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減速器裝配圖1張
零件圖2張 默認軸和齒輪
說明書1份
注意 是斜齒輪
目 錄
設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………………………1
第一章 緒論
1.1設(shè)計目的……………………………………………………………3
1.2傳動方案的分析與擬定……………………………………………3
第二章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算
2.1 電動機類型及結(jié)構(gòu)的選擇…………………………………………4
2.2 電動機選擇…………………………………………………………4
2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速……………………………………………………4
2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比………………………5
2.5動力運動參數(shù)計算…………………………………………………5
第三章 傳動零件的設(shè)計計算
減速器外部零件的設(shè)計計算--普通V形帶傳動………………………7
第四章 齒輪的設(shè)計計算
4.1斜齒圓柱齒輪………………………………………………………8
4.2齒輪幾何尺寸的設(shè)計計算
4.2.1 按照接觸疲勞強度計算……………………………………8
4.2.2 按齒根彎曲接觸強度校核計算……………………………9
4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定………………………………………9
4.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計……………………………………………………9
第五章 軸的設(shè)計計算
5.1輸入軸的設(shè)計………………………………………………………11
5.2輸出軸的設(shè)計………………………………………………………13
5.3軸強度的校核………………………………………………………16
第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇
6.1軸承的選擇及校核…………………………………………………17
6.2鍵的選擇計算及校核………………………………………………18
6.3聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………18
第七章 減速器潤滑、密封
7.1潤滑的選擇確定……………………………………………………19
7.1.1潤滑方式……………………………………………………19
7.1.2潤滑油牌號及用量…………………………………………19
7.2 密封的選擇確定……………………………………………………19
第八章 減速器附件的選擇確定……………………………………19
第九章 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸計算…………………………………20
第十章 設(shè)計總結(jié)………………………………………………………24
參考文獻……………………………………………………………………25
第一章 設(shè)計任務(wù)書
設(shè)計帶式運輸機上的傳動裝置，即：一級減速器。
已知條件：
工作拉力F（N）
3200
工作速度V（m/s）
1.1
滾筒直徑D（mm）
400
工作條件：一班制，連續(xù)運轉(zhuǎn)連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，有粉塵，速運輸帶度誤差為±5%。
使用期年限：10`年，大修期3年；
生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7~8級精度齒輪與渦輪。
設(shè)計工作量：
1. 減速器裝配圖紙一張（A1號圖紙）；
2. 軸、斜齒輪零件圖紙各一張（A3號圖紙）；
3. 設(shè)計說明書一份。
圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖
計 算 及 說 明
結(jié)果
第二章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算
2.1 電動機類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機，電壓380V。
2.2 確定電動機的功率
（1）工作機的功率Pw
=FV/1000=3200×1.1/1000=3.52kw
（2）總效率
=×××=0.96×0.992×0.98×0.99=0.913
由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表10-1得：
V帶傳動效率：
滾動軸承傳動效率：
圓柱齒輪傳動效率：
聯(lián)軸器傳動效率：
（3）所需電動機功率
查《機械零件設(shè)計手冊》得 Ped = 4 kw
2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速
卷筒工作轉(zhuǎn)速為：
n卷筒=60×1000·V/（π·D）=52.55r/min
根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》Ｐ７表2--3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=2~4范圍。圓柱齒輪傳動開式傳動比。則總傳動比理論范圍為： =4~24。
故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為
=×=210～1260 r/min
則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750和1000，由標準查出兩種適用的電動機型號：
方案
電 動 機型 號
額 定 功 率
電動機轉(zhuǎn)速(r/min)
同 步
滿 載
1
Y160M1-8
4kw
750
720
2
Y132M1-6
4kw
1000
960
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動、減速器傳動比,可見第1方案比較適合。
根據(jù)電動機類型、功率和轉(zhuǎn)速，由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表10-112和表10-113選定電動機型號為Y160M1-8，其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表：
