材控专业课程设计一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明.doc

精选资料

机械设计基础课程设计2资料

设计题目：皮带运输机传动装置

学院名称 材料科学与工程
专 业 材料成型及控制

内装资料： 1计算说明书 1 份
2 设计装配图 1 张
3 零 件 图 1 张
4 设计草图 1 张

2013年 8月29日

机械设计基础课程设计2
计算说明书

设计题目：皮带运输机传动装置

学生姓名 XXX
学院名称 材料科学与工程
专 业 材料成型及控制
学 号 3010208XXX
指导教师 XXX

2013年 8月

编号2—3— 3
姓名 XXX 专业 材料成型及控制 年级 2010 班级 X
设计完成日期 2013.8.29 指导教师 XXX

设计题目：皮带运输机传动装置

1— 电动机 2—联轴器 3—圆柱齿轮减速器 4—链传动 5—运输带 6—滚筒
原始数据
项 目
设 计 方 案
1
2
3
4
运输带曳引力P（牛顿）
3200
3000
2800
2600
运输带速度v（米/秒）
1.7
1.7
1.7
1.7
滚筒直径D（毫米）
450
450
450
450
每日工作时数T（小时）
16
16
16
16
传动工作年限（年）
10
10
10
10
注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带转速允许误差为±5%。
设计工作量：设计说明书 1份，减速器装配图 1张，减速器零件图 1 张

目录

一 传动装置的总体设计
1、传动方案的确定……………………………………………………1
2、电动机的选择………………………………………………………1
3、传动装置的总传动比的计算和分配………………………………3
4、传动装置的运动和动力参数的确定………………………………3
二 传动零件的设计
1、链轮设计……………………………………………………………5
2、齿轮传动设计………………………………………………………7
3、轴的设计……………………………………………………………11
4、滚动轴承的选择与校核计算………………………………………18
5、键联接的选择及其校核计算………………………………………19
6、联轴器的扭矩校核…………………………………………………20
7、减速器基本结构的设计与选择……………………………………21
三 箱体尺寸及附件的设计
1、箱体的尺寸设计……………………………………………………23
2、附件的设计…………………………………………………………25
四 参考文献 ……………………………………………………… 27
五 主要设计一览表 …………………………………………………29

设计内容：
一、 传动装置的总体设计
1、 确定传动方案
本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为一级闭式齿轮和链传动，其传动装置见下图。

2、 选择电动机
（1） 选择电动机的类型
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。
（2） 选择电动机的额定功率
① 带式输送机的性能参数：
输送带工作拉力F/N
输送带工作速度v/m·s-1
卷筒直径D/mm
2800
1.7
450
表一
工作机所需功率为：
② 从电动机到工作机的传动总效率为：
其中、、、、分别为链传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和工作机的效率，查取《机械设计》 ：
的选取：因为是开式链传动
查表得=0.90~0.93 这里取=0.92
的选取：选用圆柱直齿齿轮8级精度（稀油润滑）
查表得=0.97
的选取：选取深沟球轴承。
查表得=0.99
的选取：考虑到轴的转速较高，转矩也不太大，启动频繁，电动机与减速器两轴间一般有一定的相对位移，所以选用弹性套柱销式联轴器。
查表得=0.99~0.995 这里取=0.99

故=0.823
③ 电动机所需功率为
5.784

又因为电动机的额定功率
查《机械设计》，选取电动机的额定功率为7.5kW，满足电动机的额定功率 。
（3） 确定电动机的转速
传动滚筒轴工作转速：
查《机械设计》， 链传动常用传动比为i1=2~3.5，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=3~4（8级精度）。根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、…in之间的关系是i=i1i2…in，可知总传动比合理范围为i=6~14。
又 因为 ，
故 电动机的转速可选择范围相应为

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min两种。
这里选取同步转速为1000r/min的电机。
（4） 确定电动机的型号
查《机械设计》，选取电机 型号为Y160M-6,得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：
电动机的技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）

Y160M-6
7.5
1000
970
2.0
2.0
表三

电动机的安装及有关尺寸(mm)
中心高
H(mm)
轴伸尺寸
D×E
键公称尺寸
F×GD
160
42×110
12×8
表四

3、 传动装置的总传动比的计算和分配
（1） 理论总传动比
（2） 分配各级传动比
各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。根据链传动的传动比范围i1=2 ~ 3.5 ，初选i1＝3.36，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~4（8级精度），且符合了在设计链传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使链传动比小于齿轮传动比，即i带<i齿。

