机械设计(带式运输机二级齿轮减速器)课程设计

目 录

1．设计任务书········································ 2.传动方案的拟定····································· 3．原动机的选择······································ 4.确定总传动比及分配各级传动比······················· 5.传动装置运动和动力参数的计算······················· 6．传动件的设计及计算································ 7．直齿圆柱齿轮的设计计算···························· 7.1高速级直齿圆柱齿轮的设计计算······················

7.2低速级直齿圆柱齿轮的设计计算······················

8．轴的设计··········································

8.1低速轴的设计······································ 8.2中间轴的设计······································ 8.3高速轴的设计······································

9．轴承的寿命校核···································· 10.键联接强度校核计算································ 11.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择················

1

12．箱体结构的设计···································

2

1 .设计任务书

1.1 课程设计的设计内容

设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。

图—1带式运输机的传动装置

1.2 课程设计的原始数据

已知条件：

1.带工作拉力：F=5350N； 2.运输带的工作速度：v=1.2m/s； 3.卷筒直径：D=450mm；

4.使用寿命：10年，轴的寿命为3年以上，双班制，每班8小时，工作时有轻微振动。

1.3 课程设计的工作条件

设计要求:

1.误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%； 2.工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 3.制造情况：小批量生产。

3

2 .传动方案的拟定

带式运输机的传动方案如下图所示

图—2展开式直齿圆柱齿轮减速器

1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-卷筒 6-运输带

上图为展开式的两级直齿圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结

构紧凑，传动较平稳，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。轴端联结选择弹性柱销联轴器。

4

3.原动机的选择

3.1 选择电动机的类型

按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。

3.2选择电动机的容量

3.2.1 传送设备输入转速

错误！未找到引用源。

3.2.2传送设备所需的有效功率

FV2.05kw w10003.2.2 传动系数总效率为

式中：—工作机效率

根据文献【2】第66页中表4-4查得:

1—弹性联轴器效率，取0.99

2—闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.97

3—滚动轴承效率，取0.99

4—传送带效率，取0.95

5—V带传动效率，取0.94

5

3.2.3 电动机所需功率为

两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8～40，则总传动比合理范围

=8～40，故电动机转速的可选范围为 为ia

符合这一范围的同步转速的有1500r/min,1000r/min, 750r/min,因载荷平稳，电动机的功率稍大于错误！未找到引用源。即可，根据文献【2】第207页中表8-53所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率错误！未找到引用源。。电动机型号主要有Y100L2-4,Y132S-6,Y132M-8。前者转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传送带和两级齿轮传动实现，所以选Y100L2-4。

所选电动机数据如下表

电动机型号 Y100L2-4 额定功率/KW 3

满载转速/(r/min) 1420 堵载转速 额定转速 2.2 4 .确定总传动比及分配各级传动比

4.1传动装置的总传动比

6

错误！未找到引用源。

式中：i—总传动比

nm—电动机的满载转速（r/min）

4.2 分配传动比

根据文献【1】第155页中带传动的传动比适用范围i=2–5,取其传动比为

错误！未找到引用源。，则减速器总传动比错误！未找到引用源。为

根据文献【2】第68页双级直齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比错误！未找到

引用源。为

iG(1.3~1.4)iJ(3.72~3.85)

选择高速级传动比错误！未找到引用源。 低速级传动比错误！未找到引用源。为

iDiG3.80

5．传动装置运动和动力参数的计算

减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机1轴、2轴,3轴，4轴。

5.1 各轴的转速（单位：r/min)

7

5.2各轴输入功率(单位：kw)

5.3 各轴输入转矩

将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格，如下表所示：

运动和动力参数

8

轴号 转速n(r/min) 功率P（kw） 扭矩T（N •m） 1 507.14 2.44 45.95 2 133.46 2.35 168.16 3 44.59 2.26 484.03 4 44.59 2.22 475.47

