带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器

课 程 设 计

资 料 袋

机械工程 学院（系、部） 2011 ~ 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业班级 班级 学号

题 目 带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日～ 2012 年 1 月 1 日

目 录 清 单

序号 1 2 3 4 5 6 材 料 名 称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 装配图 零件图 资料数量 1 1 1 2 备 注 张

课程设计任务书

2009—2010学年第一学期

机械工程 学院（系、部） 材料成型 专业 班级

课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012年 1 月 1 日共 2 周

一、设计的主要技术参数： 运输带牵引力F=2180 N；输送速度 V=1.07m/s；滚筒直径D=300 mm。 工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差±5%。 二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （1） 减速机装配图1张； （2） 零件工作图2~3张； （3） 设计说明书1份（6000~8000字）。 内 容 及 任 务 起止日期 进 度 安 排 2009.12.21-2009.12.22 2009.12.23-2009.12.25 2009.12.25-2009.12.31 2010.01.01 工作内容 传动系统总体设计 传动零件的设计计算 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 交图纸并答辩 1.《机械设计（第八版）》（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社） 主 要 参 考 资 料 2.《机械设计课程设计》（金清肃主编 华中科技大学出版社） 3.《工程图学》（赵大兴主编 高等教育出版社） 4．《机械原理》（朱理主编 高等教育出版社） 5.《互换性与测量技术基础》（徐雪林主编 湖南大学出版社） 6.《机械设计手册（单行本）》（成大先主编 化学工业出版社） 7.《材料力学》（刘鸿文主编 高等教育出版社） 指导教师（签字）： 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 年 月 日

机 械 设 计

设计说明书

带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器（10）

起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日

学生姓名 班级 学号 成绩 指导教师(签字)

黄永昇 材料091 09405701110

机械工程学院（部） 2011年01月01日

目 录

1 设计任务书 ·············································································································· 2 传动方案的拟定 ··································································································· 3 电动机的选择········································································································· 4 确定总传动比及分配各级传动比 ······························································ 5 传动装置运动和运动参数的计算 ············································· 6 齿轮的设计及计算 ······························································································ 7 轴的设计及计算 ········································································ 8 轴承的寿命计算及校核 ··················································································· 9 键联接强度的计算及校核 ·············································································· 10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 ·············································· 11 减速器箱体及附件的设计 ··········································································· 12 设计小结 ·················································································· 13 参考文献 ··················································································

一. 课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一:

题号 参数 运输带工作拉力（kN） 运输带工作速度（m/s） 卷筒直径（mm） 1.97 1.25 350 2.18 1.07 300 2.03 1.22 350 2.00 1.23 350 2.06 1.2 350 1 2 3 4 5 二. 设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。

三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

2.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率?a

32?a??1?23?32?4?5＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

?1为V带的效率,?1为第一对轴承的效率，

?3为第二对轴承的效率，?4为第三对轴承的效率，

?5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

3.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2180×1.07/1000×0.759＝2.93kW,

1000?60v执行机构的曲柄转速为n＝=68.15r/min，

?D

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×68.15＝1090.4～10904r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速nm?1440 r/min，同步转速1500r/min。

方电动机额定功率 Ped kw 1 Y112M-4 4 电动机转速 电动机重量 N 参考价格 元 总传230 动比 16.15 V带减速器 7.02 传动 2.3 传动装置的传动比 案 型号 rmin 满载同步转速 转速 1500 1440 470

中心高 外型尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD

132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 4.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/68.15＝21.13 （2） 分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝

ia/i0＝21.13/2.3＝9.19

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.84

5.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

n?＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/min nⅡ＝nⅠ/i　1＝626.09/3.24＝193.24r/min nⅢ＝ nⅡ/ i2＝193.24/2.84=60.04r/min

nⅣ=nⅢ=60.04 r/min

（2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd×?1＝2.93×0.96＝2.81kW

PⅡ＝pⅠ×η2×?3＝2.81×0.98×0.95＝2.62kW PⅢ＝PⅡ×η2×?3＝2.62×0.98×0.95＝2.44kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.44×0.98×0.97＝2.32kW

