三级齿轮减速器

机械设计课程设计设计说明书设计题目 胶带式输送机传动装臵设计者张宇班级09数控（ 1）班学号095305140指导老师孙丽娅时间2010.12目录一、二、设计任务书 3传动方案拟定 4三、电动机的选择 4四、传动装臵的运动和动力参数计算 6五、高速级齿轮传动计算 7六、低速级齿轮传动计算 12七、齿轮传动参数表 18八、轴的结构设计 18九、轴的校核计算 19十、十一、滚动轴承的选择与计算 23键联接选择及校核 24十二、联轴器的选择与校核 25十三、减速器附件的选择 26十四、润滑与密封 28十五、设计小结 29十六、参考资料 29一 设计题目：设计带式运输机传动装臵(简图如下)1电动机2联轴器3 二级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带原始数据:数据编号104运送带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/(m/s)0.9卷筒直径D/mm3001. 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2. 使用期：使用期10年；3. 检修期：3年大修；4. 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5. 运输带速度允许误差：土 5%6. 制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1. 完成减速器装配图一张(A0或A1)。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤1. 传动装臵总体设计方案本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力 F/N 2200 。运输带工作速度v/(m/s) 0. 卷筒直径D/mm 300。1. 外传动机构为联轴器传动。2. 减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3. 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小， 结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器 横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大； 高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差； 仅能有一个输入和输出端，限制了传动布臵的灵活性。原动机部分为丫系列三相 交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结 构，电压380V。2. 确定电动机效率Pw按下试计算kw1000w试中Fw=2200N V=0.9m/s工作装臵的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率r=0.94w代入上试得wkw =2.11 kw51000电动机的输出功率功率Po按下式kw式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装臵总效率7- 7- 2 , 7- 2 , f - 3 I I由试 g c r由表2-4滚动轴承效率r =0.99 :联轴器传动效率c =0.99 :齿轮传动效率g =0.98（ 7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为2.11=2.32 kw0.91因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中丫系列 电动机数据，选电动机的核定功率 Pw为3.0kw。3. 确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比Z 二 9 25而工作机卷筒轴的转速为6104V w 610 40.9nwr / m in = 57.32 r / m in二 D二 300所以电动机转速的可选范围为nd = i、nw = (9 25)57 .32 r. min (515 .92 1433 .12) r. min符合这一范围的同步转速有750r min和10001min两种。综合考虑电动机 和传动装臵的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装臵结构紧凑，决定选用同步 转速为1000r min的丫系列电动机丫132S,其满载转速为nw = 960r/min,电动机 的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查 的。四.计算传动装置的总传动比i并分配传动比1. 总传动比为nm 960i m16.75nw 57.322. 分配传动比考虑润滑条件等因素，初定i 1= 4.675 = 3.593. 计算传动装臵的运动和动力参数1. 各轴的转速I轴n = nm 二 960 r- minn -n205 .57 r minII轴in - 57.26 n minIII轴卷筒轴nw = n = 5 .26 r min4.各轴的输入功率p j=p 切 =2.32 x 0.99=2.30kwII轴=2.300.990.98=2.23kwgIII轴p . = p. .=2.230.990.98=2.16kw卷筒轴pw =p ：=2.160.990.99=2.12kw5.各轴的输入转矩T - 9550P X _丄=2.23-9550= 103.60N mII轴1 lin 二205.57P Wf2.16III轴T =9550X： J-BI n57.26-9550= 360.25N mT9550wP w-2.129550= 353.58N m工作轴n w57.26I轴T . =955019609550 = 23.94 Nm=9550Pnm2.329609550=22.98 N m将上述计算结果汇总与下表，以备查用项目电动机I轴n轴in轴工作轴转速（r/mi n）960960205.5757.2657.26功率P（ kw）2.322.302.232.162.12转矩T（ Nm22.9823.94103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.990.970.970.93P 丫 2.30电动机轴五.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4. 选小齿轮齿数召=21，则大齿轮齿数z2二i 乙=214.67二98 .07取 z2 =991).按齿轮面接触强度设计1. 设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核2. 按齿面接触疲劳强度设计，即dit_ 2.32 3KT11.确定公式内的各计算数值1. 试选载荷系数Kt .32. 计算小齿轮传递的转矩9.55。0,丫4T12.38110 N mmnI3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d - 1 o4. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze 89 .-MPa5. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限J H lim 1 二 600 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限J H lim 2工 550 MPa6. 计算应力循环次数N1=60 n jL h-6096013652810 = 3.36410= 7.20310i 一7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数J =0.90Khn2 =0.95o8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1K HN H lim 1匚h h 二0.90600 MPa =540 MPaSK HN 2口 H lim 2二H 2 = 0.95 550 MPa = 522.5MPaS2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入【J 中较小的值。