机械设计计算说明书

机械设计课程设计 计算说明书

设计题目 带式运输机传动装置设计 院（系） 班 设计者 指导教师

2012 年 4 月 11 日

北京航空航天大学

前言

机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程；是继机械原理和机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。

本次课程主要考察学生对于一级闭式圆柱斜齿轮减速器的设计，以培养学生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。此外，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、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

目录

机械零件课程设计任务书 ................................................................................................. 1 一、传动方案的确定 ......................................................................................................... 2 二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 ......................................................... 2

2.1电动机的选择 ....................................................................................................... 2 2.2传动比分配 ........................................................................................................... 2 2.3各级传动的动力参数计算 ................................................................................... 3 2.4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 ........................................... 3 三、传动零件的设计、计算 ............................................................................................. 4

3.1闭式齿轮设计 ....................................................................................................... 4 3.2开式齿轮设计 ....................................................................................................... 8 四、轴的设计与校核 ....................................................................................................... 11

4.1高速轴的设计与校核 ......................................................................................... 11 4.2低速轴的设计与校核 ......................................................................................... 13 五、键联接的选择与校核 ............................................................................................... 16

5.1 I轴外伸端处键联接 ........................................................................................ 16 5.2 II轴外伸端处键联接 ...................................................................................... 17 5.3 II轴与大齿轮配合处键联接 .......................................................................... 17 六、轴承寿命校核 ........................................................................................................... 17

6.1 I轴轴承6205 ................................................................................................... 17 6.2 II轴轴承7208AC ............................................................................................ 18 七、联轴器的选择与计算 ............................................................................................... 19 八、润滑与密封形式 ....................................................................................................... 20

8.1润滑设计 ............................................................................................................. 20 8.2密封设计 ............................................................................................................. 20 九、箱体结构相关尺寸 ................................................................................................... 20 十、减速器附件设计 ....................................................................................................... 21 十一、其它技术说明 ....................................................................................................... 22 十二、参考资料 ............................................................................................................... 23

机械零件课程设计任务书

一、设计题目：带式运输机的传动装置

传动装置简图如图所示（开式齿轮传动啮合点的位置自行确定）。 1．带式运输机的数据： 运输机滚筒轴功率P =4.5 kW 运输机滚筒轴转速n =78 r/min 运输带滚筒直径 D=300 mm 滚筒轮中心高度 H=300 mm 2．工作条件：

用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，连续、单向运转，载荷平稳。 3．使用期限：

工作期限为十年，每年工作300天； 检修期间隔为三年。 4．生产批量及生产条件： 小批量生产，无铸造设备。 二、设计任务 1．选择电动机型号；

2．确定开式齿轮传动的主要参数及尺寸； 3．设计该减速器； 4．选择联轴器。 三、具体作业

1．减速器装配图一张；

2．零件工作图两张（大齿轮、输出轴）； 3．设计说明书一份。

1

项目—内容 设计计算依据和过程 采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动。 （1）开式传动成本低，安装更换方便。 （2）承载能力大，传动比稳定，效率高。 （1）寿命短，齿面磨损严重，需经常维护。 （2）不适于高速重载的情况，工作条件也对齿面磨损程度影响很大。 总的来说，该方案具有承载能力大，结构尺寸小，传动比稳定，传动效率高的优点。同时，采用弹性联轴器设计，具有良好的缓冲、吸振效果，结构简单，使用维护方便。 计算结果 一、传动方案的确定 方案： 优点： 缺点： 二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数[1] 2.1电动机的选择 工作机所需功率PW 传动效率a PW4.5kW a联减开滚0.990.950.950.980.876 实际需要功率Pd 电动机选择 PdPWa4.55.13kW 0.876Pd5.13kW Y132S-4型 额定功率5.5kW 满载转速1440r/min 电动机型号可选为Y132S-4型，其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。 2.2传动比分配 总传动比i总 闭式齿轮传动比i闭

