链板输送机课程设计.docx

机械设计课程设计计算说明书

题 目 螺旋输送机传动装置
指导教师
院 系 机电学院
班 级
学 号
姓 名

目录

一、机械传动装置的总体设计………………….…
1.1.1螺旋输送机传动装置简图
1.1.2，原始数据
1.1.3，工作条件与技术要求
1.2.4，设计任务量
二、电动机的选择……………………………………….
2.1 选择电动机的类型和结构形式
2.2 选择电动机的功率
2.3 初选电动机
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………
3.1 计算总传动比
3.2 分配传动装置各级传动比
四、计算各轴的功率，转数及转矩………………………
4.1 已知条件
4.2 电动机轴的功率，转速及转矩
4.3 Ⅰ轴的功率，转速及转矩
4.4 Ⅱ轴的功率，转速及转矩
4.5 Ⅲ轴的功率，转速及转矩
五、齿轮的设计计算……………………………… …
5.1齿轮传动设计准则
5.2 斜齿1、2齿轮的设计
5.3 斜齿3、4齿轮的设计
5.4 开式锥齿轮的设计
六、铸造齿轮结构尺寸……………………………………….
七、轴的设计计算…………………………………………..
7.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择
7.2轴的强度校核
八、轴承端盖的选择……………………………………………
九、键联接的选择及计算…………………………………..
十、联轴器的选择……………………………………………
十一、减速器箱体的设计………………………………….
十二、润滑及密封设计…………………………………….
十三、减速器的维护和保养………………………………
十四、附录（零件及装配图）…………………………..

计 算 及 说 明
结 果
一、机械传动装置的总体设计
1.1螺旋输送机传动装置简图
1—螺旋输送机；2—减速器
3—电动机；4—开式齿轮传动
1.2减速器装置运动简图

1.3原始数据
螺旋轴上的功率 P = 6.5kW
螺旋筒轴上的转速 n=100 r/min
1.4工作条件与技术要求
1)机器功用：输送散装物料
2)工作情况：单向转动，连续工作，工作平稳；
3)运动要求：输送机转速允许误差为±7%；
4)使用寿命：5年，每年300天，每天8小时；
5)检修周期：两年大修，半年小修；
6)生产厂型：中小型机械制造厂；
7)生产批量：中批生产。
1.5，设计任务量
减速器装配图一张（A1）、零件工作图2张、说明书1份

二、电动机的选择
1.1 选择电动机的类型和结构形式
生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。
三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。
按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
1.2 选择电动机的功率
工作机所需的电动机输出功率为：

弹性联轴器的传动效率 η=0.99（0.98） （2对）
圆柱齿轮的传动效率 η=0.97 （2对）
球轴承的传动效率 η=0.99 （4对）
锥齿轮的传动效率 η=0.95 （1对）
螺旋筒的传动效率 η=0.96 （1个）
电动机至运输带之间总效率

=
=0.800

1.3 初选电动机

选择电动机型号为Y160M-4
其额定功率为11kw，满载转数为1460r/min（《机械设计课程上机与设计》P215）

三、计算总的传送比及分配各级的传动比
3.1 计算总传动比
总传动比
3.2 分配传动装置各级传动比
考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比与低速级齿轮传动比的比值取1.3，即=1.3
取=1.3;
if =16.2/1.3=11.2
=3.8；

四、计算各轴的功率，转数及转矩
4.1 已知条件

4.2 电动机轴的功率，转速及转矩
N·mm
4.3 Ⅰ轴的功率，转速及转矩
kw
r/min
N·mm
4.4 Ⅱ轴的功率，转速及转矩
kw
r/min
N·mm
4.5 Ⅲ轴的功率，转速及转矩
kw
r/min
N·mm
传动和动力参数结果
轴
参数
电机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
螺旋轴
功率P/KW
8.125
7.96
7.64
7.34
6.5
转矩T/（N·mm）
53.15
52.07
189.90
529.88
620.75
转速n/（r/min）
1460
1460
384.21
132.49
100
传动比i