4、计算传动装置的运动和动力参数
（1） 计算各轴输入功率
① 0轴（电动机轴）的输出功率为：
②1轴（减速器高速轴）的输入功率：从0轴到1轴，经过一个联轴器，所以：

③ 2轴（减速器低速轴）的输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以：

④ 3轴（滚筒轴）的输入功率：从2轴到3轴，经过链传动和一对轴承，，所以：

（2） 计算各轴转速
① 0轴（电动机轴）的转速：

② 1轴（减速器高速轴）的转速：

③ 2轴（减速器低速轴）的转速：

④ 3轴（滚筒轴）的转速：

（3） 计算各轴转矩
1)0轴（电动机轴）的转矩：

2)1轴（减速器高速轴）的转矩：

3)2轴（减速器低速轴）的转矩：

4) 3轴（滚筒轴）的转矩：

把上述计算结果列于下表：
参数
轴名
输入功率 （kW）
转速(r/min)
输入转矩
（N.m）
传动比
传动效率
轴0（电动机轴）
5.78
970
56.95
1
0.99
轴1（高速轴）
5.73
970
56.41
4
0.9603
轴2（低速轴）
5.48
242.5
215.81
3.36
0.9108
轴3（滚筒轴）
4.99
72.17
660.31
表五

二、 传动零件的设计
1、 箱外传动件设计（链设计）
（1）选择链轮齿数和
查《机械基础》表12－4，设v=0.6~3 m/s 选取=15 则 取整=51 链的实际传动比为=3.4

（2）计算链节数Lp 初定中心距=40p 则有
=113.82
取整并取偶数Lp=114
（3）计算额定功率
由《机械基础》表12－5查得，=1.0
由表12—7查得=1.0
由于在工作时可能出现链板疲劳破坏，链工作在图12—13所示曲线的左侧，按照表12—6中的公式算的当=15时=0.77
所以=7.07 kw
（4）选取链的节距P
小链轮的转速
由《机械基础》图12-13选取链型号为16A,得链节距P=25.40mm。
（5）确定实际中心距a`
由《机械基础》式12-14得计算中心距为
=1018.29mm
中心距可调，实际中心距a`=a-Δa
Δa=(0.002~0.004)a 取Δa=0。004a=4.07mm
实际中心距a`=a-Δa=1018.29-4.07=1014.22mm
取实际中心距a`=1015mm
（6）验算链速
由公式=1.54m/s
与原假设符合
（7）选择润滑方式
按p=25.40mm v=1.54m/s 查《机械基础》图12-14得：该链传动用滴油润滑。
（8）求作用在轴上的载荷
F=1000p/v=3522.86N Fq=(1.15-1.2）F=4067.52-4244.37N
（9）链轮的主要尺寸

2、 减速器内传动件的设计（齿轮传动设计）
（1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级
① 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
考虑到是普通减速器，故采用软齿面齿轮传动，参照《机械设计学基础》表13-1，选小齿轮材料为40Cr调质，硬度为250HWB,大齿轮材料为42SiMn调质，硬度为220HBW，（两者硬度差为30HBW）。
② 精度等级初选
减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据《机械设计学基础》，初选8级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮
由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：
① 确定载荷系数K
因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》，得K的范围为1.4~1.6， 取K＝1.5。
② 小齿轮的转矩

③ 许用接触疲劳许用应力

ⅰ）接触疲劳极限应力
由《机械设计学基础》图13－12中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得极限应力为
=670MPa ， =620MPa
ⅱ）接触疲劳寿命系数ZN
应力循环次数公式为 N=60 n jth
工作寿命每年按300天，每天工作16小时，故
th=(300×10×16)=48000h
N1=60×466.798×1×48000=3.399×109

查《机械设计学基础》图13－13，且允许齿轮表面有一定的点蚀
ZN1=0.89 ZN2=0.92
ⅲ) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin
查《机械设计学基础》按一般可靠度要求，得SHmin＝1
ⅳ）计算接触疲劳许用应力。
将以上各数值代入许用接触应力计算公式得

ⅴ）齿数比
因为 Z2=i Z1，所以
ⅶ）齿宽系数
由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》表13－7，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。取。
ⅵ）计算小齿轮直径d1
由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得

对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选取。先取z1分别得25、28、29三种方案，有下表
方案
Z1
Z2