6．传动件的设计及计算

6.1 V带传动的设计计算

6.1.1确定计算功率错误！未找到引用源。

根据文献【1】第156页表8-7查得工作情况系数错误！未找到引用源。=1.2,故

错误！未找到引用源。

9

6.1.2 选择V带的带型

根据错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。由文献【1】第157页图8-11选用A型。

6.1.3确定带轮的基准直径错误！未找到引用源。,并验算带速v

6.1.3.1初选小带轮的基准直径错误！未找到引用源。

根据文献【1】第155页表8-6和第157页表8-8，取小带轮的基准直径错

误！未找到引用源。。

6.1.3.2 验算带速v

因为5m/s6.1.3.3 计算大带轮的基准直径错误！未找到引用源。

根据文献【1】第157页表8-8,圆整为错误！未找到引用源。

6.1.4 确定V带的中以距a和基准长度错误！未找到引用源。

6.1.4.1 初定中心距错误！未找到引用源。

6.1.4.2 计算带所需要的基准长度

aa0LdLd021389.6

10

据文献【1】第146页表8-2选带的基准长度错误！未找到引用源。。

6.1.4.3计算实际中心距a

中心距的变化范围为484.2——547.2mm

6.1.5验算小带轮上的包角错误！未找到引用源。

6.1.6计算带的根数z

6.1.6.1计算单根V带的额定功率错误！未找到引用源。

由错误！未找到引用源。和错误！未找到引用源。,据文献【1】第152页表8-4a得错误！未找到引用源。

由错误！未找到引用源。,i=2.8和A型带，据文献【1】第153页表8-4b得错误！未找到引用源。。据文献【1】第155页表8-5得错误！未找到引用源。，据文献【1】第146页表8-2得错误！未找到引用源。,于是

11

6.1.6.2 计算V带的根数为z

取3根。

6.1.7 计算单根V带初拉力的最小值错误！未找到引用源。

据文献【1】第149页表8-3得q=0.10kg/m,所以

应使带的实际轴力F0>(F0)min。

6.1.8 计算压轴力错误！未找到引用源。

压轴力的最小值为

6.1.9 带轮设计结构

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7.直齿圆柱齿轮的设计计算

7.1高速级直齿圆柱齿轮的设计计算 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）

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3)材料选择。根据文献【1】191页中表10-1查得，小圆柱齿轮1选用40Cr号钢，热处理为调质HBS1=280HBS<350，大圆柱齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240<350，二者材料硬度差为40HBS。

4）选小齿轮齿数错误！未找到引用源。，大齿轮齿数错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。。 2. 按齿面接触疲劳强度设计

根据文献【1】中设计计算工式(10-9a)，即:

（1）确定公式中的各计算数值。

1)试选载荷系数错误！未找到引用源。 。 2）计算小齿轮传递的转矩。

3）根据文献【1】205页中表10-7齿宽系数错误！未找到引用源。。

4） 根据文献【1】201页中表10-6按锻钢查得弹性影响系数错误！未找到引用源。。 5）根据文献【1】209页中图10-20d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限错误！未找到引用源。;大齿轮的接触疲劳强度极限错误！未找到引用源。 。

6）根据文献【1】206页式（10-13）计算应力循环次数。

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7)根据文献【1】207页中图10-19查得接触疲劳寿命系数错误！未找到引用源。;错误！未找到引用源。。 8)计算接触疲许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：

错误！未找到引用源。

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径错误！未找到引用源。，代入错误！未找到引用源。中较小的值。

2)计算圆周速度v。

t1v6011.28ms

1000dn3)计算齿宽b 。

4）计算齿宽与齿高之比了b/h 。

15

模数

mt齿高

d1tz12.0mm

5)计算载荷系数。

根据v=1.28m/s,7级精度，由文献【1】194页图10-8得动载系数错误！未找到引用源。； 直齿轮，错误！未找到引用源。;

由文献【1】193页表10-2查得使用系数错误！未找到引用源。;

由文献【1】196页表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，查得错误！未找到引用源。。 由b/h=10.72,错误！未找到引用源。，查文献【1】198页图10-13得错误！未找到引用源。; 故载荷系数

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得

7)计算模数m 。

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m

d1z12.09mm

3.按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

（1） 确定公式内的各计算数值。

1）由文献【1】208页图（10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限错误！未找到引用源。大齿轮的弯曲疲劳强度极限错误！未找到引用源。；

2）由文献【1】206页图10-18取弯曲疲劳寿命系数错误！未找到引用

源。，错误！未找到引用源。；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得

4)计算载荷系数K。

5)查取齿形系数。

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由文献【1】200页表10-5查得错误！未找到引用源。；错误！未找到引用源。

6) 查取应力校正系数。

由表10-5查得错误！未找到引用源。；错误！未找到引用源。

7)计算大、小齿轮的错误！未找到引用源。并加以比较。

YFa1YFa2[F]20.01611

大齿轮的数值大。 （2） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.525,并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数

取错误！未找到引用源。

大齿轮齿数错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。。

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。 4.几何尺寸计算

18

（1）计算分度圆直径

(2)计算中心距

ad1d22120mm

（3）计算齿轮宽度

取错误！未找到引用源。，错误！未找到引用源。。 5.机构设计及绘制齿轮零件图

7.2低速级直齿圆柱齿轮的设计计算

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

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2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88） 3)材料选择。根据文献【1】191页中表10-1查得，小圆柱齿轮1选用40Cr号钢，热处理为调质HBS1=280HBS<350，大圆柱齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240<350，二者材料硬度差为40HBS。