则各轴的输出功率：

?PⅠ＝PⅠ×0.98=2.75kW

?PⅡ＝PⅡ×0.98=2.57kW ?PⅢ＝PⅢ×0.98=2.39kW ?PⅣ＝PⅣ×0.98=2.27 kW

（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×?1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd =9550×2.93/1440=19.43 N· nm所以: TⅠ＝Td×i0×?1 =19.43×2.3×0.96=42.90N·m

TⅡ＝TⅠ×i1×?1×?2=42.90×3.24×0.98×0.95=129.40 N·m

TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=129.40×2.84×0.98×0.95=342.14N·m TⅣ=TⅢ×?3×?4=342.14×0.95×0.97=315.28 N·m

输出转矩：TⅠ?＝TⅠ×0.98=42.04 N·m

?TⅡ＝TⅡ×0.98=126.81 N·m ?TⅢ＝TⅢ×0.98=335.30N·m ?TⅣ＝TⅣ×0.98=308.97 N·m

运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 输入 电动机轴 输出 2.93 输入 输出 19.43 1440 1轴 2.75 2.81 42.90 42.04 626.09 2轴 2.57 2.62 129.40 126.81 193.24 3轴 2.39 2.44 342.14 355.30 60.04 4轴 2.27 2.32 315.28 308.97 60.04 6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1） 齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45?钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3.24×24=77.76 取Z2=78. ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 ??1?0.78 ??2?0.82

则???0.78?0.82?1.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=

Z2) Z1③查课本P203 10-19图得：K??1=0.93 K??2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [?H]1=

[?H]2=

KHN2?Hlim2=0.96×450=432 MPa S许用接触应力

KHN1?Hlim1=0.93×550=511.5 MPa S[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa

⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: ?d=1

T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×2.81/626.09

=4.28×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3d1t?32KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]=

2?1.6?4.86?1044.242.433?189.82??()?49.53mm

1?1.63.25471.75②计算圆周速度?

?d1tn13.14?49.53?626.09??1.62m/s

60?1000　60?1000③计算齿宽b和模数mnt

??计算齿宽b

b=?d?d1t=49.53mm 计算摸数mn 初选螺旋角?=14?

mnt=

d1tcos?49.53?cos14??2.00mm Z124④计算齿宽与高之比b

h齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm

b =49.53 =11.01 h4.5⑤计算纵向重合度

??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v?1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH?的计算公式: KH?=1.12?0.18(1?0.6?d) ??d+0.23×10?3×b =1.12+0.18(1+0.6?1) ×1+0.23×10?3×49.53=1.42

22

查课本由P195表10-13得: KF?=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH?=KF?=1.2 故载荷系数:

K＝K K KH? KH? =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1=d1t33K/Kt=49.53×

1.82=51.73mm 1.6⑧计算模数mn

mn=

d1cos?51.73?cos14??2.09mm Z1244. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3mn≥

2KT1Y?cos2?YF?YS?() 2[?F]?dZ1?a

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/ cos314＝26.27 ＝78/ cos314＝85.43

＝1

??＝42.04kN·m

③ 初选齿宽系数

按对称布置，由表查得④ 初选螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 载荷系数K

K＝K K K

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得:

齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为

＝1.596 Y

＝[1.88-3.2×（

11?）]cos?＝[1.88－3.2×（1/24Z1Z2＋1/78）]×cos14?＝1.655 ＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14?）＝20.64690

＝14.07609

因为

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 Y＝1－

⑨ 计算大小齿轮的

YF?FS?[?F]49.53?sin14o＝＝1.825,

??2.09＝0.78

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮?FF1?500MPa 大齿轮?FF2?380MPa 查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

KFN1?FF10.86?500??307.14 S1.4K?0.93?380[?F]2=FN2FF2??252.43

S1.4YF?1FS?12.592?1.596??0.01347

[?F]1307.14[?F]1=

YF?2FS?2[?F]2?2.211?1.774?0.01554

252.43大齿轮的数值大.选用.