d1t - 2.32 32)39.563 mm2. 计算圆周速度v二 d1t n二 39.5639601.988 m：s60 100060 100010#计算齿宽bd 1t =1 39.563 mm = 39.563 mm计算齿宽与齿高之比b/hd 1t 39.563一 =m m =1.884 m mmt z 21模数齿高Z1h =2.25 m t =2.25 =.确定公式内的各参数值1. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限-F lim 1二580 MPa ；大齿轮的弯曲强度极限Glim 2 = 380 MPa ；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.88K FN 2 = 0 .92#3. 计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数丫ST =2.0,得K fN 1 YST FE 1厂f1 = 5000.88/1.4 = 314 .29MPaSK fN 2 Y ST FE 2厂 f2= 380 0.92 /1.4 = 247 .71 MPaS4. 计算载荷系数KK 二匚心 K f：K1 1.10 1 1.34 .4745.查取齿形系数YFa1、丫Fa2和应力修正系数YSa1、YSa2由机械设计表查得乙1 =2.76 ； YFa2二2.18 ； J = 1.56 ； YSa2 =1.79FaSa#6.计算大、小齿轮的二f并加以比较;Fa 1YSa 1= 0.013699YFa2Y$a2二 F】2= 0.015753#大齿轮大7. 设计计算m!-342 1747281100.016337“ 21 21mm =1.358 mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 m1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 1.358并就进圆整为标准值mi =2mm接触 强度算得的分度圆直径d1 =43.668mm算出小齿轮齿数Z1d im143.3252:2213轮毂长度I与齿宽相等轮毂直径D1 =178(mm)大齿轮 Z2 - i Zi = 224.67 = 102 .74 取Z2 =103这样设计出的齿轮传动，即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。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径di、d2= zg = 222 = 44 mmd2 二 z2m = 1032 = 206 mm2. 计算中心距d1 d2a 12 = (44206 ) / 2 二 125 mm23. 计算齿轮宽度b 二:：J d d1 = 144 = 44 mm取 B2 = 45mm = 50 mm3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d =43mm轮缘厚度-0 二 10 (mm )板厚度c=14(mm)l = 45 (mm )腹板中心孔直径D0 =130 (mm )腹板孔直径d 0 = 20 (mm )齿轮倒角取n =2（mm）齿轮工作图如下图所示六.低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢(调质)，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4.选小齿轮齿数z 21，则大齿轮齿数z4 = i子二21 3.59二75.39取 z4 =752).按齿轮面接触强度设计1. 设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核.确定公式内的各计算数值1. 试选载荷系数Kt = 1.32. 计算小齿轮传递的转矩3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数仁=10T369.5510 P 用nW4= 10.3610 Nmm4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze二189 . MPa5. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚 h lm1 =600 MPa6.计算应力循环次数W =6 0n -jLh大齿轮的接触疲劳强度极限二H lim 2二550 MPa60205 .5713652810 = 0.72010N4 =山=0.2001108n7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数K hn 3 = 0.96K HN 4 = 0.98。16#8. 计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1#Fh 3K HN 3- H lim 3S= 0.96600 MPa二 576 MPa#K HN 4. H lim 4= 0.98550 MPa= 539 MPa2.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径 虫七，代入匚h中较小的值J KT 3 u +1 Z E 2 d3t_ 2.323-(E ) = 64.363 mm du h 2.计算圆周速度v 。/ 二 d3t n= 叮沁 64 .363205 .57v0.692 m s60 1000 60 1000计算齿宽bd 3t =1 x 64.363 mm =64.363 mm计算齿宽与齿高之比b/hd 1tmt乙64.36321mm = 3.065 mmh = 2.25 m t = 2.253.065 mm = 6.896 mmb 64.3639.33h 6.8963.计算载荷系数K查表10-2得使用系数ka=1.o；根据v = 0.692 m s、由图10-8得动载系数Kv 10直齿轮心厂心。；由表10-2查的使用系数Ka查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布臵K Hi- 1.423由b/h=9.33 K；.423由图10-13得K“35故载荷系数K 二KAKV K ； K ； =1 1.10 1 1.423 =1.5654.校正分度圆直径d1由机械设计，d3 =d3t3, k/Kt =64.363； 1.565 / 1.3mm = 70 .626 mm185.计算齿轮传动的几何尺寸1. 计算模数mm2 = d3 / z3 = 70 .626 / 21 =3.36 mm2. 按齿根弯曲强度设计，公式为25 IYFaYsa dz： Pf 1.确定公式内的各参数值1. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二Fiim3二580 MPa大齿轮的弯曲强度极限Glim 4 = 380 MPa ；2. 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.92， Kfn4 =0.943. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数丫ST =2.0,得K fN 3Y st FE 3；f3 =5000.92 /1.4 =328 .57 MPaSK fN 4YST FE 4二f4 = 3800.94 /1.4 =255 .14MPaS4.计算载荷系数kk二KaKv K f：K 1.10 1 1.35 =1.4855.查取齿形系数YFa3、YFa4和应力修正系数Ysa3、Ysa4；Ysa4 = 1.7647由机械设计表查得YFa3 =2.76 ； Vi =2.26 ； Ysa3 =1.56YFa YSa6. 计算大、小齿轮的二f并加以比较;YFaaYsaa二 0.01310419二 F】3YFa4Ysa4= 0.015625#大齿轮大#7. 