n1440i总满18.46 nw78由i总取i闭i总18.46 i闭i开 i开 2

i闭4.297 开式齿轮传动比i开 各轴转速 则i闭i开18.464.297 i开4.297 2.3各级传动的动力参数计算 nI1440r/min nIInI1440335.12r/mini闭4.297nII335.127.99r/min i开4.297 nⅢ各轴输入功率 PIPd联5.08kW PIIPI减4.83kW PⅢPⅡ开4.50kW 各轴输入转矩 TI9.55106PInI33.36Nm TII9.55106PII137.Nm nIIPTⅢ9.55106Ⅲ555.93Nm nⅢ2.4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 轴名 电机轴 I轴 II轴 Ⅲ轴 功率P/kW 输入 5.08 4.83 4.50 输出 5.13 转矩T/N·m 输入 33.36 137. 555.93 输出 36.48 3 转速r/min 1440 1440 传动比i 效率 1 0.99 4.297 335.12 77.99 4.297 0.95 0.93

三、传动零件的设计、计算 3.1闭式齿轮设计[2] 材料选择 精度等级 齿数和螺旋角 按接触疲劳强度设计 齿宽系数 大小齿轮选用软齿面。 小齿面选用45号钢，调质处理，硬度229~286HBS，大齿面选用45号钢，正火处理，硬度162~217HBS。小齿面硬度比大齿面大50HBS左右，符合要求。 精度等级为8级 （1）按齿面接触疲劳强度初步计算 初选z1=32，z2i2z1138，15 闭式软齿面传动，承载能力取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。 z1=32 z2=138 2KT1u1ZEZHZZ2d1() duH3确定式中各项数值： 因载荷平稳，可初选载荷系数Kt1.5 TI9.55106PInI33.36Nm TI33.36Nm 由表6-6，选取d1.2 由表6-5，查得ZE1.8MPa 由图6-14，查得ZH2.43 由式6-7和图6-13，1[z1(tanat1tant')z2(tanat2tant')] 2bsin mn1=0.77 得ZZcos=0.98 4

由式6-12，NL160nt=3.11×109 1hNL1=7.23×108 i由图6-15，接触强度寿命系数 NL2ZNT1=1，ZNT2=1.1 由图6-16d，查得Hlim1580MPa 由图6-16c，查得Hlim2390MPa 取SHmin1.05，得 接触疲劳极限 直径计算 d1t3 Hlim1580MPaHlim2390MPa d1t42.09mm H1Hlim1ZN1SHminSHmin01552.38MPa1.05 3901.1408.57MPa1.05 H2Hlim2ZN2取H2408.57MPa设计齿轮参数 将确定后的各项数值代入设计公式 2KT1u1ZEZHZZ2()duH 系数选择

21.5333604.311.82.430.770.9823()1.24.3408.5742.09mm修正d1t： d1tn142.091440v3.17m/s 601000601000 由表6-3查得KA1 由图6-7查得KV1.2 由图6-10查得K1.15 由表6-4查得K1.2 则KKAKVKK1.656 5 KA1 KV1.2 K1.15 K1.2 K1.656 模数mn 有d1d1t3mnK43.5mm Kt确定中心距a 确定螺旋角 分度圆直径d1，d2 d1cos43.5cos151.313mm z132 按标准取： 由表6-1，选取第一系列标准模数mn=1.5mm 齿轮主要几何尺寸 m(zz2)1.5(132138)an1131.99mm 2cos2cos15圆整中心距a=132mm,则 mn(z1z2) 2a15.004150'13\"mn=1.5mm 圆整a=132mm 15.004 d149.694mm d2214.306mm b260mmb165mm arccos d1d2mnz11.53249.694mmcoscos15.004 mnz21.5138214.306mmcoscos15.004 齿宽b1，b2 b2dd11.249.69459.633mm取b260mm，b165mm （2）校核齿根弯曲疲劳强度 2KT1YY校核公式 F1YFaYSa[F1] bmnd1系数选择 由式6-13， Y0.25 0.75n0.67 Y0.67 Y0.87 zv134 当量齿数zv1，zv2 由图6-28，查得Y0.87 zv1zV2z134cos3 z2153cos3 zV2153由图6-19，,6-20查得 YFa1=2.49，YSa1=1.656

