河北工程大学带式传送机一级减速器设计说明书

河北工程大学带式传送机一级减速器设计说明书 课题名称: 带式输送机传动装置设计 系 别: 专 业: 班 级: 1201 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成日期: 目 录 第一章 绪论………………………………………………………………………3 第二章 减速器的结构选择及相关计算…………………………………………5 第三章 V带传动的设计……………………………………………………………8 第四章 齿轮的设计………………………………………………………………11 第五章 轴的设计与校核…………………………………………………………16 第六章 轴承、键和联轴器的确定………………………………………………20 第七章 减速器的润滑与密封……………………………………………………21 第八章 减速器附件的确定………………………………………………………23 第九章 减速箱箱体的设置………………………………………………………24 第十章 装配图和零件图的绘制…………………………………………………25 总结……………………………………………………………………………25 参考文献………………………………………………………………………26 - 2 - 第一章 绪 论 1.1设计目的: 1)此次机械课程设计主要培养我们理论联系实际的设计理念，训练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)另外促使我们培养查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理等设计方面的能力。 3)通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一定的机械设计的程序和方法，同时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。 1.2设计题目: 传动简图如下图所示.工作条件:连续单向运转,载荷平稳, 空载启动,使用期8年(每年300个工作日), 每年350天，每天 16小时, 半年小修，二年中修，四年大修;小批量生产,两班制 工作,传输机工作轴转速允许误差为5%。带式传输机的传动效 率为96%。 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 设计出其输送机传动装置。 - 3 - 主要技术参数说明:输送带的牵引力为2.4kN，输送带的速度V=2.5 m/s，输送机滚筒直径D=350 mm。 1.3传动方案的分析与拟定 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，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。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、成本低廉、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(一)级直齿圆柱齿轮减速器。 - 4 - 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、方案拟定: 根据题目要求及上述分析，采用,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，成本低，使用维护方便。 第二章 减速器结构选择及相关计算 一、电机的选择 1、类型和结构的选择 三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，常应用于工业。 Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易 - 5 - 爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。 因此，选用Y系列三相异步电动机作为带式输送机的电机。 2、功率的确定 电机的容量(功率)选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏;若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利用，而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。 ? 作机所需功率P(kW) w P=FV/?=2.4kN×2.5m/s?0.96?6.25 kW wwww 式中，F为工作机的阻力，kN;V为工作机的线速度，m/s;为ww 工作机的效率，带式输送机可取?=0.96。 w ? 动机-工作机的总效率? ?=???????????总123456 ?为V带的传动效率，?为齿轮传动效率，?为滚动轴承的效率，123 ?为联轴器的效率，?为运输机平型带传动效率, ?为滚筒的效率. 456 ?=???????????=0.96×0.95×0.98×0.99×0.96×0.96?0.85 总123456 ? 需电动机的功率P(kW) d P=P/?=6.25/0.85kW?7.1 kW dw总 ?电动机额定功率Pm - 6 - 按P?P来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工作机构的负md 载变化状况而定。 3、转速的确定 ?滚筒转速: 查阅文献[2]知:V带传动的传动比在范围内， 圆柱齿轮传动比在范围内， 则总传动比范围是:， 所以电动机转速可选范围是: ?额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，综合考虑各种情况，决定选用1500r/min的电动机。 ?根据计算所得的电机工作功率和转速范围，并考虑极数 少而转速高的电动机具有较好的经济性和防止传动比增大导致 传动系统结构变复杂的条件。