4
3.1
1.3
效率
0.99
0.97
0.97
0.95

五、齿轮的设计计算
5.1齿轮传动设计准则
齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度≤350HBS）、硬齿面（硬度＞350HBS），齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。
设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。
对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。
闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。
对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%～20%，而无需校核接触强度。
5.2 斜齿1、2齿轮的设计
(一)根据已知条件选择材料
1、 kw
2、 r/min
（二）选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用 40Cr （合金钢） 调质 硬度为280HBS
大齿轮45（碳钢） 调质 硬度为240HBS
（《机械设计》P191查表10-1）
精度等级：8级
(三)按齿轮接触疲劳强度设计
转矩 N·mm ；
(四）载荷系数和材料弹性影响系数
试选载荷系数=1.6
查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数
(五）齿宽系数
齿轮齿面为软齿面，查《机械设计》P205表10-7得，

(六)许用接触疲劳许用应力
由《机械设计》P209图10-2(d)查得，

查《机械设计》P207图10-19得， ，
安全系数
MPa
MPa
=594 MPa

（七）选小齿轮齿数Z1=23,则大齿轮齿数Z2=23*4=92.圆整=90
初选螺旋角
（八） 查图选取区域系数
（九）查《机械设计》P215图10-26得
则

1.试算小齿轮分度圆直径 ，
mm
2.计算圆周速度V
圆周速度v=3.2m/s
3.计算齿宽b及模数
mm

mm

4.纵向重合度
5. 查课本P193表10-2得使用系数
由精度等级为8，V=3.2m/s查课本《机械设计》P194图10-8得
动载系数=1.15
查课本P195表10-3得斜齿轮.4
查课本P196表10-4以及采用插值法得小齿轮相对于轴承非对称布置时，1
查《机械设计》P198图10-13得 =1.45
因此，载荷系数K==2.336
6.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选=1.6)

7.计算模数
mm
8.按齿根弯曲疲劳强度校核设计
由式：
1）确定有关系数与参数
（1）查《机械设计》P208图10-20（c）得
小齿轮（40Cr）弯曲疲劳强度极限mpa；
大齿轮（45钢）弯曲疲劳强度极限mpa
（2）查《机械设计》P206图10-18图得
弯曲疲劳寿命系数；
（3）计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》P206取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
MPa
MPa
（4）.计算载荷系数K

（5）查齿形系数和应力校正系数
查图10-28得螺旋角影响系数
计算当量齿数

查《机械设计》P200表10-5得
，，，
（6）.计算齿轮的

由此得知大齿轮的数值较大

设计计算
由计算公式得：
mm
对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.50，并取圆整为标准值m=2，前面计算得=47.82mm,得小齿轮的齿数
取
则,大齿轮齿数
几何尺寸计算
齿顶高：
齿根高：
全齿高：
中心距：133.980mm 取134mm
螺旋角：
分度圆直径：
mm
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

齿宽： 取
5.3 斜齿3、4齿轮的设计
(一)根据已知条件选择材料
1， kw
2， r/min
（二） 齿轮材料及精度等级。
小齿轮选用40Cr调质 硬度HB3=280HBS
大齿轮选用45钢调制 硬度HB4=240HBS
精度等级：8级
(三)按齿轮接触疲劳强度设计
转矩 N·mm ；
（四）载荷系数和材料弹性影响系数
选载荷系数=1.6,
查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数
(五)齿宽系数
因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，

(六)许用接触应力
由《机械设计》P209图10-21（d）查得，

查《机械设计》P207图10-19得， ，
安全系数
MPa
MPa
MPa
（七）选小齿轮齿数Z3=25则大齿轮齿数Z4=25*3.1=77.5，取Z=78
初选螺旋角
（八）查《机械设计》P217图10-30选取区域系数
（九）查《机械设计》P215图10-26得
端面重合度 则

1.试算小齿轮分度圆的直径，

2.计算圆周速度v
V===1.280m/s
3.计算载荷系数
纵向重合度
根据v=1.280m/s，8级精度，由课本《机械设计》P194图10-8查得动载荷系
由课本《机械设计》P195图10-3查得斜齿轮，
查课本《机械设计》P193表10-2得使用系数
查课本《机械设计》P196表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，
查《机械设计》图10-13得
得，载荷系数K==2.242
4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

=64.04
= 71.25（取1.6）
mm

5.按齿根弯曲疲劳强度设计
由式：

1）确定有关系数与参数
（1）查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限
（2）查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；
（3）计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》P206表10-6得弯曲疲劳安全系数
MPa
MPa
（4）计算载荷系数K