YFa2=2.12，YSa2=1.83 由图6-21，查得YN1=0.87，YN2=0.9由图6-22c，查得Flim1340MPa 由图6-22b，查得Flim2310MPa 取SFmin1.25，得 许用弯曲应力 验算弯曲强度 Flim1340MPaFlim2 310MPa [Flim1]Flim1YN1SFminY[Flim2]Flim2N2SFmin3400.87236MPa 1.253100.9223MPa1.25[Flim1]236MPa [Flim2]223MPa 将确定的各项数值代入弯曲强度校核公式 F12KT1YYbmnd1YFaYSa21.656333600.670.872.491.65 6046.6941.559.16MPa[Flim1]F159.16MPa F2F1YFa2YSa2YFa1YSa1 F255.87MPa 55.87MPa[Flim2]满足要求，安全 （3）齿轮其他传动的参数 端面压力角t 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 顶隙c 齿顶圆直径da tann20.65 costarctant20.65 ha= 1.5mm hf=1.875mm h= 3.375mm c= 0.375mm da1= 52.694mm da2= 217.306mm df1=45.944mm df2=210.556mm ha=mn=1.5mm hf=1.25mn=1.875mm h= ha+ hf=3.375mm c= hf-ha=0.375mm da1=d1+2ha=52.694mm da2=d2+2ha=217.306mm 齿根圆直径df1 df1=d1-2hf=45.944mm df2=d2-2hf=210.556mm 齿轮结构 小齿轮为齿轮轴 大齿轮为腹板式 （4）齿轮传动参数列表 7

中心距a/mm 132 齿数 z1 32 ha 1.5 z2 138 齿高/mm hf 1.875 模数mn/mm 1.5 齿宽/mm b1 螺旋角β 15.004° b2 d1 端面压力角αt 20.65° 分度圆直径/mm d2 49.694 214.306 齿根圆/mm df1 45.944 df2 210.556 65 60 齿顶圆/mm da1 52.694 da2 217.306 3.2开式齿轮设计[3] 材料选择 精度等级 小齿面选用45号钢，调质处理，硬度229~286HBS，大齿面选用45号钢，正火处理，硬度162~217HBS。 精度等级为8级 （1）按齿面弯曲疲劳强度初步计算 齿数和螺旋角 按弯曲疲劳强度设计 系数选择 Ft=2T3 d3，初选z1=20，z2i2z186，15 闭式软齿面传动，承载能力取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。 2KAKVKFαKFβT1cos2βmn≥ ∙YFaYSaYεYβ ψdz12σFP3z1=20 z2=86 KA1 KV=1.18 KHβ=1 确定式中各项数值： 因载荷平稳，可初选载荷系数KA1 TI9.55106PInI137.Nm 查图2-6，选取KV=1.18 KAFtb>100𝑁/𝑚𝑚 查表2-8，选取KHα=1.2 KHβb2b2=A+B 1+6.7 ∙ +C∙10−3∙b d1d1A=1.17,B=0.16,C=0.61，悬臂支承 查表2-9，得KHβ=1 查图2-20，取YFa1=2.72，YFa2=2.22 查图2-21，取YSa1=1.56，YSa2=1.73 8

弯曲疲劳极限 模数mn 确定中心距a 确定螺旋

端面重合度εα=[1.88−3.2×(z+z)]cosβ 3411Yε=0.25+ε0.75 cos2βbα=0.7 Yε=0.7 由图2-22取Yβ=0.87 8=7.24×10 NL160nt1hYβ=0.87 NL1=1.68×107 i由图2-32确定弯曲寿命系数 YNT1=0.92， YNT2=0.95 查表2-17取最小安全系数SFmin=1.25 F1Flim1YN13400.92250.24MPaSFmin1.25 F2Flim2YN23100.95235.6MPaSFmin1.25 NL2F1250.24MPa F2235.6MPa YFa2YSa2 0.01630F2 YFa1YSa1取0.01696，设计齿轮模数 F1 将确定的各项数值代入弯曲强度校核公式 2β32KKKTKcosAVFαFβ1 mn≥ ∙YFaYSaYεYβ 2ψdz1σFP 211.181.21370cos215o0.70.873mn0.01696 0.32023.15 增大15%，得mn3.151.153.62 由表2-4，第一系列标准模数mn=4mm 齿轮主要几何尺寸 按标准取： m(zz)4(2086)an12219.48mm mn=4mm 2cos2cos15YFa1YSa1F10.01696圆整中心距a=220mm,则 9 角 分度圆直径d1，d2 mn(z1z2) 2a15.4991529'56\"arccosd1d2mnz142083.019mmcoscos15.499 mnz2486356.982mmcoscos15.499 圆整a=220mm 15.499 d183.019mmd2356.982mm 齿宽b1，b2 b2dd10.383.01924.9mm取b225mm，b130mm 开式齿轮传动，由于磨损速度大大超过齿面疲劳裂纹扩展速度，故无需进行接触疲劳强度计算。 （2）齿轮其他传动的参数 端面压力角t 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 顶隙c 齿顶圆直径da 齿根圆直径df1 tann20.69 cosb225mmb130mm tarctant20.69 ha= 4mm hf=5mm h= 9mm c= 1mm da1= 92.019mm da2= 365.982mm df1=73.019mm df2=346.982mm ha=mn=4mm hf=1.25mn=5mm h= ha+ hf=9mm c= hf-ha=1mm da1=d1+2ha=92.019mm da2=d2+2ha=365.982mm df1=d1-2hf=73.019mm df2=d2-2hf=346.982mm （3）齿轮传动参数列表 中心距a/mm 220 齿数 z1 20 齿高/mm ha 4 10