⑵ 设计计算 ① 计算模数

3mn?2?1.73?4.86?104?0.78?cos214?0.01554mm?1.26mm

1?242?1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73?cos14?z1==25.097 取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81 ② 几何尺寸计算

计算中心距 a=

(z1?z2)mn(25?81)2==109.25mm ?2cos?2?cos14将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

(?1??2)mn(25?81)?2?arccos?14.01

2?2?109.25因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正.

?=arccos

计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=d2=

z1mn25?2?=51.53mm cos?cos14.01z2mn81?2?=166.97mm cos?cos14.01计算齿轮宽度

B=?d1?1?51.53mm?51.53mm 圆整的 B2?50

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

B1?55

速级大齿轮选用45?钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=2.84×30=85.2 圆整取z2=85

⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③试选??12o,查课本由P214图10-26查得

??1=0.83 ??2=0.88 ??=0.83+0.88=1.71 应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108

N14.45?108??1.57×108 N2=i2.84由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

KHN1?Hlim10.94?600=?564MPa S1K?[?H]2=HN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa

S[?H]1=

(?Hlim1??Hlim2)?540.5MPa

2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

[?H]?选取齿宽系数?d?1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.62/193.24

=12.95×104N.m

3d1t?2KtT1?d??u?1ZHZE232?1.6?14.33?1043.332.45?189.82??()???()u[?H]1?1.712.33540.5

=65.71mm

2. 计算圆周速度 ??3. 计算齿宽

b=?dd1t=1×65.71=65.71mm

4. 计算齿宽与齿高之比b

hdcos?65.71?cos12??2.142mm 模数 mnt=1tZ130 齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

?d1tn2??65.71?193.24??0.665m/s

60?1000　60?1000b =65.71/5.4621=12.03

h5. 计算纵向重合度

???0.318?dz1tan??0.318?30?tan12?2.028 6. 计算载荷系数K

KH?=1.12+0.18(1+0.6?d2)?d2+0.23×10?3×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10?3×65.71=1.4231 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04 KF?=1.35 KH?=KF?=1.2

故载荷系数

K＝KAKvKH?KH?=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d1t33KKt=65.71×

1.776?72.91mm 1.3计算模数mn?d1cos?72.91?cos12??2.3772mm z13033. 按齿根弯曲强度设计

m≥

2KT1Y?cos2??dZ21???YF?YS? [?F]㈠确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩（2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.84×30＝85.2 传动比误差 i＝u＝z/ z＝85.2/30＝2.84 Δi＝0.032％5％，允许

＝126.81kN·m

（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得（4） 初选螺旋角 初定螺旋角?＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K

K

＝1

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

?（6） 当量齿数 z＝z/cos

z＝z/cos

＝30/ cos312＝32.056 ＝85/ cos312＝90.831

?由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

YF?1?2.491,YF?2?2.232 YS?1?1.636,YS?2?1.751

（7） 螺旋角系数Y 轴向重合度 Y＝1－

＝0.797

YF?FS?[?F]＝＝2.03

（8） 计算大小齿轮的

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 ?FE1?500MPa ?FE2?380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4

KFN1?FE10.90?500??321.43MPa S1.4K?0.93?380[?F]2=FN2FF2??252.43MPa

S1.4YF 计算大小齿轮的FaSa,并加以比较

[?F][?F]1=

YFa1FSa12..491?1.636??0.01268

[?F]1321.43YFa2FSa22.232?1.751??0.01548

[?F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

3mn?2?1.6848?1.433?105?0.797?cos212?0.01548mm?1.5472mm 21?30?1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

72.91?cos12?z1==27.77 取z1=30

mnz2=2.3×30=69 取z2=70 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1?z2)mn(30?70)?2=?102.249mm ?2cos?2?cos12将中心距圆整为103mm 修正螺旋角

