍弃第5段。由对称分布知：d6=da=55mm〔da为套筒高〕d7=d3=45mm轴向尺寸：由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽L=(1.5~2)d1=56mm〔取1.6计算〕，为防止由于加工误差造成的带轮晃动以及安装要求，取x1=53mm[确定轴承润滑方式：v轴承=d3xn1=45x388=17460mm·r/min≤(1.5~2)x105mm·r/min，应选取脂润滑方式]；为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm〔由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm〕，为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为8~10mm〔此取10mm〕,故有；为了跟x4=b1=80mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=25mm，〔包括越程槽尺寸〕；轴承到端盖内壁的距离，选轴承端盖螺钉知：轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓〔即〕此时取端盖到大带轮的扳手空间为x”=l+K+(3~5)=48mm此时取:。(4)求齿轮上作用力的大小、方向eq\o\ac(○,1)小齿轮分度圆直径：d1=75mmeq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T1=1.75×105N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×1.75×105/75=4666.7Neq\o\ac(○,4)求径向力FrFr=Ft·tanα=4666.7×tan200=1698.54N〔5〕轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm一号轴承到齿轮中心的距离L1=B/2+25+b/2=9+25+37.5=71.5mm齿轮中心到二号轴承中心的距离L2=L1=71.5mm故有两轴承中心距为L’=L1+L2=143mm根据受力分析，可列方程：〔齿轮在两轴承中心〕。故可求得：F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N水平面的支反力：F1H=F2H=Ft/2=4666.7/2=2333.35N垂直面的支反力：根据受力分析，可列方程：〔齿轮在两轴承中心〕。故可求得：F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N由于选用深沟球轴承那么Fa=0带轮对轴的作用力在指点产生的反力：F1,F=K/L’=1425.4x120/143=1196.1NF2,F=F1,F+=1425.4+1196.1=2621.5N画弯矩图A．绘制垂直面的弯矩图〔如图b〕：Mav=F2v·L1/2=60.72N·mB．绘制水平面的弯矩图〔如图c〕：MaH=F1H·L1/2=166.83N·mC.力产生的弯矩图〔如图d〕：M2F=K=1425.4x120/1000=171.04N·mD.求合成弯矩图〔如图e〕：考虑最不利情况，直接由公式得:(MaFQ=M2F/2=85.52N·m)Ma=MaFQ+(Mav^2+MaH^2)^1/2=263.06N·mF.折合当量弯矩〔如图f〕：由前算出T=175N·m“由转矩性质而定的折合系数”知,Me=[Ma^2+(αT)^2]^1/2=283.24N·m图2.输入轴弯扭强度校核图(7)计算危险截面处轴的许用直径：由【1】式14-6可得：d≥==36.14mm≤67.5mm,由此可知，此轴平安。齿轮轴选用45号钢调质，硬度217～255HBSd=35mmd1=35mmd2=40mmd3=45mmd4=50mmd6=55mmd7=45mmx1=53mmx2=83mmx3=43mmx4=80mmx5=0mmx6=25mmx7=18mm圆周力：Ft=4666.7N径向力：Fr=1698.54NL2=L1=71.5mmL’=143mmF1H=F2H=2333.35NF1v=F2v=849.27NFa=0F1,F=1196.1NF2,F=2621.5NMav=60.72N·mMaH=166.83N·mM2F=171.04N·mMa=263.06N·mT=175N·mMe=283.24N·md危险≥36.4mm算及说明结果5.2输出轴的的设计选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：硬度：217~255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力〔静〕。初步估算轴最小直径：由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得C=107~118〔由于作用在轴上的弯矩与转矩相比很小所以取107计算〕。由前计算可知：，故d≥107·=51.765mm，故dmin=46.939由于开了一个键槽，故dmin’=(1+5%)dmin=49.286mm。轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。〔处安装联轴器，处安装轴承端盖，处安装三号轴承与套筒，处安装大齿轮，处安装四号轴承〕径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速可选用凸缘联轴器，型号为“”，可得其轴孔直径为，深孔长度为。根据上所选联轴器，取；根据密封毡圈的标准，取；根据此处尺寸选择6212型号轴承〔查【1】表16-5知所选轴承内径为60mm；外径为110mm，且轴承宽度〕，故取；为方便测量取；得安装直径，选取“”，]；倒角倒圆推荐值为：，故孔〔大齿轮〕倒角推荐值为2mm，故取；为对称分布，故取〔da为套筒外径〕，。轴向尺寸：轴承润滑方式：脂润滑方式。故定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm,为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm〔为套筒尺寸此取27.5mm〕，故有x3=B+27.5=22+27.5=49.5mm；套筒档齿轮时，为保证精度取x4=b2-(2~3)=75-2=73mm，故同时将修正为x3=51.5mm；轴环取5~8mm，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=22.5mm，〔包括越程槽尺寸〕；轴承到端盖内壁的距离，由于轴承外径为110mm故，选端盖螺钉为，那么轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓〔即〕此时取端盖到大带轮的扳手空间为,材料45钢，调制处理硬度：217~255HBSdmin=49.286mmd1=50mmd2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=72mmd6=70mmd7=60mmX1=112mmX2=70mmX3=51.5mmX4=73mmX5=5mmX6=22.5mmX7=22mm计算及说明结果故此取，由上选联轴器可知。