（5）查齿形系数和应力校正系数
查图得螺旋角影响系数
计算当量齿数

查《机械设计》P200表10-5得，
，，，

（6）计算两齿轮的 并比较

由此得知，取大齿轮数据
设计计算

对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=2.22，并取圆整为标准值m=2.5，前面计算得=71.66mm,得小齿轮的齿数
得 取28
则大齿轮齿数 取87
齿顶高：
齿根高：
全齿高：
中心距：148.15mm 取148mm
螺旋角：
分度圆直径：
mm
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

齿轮宽度： 圆整后取

高速级齿轮参数
低速级齿轮参数
模数
2
2.5
小轮分度圆/d3
53.6
72.07
大轮/d4
214.4
223.93
中心距
134
148
小轮/df3
48.6
65.82
大轮/df4
209.4
217.68
小轮/da3
57.6
77.07
大轮/da4
218.4
228.92
小轮/b3
60
78
大轮/b4
54
72
小轮齿数
26
28
大轮齿数
104
87

5.4.外传动（开式直齿锥齿轮传动）
1.齿轮材料，确定许用应力
小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS
大齿轮 45 正火 硬度240HBS
2.许用接触应力[] 由式6-6，
查《机械设计》P209图10-21d得

工作条件：使用寿命5,每天8小时，每年300天。连续工作，工作平稳
接触疲劳极限，查图6-4

接触强度寿命系数：

3.按齿轮接触疲劳强度设计
转矩 N·mm ；
4.载荷系数和材料弹性影响系数
选载荷系数=1.6,
查《机械设计》P201表10-6得材料的弹性影响系数
查《机械设计》P207图10-19得， ，
安全系数
MPa
MPa
MPa
选小齿轮齿数Z=25则大齿轮齿数Z=25*1.3=33，

5.试算小齿轮分度圆的直径
mm
6.计算圆周速度v
V==1.056m/s
齿宽 B=53.48
根据v=1.005m/s，8级精度，由课本《机械设计》P194表10-8查得
动载荷系
由课本《机械设计》P226
查课本《机械设计》P193表10-2得 使用系数
查课本《机械设计》P 226
得，载荷系数K==2.1
7..按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
（取1.6）

8..按齿根弯曲疲劳强度设计
由式：
1）确定有关系数与参数
（1）查《机械设计》P108图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限
（2）查《机械设计》P206图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；
（3）计算弯曲疲劳许用应力
查表得弯曲疲劳安全系数
MPa
MPa
（4）.计算载荷系数K

（5）查齿形系数和应力校正系数
得
计算当量齿数

查《机械设计》表得，，，，
（6）计算两齿轮的 并比较

(2)设计计算

对比计算结果，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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=6.227，并取圆整为标准值m=7，前面计算得=207.909mm,得小齿轮的齿数
得 取30
则大齿轮齿数
mm
锥距mm

六、铸造齿轮结构尺寸
根据《机械设计课程上机与设计》P155表12-10与由齿顶圆直径选择腹板式（200≤da≤500）得到
齿轮2： d0=126.2mm，δ1=10.5mm，dk=31.1,mm，l≥b=54mm，C=18.9mm
齿轮4： d0=146.465mm，δ1=10.375mm，δ=16，dk=25.2325mm，l≥b=54mm，C=25.2mm

七、轴的设计计算
7.1 轴选40Cr 调质

由《机械设计》P370确定 高速轴 A01=100，中间轴 A02=112，低速轴 A03=112
高速轴：=17.60mm
有联轴器d=30mm
中间轴：=30.34mm
因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=35mm
低速轴：=42.70mm
有联轴器d=45mm
1）高速轴
各轴直径
d11:最小直径，安装HL3弹性柱销联轴器，d11=d1min=30mm（由电动机机座号160M依次参考《机械设计课程上机与设计》P217、P192得出）
d12:密封处轴段，定位高度h=（2.1～3），所以d12=30+5=35mm,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=35mm
d13：角接触球轴承处轴段， 查《机械设计课程上机与设计》P170表13-4
轴承选7008C其尺寸为 d*D*B=40*68*15，d13=40mm
d14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度 d14=46mm
d15：d15为齿轮轴
d16：d16=46mm
d17：角接触球轴承轴段，d16=40mm

各轴长度
L11：由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=82mm确定 L11=80mm（比L短一些）
l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=90mm
L13：由角接触球轴承，档油盘：L13=36mm
L14：由高速小齿轮B1=60mm，由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定L14=87mm
L15：齿轮轴段L16=60mm
L16：L16=10mm
L17：角接触球轴承轴段，由滚动轴承，档油盘：L17=26mm