(?1??2)mn(30?70)?2?arccos?13.86

2?2?103因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正

?=arccos

分度圆直径 d1=

d2=

z1mn30?2?=61.34mm cos?cos12z2mn70?2?=143.12 mm cos?cos12计算齿轮宽度

b??dd1?1?72.91?72.91mm

圆整后取 B1?75mm B2?80mm

低速级大齿轮如上图：

3.21.6

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带 2.3 2. 各轴转速n

(r/min) (r/min) 626.09 3. 各轴输入功率 P

（kw） 2.81 4. 各轴输入转矩 T

(kN·m) (kN·m) 42.90 5. 带轮主要参数

da(mm) dd(mm) TⅣnⅣ 高速级齿轮 3.24 低速级齿轮 2.84 (r/min) 60.4 (r/min) 60.4 193.24 （kw） 2.62 （kw） 2.44 PⅣ(kw) 2.32 (kN·m) 342.14 (kN·m) 315.28 129.40 d1(mm) L(mm) d0(mm) 160 145 80 240 40

7.传动轴承和传动轴的设计

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.39KW n3=60.04r/min

T3=355.30N．m

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=143.21 mm 而 Ft=

2T32?355.30??4961.94N ?3d2143.21?10tan?ntan20o Fr= Ft?4961.94??1860.77N

cos?cos13.86o

Fa= Fttan?=4961.94×0.246734=1224.28N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本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,根据课本

P351表14?1取Ao?112

dmin?Ao3P3?38.17mm n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?Ⅱ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本P343表14?1,选取Ka?1.3

Tca?KaT3?1.3?355.30?461.89N?m

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22?112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

d1?40mm,故取dⅠ?Ⅱ?40mm.半联轴器的长度L?112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1?84mm

⑷. 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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ?Ⅲ?47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D?50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取

lⅠ?Ⅱ?82mm

② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

d D B d2 D2 轴承代号 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 7.1: 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.39KW n3=60.04r/min

T3=355.30N．m

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=143.21 mm 而 Ft=

2T32?355.30??4961.94N ?3d2143.21?10tan?ntan20o?4961.94??1860.77N Fr= Ftcos?cos13.86o

Fa= Fttan?=4961.94×0.246734=1224.28N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本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,根据课本

P351表14?1取Ao?112

dmin?Ao3P3?38.17mm n3输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径错误！未找到引用源。与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，

式中：错误！未找到引用源。—联轴器的计算转矩（错误！未找到引用源。） 错误！未找到引用源。—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。—低速轴的转矩（错误！未找到引用源。），335.30?10

因此：

3

Ta?KaIIII?335.30?103?1.3?435.89?103

按照计算转矩错误！未找到引用源。应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003

或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，

图7.2LX2型弹性柱销联轴器结构形式图

表6.1LX2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸 轴孔长度mm 公称转型号 矩Tn N.m 许用转速[n]（ r/min） 轴孔直径 （d1、d2、dZ） Y型 J、J1、Z型 D L1 38 44 60 60 84 L 52 62 82 82 112 160 8 0.026 120 5 0.009 转动惯质量m 量/kg I/kg?m2 L 25,22,24 LX2 560 6300 25,28 30,32,35 30,32,35,38 LX3 1250 4750 40,42,45,48 52 62 82 82 112 由上表可知，选取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=112 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84 mm 。

7.2 轴的结构设计

7.21拟定轴上零件的装配方案

低速轴的装配方案如下图7.4所示，

7.2.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①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

式中：错误！未找到引用源。为轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中最后一段查得定位轴肩的高度

错误！未找到引用源。,故取错误！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挡圈=46mm 。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1=84 mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1稍短一些，现取错误！未找到引用源。 。

②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据错误！未找到引用源。,由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其基本尺寸资料如下表7.2所示

表7.2 30310型圆锥滚子轴承

参数 d D T C a 数值mm 50 110 29.25 23 23 标准图

B 27 由上表可知该轴的尺寸为错误！未找到引用源。 ,故错误！未找到引用源。 ；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度错误！未找到引用源。 ，故圆整后，错误！未找到引用源。 。

由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表6.2可知30310型轴承的定位轴肩高度错误！未找到引用源。 ,因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径错误！未找到引用源。 。

③取轴Ⅳ处非定位轴肩轴肩的高度错误！未找到引用源。 ,则与齿轮配合的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径