可以选择的电机型号为Y160M-4 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 1-1 Y160M-4性能参数 堵转转矩 最大转矩 序号 电动机型号 同步转速额定功率/kW 满载转质量/kg - 7 - /(r/min) /(r/min) 额定转矩 额定转矩 1 Y160M-2 3000 11 2930 2.0 2.3 117 2 Y160M-4 1500 11 1440 2.2 2.3 123 二、传动比的分配 ?计算总传动比 总传动比计算公式: <2-1> 其中为电动机转速，为滚筒转速，则 ?分配各级传动比 各级传动比满足: <2-2> 其中为V带传动比，为圆柱齿轮传动比。 为使传动外廓不致过大，使，则 三、传动参数的计算 ?各轴转速计算 主动轴I: - 8 - 从动轴II: 滚筒轴III: ?各轴输入功率和输出功率 主动轴I: 输入功率 输出功率 从动轴II: 输入功率 输出功率 滚筒轴III: 输入功率 输出功率 ? 各轴输入转矩和输出转矩 电机输出转矩: 主动轴I: 输入转矩 输出转矩 从动轴II: 输入转矩 - 9 - 输出转矩 滚筒轴III: 输入转矩 输出转矩 计算结果汇总如下: 两轴连接件、传动件 V带传动 齿轮传动 传动比 3 3.33 电动机 一级减速器 滚筒轴 轴号 0轴 I轴 II轴 III轴 转速(r/min) 1440 144 144 输入功率(kW) \ 6.674 7.1 输出功率(kW) (额定:11) \ 输入转矩 输出转矩 第三章 V带的设计 一、确定计算功率 已知电动机功率 ,转速 ， 。 由电动机的工作工况(带式输送机，工作小时为10,16h)查阅文献[1]得: 则计算功率为 二、选择V带的带型 - 10 - ?根据计算的功率P和小带轮转速n，确定普通V带为A型，ca1 参考教材第八版《机械设计》。 ?由文献[1]知不应小于112mm,因此取，由以下公式得: 为传动带的滑动率。 取基准直径系列，(这样使有所减小，但其误差 在5%内，估允许。) 由文献[1]知不应小于112mm,因此取，由以下公式得 : 为传动带的滑动率。 取基准直径系列，(这样使有所减小，但其误差 在5%内，估允许。) ?确定中心距a，并选择V带的基准长度L。 d 初步选取中心距a=380mm, ，符合在 。 由下式得带长: - 11 - 查文献[1]，选用 , 则实际中心距为 22LddLdddd2,(，)，2,，,8(,),,，，,,d121221da,8 222，1600,3.14，(130，382)，2，1600,3.14，130，382,8，(382,130),,，，,8 ,377.03mm,380mm ?验算小带轮上的包角α 1 由设计经验可得，小带轮上的包角α小于大带轮上的包角α;小12带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可 0能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使α?90 1 0000α?180,(d,d)×57.3?a=180,(382,130)×57.3?1d2d1 00 377?163.7?90 ?确定带的根数z 由下式计算z: <4-1> 由和查得: 传动比为 由和i查得: ,由查得: 。 将以上已知值代入<4-1>得: ?5.04?10 - 12 - 为了使各根V=6根带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定，符合要求。 ?确定带的初拉力F0 下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材得: p=0.1kg/m。 ?98.39 N 对于新安装的V带，初拉力为1.5(F)min;对于运转后的V带，0 初拉力应为1.3(F)min，则初拉力应选F=1.5(F)min。 000 ?计算带传动的压轴力Fp 0F=2zFsin(α/2)=2×6×1.5×98.39×sin(163.7/2)=1.75 kN p01 其中，α为小带轮的包角。 1 第四章 齿轮的设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数及压力角的选择. ?按所给图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 ?输送机为一般工作机器，速度不高，初选7级精度。 ?材料的选择，参考教材常用齿轮材料及其力学特性，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。 - 13 - =20，大齿轮齿数z=3.7×20=74，取z=74。 4初选小齿轮齿数z122? 0 5根据实际情况,压力角应选=20。 ? 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 d?2.32× 1t (1)确定公式内的各计算数值 ?试选载荷系数K=1.3。 t ?计算小齿轮传递的转矩。 55T=(95.5×10~ - 14 - ~P)/n=95.5×10×3.80?480=7.56×122 410N?mm ? 考教材第八版《机械设计》得圆柱齿轮的齿宽系数Ф，第205d 页，选取齿宽系数Ф=1。 d 0.5? 考教材第八版《机械设计》得弹性影响系数Z， Z=189.8MPa。 EE ?参考教材得齿轮的接触疲劳强度极限δ，按齿面硬度查得小Hlim齿轮的接触疲劳强度极限δ=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 δ=550MPa。 Hlim2 6计算应力循环次数,其中，j为齿轮每转一圈时，同一齿轮? 面啮合的次数;L为齿轮的工作寿命(单位为h)。 h 9 N=60njL=60×480×1×(2×8×300×10)?1.38×1012h 98 N=N/i=(1.38×10)/3.7?3.7×10212 - 14 - 7参考教材得接触疲劳寿命系数K(当N>N时，可根据经验在网HNC? 