取标准模数
实际
d1
实际传 动比
1
25
100
2.12
2.5
62.5
4
2
28
112
1.894
2
56
4
3
32
128
1.658
2
64
4
比较的选取方案2，方案1和方案3均无必要的增大了d1,这将导致齿轮的结构尺寸增大。
④ 圆周速度v

查《机械设计学基础》表13－2，v1>2m/s，该齿轮传动选用8级精度。
（3） 主要参数选择和几何尺寸计算
① 齿数
z1＝28，则z2＝iz1＝112
② 模数m
m=2 mm
③ 分度圆直径d

④ 中心距a

⑤ 齿轮宽度b
大齿轮宽度
小齿轮宽度
⑥ 其他几何尺寸的计算（，）
齿顶高 由于正常齿轮，
所以
齿根高 由于正常齿
所以
全齿高
齿顶圆直径

齿根圆直径

（4） 齿根校核
齿根弯曲疲劳强度的校核公式为
① 齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》表13－4，得YFa1＝2.55，YSa1＝1.61
YFa2=2.17 YSa2=1.80

② 弯曲疲劳许用应力计算

ⅰ)弯曲疲劳极限应力
根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》图13－14c的MQ取值线查得
，
ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN
查《机械设计学基础》图13－15得，
YN1=0.82 , YN2=0.88
ⅲ)弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin
本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》1表13－6，取SFmin＝1.25。
ⅳ）弯曲疲劳许用应力
将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得

ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核

因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。
3、 轴的设计
此传送装置一共需要三个轴：高速轴（1轴)、低速轴（2轴）、工作轴（3轴)
轴颈直径的估算： 选用45号钢，正火处理，估计直径d≤100mm，查表的
σb=600Mpa c=118 则有

因为各轴上都有键，所以为保证有足够的强度，直径要增大5%，所以d1=32 mm d2=36mm d3=50mm
（1） 低速轴的设计
① 轴的结构设计
初定各轴段直径
位置
轴直径
/mm
说明
链轮处
36
按传递转矩估算得基本直径
油封处
42
为满足链轮的轴向固定要求而设一轴肩，轴肩高度a=(0.07-0.1)d=2.52-3.6mm,取a=3

轴承处

45
选用深沟球轴承，为方便轴承从右端拆除，轴承内径应稍大于油封处轴颈，并符合滚动轴承标准内径，故取轴颈为45mm,初定轴承型号为6409，两端相同
齿轮处
48
考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应稍大于轴承处直径，并为标准直径
轴环处
56
齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴颈d=48mm，轴环高度h=(0.07-0.1)d=3.36-4.8mm，取h=4mm
左端轴承处
52
为方便轴承拆卸，轴肩高度不能过高，按6409型轴承的安装尺寸，取轴肩高度为3.5mm
确定各轴段长度（由右至左)
位置
轴段长度/mm
说明
链轮处
58
求的链轮轮毂宽度为60mm，为保证轴承挡圈能压紧链轮，此轴段长度应略小于链轮轮毂的宽度，取58mm

油封处

45
此轴段包括两个部分：为方便轴承盖的拆卸，轴承盖外端面至链轮左端面的间距为16.4mm；有减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖右端面与轴承盖外端面的间距为28.6mm，故该轴段长为16.4+28.6=45mm

齿轮处

54
已知轮毂宽为56mm，为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长应略小于齿轮轮毂的宽度，取54mm
右端轴承处（含套筒）

53
此轴段包括四个部分：轴承内圈宽度为29mm，考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与箱体内壁的间距取为8mm，箱体内壁与齿轮右端面的间距取为14mm，齿轮对称布置，齿轮左右两端上述两值取同值，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm，故该轴段长度为53mm
轴环处
10
轴环宽度b=1.4a=5.6mm，取b=10mm
左端轴承轴肩处

12
轴承右端面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差，即14+8-10=12mm
左端轴承处
29
等于6409型轴承的内圈宽度
全轴长
261
29+12+10+54+53+45+58=261mm
‚传动零件的周向固定 齿轮及链轮处均采用A型普通键，齿轮处为：键GB/T 1096 键14×9×45；链轮处 GB/T 1096 键10×8×50
ƒ其他尺寸 为方便加工，并参照6409型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm,轴段倒角为C2。
（2）轴的受力分析
已知轴传递的转矩
‚求轴上的作用力
齿轮上的切向力
齿轮上的径向力 N
链轮作用在轴上的力
ƒ确定轴的跨距 左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为
56/2 +14+8+29/2=64.5mm
链轮力作用点与右端轴承支反力作用点的间距为29/2+45+60/2=89.5mm
(3) 按当量弯矩校核轴的强度
做轴的空间受力简图

a)