轴Ⅶ处定位轴肩的高度

故取错误！未找到引用源。，对封油环进行定位，则轴段Ⅵ-Ⅶ的直径

④齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：

考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取错误！未找到引用源。 ,则

错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。

轴环的宽度应满足

取错误！未找到引用源。轮毂的宽度错误！未找到引用源。为了使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。。

④取轴承端盖的总宽度为错误！未找到引用源。。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错误！未找到引用源。（参考图6.4），故取错误！未找到引用源。 。 ⑤取轴承盖端的总宽度错误！未找到引用源。,考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取错误！未找到引用源。.已知滚动轴承宽度错误！未找到引用源。,齿轮2轮毂的宽度错误！未找到引用源。,则

错误！未找到引用源。≈61mm

至此，经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4

所示，并归纳为下表7.4.2所示，

表7.4.2 低速轴的参数值

轴的截面（mm） 参数轴的参数 符号 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轴段长度 轴段直径 轴肩高度 l d h 82 40 — 3.5 46 47 1.5 56 50 1.5 82 53 4.5 6 Ⅵ Ⅶ 61 59 4.5 Ⅷ 36 50 — 62 1.5 7.2.3 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圆头普通平键连接。根据文献【1】

中表6-1按错误！未找到引用源。查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为L=70mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为错误！未找到引用源。；同样，按错误！未找到引用源。查得联轴器与轴连接的平键截面b×h=12mm×8mm键槽用键槽铣刀加工，长为L=70mm，半联轴器与轴配合为错误！未找到引用源。；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

7.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为错误！未找到引用源。,各轴肩处的圆角半径见图6.4。

8.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图（图6.4）做出轴的计算简图（6.6图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承a值入手。对于30310型圆锥滚子轴承，由上表6.2中可知a=23mm.因此，作为简支梁的轴的支承跨距错误！未找到引用源。,根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.5所示。

Ft4=3766NFr4=1393NFa4=942NTAF'NV1=Fa4BωCFNH111171FNV2FNH2121Ft4=3766NFNH1=2337NMH=172938NFNH2=1429NFr4=1393NF'NV1=Fa4FNV1M1=201246NMa=FaD/2Fa4=942NMV1=103082NMV2=-2420NMVM2=172945NMT=412350N*mmT图7.5 低速轴的受力分析

5. 求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

MH

L2?L3?114.8mm?60.8mm?175.6mm

L360.8FNH1?Ft?4961.94??1718N

L2?L3175.6L2114.8FNH2?Ft?4961.94??3243N

L2?L3175.6FaD2?748N FNV1?L2?L3FNV2?Fr?FNV1?1860?748?1112N MH?172888.8N?mm

MV1?FNV1L2?748?114.8?85870.4N?mm MV2?FNV2L3?748?60.8?45478.4N?mm

FrL3?2222M1?MH?MV?172889?85870?193039N?mm 1M2?178770N?mm

8.1按弯扭校核轴的疲劳强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中15-5式查得，

式中：错误！未找到引用源。—C截面的计算应力（MPa）

错误！未找到引用源。—折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为

脉动循环变应力，故根据文献【1】中P373应取折合系数错误！未找到引用源。。

错误！未找到引用源。—抗弯截面系数（mm3），根据文献【1】中表15-4

按圆形截面查得

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得表错误！未找到引用源。。因此错误！未找到引用源。故安全。

8.2精确校核轴的疲劳强度

8.2.1 判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定

的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。根据文献【1】中附表3-4和附表3-8可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

8.2.2 分析截面Ⅵ左侧

根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，

抗弯截面系数： 错误！未找到引用源。 抗扭截面系数： 错误！未找到引用源。 截面Ⅵ左侧的弯矩M： 错误！未找到引用源。

截面Ⅵ上的扭矩： 错误！未找到引用源。 截面上的弯曲应力： 错误！未找到引用源。 截面上的扭转切应力： 错误！未找到引用源。

轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数错误！未找到引用源。及错误！未找到引用源。根据文献【1】中附表3-2查的。因错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。,经插值后可查得，