電 動機
型號
額定
功率
電動機轉(zhuǎn)速(r/min)
堵載轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
同 步
滿 載
額定轉(zhuǎn)矩
額定轉(zhuǎn)矩
Y160M1-8
4kw
750
720
2.0
2.0
2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比
1、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可得傳動裝置總傳動比為：
=/=720/52.55=13.7
2、分配各級傳動裝置傳動比：
總傳動比等于各傳動比的乘積 =
取=3.2（普通V帶 i=2～4）
因為： =
所以：?。剑?3.7/3.2＝4.28
2.5 動力運動參數(shù)計算
（一）轉(zhuǎn)速n
==720（r/min）
=/=/=720/3.2=225（r/min） =/=225/4.28=52.57（r/min）
（二）功率P
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
（三）轉(zhuǎn)矩T
電機軸： (N﹒m)
Ⅰ軸： (N﹒m)
Ⅱ軸： (N﹒m)
將上述數(shù)據(jù)列表如下：
軸號
功率
P/kW
n /(r.min-1)
/
(N﹒m)
i
0
3.86
720
51.2
3.2
1
3.71
225
157.47
2
3.6
52.57
654
4.28
電動機額定功率
Ped = 4 kw
選定電動機型號為 Y160M1-8
.2
=4.28
=225（r/min）
=52.57
（r/min）
T0=51.2
(N﹒m)
T1=157.47
(N﹒m)
T2=654
(N﹒m)
計 算 及 說 明
結(jié)果
第三章 傳動零件的設(shè)計計算
減速器外部零件的設(shè)計計算----普通V形帶傳動
設(shè)計普通V形帶傳動須確定的內(nèi)容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向
1、選擇帶的型號：
查表6－4得, 則計算功率為
PC=KA·P=1.1×3.86=4.25KW
根據(jù)、查表和圖6－8，選取B型帶。
2、確定帶輪基準直徑、驗算帶速
查資料表6－5，6－6，選取
帶速帶速驗算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×160×720/1000×60=6.03m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適
大帶輪基準直徑d2=n1/n2×d1=3.2×160=512mm
查《機械設(shè)計》表4.4，就近選取取d2=500mm
故實際傳動比，則：
滿足要求
3、確定帶長和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（118+355）≤a0≤2×（118+355）
462mm≤a0≤1320mm
初定中心距a0=800 ，則帶長為
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×800+π·（160+500）/2+（500-160）2/(4×800)
=2672.3mm
查6－2表，按標準選帶的基準長度Ld=2500mm的實際
中心距a=a0+(Ld-L0)/2=800+(2500-2672.3)/2=713.8 mm
圓整中心距a=714mm
4、驗算小帶輪上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a=152.7>120 小輪包角合適
5、確定帶的根數(shù)
由式確定V帶根數(shù)，
查6－3表得＝2.14kW，查6－7表得＝0.226kW
查6－2表得＝1.03，＝0.925
則 Z=PC/（(P0+△P0)·=4.25/（2.14+0.226）×1.03×0.925
= 1.89 故要取2根B型V帶
選B型帶
d1=160mm
d2=500mm
帶中心距a =715mm
小輪包角合適
選2根V帶
計 算 及 說 明
結(jié)果
第四章 齒輪的設(shè)計計算
4.1齒輪傳動設(shè)計
1、依照傳動方案，本設(shè)計選用一級斜齒圓柱齒輪傳動。
2、運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2，選用7級精度。
3、材料選擇：
小齒輪材料為45調(diào)質(zhì)鋼，齒面硬度為 280HRB，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限；
大齒輪材料為45鋼表面淬火，齒面硬度為240HRB,接觸疲勞強度極限,彎曲疲勞強度極限。
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)，彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。
有===630MPa
===580MPa
===192MPa
===176MPa
4、螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
按照實際帶傳動比確定齒輪傳動比：＝
大齒輪齒數(shù)：，取96
故實際傳動比，則：
滿足要求
4.2尺面接觸強度較合
1、
（1）取載荷
（2）
（3）， ，
2、計算模數(shù)
3、
4、計算齒輪圓周速度
4.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1、法向模數(shù)
2、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù)
4、小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5、齒形系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：，
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得：，
因為和比較
所以對小齒輪進行彎曲強度計算。
6、法向模數(shù)
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)ｍ大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，故應(yīng)可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)ｍ≥2.58mm3，就近圓整為標準值取
7、中心距
圓整為185mm。
8、確定螺旋角：
9、確定齒輪的分度圓直徑：
10、齒輪寬度：
?。?。
11、重合度確定
，查表得
所以
=