4.对输出轴进行弯扭强度校核按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：σe=/W≤[σ-1]输出轴：轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=60MPa那么σe=/W=31.28≤[σ-1]=60MPa故轴的强度满足要求图3.输出轴弯扭强度校核图六．减速器箱体根本尺寸设计根据【2】表中11-1中的箱体根本尺寸经验公式可算出如下数据：6.1箱体壁厚：箱座：〔取8mm〕；箱盖：〔取8mm〕。凸缘：箱盖凸缘厚度，箱座凸缘厚度，箱座底凸缘厚度。螺钉及螺栓：地脚螺钉直径；地脚螺钉数目：；轴承旁连接螺栓直径；盖与座连接螺栓直径；连接螺栓的间距；轴承端盖螺钉直径；视孔盖螺钉直径；定位销直径〔取整得〕。6.2螺钉螺栓到箱体外避距离：至箱体外壁距离为：；到凸缘边缘距离：；轴承旁凸台半径：；箱体外壁至轴承端面距离：。箱体内部尺寸：大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离；齿轮端面到箱体内壁的距离：〔增加散热〕；箱盖、箱座肋厚：。6.3视孔盖由于单级减速器中心距为231mm，故查【2】表11-2得：视孔盖长，横向螺栓分布距离，视孔盖宽，纵向螺栓分布距离，螺栓孔直径，孔数4个。其中吊耳和吊钩吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为，吊耳环孔径为，倒角为，吊耳环空心到箱体外壁距离为。吊钩的结构设计：吊钩长，吊钩高，吊钩内深，吊钩内圆半径，吊钩厚度。6.4细节事项油面指示器：用来指示箱内油面的高度B．放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。C．窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。D．定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各局部在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。E．启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。F．轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。箱座δ=8mm箱盖δ1=8mm凸缘分别为：12mm、12mm、20mm螺钉M20、M16、M10、M8、M6定位销d=8mmL1=50mm△2=10mmM1=6.8mm吊耳肋厚度为b=20mm吊耳环孔径为d=20mm吊耳环空心到箱体外壁距离为e=20mm吊钩长K=30mm吊钩高H=24mm吊钩内深h=12mm吊钩厚度b’=20mm七．轴承、键和联轴器的选择7.1轴承的选择根据两根轴上轴承安装处的轴径大小可知：小轴轴承型号为6209大轴轴承型号为62127.2键的选择计算及校核根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用A型平键连接。带轮处键连接：由于此处轴径为35mm，查【1】表10-9得：选用b=10mm,h=8mm，L=22~110mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取L=40mm，即键8x36GB/T1096-2003。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为[σp]=50~60MPa〔轻微冲击〕，根据【1】式10-26得：σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x177.2/35x8(40-20)=0.127MPa≤[σp]，故符合要求。大齿轮处键连接：由于此处轴径为65mm，查【1】表10-9得：选用，L=50~200mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取，即。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为[σp]=50~60MPa〔轻微冲击〕，根据【1】式10-26得:σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/65x11x44=0.103MPa≤[σp],故符合要求。联轴器处键连接：由于此处轴径为50mm，查【1】表10-9得：选用，L=36~160mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取，即。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为[σp]=50~60MPa〔轻微冲击〕，根据【1】式10-26得：σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/50x9x72=0.0995MPa≤[σp]，故符合要求。7.3联轴器的选择联轴器的选择根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知，轴满足要求，故联轴器定为：。小轴轴承型号为6209大轴轴承型号为6212带轮处键连接键强度满足大齿轮处键连接键强度满足联轴器处键连接键强度满足选用GYS6型凸缘联轴器型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/〔r·〕轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm转动惯量kg.m2最大重量kg键槽类型GYS6900680030-5060-1121400.0157.59A型计算及说明结果八．减速器润滑、密封8.1润滑的选择确定1.由v=πdn/60x1000可得：轴1：v1=0.914m/s轴ll：v2=0.278m/s由【2】表3-4知：v<1.5-2m/s时，应选用脂润滑故轴用脂肪润滑而齿轮：小齿轮v=1.16m/s大齿轮v=1.54m/s故齿轮也都可用脂润滑8.2密封的选择与确定1.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2.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3.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，那么可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，到达密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可遮挡灰尘。