错误！未找到引用源。，错误！未找到引用源。 根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数， 错误！未找到引用源。,错误！未找到引用源。 根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，

根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得

尺寸系数： 错误！未找到引用源。=0.76 扭转尺寸系数： 错误！未找到引用源。

轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，

轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数错误！未找到引用源。,根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，

又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数， 错误！未找到引用源。,取错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。

于是，计算安全系数错误！未找到引用源。值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，

故可知该低速轴安全。

8.2.3分析截面Ⅵ右侧

根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，

抗弯截面系数： 错误！未找到引用源。 抗扭截面系数： 错误！未找到引用源。 截面Ⅵ右侧的弯矩M： 错误！未找到引用源。

截面Ⅵ上的扭矩： 错误！未找到引用源。 截面上的弯曲应力： 错误！未找到引用源。

截面上的扭转切应力： 错误！未找到引用源。 根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，

错误！未找到引用源。=3.01,并取错误！未找到引用源。

轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，

轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数错误！未找到引用源。，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，

又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，

错误！未找到引用源。,取错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。，取错误！未找到引用源。 于是，计算安全系数Sca值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，

故可知该低速轴的截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。

8.3 高速轴的设计及计算

8.3.1轴的材料的选择

由于高速轴转速高，功率不大，故选最常用的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。

8.3.2轴的最小直径

根据文献【1】中式15-2可初步估算轴的最小直径，

式中：错误！未找到引用源。—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得错误！未找到引用源。

P3—高速轴的功率（KW），由表5.1可知：P3?2.44KW n3—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：n3?60.04r/min 因此：

dmin?Ao3P3?38.17mm n3由上知高速轴的直径必须大于错误！未找到引用源。，分析知该轴最小处错误！未找到引用源。接联轴器。设计错误！未找到引用源。。

8.3.3 轴的结构设计

一、拟定轴上零件的装配方案

低速轴的装配方案如下图7.4所示，

图7.4低速轴的结构与装配

二、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

式中错误！未找到引用源。—轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中最后一段查得定位轴肩的高度

错误！未找到引用源。故取错误！未找到引用源。

②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据错误！未找到引用源。，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其基本尺寸资料如下表7.5所示

表7.5 30305型圆锥滚子轴承

参数 数值mm 标准图 d D 25 62

T C a B

18.25 15 13 17 由上表6.5可知该轴承的尺寸为错误！未找到引用源。，故错误！未找到引用源。；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度错误！未找到引用源。，故圆整后，错误！未找到引用源。。 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表6.5可知30305型轴承的定位轴肩高度错误！未找到引用源。，因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径错误！未找到引用源。。

③取轴Ⅳ处非定位轴肩轴肩的高度错误！未找到引用源。，则与齿轮配合的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径

轴Ⅶ处定位轴肩的高度

故取错误！未找到引用源。对封油环进行定位，则轴段Ⅵ-Ⅶ的直径

④齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：

考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取错误！未找到引用源。，则

轴环的宽度应满足

取错误！未找到引用源。。轮毂的宽度错误！未找到引用源。，为了使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。 ⑤取轴承端盖的总宽度为错误！未找到引用源。。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与卷筒右端面间的距离错误！未找到引用源。（参考图7.4），故取错误！未找到引用源。。 ⑥取轴承盖端的总宽度错误！未找到引用源。，考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取错误！未找到引用源。。已知滚动轴承宽度错误！未找到引用源。,齿轮2轮毂的宽度错误！未找到引用源。则

至此，经过步骤①②③④⑤⑥已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.2所示，并归纳为下表7.6所示：

表7.6 高速轴的参数值

轴的截面（mm） 参数轴的参数 符号 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 轴段长度 轴段直径 轴肩高度 l d 21 — 1.5 46 24 0.5 44 25 2 46 29 2.5 4 34 2.5 103 29 2 25 25 — h 三、 轴上零件的周向定位

齿轮、卷筒与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表

6-1按错误！未找到引用源。查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面错误！未找到引用源。，键槽用键槽铣刀加工，长为错误！未找到引用源。，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为错误！未找到引用源。；同样，按错误！未找到引用源。查得联轴器与轴连接的平键截面错误！未找到引用源。键槽用键槽铣刀加工；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