12、齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
185
4.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
4.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
計 算 及 說 明
結(jié)果
第五章 軸的設(shè)計計算
5.1輸入軸的設(shè)計
（1）小齒輪材料用40Gr鋼，調(diào)質(zhì)，σb=750MPa；
（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑
選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS
軸的輸入功率為
轉(zhuǎn)速為n1=225 r/min
根據(jù)課本查表計算取 C=110
d≥
考慮有一個鍵槽，將直徑增大5~10%%，
則d=28×(1+5%)mm=29.4mm 圓整為30mm
以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸上零件的定位、固定和裝配
? 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。
(4)求齒輪上作用力的大小、方向
小齒輪分度圓直徑：d1=70mm
作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =157.47×103 N·mm
求圓周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×157.47×103/70=3274.3N
求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=3274.3×tan200=1191.7N
（5）軸長支反力
根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。
齒輪軸選用40Gr 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS
d=30mm
圓周力：Ft=3274.3N
徑向力：Fr=1191.7N
水平面的支反力：RB1= Ftc/(b+c)=855.6N
RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N
垂直面的支反力：RB1’= Frc/(b+c)=311.42N
RC1’= Frb/(b+c)=311.42N
（6）畫彎矩圖
剖面Ι-Ι處的彎矩：水平面的彎矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm
垂直面的彎矩：MC1'= RB1'b =15259.58Nmm
合成彎矩：MΙ1=44615.13Nmm
（7）軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1= 114600Nmm
（8）帶作用在軸上的力：
預(yù)緊力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N
帶對軸作用力: =2ZSin1/2=4383.96N
該力產(chǎn)生的彎矩圖，如圖（e）
在軸承B處彎矩=a×=364332.84 Nmm
計 算 及 說 明
結(jié)果
總合成彎矩（f）,考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的彎矩直接相加，可得總合成彎矩：
=+×c/（b+c）=390947.97Nmm
（9）計算n個剖面處當量彎矩
軸剪應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，=0.6，
公式為：=
Ⅰ-Ⅰ剖面：==391789.69Nmm
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=25668Nmm
Ⅲ-Ⅲ剖面：==365235.9Nmm
（10）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑
[σ-1]b為對稱循環(huán)許用彎曲應(yīng)力，為90MPa
公式為：d≥
則Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥
可以圓整到30mm
5.2 輸出軸的的設(shè)計
⑴ 按扭矩初算軸徑
大齒輪材料用45鋼，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS
大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉(zhuǎn)速較低，受轉(zhuǎn)矩較大，故取：C=110
d≥
考慮有兩個鍵槽，將直徑增大5%~10%，
dⅠ≥
27.14mm
dⅡ≥
15.07mm
dⅢ≥
28.76mm
大齒輪材料用45鋼，正火，σb
=600Mpa，硬度217～255HBS
計 算 及 說 明
結(jié)果
則d=45×(1+5%)mm=47.25mm 圓整為48mm
以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑
(2) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的零件定位、固定和裝配
? 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設(shè)計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
(3)求齒輪上作用力的大小、方向
大齒輪分度圓直徑：d1=301mm
作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2 =654N·mm
求圓周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×654/30111=3208.6N
求徑向力：Fr
Fr=Ft·tanα=3208.6×tan200=1167.9N
（4）軸長支反力
根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。
水平面的支反力：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N
RC2= Ftb/(b+c)=839.8 N
垂直面的支反力：RB2’= Frc/(b+c)=305.66N
RC2’= Frb/(b+c)=305.66N
由于選用深溝球軸承則Fa=0
（5）畫彎矩圖
剖面Ι-Ι處的彎矩：水平面的彎矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm
垂直面的彎矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm
合成彎矩： MΙ2=43791.09Nmm
（6）軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： T2=654000Nmm
（7）計算n個剖面處當量彎矩
軸剪應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，=0.6，
公式：=
Ⅰ-Ⅰ剖面：==109879.31Nmm
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=100776Nmm
Ⅲ-Ⅲ剖面：=T=100776Nmm
（8）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑
[σ-1]b為對稱循環(huán)許用彎曲應(yīng)力，為90MPa
公式為：d≥
則 Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥
5.3 軸強度的校核
按扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸強度，由軸結(jié)構(gòu)簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。
強度校核公式：σe=/W≤[σ-1]
輸入軸：
(1) 軸是直徑為30的是實心圓軸，W=0.1d3=27000Nmm
(2) 軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ-1]=65MPa
則σe=/W=31.28≤[σ-1]= 65MPa
故軸的強度滿足要求
輸出軸：
(1) 軸是直徑為48的是實心圓軸，W=0.1d3=11059.2Nmm
(2) 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應(yīng)力為[σ-1]=65MPa
則σe= MΙ2/W=6.35≤[σ-1]= 65MPa
故軸的強度滿足要求
輸入軸的強度滿足要求
輸入軸的強度滿足要求
計 算 及 說 明
結(jié)果
第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇
6.1 軸承的選擇及校核
因軸轉(zhuǎn)速較高，且只承受徑向載荷，故選取深溝球軸承。根據(jù)初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計初裝軸承處的軸徑并假設(shè)選用輕系列，查表定出滾動軸承型號列表如下：
軸號
軸承型號
基本尺寸 mm
d
D
B
1
60208
40
80
17
2
60211
55
100
19
根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：10年×300×8=24000小時
1.小軸的軸承使用壽命計算
小齒輪軸承選用60208， Cr=19.5kN Fr=622.83N
教材表10-8查得=1.2徑向當量動載荷：Pr=r=1.2622.83=747.396 N
所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1
=6231601.8>87600 故滿足壽命要求
2.大軸的軸承使用壽命計算
大軸承選用60211， Cr=29.5kN Fr=611.32N
徑向當量動載荷：Pr=r=1.2611.32=733.58 N
所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1
=11346921>87600h
故滿足壽命要求
6.2 鍵的選擇計算及校核
1.小軸上的鍵： Ft=1711.2N
查手冊得，選用A型平鍵，得：
A鍵 8×56 GB1096-79 L=48mm h=7mm
根據(jù)式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(k·L)=24.45 MPa≤100MPa
故鍵強度符合要求
2.大軸上的鍵： Ft =1679.6N
查手冊選：A鍵18×56 GB1096-79 L=38mm h=11
A鍵14×50 GB1096-79 L=36mm h=8
根據(jù)式σpa=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=24.7Mpa < 100Mpa
σpc=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=16.15Mpa < 100Mpa
故鍵強度符合要求
6.3 聯(lián)軸器的選擇
在減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器因軸的轉(zhuǎn)速較低、傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應(yīng)選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器。查表得選用HL3型號的軸孔直徑為42的凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=630 N·m K=1.3
=9550=9550×=583.9N·m
選用HL3型彈性銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=630，<。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=38～44，選d=42，軸孔長度L=60
HL3型彈性套住聯(lián)軸器有關(guān)參數(shù)
型號
公稱
轉(zhuǎn)矩T/(N·m)
許用
轉(zhuǎn)速
n/（r·）
軸孔
直徑
d/mm
軸孔
長度
L/mm
外徑
D/mm
材料
軸孔
類型
鍵槽
類型
HL3
630
5000
48
84
160
HT200
J型
A型
小軸軸承型號為60208
大軸軸承型號為60211
小軸軸承滿足壽命要求
大軸軸承滿足壽命要求
小軸上鍵強度符合要求
大軸上鍵強度符合要求
選用HL3型凸緣聯(lián)軸器
第七章 減速器潤滑、密封
7.1 潤滑的選擇確定
7.1.1潤滑方式
1.齒輪V＜12 m/s，選用浸油潤滑,因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)小于30～50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35～0.7m3。
2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結(jié)構(gòu)簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?要加設(shè)輸油溝。