设计计算2X1.485 X10.36 X10m? _3：20.015625 mm =2.22 mmV1 X21对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术叫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2.22并就进圆整为标准值m2=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d3=70.626mm算出小齿轮齿数70.623Z3m2282.5大齿轮 Z 八二Z3 = 28 3.59 = 100.52取 z2 =10这样设计出的齿轮传动，即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。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径d1、d2d3 二 z3m2 = 282.5 二 70 mmd4 =z4m2 =1002.5 = 250 mm2. 计算中心距=d3 dq2=(70250)/ 2 二 160mm3. 计算齿轮宽度b = :-：J dd3 = 170 = 70 mm取 B2 = 70 mm = 75 mm3.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：21轴孔直径d -48mm轮毂长度I与齿宽相等22#轮毂长度1与齿宽相等7(rnrn)轮毂直径 D1 =1.6d =1.648 =76.8(mm) 取 D 76(mm)22 (mm )=24 (mm )轮缘厚度；0 =10(mm)腹板厚度c =腹板中心孔直径Do =154(mm)腹板孔直径d0齿轮倒角取n = 2(mm)齿轮工作图如下图所示#七.齿轮传动参数表名称符 号单位咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮1中心距amm125160传动比i4.673.59模数mmm22.5压力角ao2020齿数Z22210328100分度圆直径dmm44206670250齿顶圆直径damm4821075255齿根圆直径dfmm3920163.75243.75齿宽bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240八轴的结构设计1.初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。di= 14.72 mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=30d2，取 d2=35= 24.31 mm,取 d3=382.初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30207357217I?6254.263.530208408018476963.074.03. 确定轴上零件的位臵和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子 轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：咼速级米用实心齿轮，米用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子 轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚 子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。4. 各轴段长度和直径数据见下图九轴的校核计算1. 1轴强度校核1 1).高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度匚b =735Mpa2) . 5.计算齿轮上受力(受力如图所示)253Fte223 .9410= 1088 N切向力44径向力FreF te tan20=10880.364 = 396 N3).计算弯矩水平面内的弯矩:M y m axFre ab39613447 =13779.05N .mm181垂直面内的弯矩:Fteabzm ax108813447 = 37857.59N .mm181M2 2 y M z= 13779.05 2 - 37857.59 2= 40287.21 N .mm取=0.6，计算轴上最大应力值:-max2 2 :T1= 77.93M Pa ： ；b弯矩图如下:40278.21 20.623.94103 30.138=735 M Pa故高速轴安全，合格。272 1).低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度匚b =735Mpa2). 6.计算齿轮上受力(受力如图所示)F te2882 N切向力d 4250径向力 F re = F te tan 20= 28820.364 =1049 N293).计算弯矩水平面内的弯矩:My max l186.5-=45033.88N .mm垂直面内的弯矩：F tea b288267119.5Mz max= 123725.11N .mml186.5Freab 104967119.522M=45033.88123725.11131666.07N .mm取=0.6 ,计算轴上最大应力值:m ax131666.073-0.6360.2510= 22.89 MPa= 735 M Pa弯矩图如下:30.148故低速轴安全，合格中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格30十.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴I 30207两个，轴U 30207两个，轴川选用30208两个(GB/T297-1994)寿命计算：轴I1. 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承302076 = 54.2 kN Cr = 63.5 kN2. 查机械设计得X=1, Y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：Fte一F+=544 N在水平面内轴承所受得载荷2FreFr1V =Fr2V =198 N在水平面内轴承所受得载荷2所以轴承所受得总载荷I1 22 厂 22Fr 二 Fr1 = Fr2 二，Fr1H 付=、544198578.91 N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P 二 fp XFr YFa =1.21 578.910 = 694.76 N4. 已知预期得寿命10年，两班制L10h =2810365 =58400 h基本额定动载荷|60 nL h【60 X 960 汽 58400Cr =P 3：6h =694.7636=10.41 kN ：:Cr=54.2kN- 10 10所以轴承30207安全，合格轴川1. 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30208Cr =63.0 kN C0r =74.0 kN2. 查机械设计得X=1, Y=03. 计算轴承反力及当量动载荷:在水平面内轴承所受得载荷F r1H 二 F r2H邑=1441 N2在水平面内轴承所受得载荷F r1V = F r2VL. =524.5 N233#所以轴承所受得总载荷22F r = F= F 辽=：F “h F r 1V= 1441 2524.5 21533.49 N#由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:P = fp (XF r +YF 玄) = 1.2 X(1 沃 1533.49+0 ) = 1840.19 N4. 已知预期得寿命10年，两班制L10h =2810365 =58400 h基本额定动载荷Cr =P 360 nLh6=1840.193106057.2658400= 26.07 kN : Cr = 63.0 kN610所以轴承30208安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30207安全，合格。十一.