模数mn/mm 4 齿宽/mm z2 86 hf 5 b1 螺旋角β 15.449° b2 端面压力角αt 20.69° 分度圆直径/mm d1 d2 83.019 356.982 齿根圆/mm df1 73.019 df2 346.982 30 25 齿顶圆/mm da1 92.019 da2 365.982 四、轴的设计与校核[3] 4.1高速轴的设计与校核 （1）高速轴的初步设计 材料选取 初估最小直径 选用45号钢，正火处理，硬度170~217HBS I轴：dIC31103pn dI=18mm 轴承6205 5.0816.75mm1440取轴颈dI=18mm 初选轴承 （2）高速轴的校核 小齿轮轴受力 水平面受力分析 水平面受力图 水平面支反力 输入转矩T33360Nmm 圆周力： Ft1342.62N选用6205，外径D=52mm，宽度B=15mm Ft2TI2333601342.62N d149.694径向力：Fttanntan20Fr1342.62505.92Ncoscos(150'11'') Fr505.92N轴向力：FaFttan359.85N F1x Fa359.85N 359.8524.8505.9252.5337.95N 105F1x337.95NF2x167.97NF2xFrF1x167.97N 11

弯矩图 垂直面受力分析 受力图 垂直面支反力 弯矩图 弯矩计算 F1yF2yFt671.31N 2F1yF2y671.31N My671.3152.535243.78Nmm Mx337.9552.517742.38Nmm 2 M总m2xmy39457.78Nmm M总39457.78Nmm Me43946.47Nmm危险截面当量弯矩 转矩图

转矩T33360Nmm 按脉动循环考虑，查表1-4 取α=[σ[σ−1b]ob]=0.58 MeM2(T)243946.47Nmm 12

当量弯矩图 危险截面的校核 45钢的[1b]55MPa，则 eMe1Mb2(TI)2 3W0.1d28.13MPa[1b]e28.13MPa[1b] I轴结构合理 结构设计安全 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，将轴1设计为阶梯轴，如下图所示。 根据定位轴肩与非定位轴肩的相关原则，相继得出： d=18 mm，d1=23 mm，d2=25 mm， d3=32mm， d4=25 mm 4.2低速轴的设计与校核 （1）低速轴的初步设计 材料选取 初估最小直径 初选轴承 选用45号钢，正火处理，硬度170~217HBS 取轴颈：dIC332mmp n dI32mm 选用7208AC，外径D=80mm，宽度B=18mm 13

轴承7208AC

（2）低速轴的校核 开式齿轮 受力分析 闭式齿轮 受力分析 垂直面受力分析受力图 输入转矩T1370Nmm 圆周力： Ft3315.87N Fr1252.42N Ft2TI213703315.87N d183.019径向力：FrFttann1252.42Ncos 轴向力：FaFttan919.51N Fa919.51N Ft21284.52N Fr2484.03N 圆周力：Ft22T21284.52N d2径向力：Fr2Ft2tann484.03Ncos轴向力：Fa2Ft2tan344.28N Fa2344.28N F1yF1y5130.37N 垂直面支撑反力 弯矩图 1284.52553315.87191.5 1105130.37NF2y3099.02N F2yFt2F1yFt13099.02N 14