7.1.2潤滑油牌號及用量
1.齒輪潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量為1.2L左右
2.軸承潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油
7.2密封的選擇與確定
1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封
選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2.觀察孔和油孔等處接合面的密封
在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封
3.軸承孔的密封
悶蓋和透蓋用作密封與之對應(yīng)的軸承外部
軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復(fù)自行潤滑。
第八章 減速器附件的選擇確定
1、軸承端蓋： HT150 參看唐曾寶編著的《機械設(shè)計課程設(shè)計》（第二版）的表14－1
根據(jù)下列的公式對軸承端蓋進行計算：
d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1≥e；m由結(jié)構(gòu)確定； D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，h=(0.8～1)b
2、油面指示器：用來指示箱內(nèi)油面的高度。
3、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。
4、窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤滑油。
5、定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。
6、啟蓋螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。
7、軸承蓋螺釘，軸承蓋旁連接螺栓，箱體與箱蓋連接螺栓：用作安裝連接用。
齒輪浸油潤滑
軸承油潤滑
齒輪軸承均用AN150全系統(tǒng)損耗油
計 算 及 說 明
結(jié)果
第九章 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算
箱體用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設(shè)計課程設(shè)計》（第二版）表5－1
箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：
名稱
符號
尺寸（mm）
機座壁厚
δ
10
機蓋壁厚
δ1
8
機座凸緣厚度
b
12
機蓋凸緣厚度
b 1
12
機座底凸緣厚度
b 2
12
地腳螺釘直徑
Df
16
地腳螺釘數(shù)目
N
6
軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑
d1
10
機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑
d2
8
軸承端蓋螺釘直徑
d3
8
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
6
定位銷直徑
D
6
凸臺高度
h
箱體外壁至軸承座端面距離
l1
C1+C2+(5—8)=34
大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離
△1
12
齒輪端面與內(nèi)機壁距離
△2
12
機蓋、機座肋厚
m1 ,m2
9， 9
軸承端蓋外徑（凸緣式）
D2
101， 120
δ=10mm
δ1=8mm
b=12mm
b1=12mm
b2=20mm
Df=16mm
N=6個
d1=12mm
d2=8mm
d3=8mm
d4=6mm
D=6mm
l1=34mm
△1=12mm
△2=12mm
m1= 9mm m2=9mm
第十章 設(shè)計總結(jié)
本設(shè)計是根據(jù)設(shè)計任務(wù)的要求，設(shè)計一級圓柱斜齒輪減速器。首先確定了工作方案，并對帶傳動、齒輪傳動﹑軸﹑箱體等主要零件進行了設(shè)計。零件的每一個尺寸都是按照設(shè)計的要求嚴格設(shè)計的，并采用了合理的布局，使結(jié)構(gòu)更加緊湊。
通過減速器的設(shè)計，使我對機械設(shè)計的方法、步驟有了較深的認識。熟悉了齒輪、帶輪、軸等多種常用零件的設(shè)計、校核方法；掌握了如何選用標準件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設(shè)計非標準零部件的要點、方法。進一步鞏固了以前所學的專業(yè)知識，真正做到了學有所用﹑學以致用，將理論與實際結(jié)合起來，也是對所學知識的一次大檢驗，使我真正明白了，搞設(shè)計不是憑空想象，而是很具體的。每一個環(huán)節(jié)都需要嚴密的分析和強大的理論做基礎(chǔ)。另外，設(shè)計不是單方面的，而是各方面知識綜合的結(jié)果。
從整個設(shè)計的過程來看，存在著一定的不足。像軸的強度校核應(yīng)更具體全面些，盡管如此收獲還是很大。相信這次設(shè)計對我以后從事類似的工作有很大的幫助，同時也為畢業(yè)設(shè)計打下了良好的基礎(chǔ)。諸多不足之處，懇請老師批評指正。
參 考 文 獻
[1] 唐增寶，何永然，劉安俊 主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計，第二版.武漢:華中科技大學出版社,1999.3
[2] 汪信遠 主編.機械設(shè)計基礎(chǔ)，第三版.北京:高等教育出版社,2002.7
[3] 唐克中，朱同均 主編.畫法幾何及工程制圖，第三版. 北京:高等教育出版社,2002.8
[4] 徐灝主編.機械設(shè)計手冊.第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，2001
[5] 楊可珍, 程光蘊, 李仲生主編. 機械設(shè)計基礎(chǔ)第五版.高等教育出版社（第五版）,2005
[6] 劉鴻文 主編.材料力學.第3版. 北京：機械工業(yè)出版社,1992
[7] 機械設(shè)計手冊編委會 主編.機械設(shè)計手冊.新版.北京：機械工業(yè)出版社，2004
[8] 殷玉楓 主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計. 機械工業(yè)出版社
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