2)中间轴
各轴直径
d21:最小直径，角接触球轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查《机械设计课程上机与设计》P170表13-4取d21=35mm，角接触球轴承选7007C其尺寸为d*D*B=35*62*14
d22:高速级大齿轮轴段，d22=40mm
d23：轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=46mm
d24：低速小齿轮轴段，d24=d22=40mm
d25：d25=d21=35mm

各轴长度
L 21：由角接触球轴承，档油盘，l21=38mm
L22：由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=78mm确定，所以L22=75mm
L23：l23=12mm
L 24：由高速速级大齿轮的毂孔宽度B3=54确定，所以l24=51mm
L25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l25=41mm

3）低速轴
各轴直径
d31:联轴器段，联轴器的计算转矩：Tca=KA×T3=1.3*529.07=687.791N/m按计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，参考《机械设计课程上机与设计》P192表14-6，选用HL4弹性柱销联轴器，d31=45mm,
d32:密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取，=50mm,
d33：角接触球轴承段选7011c其尺寸为d*D*B=55*90*18，
d34：低速级大齿轮轴段d34=60mm，
d35：过度轴段d35=68mm，
d36：，d36=60mm，
mm。
各轴长度
L31：安装HL4弹性柱销联轴器，由半联轴器和轴配合的毂孔宽L=112mm确定（比L短一些）mm，
L32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，mm，
L33：由角接触球轴承挡油盘及装配关系确定mm，
L34：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=72确定取mm，
L35：过度轴段mm，
L36：由箱体结构mm，
：由角接触球轴承挡油盘及箱体结构，轴承端盖装配关系确定mm。

7.2轴的校核
1.高速轴的校核：
r/min

已知轴材料40Cr调制，

故符合强度要求

2.中间轴校核
kw
r/min
N·mm
而作用在小齿轮上的圆周力Ft2=2T2/d2=2*189900/214.4=1771.46N
径向力：Fr2=Ft2*tan α/cosβ1=664.60N
作用在大齿轮上的圆周力Ft3=2T2/d3=2*189900/72.07=5269.88N
径向力：Fr3=Ft3*tan α/cosβ2=1974.75N
轴向力：Fa2=Ft2*tanβ1=442.82N
Fa3=Ft3*tanβ2=1363.97N
求水平面的支承力:
FNH1=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L3)/(L1+L2+L3)=4087.54N
FNH2=(Ft2(L1+L2)+Ft3*L1)/(L1+L2+L3)=2953.80N
求垂直面的支反力：
FNV1=(Fr3(L2+L3-Fr2*L3)/(L1+L2+L3)=1166.56N
FNV2=Fr3-Fr2-FNH1=143.59N
计算水平弯矩
MH1=FNH2*(L2+ L3)-Ft2* L2=247297.02N*mm
MH3=FNH1*(L1+ L2)-Ft3* L2=155073.65N*mm
计算垂直弯矩
MV1=FNV2*(L2+ L3)+Fr2* L2=70577.30N*mm
MV2=FNV1*(L1+ L2)-Fr3* L2=6707.06N*mm
总弯矩：

其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示

抗弯扭合成力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，
轴的当量力矩为：
轴的计算应力：
故符合强度要求

低速级轴的校核:
输出轴上的功率 kw
N·mm
由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面
故危险截面的直径d=45mm
由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。
r/min
圆周力：Ft4=2T3/d2=2*529.07/60=1763.57N
径向力：Fr4:=Ft4*tan α/cosβ2=660.85N
求水平面的支承力:
FNH1=Ft4 *L2/(L1+L2)=1206.11N
FNH2=Ft4 - FNH1=557.46N
求垂直面的支反力：
FNV1=Fr *L3/(L1+L2)=451.96N
FNV2=Fr4 -FNV1=208.89N
计算水平弯矩
MH=FNH1*L1 =1206.11*59.3=71522.32N*mm
计算垂直弯矩
MV=FNV1*L1=451.96*59.3=26801.23N*mm
总弯矩：