水平面受力分析 受力图 484.0355344.28107.21252.42191.5919.5141.5F1x1102410.97N 水平面支撑反力 弯矩图 F1x2410.97NF2x674.5N F2xFr1Fr2F1x674.5N 弯矩计算 'Mx674.525537098.6Nmm \"Mx63912.03Nmm'My3099.0255170446Nmm M\"y270243Nmm两个危险截面 合成弯矩计算 当量弯矩 '2'2M1MxMy174436Nmm M1174436Nmm \"22 M2MxM\"y277697NmM2277697Nm 扭矩T1370Nmm 按脉动循环考虑，查表1-4 取α=[σ−1b][σob]2 =0.58 Me2844Nmm2 MeM(T)2844Nmm 15

转矩图 当量弯矩图 45钢的[1b]55MPa，则 eMe1Mb2(TI)2 3W0.1d45.15MPa[1b] 危险截面的校核 e45.15MPa[1b] 结构设计安全 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，将轴2设计为阶梯轴，如下图所示。 根据定位轴肩与非定位轴肩的相关原则，相继得出： d=32mm，d1=38 mm，d2=40 mm，d3=44 mm，d4=50 mm 五、键联接的选择与校核[1] 材料选择 许用挤压应力 选用45号钢， 取[p]110MPa 45号钢p110MPa 5.1 I轴外伸端处键联接 键的选择

选用圆头普通平键（A型） 根据dI=18mm及外伸端长度，由表6-57，选择键6×20，其中b=6mm，h=6mm，L=20mm 16

键6×20 键的校核 p4TId1hl 43336088.3MPa[p]18614 键选取合适 5.2 II轴外伸端处键联接 键的选择 选用圆头普通平键（A型） 根据dII=32mm及外伸端长度，选择键10×30，其中b=10mm，h=8mm，L=30mm 键的校核 4TIId1Ihl 键10×30 键选取合适 p41370107.53MPa[p]328205.3 II轴与大齿轮配合处键联接 键的选择 选用圆头普通平键（A型） 根据轴径d=44mm及台阶长度，选择键12×52，其中b=12mm，h=8mm，L=52mm 键的校核 4TIIdhl 413763039.1MPa[p]50844 键12×52 键选取合适 p六、轴承寿命校核[1] 6.1 I轴轴承6205 根据轴颈d=25mm，查表6-63，选择6205型深沟球轴承。 各部分尺寸如下表： 基本额定基本额定尺寸/mm 轴承代号 动载荷动载荷d D B C𝑟/KN C0𝑟/KN 14.0 7.88 6205 25 52 15 轴承受力图 17

径向载荷Fr 2Fr671.312337.951751.58N Fa359.85N 由于Fa10.046，Fa0.478e， FrC0r L10h=18.5年 满足要求 当量动载荷的X、Y 由表8-7，取X=0.56，Y=1 当量动载荷P 寿命计算 L10h6.2 II轴轴承7208AC P1XFrYFa780.73N 106Cε= =66737h=18.5年 60×1440P根据轴颈d=40mm，查表6-66，选择7208AC型角接触球轴承。 各部分尺寸如下表： 基本额定基本额定尺寸/mm 轴承代号 动载荷动载荷d D B C𝑟/KN C0𝑟/KN 35.2 24.5 7208AC 40 80 18 轴承受力图 径向载荷Fr 内部轴向力F’ 2 Fr1F1VF12H5993.71N2Fr2F22VF2H3171.58N Fa575.23N F1'0.68Fr14075.72N F2'0.68Fr22156.67N 确定压紧端 由F2'Fa2731.9NF1' 故轴承左端压紧。 左端压紧 轴承受的轴向载荷 Fa14075.72N 18 Fa23500.49N