轴脂肪润滑齿轮脂润滑计算及说明结果九．减速器绘制与结构分析9.1拆卸减速器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，防止产生混乱和丧失；拆卸时防止随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。拆卸顺序：①、拆卸观察孔盖。②、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。③、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。④、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。⑤、最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞等。9.2分析装配方案按照先拆后装的原那么将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。①、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后，擦净箱体内部。将各传动轴部件装入箱体内；②、将嵌入式端盖装入轴承压槽内，并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。③、将箱内各零件，用棉纱擦净，并塗上机油防锈。再用手转动高速轴，观察有无零件干预。经检查无误后，合上箱盖。④、松开起盖螺钉，装上定位销，并打紧。装上螺栓、螺母用手逐一拧紧后，再用扳手分屡次均匀拧紧。⑤、装好轴承小盖，观察所有附件是否都装好。用棉纱擦净减速器外部，放回原处，摆放整齐。9.3分析各零件作用、结构及类型：主要零部件：①、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高速轴属于齿轮轴；低速轴为转轴，属阶梯轴。②、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。③、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，都为斜齿圆柱齿轮。9.4减速器装配草图设计〔1〕装配图的作用：装配图说明减速器各零件的结构及其装配关系，说明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，说明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。〔2〕设计内容：进行轴的设计，确定轴承的型号、轴的支点距离和作用在轴上零件的力的作用点，进行轴的强度和轴承寿命计算，完成轴系零件的结构设计以及减速器箱体的结构设计。〔3〕初绘减速器装配草图：主要绘制减速器的俯视图和局部主视图：1、画出传动零件的中心线；2、画出齿轮的轮廓；3、画出箱体的内壁线；4、确定轴承座孔宽度，画出轴承座的外端线；5、轴的结构设计〔径向尺寸、轴向尺寸〕；6、画出轴、滚动轴承和轴承盖的外廓。9.5完成减速器装配草图〔1〕、视图布局：①、选择3个根本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。②、选择俯视图作为根本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个根本视图上。布置视图时应注意：a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。〔2〕、尺寸的标注：特性尺寸：用于说明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸说明装配图中整体所占空间。安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。〔3〕、标题栏、序号和明细表：①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。②、装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。〔4〕、技术特性表和技术要求：①、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级，布置在装配图右下方空白处。②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。9.6减速器装配图绘制过程：〔1〕、画三视图：①、绘制装配图时注意问题：a、先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。b、先画轮廓，后画细节，先用淡线最后加深。c、3个视图中以俯视图作根本视图为主。d、剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线尽可能取不同。e、对零件剖面宽度的剖视图，剖面允许涂黑表示。f、同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。〔2〕、轴系的固定：轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。〔3〕、减速器的箱体和附件：①、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。材料为：HT200。加工方式如下：加工工艺路线：铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验②、附件：包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。9.7完成装配图〔1〕、标注尺寸：标注尺寸反映其的特性、配合、外形、安装尺寸；〔2〕、零件编号〔序号〕：由重要零件，按顺时针方向依次编号，并对齐；〔3〕、技术要求；〔4〕、审图；〔5〕、加深。9.8零件图设计〔一〕、零件图的作用：1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。〔二〕、零件图的内容及绘制：1、选择和布置视图：〔1〕、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。〔2〕、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置〔全剖〕，反映根本形状；侧视图只画出局部视图。2、合理标注尺寸及偏差：〔1〕、轴：，径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。〔2〕、齿轮：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。3、外表粗糙度标注〔1〕、轴：查表轴加工外表