四、 确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为错误！未找到引用源。，各轴肩处的圆角半径见图6.4。

8.4 中间轴的设计

8.4.1轴的材料的选择

取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。

8.4.2轴的最小直径

根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，

式中：错误！未找到引用源。—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。—中间轴的功率（KW），由表5.1可知：PII?2.62KW

错误！未找到引用源。—中间轴的转速（r/min），由表5.1可知：nII?193.24

因此：

dmin?Ao3

P2?26.7mm n28.4.3轴的结构设计

一、 拟定轴上零件的装配方案

低速轴的装配方案如下图6.5所示，

图6.5中间轴的结构与装配

二、 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径错误！未找到引用源。和错误！未找到引用源。。

因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选

30306型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据错误！未找到引用源。，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其基本尺寸资料如下表6.7所示。

表6.7 30306型圆锥滚子轴承

参数 数值mm 标准图 d D T C a B 30 72 20.75 16 15 19 由表可知该轴承的尺寸为错误！未找到引用源。，故错误！未找到引用源。= 错误！未找到引用源。。

②因轴承采用脂润滑，故两圆锥滚子轴承应采用封油环定位以及防止油飞溅到轴承里面。两封油环的外径为错误！未找到引用源。，两轴承距箱体内壁的距离均为错误！未找到引用源。。取圆柱齿轮距箱体内壁的距离错误！未找到引用源。。为了使封油环可靠地夹紧圆柱斜齿轮轮，与圆柱齿轮配合的轴Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ段应小于其齿宽错误！未找到引用源。，故：

错误！未找到引用源。， 取 错误！未找到引用源。

③取非定位轴肩错误！未找到引用源。，则错误！未找到引用源。。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度

取错误！未找到引用源。，则轴环的直径：错误！未找到引用源。。宽度错误！未找到引用源。，故取错误！未找到引用源。。

至此，经过步骤①②③基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表6.7所示，

表6.7 中间轴的参数值

参数名称 参数符号 轴段长度 轴段直径 轴肩高度

l d h 轴的截面（mm） Ⅰ 39 30 — 1.5 Ⅱ 88 33 3 Ⅲ 5 39 3 Ⅳ 48 33 1.5 Ⅴ Ⅵ 39 30 — 三、 轴上零件的周向定位

齿轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按

错误！未找到引用源。查得小圆柱齿轮与轴连接的平键截面错误！未找到引用源。，键槽用键槽铣刀加工，长为错误！未找到引用源。，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为错误！未找到引用源。；查得大圆柱齿轮与轴连接的平键截面 错误！未找到引用源。，键槽用键槽铣刀加工，长为错误！未找到引用源。，与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为错误！未找到引用源。。

四、确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为错误！未找到引用源。，各轴

肩处的圆角半径见图6.5。

9.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d2=55 d3=65

查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=50

②校和键联接的强度

查表6-2得 [?p]=110MPa 工作长度 l2?L2?b2?36-16=20

l3?L3?b3?50-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5

K3=0.5 h3=6 由式（6-1）得： ?p2 ?p32T2?1032?126.81?1000???46.11 ＜[?p] K2l2d25?20?552T3?1032?355.30?1000???60.74 ＜[?p] K3l3d36?30?65两者都合适 取键标记为：

键2：16×36 A GB/T1096-1979

键3：20×50 A GB/T1096-1979

10 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择

10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择

10.1.1齿轮润滑方式的选择

一般来说当齿轮的圆周速度v?2m/s时，宜采用油润滑；当v?12m/s时，

应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，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。

10.1.2齿轮润滑剂的选择

根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：

L?AN68，运动粘度为：61.2~74.8（单位为：mm2/s）。

11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合质量， 大端盖分机体采用

H7配合. is6

1. 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6.3?

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. G 吊钩：

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.

减速器机体结构尺寸如下：

名称 箱座壁厚 符号 计算公式 ? ??0.025a?3?8 结果 10

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