4）选小齿轮齿数错误！未找到引用源。，大齿轮齿数错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。。 2. 按齿面接触疲劳强度设计

根据文献【1】中设计计算工式(10-9a)，即:

（1）确定公式中的各计算数值。

1)试选载荷系数错误！未找到引用源。 。 2）计算小齿轮传递的转矩。

3）根据文献【1】205页中表10-7齿宽系数错误！未找到引用源。。

4） 根据文献【1】201页中表10-6按锻钢查得弹性影响系数错误！未找到引用源。。 5）根据文献【1】209页中图10-20d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限错误！未找到引用源。;大齿轮的接触疲劳强度极限错误！未找到引用源。 。

6）根据文献【1】206页式（10-13）计算应力循环次数。

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7)根据文献【1】207页中图10-19查得接触疲劳寿命系数错误！未找到引用源。;错误！未找到引用源。。 8)计算接触疲许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：

错误！未找到引用源。

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径错误！未找到引用源。，代入错误！未找到引用源。中较小的值。

2)计算圆周速度v。

3)计算齿宽b 。

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4）计算齿宽与齿高之比了b/h 。 模数

齿高

5)计算载荷系数。

根据v=0.536m/s,7级精度，由文献【1】194页图10-8得动载系数错误！未找到引用源。； 直齿轮，错误！未找到引用源。;

由文献【1】193页表10-2查得使用系数错误！未找到引用源。;

由文献【1】196页表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，查得错误！未找到引用源。。 由b/h=10.65,错误！未找到引用源。，查文献【1】198页图10-13得错误！未找到引用源。; 故载荷系数

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得

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7)计算模数m 。

3.按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

（1） 确定公式内的各计算数值。

1）由文献【1】208页图（10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限错误！未找到引用源。大齿轮的弯曲疲劳强度极限错误！未找到引用源。；

2）由文献【1】206页图10-18取弯曲疲劳寿命系数错误！未找到引用

源。，错误！未找到引用源。；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得

4)计算载荷系数K。

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5)查取齿形系数。

由文献【1】200页表10-5查得错误！未找到引用源。；错误！未找到引用源。

6) 查取应力校正系数。

由表10-5查得错误！未找到引用源。；错误！未找到引用源。

7)计算大、小齿轮的错误！未找到引用源。并加以比较。

YFa2YFa2[F]20.01513

大齿轮的数值大。 （2） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29,并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数

取错误！未找到引用源。

大齿轮齿数错误！未找到引用源。。

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。 4.几何尺寸计算

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（1）计算分度圆直径

(2)计算中心距

ad1d22140mm

（3）计算齿轮宽度

取错误！未找到引用源。，错误！未找到引用源。。 5.机构设计及绘制齿轮零件图

8.轴的设计

8.1低速轴的设计

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1．求作用在齿轮上的力

低速级的分度圆直径为错误！未找到引用源。 而 错误！未找到引用源。

2．初步确定轴的最小直径

先按参考文献【1】370页式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】370页表15-3，取错误！未找到引用源。，于是得

可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（图8）。为了使所选的轴d与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转距错误！未找到引用源。，查参考文献【1】351页表14-1，考虑到转距变化很小，故取KA1.3，则

按照计算转距错误！未找到引用源。应小于联轴器公称转距条件，查参考文献【2】查标准GB/T5014-2003，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转距为1250000N.mm。半联轴器的孔径错误！未找到引用源。，故取错误！未找到引用源。，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度错误！未找到引用源。

26

图7

3．轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如图7。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径错误！未找到引用源。，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度错误！未找到引用源。，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Ⅰ-Ⅱ段长度应比错误！未找到引用源。略短一些，现取错误！未找到引用源。

2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据错误！未找到引用源。，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6312，其尺寸为的错误！未找到引用源。,故错误！未找到引用源。；而错误！未找到引用源。。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，故取错误！未找到引用源。

3）取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ是直径错误！未找到引用源。，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为80mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取错误！未找到引用源。。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=5mm, 则轴环处的直径错误！未找到引用源。，轴环宽度b>1.4h，取错误！未找到引用源。。