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力 广p=150Mpa1轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm轴段长56mm所以选择单圆头普通平键（A型）键b=8mm,h=7mm,L=45mm2轴轴段长为73mm轴径为43mm所以选择平头普通平键（A型）键 b=12mm,h=8mm,L=63mm轴段长为43mm轴径为43mm所以选择平头普通平键（A型）键 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3轴轴段长为68mm轴径为48mm所以选择圆头普通平键(A型) 键 b=14mm,h=9mm,L=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为 38mm轴段长78mm 所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm2. 键类型的校核1轴T=23.94N.m ，2T 223.94 1Q3d l k 32373.5= 11.6 M pa :则强度足够，合格2轴T=103.60N.m，2T:-pd l k32103.601043汇33汉4二 36.5 M pa ：: ；p则强度足够，合格3轴2T32360.2510L1- p=80.3 M pa ：: ；pT=360.25N.m，d l k38 汉59 X41 H则强度足够， 合格,均在许用范围内十二.联轴器的选择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 弹性套柱销联轴器1. 减速器进口端T1 =1250 (N *m)选用TX3型(GB/T 5014-2003)弹性套柱销联轴器，采用 Z型轴孔，A型键，轴孔直径d=2230mm选d=30mm轴孔长度为 L=45mm2.减速器的出口端T4 =400(N m)选用GY5S( GB/T 5843-2003)弹性套柱销联轴器，采用 Y型轴孔，C型键，轴孔直径d=5071mm选d=50mm轴孔长度为 L=60mm十三.减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 =8箱盖壁厚S 180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5 S箱盖b1121.5 S 1底座b2252.5 S箱座肋厚m80.85 S地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12(0.5-0.6 ) df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38(0.4-0.5 ) df观察孔盖螺钉d46(0.3-0.4 ) df定位销直径d9.6(0.7-0.8 ) d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mi nd2至凸缘边缘距离C216C2=C2mi ndf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离1153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 1 40 139注释：a取低速级中心距，a= 160mm2附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130 X100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在 箱体的适当位臵设臵检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。材料为 Q235通气器通气螺塞M10X 1减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大， 为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡， 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通 常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235轴承盖凸缘式 轴承盖 六角螺栓（M8固定轴系部件的轴向位臵并承受轴向载荷，轴承座孔两端 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用 的是凸缘式轴承盖，禾U用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴 处的轴承盖是通孔，其中装有密封装臵。材料为HT200定位销M9X 38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精 度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配 装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安臵在箱体纵向两 侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布臵，以免错装。材料 为45号钢油面指油标尺检查减速器内油池油面的咼度，经常保持油池内有适量的吐 示器M16油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面 指示器，采用2型油塞M20 X1.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低 位臵处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱 体接合面间应加防漏用的垫圈(耐油橡胶)。材料为Q235起盖螺钉M12X42为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻 璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为 此常在箱盖联接凸缘的适当位臵，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将 上箱盖顶起。起吊装臵吊耳为了便于搬运，在箱体设臵起吊装臵，采用箱座吊耳，孔径1&十四.减速器润滑方式、密封形式1. 润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴 承中。1) .齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050伽。取为60 mm。2) .滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3) .润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装臵用于小型设备，选用L-AN15润滑油。2. 密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十五 . 设计小结此次减速器，经过大半学期的努力 , 我终于将机械设计课程设计做完了 . 这次作业过程中 , 我遇到了许多困难 ,一次又一次的修改设计方案修改，这都 暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足， 令我非常苦恼 . 后来在老师 的指导下,我找到了问题所在之处 ,并将之解决 .同时我还对机械设计基础的 知识有了更进一步的了解 .尽管这次作业的时间是漫长的 ,过程是曲折的 , 但我的收获还是很大的 . 不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法 ; 也对机械制图、 autocad 软件 有了更进一步的掌握。对我来说 , 收获最大的是方法和能力 . 那些分析和解决 问题的方法与能力 .在整个过程中 , 我发现像我们这些学生最最缺少的是经验 没有感性的认识 ,空有理论知识 ,有些东西很可能与实际脱节 .总体来说,我觉 得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的 , 它需要我们将学过的相关知 识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工 作，也希望学院能多一些这种课程。十六 . 参考文献机械设计手册、机械设计、机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、 理论力学。39