纹内取K值)，取接触疲劳寿命系数K=0.92，K=0.97。 HNHN1HN2 8算接触疲劳许用应力 ? 取失效概率为1%，安全系数S=1。 [δ]=(Kδ)/S=0.92×600MPa=552 MPa 1HN1Hlim1 [δ]=(Kδ)/S=0.97×550MPa=534 MPa 2HN2Hlim2 (2)计算 ?试算小齿轮分度圆直径 2kT,,u，111d1?2.32× =53.12 mm ,,3,,duΨ,σ,H,, ?计算圆周速度v V=(πdn)/(60×1000)=(π×53.12×480)/(60×1000)m/s=1.3 m/s 1t2 ?计算齿宽b b=Ф×d=1×53.12mm=53.12 mm d1t ? 算齿宽与齿高之比b/h 模数:m=d/z=53.12/20mm=2.656 mm t1t1 齿高:h=2.25m=2.25×2.656mm=5.98 mm t b/h=53.12/5.98=8.89 ? 计算载荷系数 根据v=1.3m/s，7级精度，参考教材动载系数K=1.1; v直齿轮，K=K=1; HaFa 查得系数K=1; A - 15 - 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得 K?=1.418。 H 由b/h=8.89，K?=1.418，参考教材得弯曲强度计算的齿向载荷分H 布系数K?=1.33，故载荷系数 F K=KKKK?=1×1.06×1×1.418=1.503 AvHaH ? 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ? d=dtK/Kt=53.12×1.503/1.3=55.752mm 11 计算模数m m=d/z=55.752/20mm=2.79mm 11 3、按齿根弯度强度设计 弯曲强度的设计公式为 m? (1)确定公式内的各计算数值 ?调质处理钢的δ，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δ=500MPa;FEFE1大齿轮的弯曲强度极限δ=380MPa; FE2 ?查表弯曲疲劳寿命系数K，取弯曲疲劳寿命系数K=0.90，FNFN1 K=0.92; FN2 ?计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 [δ]=(Kδ)/S=0.90×500MPa=450 MPa F1FN1FE1 [δ]=(Kδ)/S=0.92×380MPa=350 MPa F2FN2FE2 - 16 - ?计算载荷系数K K=KKKK?=1×1.06×1×1.33=1.41 AvFaH ?查取齿形系数和应力校正系数 参考教材得齿形系数Y和Y， Y=2.8，Y=2.24;Y=1.55，FaSaFa1Fa2Sa1Y=1.75。 Sa2 ?计算大小齿轮的YY/[δ]并加以比较 FaSaF YY/[δ]=2.8×1.55/450=0.00964 Fa1Sa1F1 YY/[δ]=2.24×1.75/349.6=0.01121 Fa2Sa2F2 可以看出，大齿轮的数值大。 42m?(2×1.41×5.67×10×0.01121)/20=1.65 mm 对此计算结果，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1.65并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d=55.752mm，算出小齿轮齿数z=d/m=55.752/2?28 111 大齿轮齿数:z=3.48×28=97.4，取z=98。 22 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑。 4、几何尺寸计算 ?计算分度圆直径 d=zm=28×2=56 mm 11 - 17 - d=zm=90×2=180 mm 22 ?计算中心距 a=(d，d)/2=(56，180)/2=118 mm 12 ?计算齿轮宽度 b=Фd=1×56=56mm d1 取B=56mm，B=65mm。 21 5 、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 d=41 (mm), 轮毂直径 =1.2d=1.2×41=49.2 圆整为50mm (mm)D1 轮毂长度 L,50(mm) 轮缘厚度 δ= (3,4)m = 6,8(mm) 取 =8 ,0 0 dD轮缘内径 =-2h-2,=179mm ; a220 取D = 180(mm) ; 2 腹板厚度 c=0.3b=0.3×45=13.5 取c=15(mm); D腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm); DD012 d腹板孔直径=0.25(-)=0.25(180-70)=27.5(mm) DD021 d 取=27.5 (mm); 0 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1; - 18 - 第五章 轴的设计与校核 5.1主动轴的设计与校核 (1)主动轴的选材及轴径计算，轴的长度L 因小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS。 按扭转强度估算轴的直径，选用45号钢(调质)，硬度217,255HBS 主动轴的输入功率为P=3.76kW,转速为n=960 r/min 11 1/31/3轴的直径d?A×(P/n)=120*(3.76/960)=19.70mm 鉴于有一个键槽，将直径增大5%，则d=19.70×(1+5%)mm=20.69 mm，圆整为25mm. 主动轴长，取L=250mm. 1 (2)轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配 一级减速器中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。 (3)齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径:d=56mm 1 2作用在齿轮上的转矩为:T=37.40N?m 1 3求圆周力:Ft 3Ft=2T/d=2×37.40×10/56=1335.71N 11 4求径向力Fr 0Fr=Ft?tanα=1335.71×tan20=486.16N - 19 - R=R=Fr/2=243.08 N , M=R*L/2=14.58 N VAVBVCVA R=R=Ft/2=667.86 N , M=R*L/2=40.07 N HAHBHCHB 0.522M=(M+M)=42.58 Nm CHCVC 20.52M=(M+(at))=48.13 Nm EE 5.2从动轴的设计 ? 按扭矩初算轴径 大齿轮材料用45钢，正火，σb=600Mpa，硬度217,255HBS 大齿轮轴轴径的初算:大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取:C=120 P3.5023d? 3C?,120，,48.48 mmn4802 考虑有两个键槽，将直径增大10%， 则d=48.48×(1+10%)mm=53.33mm 圆整为55mm 以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径。 L=125mm (2) 轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配 一级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩定位，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、右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (3)求齿轮上作用力的大小、方向 - 20 - 1 ?大齿轮分度圆直径:d=180 mm 2 2?作用在齿轮上的转矩为:T =69.64N?m 2 3 ?求圆周力:Ft=2T/d=2×69.64×1000/180=773.78 N 22 04 ?求径向力:Fr=Ft?tanα=773.78×tan20=281.63 N R=R=Fr/2=140.82N, R=R=Ft/2=368.89 , VAVBHAHB M=R*L/2=193.45 N , M=R*L/2=74.41 N。 HCHAVCVA 5.3 主动轴和从动轴的强度校核 按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知?处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。 M强度校核公式:σe=/W?[σ-1] I总 主动轴: 3(1) 轴是直径为25mm的是实心圆轴，W=0.1d=12500Nmm (2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa M则σe=/W=31.28?[σ-1]= 65MPa I总 故轴的强度满足要求 从动轴: 3(1) 轴是直径为55mm的是实心圆轴，W=0.1d=6892.1Nmm (2) 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa 则σe= M/W=6.35?[σ-1]= 65MPa Ι2 故轴的强度满足要求 第六章 轴承、键和联轴器的选择 - 21 - 根据已知条件，轴承预计寿命8年×350×16=44800h 1.主动轴的轴承使用寿命计算 滚动轴承选用6206， C=19.5 kN F=468.16N rr 查得f=1.2径向当量动载荷:P=f×F=1.2×468.16=516.792 N rprp 根据条件，轴承预计寿命:8年×350×16=44800小时 60'nLPh3所以由式Cj=，查表知f=1 t6f10t 36,,819.5，1000,,L,，,244500h>30000hh,,60，960516.79,,故满足寿命要求。 2.从动轴的轴承使用寿命计算 滚动轴承选用6208， C=29.5kN F=281.63N rr f,F径向当量动载荷:P==1.2281.3=337.96 N ，rrpr 60'nLPh3所以由式Cj=，查表10-6可知f=1 t6f10t 36,,829.5，1000,,L,，,6053376h> 30000h h,, 60，480337.96,, 故满足寿命要求。 6.2 键的选择及校核 1.主动轴上的键: Ft=1335.71N 查手册得，选用B型平键，得: B键 8×40 GB1096-79 L=8mm,b=8mm,h=7mm,k=0.5h - 22 - 根据式σ=2T/(d?k?L)=2Ft/(k?L)=95.4 MPa<150MPa p 故键强度符合要求 2.从动轴上的键: Ft=773.78 N 查手册选:B键，12×34 GB1096-79 L=14mm,b=14mm,h=9mm,k=0.5h B键，12×52 ，GB1096-79 L=16mm,b=16mm,h=10mm,k=0.5h 根据式σ=2 ?T/(d?h?l)=2Ft/(k?L)=24.56Mpa < 100Mpa pa? σ=2 ?T/(d?h?l)=2Ft/(k?L)=19.34Mpa < 100Mpa pc? 故键强度符合要求 6.3 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，又因减速器与工作机常不在同一机座上， 要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性可移 式联轴器。经查表得选用GL5型号的轴孔直径为35的凸缘联轴 器，公称转矩Tn=250 N?m K=1.3 1.3，3.50KPIIT=9550=9550×=90.53N?m C480nII TTT选用GL5型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，<。