27

4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取

lⅡⅢ＝50mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=31mm，高速级大齿轮轮毂长错误！未找到引用源。。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）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。按

dⅥ－Ⅶ由参数文献【1】

106页表6-1查得平键截面错误！未找到引用源。,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为错误！未找到引用源。。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截为错误！未找到引用源。，半联轴器与轴的配合为错误！未找到引用源。。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。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考参考文献【1】365页表15-2，取轴端倒角为1.645，各轴肩处的圆角半径见图7。

28

4．求轴上的载荷

首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献【2】中查得B=31mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距错误！未找到引用源。。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。

图8

29

从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。的值列于下表（参看图8）。

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T

5.按弯扭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弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度，根据参考文献【1】373页式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】362页表15-1得

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[1]60MPa。因此ca[1]，故安全。

8.2中间轴的设计

初步确定轴的最小直径

先按参考文献【1】370页式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】370页表15-3，取错误！未找到引用源。，于是得

为了保证强度要求，且轴承只受到径向力，故选用深沟球轴承。选用轴承型号为6307，其尺寸为错误！未找到引用源。。

8.3高速轴的设计

初步确定轴的最小直径

先按参考文献【1】370页式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】370页表15-3，取错误！未找到引用源。，于是得

高速轴与带轮连接，因此中间存在轴肩，为了保证强度要求，且轴承只受到径向力，故选用深沟球轴承。选用轴承型号为6306，其尺寸为错误！未找到引用源。。

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9.轴承的寿命校核

因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。

1.低速轴齿轮的载荷计算

由上述低速级计算中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力： 分度圆直径：d=200mm

圆周力：错误！未找到引用源。 径向力：错误！未找到引用源。 2．轴承的径向载荷计算

两个轴承型号均为6312深沟球轴承，其基本额定动载荷错误！未找到引用源。，基本额定静载荷错误！未找到引用源。。

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3.轴承的当量动载荷计算

根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数错误！未找到引用源。， 所以根据文献【1】中表13-8计算两轴承的当量动载荷为

4.轴承寿命的计算及校核

根据文献【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命

80000~12000hLh，取

12000hLh，球轴承错误！未找到引用源。，齿轮转速

n=44.59r/min ,并取错误！未找到引用源。。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为

故轴承绝对安全。

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10.键联接强度校核计算

1.普通平键的强度条件 根据文献【1】式6-1中可知，

式中：T—传递的转矩(N·mm)

k—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度（mm）

l—键的工作长度（mm），圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键的宽度（mm）

d—轴的直径（mm）

错误！未找到引用源。—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（MPa），根据文献【1】中表6-2中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。 2.低速轴上键的校核

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对于键错误！未找到引用源。，已知错误！未找到引用源。,于是得:

故该键安全。

对于键错误！未找到引用源。，已知：错误！未找到引用源。,于是得，

故该键安全。

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11.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择

11.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择

1.1齿轮润滑方式的选择 高速轴小齿轮的圆周速度：

中间轴大齿轮和小齿轮的圆周速度：

低速轴大齿轮的圆周速度：

取错误！未找到引用源。。当齿轮的圆周速度v<12m/s时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，浸油深度11mm。当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。

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1.2齿轮润滑剂的选择

根据文献【1】中表10-11中查得，齿轮润滑油可选用普通开式齿轮油，代号是：68，运动粘度ν为：60-75cSt。

11.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择

2.1滚动轴承润滑方式的选择 低速轴轴承：错误！未找到引用源。

根据文献【1】中表13-10中查得：错误！未找到引用源。,轴承为深沟球轴承，故轴承均应采用脂润滑。

11.3密封方式的选择

3.1滚动轴承的密封选择

滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。 3.2箱体的密封选择

箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

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12.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳

H7合质量，大端盖分机体采用配合。

is61. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为Ra6.3 3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 a.视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，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M6紧固 b.油螺塞：

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。 c.油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. d.通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，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，以便达到体内为压力平衡. e. 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. f.位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

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g.吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 d4 定位销直径 df，d1，d2至符号 计算公式 （0.025~0.03）a+Δ≥8 (0.8~0.85)σ≥8 b11.51 结果 10 10 15 15 25 M20 6 M16 M10 8 6 8 25 24 18  1 b1 b df b1.5 b22.5 df0.036a12 箱座底凸缘厚度 b2 n d1 d2 d3 d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 箱体外壁距离 df，d2至凸缘C2 l1 1 l1=C1+C2+（8~12） 1≥1.2 25 18 50 35 16 m18.5，m8.5 边缘距离 箱体外壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与箱体内壁距离 箱盖，箱座肋厚 m1,m m10.851,m0.85 轴承端盖外径 D2 2 2> D2D+（5~5.5）d3 115（高速轴）122（中间轴） 39

172（低速轴）

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