轴的材料45号钢，调质处理。查表8.2得=60

故轴的强度满足要求

八、轴承端盖的选择
根据轴承外径的大小，按照《机械设计课程上机与设计》P202表15-3得到：
高速轴：轴承外径D1=68mm，螺栓直径d3=8，4个螺栓。计算结果如下：
螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=88mm，D2=D0+2.5d3=108mm，
厚e=1.2d3=9.6mm，D4=D-（10-15）
中速轴：轴承外径D2=62mm，螺栓直径d3=8，4个螺栓。计算结果如下：
螺栓孔d0=d3+1=9mm，D0=D1+2.5d3=82mm，D2=D0+2.5d3=102mm，
厚e=1.2d3=9.6mm
低速轴：轴承外径D3=62mm，螺栓直径d3=10，4个螺栓。计算结果如下：
螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=115mm，D2=D0+2.5d3=140mm，
厚e=1.2d3=12mm

九、键联接的选择及其校核计算
7.1键的选择与强度验算
选取45钢作为平键材料，连接方式为静链接，
取载荷性质为冲击
高速轴
连接联轴器的键： 选

中速轴
大齿轮： 选

小齿轮： 选

低速轴
连接联轴器的键： 选

大齿轮： 选

十、联轴器的选择
由《机械设计》P370表15-3确定 高速轴 A01=100，中间轴 A02=112，低速轴 A03=112。
根据许用转矩TP和最小直径，按照《机械设计课程上机与设计》P192表14-6得到
高速轴：=17.60mm
选择联轴器：HL3，d=30mm
低速轴：=42.70mm
选择联轴器：HL4，d=45mm

十一、减速器箱体的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构,为了保证齿轮配合质量，
大端盖分机体采用配合.
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
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.

润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.
铸铁主要结构尺寸
名称
符号
减速器形式及尺寸关系/mm
齿轮减速器
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

10
箱盖凸缘厚度

15
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

24
地脚螺钉数目

6
轴承旁联接螺栓直径

18
盖与座联接螺栓直径

14
轴承端盖螺钉直径

10
检查孔盖螺钉直径

6
定位销直径

12
箱盖、箱座肋厚

8.5
至外机壁距离

34,24,20

28,22,18
大齿轮顶圆与内机壁距离

20
齿轮端面与内机壁距离

15
轴承端盖外径

轴1-3分别为108,102,140

十二、润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，表面粗超度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.

十三、减速器的维护与保养
对皮带运输机实行定期维护保养的目的是。减少机器的故障，延长机器使用寿命；缩短机器的停机时间；提高工作效率，降低作业成本。
齿轮的维护
（1）使用齿轮传动时，在启动、加载、卸载及换档的过程中应力求平稳，避免产生冲击载荷，以防引起断齿等故障。
（2）经常检查润滑系统的状况（如润滑油的油面高度等）。油面过底则润滑不良，油面过高会增加搅油功率的损失。对于压力喷油润滑系统还需检查油压状况，油压过底会造成供油不足，油压过高则可能是因为油路不畅通所致，需及时调整油压，还应按照使用规则定期更换或补充规定牌号的润滑油。
（3）注意检查齿轮传动的工作状况，如有无不正常的声音或箱体过热现象。润滑不良和装配不符合要求是齿轮失效的重要原因。声响监测和定期检查是发现齿轮损伤的主要方法。
轴的维护

在工作过程中，对机械要定期检查和维修，对于轴的维护重点注意三个方面。
（1）认真检查轴和轴上零件的完好程度，若发现问题应及时维修或更换。轴的维修部位主要是轴颈及轴端。对精度要求较高的轴，在磨损量较小时，可采用电镀法或热喷涂（或喷焊）法进行修复。轴上花键、键槽损伤，可以用气焊或堆焊修复，然后再铣出花键或键槽。也可以将原键槽焊补后再铣制新键槽。
（2）认真检查轴以及轴上主要传动零件工作位置的准确性、轴承的游隙变化并及时调整。
（3）轴上的传动零件（如齿轮、链轮等）和轴承必须保证良好的润滑，应当根据季节和工作地点，按规定选用润滑剂并定期加注。要对润滑油及时检查和补充，必须及时更换。
十四、附录（零件1张及装配图2张）

=0.800

=8.125kw

=1460r/min

=14.6

=1.3

=3.8
=2.9

N·mm

=7.96kwr/min
52.07
7.57kw
=365r/min
189.90N·mm

7.34kw
=132.49r/min

mm

m=2

=26
104

a=134mm

=53.6mm

mm

mm

HB3=280HBS
HB4=240HBS

V=1.280m/s

m=2.5
=28
=87

a=148mm

=72.07mm
=223.93mm

mm

+

硬度280HBS
硬度240HBS

V=1.056m/s

mm

R=171.57mm