nnC 采用J型轴孔，键轴孔直径d=32,40，选d=35，轴孔长度L=82 第七章 减速器的润滑与密封 7.1 润滑的选择确定 - 23 - 7.1.1润滑方式 1.因齿轮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30,50mm。对于单级减速器，浸 油深度为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递 31kW需油量V=0.35,0.7m。 0 2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。 7.1.2润滑油牌号及用量 1.齿轮润滑选用AN150全系统损耗油，最低,最高油面距10,20mm，需油量为1.2L左右。 2.轴承润滑选用AN150全系统损耗油。 7.2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，则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔 - 24 - 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。 第八章 减速器附件的确定 1、轴承端盖: 根据下列的公式对轴承端盖进行计算: d=d+1mm;D=D +2.5d; D=D+2.5d; e=1.2d; e?e;m由030320 331结构确定; D=D -(10,15)mm;D=D-3d;D=D -(2,4)mm;d、450 361b由密封尺寸确定;b=5,10，h=(0.8,1)b 1 2、油面指示器:用来指示箱内油面的高度。 3、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。 4、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。 5、定位销:对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分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。 6、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。 - 25 - 7、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。 第九章 减速箱箱体的设置 减速箱箱体的设置: 名 称 计算公式 结 果 机座壁厚δ δ=0.025a+1?8 10mm 机盖壁厚δ δ=0.02a+1?8 8mm 11 机座凸缘壁厚 b=1.5δ 15 mm 机盖凸缘壁厚 b=1.5δ 12 mm 11 机座底凸缘壁厚 b=2.5δ 25mm 2 地脚螺钉直径 d =0.036a+12=17.904 20mm f 地脚螺钉数目 a<250,n=4 4 轴承旁联接螺栓直径 16 mm d=0.75 × 1 箱盖与箱座联接螺栓直径12 mm =(0.5,0.6) × d2 d 2 联接螺栓d间距 L=150,200 160 mm 2 轴承盖螺钉直径 10 mm d=(0.4,0.5) × 3 窥视孔螺钉直径 8 mm d=(0.3,0.4) × 4 定位销直径 10 mm d=(0.7,0.8) × 轴承旁凸台半径 R=24mm fR=C R=20mm 1 R=16mm 2 D= D+2.5d=97mm D13 11轴承盖螺钉分布圆直径 D(D为轴承孔直径) =105mm 12 - 26 - D=125mm 13 =122mm D21轴承座凸起部分端面直径 D= D+2.5d D=130mm 21322 D=150mm 23大齿顶圆与箱体内壁距离>1.2δ 14 mm Δ1 Δ 1 齿轮端面与箱体内壁距离>δ 10 mm Δ2 Δ 2 C=30mm 1fd,d,d至外机壁距离 C=1.2d+(5,8) C=20mm f12111 C=20mm 12 C=24mm 2fd,d,d至凸台边缘距离 C2 C=20mm f1221 C=16mm 22 =54mm Kf机壳上部(下部)凸缘宽度 K= CK+ C =40mm 121 K=36mm 2轴承孔边缘到螺钉d中心e=(1,1.2)d 16mm 11 线距离 轴承座凸起部分宽度 L?C+ C+(3,5) 58 mm 11f2f 吊环螺钉直径 d=0.8d 16mm qf 第十章 装配图和零件图的绘制 装配图和零件图(齿轮)另附详细A3图纸 总 结 进入大学以来，我们学了与专业相关的课程:《机械制图》《理 论力学》《材料力学》《机械原理》《机械设计》《公差与测量技术》， - 27 - 《机械工程材料》《电气控制与可编程控制》《数控技术与应用》《机电一体化技术》《Pro/E》等。当初也没有很认真去钻研那些课程，还真不知道它们有什么用，能将它们用在什么地方，但是通过这次课程设计，我发现这些课程真的很有用，不仅锻炼了自己的严谨思维，还巩固是懂非懂的知识点，培养了动手实践能力和一定的绘图能力，同时，也为我以后工作实践打下一定的理论基础。 这次课程设计总耗时两周，包括前期准备，方案选定，计算，查表，校核，修改，绘图等等，几乎涉及到了每一个细节。虽然课程设计不尽完善，但我已充分将自己所学的知识运用进去，不足之处还得再以后的生活学习中慢慢补偿，充电。百尺竿头，更进一步。 总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。在这个过程中我深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，理论联系实际的欠缺，希望在今后的学习过程中加把劲，做到满意为止。 参考文献 [1]《机械设计》，第8版，西北工业大学，高等教育出版社。 [2]《机械设计课程设计》，第8版，西北工业大学，高等教育出版社。 [3]《机械设计基础课程设计》，第2版，科学出版社。 [4]《机械原理，第8版，西北工业大学，高等教育出版社。 - 28 -