当量动载荷的X、Y 由于Fa10.68而Fa21.1e， Fr2Fr1由表8-7，取X1=1， Y1=0 X2=0.41，Y2=0.87 当量动载荷P P1X1Fr1Y1Fa15993.71NP2X2Fr2Y2Fa24345.77N X1=1， Y1=0 X2=0.41，Y2=0.87 寿命计算 L10h106Cε= =11862h=3.3年 60nPL10h=3.3年 满足要求 I轴外伸端需使用联轴器，由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性柱销联轴器，取工作情况系数 k1.3，查表6-100 选用弹性柱销联轴器LX3型 七、联轴器的选择与计算[1] 联轴器的选择 弹性柱销联轴器 LX3型 LX3联轴器参数 公称转矩Tn（N·m） 250 轴孔长度L (mm) 42 许用转矩n (r/min) 8500 外径D (mm) 90 轴孔直径d （mm） 18 轴孔类型 Y 键槽类型 A 联轴器的计算 取工作情况系数KA=1.3，则计算转矩 TcKATI1.333.3643.368NmTn 联轴器选取合理 合适 19

八、润滑与密封形式[1] 8.1润滑设计 轴承 齿轮线速度v=3.17m/s>2m/s，应选用油润滑,采用输油沟设计 齿轮 选用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，最低油面与最高油面距离10~20mm 8.2密封设计 输入轴 毡圈油圈，材料为半粗羊毛毡 查表6-85，尺寸如下： 𝑑=23𝑚𝑚， 𝐷=36𝑚𝑚, 𝑑1=22𝑚𝑚, 𝐵1=7𝑚𝑚 槽： 𝐷0=35𝑚𝑚, 𝑑0=24𝑚𝑚, 𝑏=6𝑚𝑚, B=12𝑚𝑚 输出轴 毡圈油圈：，材料为半粗羊毛毡 查表6-85，尺寸如下： 𝑑=38𝑚𝑚， 𝐷=52𝑚𝑚, 𝑑1=37𝑚𝑚, 𝐵1=7𝑚𝑚 槽： 𝐷0=50𝑚𝑚, 𝑑0=39𝑚𝑚, 𝑏=6𝑚𝑚, B=12𝑚𝑚 毡圈油封 毡圈油封 全损耗系统用油L-AN15 全损耗系统用油L-AN15 九、箱体结构相关尺寸[1] 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 符号 𝛿 𝛿1 𝑏 𝑏1 𝑏2 尺寸 𝛿=8mm 𝛿1=8mm 𝑏=12mm 𝑏1=12mm 𝑏2=20mm 20

地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓𝑑2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 螺栓扳手空间与凸缘宽度 安装螺栓直径 至外箱壁距离 至凸缘边距离 沉头座直径 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 𝑑𝑓 𝑛 𝑑1 𝑑2 l 𝑑3 𝑑4 𝑑 𝑑x 𝑐1 𝑐2 𝐷c 𝑅1 l1 𝛥1 𝛥2 𝑑𝑓=16mm 𝑛=4 𝑑1=16mm 𝑑2=10mm l=170 mm 𝑑3=8mm 𝑑4=5mm 𝑑=8mm 𝑑𝑓，1(M16) 22 20 32 𝑑2(𝑀10) 16 14 24 𝑑2(𝑀8) 13 11 20 𝑅1=20mm l1=48mm 𝛥1=10mm 𝛥2=9mm 𝑚1、m 𝑚1=m=6.8mm 𝐷2 t 𝐷2= 120 𝑚𝑚 t=10mm 十、减速器附件设计 为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速器上安装以下附件。 1.窥视孔和窥视孔盖 窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。 21

2.通气器 由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力增大，所以必须采用通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上。 3.起吊装置 起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。 4.油标 油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计使用标准杆式油标。 5.油塞与排油孔 为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为20mm。 6.定位销 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体联接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在不对称位置，以便于定位精确。 7.起盖螺钉 为了便于起盖，在箱盖两侧边的凸缘上各装1个起盖螺钉。起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。 十一、其它技术说明 1.减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。 2.在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。 3.减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。 4.在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。 5.对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。 6.减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。 空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。 负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过35°C，轴温升不得超过40°C。 7.搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。 8.机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。 22

十二、参考资料 [1] 王之栎，王大康.机械设计综合课程设计[M]. 北京: 机械工业出版社，2007.8 [2] 谭庆昌，赵.机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2008.3 [3] 王之栎，马纲，陈心颐.机械设计[M]. 北京：航空航天大学出版社，2011.8 23