29 12 10 54 53 45 58
FAH FT2 FBH FQH
b) Fr2
FAV FBV FQV

FAH Fr2 FQH

c) FBH

MH
Ft2 FQV
FAV FBV
d)

MV
T
e)

由图可知B点的弯矩最大，合弯矩最大，所以只需校核B点。
‚作水平面受力图及弯矩图MH(图c)

ƒ作垂直面受力图及弯矩MV图（图d)
N
N

④合成弯矩M

⑤ 作转矩T图（图e)
T=215810 N.mm
⑥按当量弯矩校核轴的强度，由图知，截面B的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，故应与校核。
截面B的当量弯矩为
N.mm
查《机械基础》表15－5得，对于45号钢，σb=600 Mpa ,其中[σ-b]=55Mpa，按式15-3得
<[σ-b]=55Mpa
故轴的强度足够。
（2）高速轴的设计
① 选择轴的材料和热处理
轴颈直径的估算： 选用45号钢，正火处理
② 初步计算轴的直径
估计直径d≤100mm，查表得
σb=600Mpa c=118 则有

考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

③ 轴的结构设计
根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合低速轴的结构，初步确定低速轴的结构。设有5个轴段。
1段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据《机械基础》，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为32mm，轴孔长度为82mm。根据联轴器的轴孔长度，又由《机械基础》得，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝80mm。
2段：查《机械设计》，取轴肩高度h为3mm，则d2=d1+2h=32+2×3=38mm
此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。计算的轴承端盖的厚度为9.6mm，轴承端盖和轴承座之间有1mm的垫片，且它们之间的连接螺钉直径为8mm，螺钉头厚度为5.3mm，轴承座宽度为56mm，轴承内侧面与内壁的距离为8mm，轴承宽度为15mm，则此段长度为L2=33+9.6+1+5.3+10.1=59mm
3段：取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=38+2×1=40mm。此段装轴承与挡油板。选用深沟球轴承。查机械设计，此处选用的轴承代号为6008，其内径为40mm，宽度为15mm。此段长度为L3=8+15+2=25mm
4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=mm。由于齿根圆直径与轴径相差不大，齿根圆的直径为46mm，与此轴段直径之差小于2.5m，所以设计为齿轮轴。因为小齿轮的宽度为64mm，则L4=64+8+8=80mm
5段：此轴段与3段对称，所以d5=40mm，L5=8+15+2=25mm

（3）确定滚动轴承的润滑和密封
由于轴承周向速度为2.84m/s >2m/s，宜用油润滑。在靠近小圆柱齿轮的内侧设置挡油板，以防止由于润滑油冲击轴承而使轴承的阻力 增加并发热。滚动轴承外侧的密封采用凸缘式轴承盖和毡圈来密封。
（4）输油沟
由于轴承采用油润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设输油沟，以使由于零件旋转而溅到箱体内壁的润滑油，可经输油沟流入轴承来实现润滑。
（5）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置
因为轴承采用油润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为8mm
( 6 ) 确定轴承座孔的宽度L
，为箱座壁厚，，为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械设计得，取＝8mm，C1＝22mm，C2＝20mm，L＝8+22+20+6＝56mm。
（7） 确定轴的轴向尺寸
高速轴（单位：mm）：
各轴段直径
D1
D2
D3
D4
D5
D6
D7
36
42
45
48
56
52
45
各轴段长度
L1
L2
L3
L4
L5
L6
L7
58
45
53
54
10
12
29

低速轴（单位：mm）：
各轴段直径
D1
D2
D3
D4
D5
32
38
40
45
40
各轴段长度
L1
L2
L3
L4
L5
80
59
25
80
25

4、滚动轴承的选择与校核计算
根据《机械设计》推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取10年，一年按300天计算， T h=(300×10×16)=48000h
（1）低速轴承的校核
选用的轴承是6409深沟型球轴承。
轴承的当量动负荷为
由《机械基础》表17－6查得，fd＝1～1.2，取fd=1。
因为Fa1=0N，则
查《机械基础》表17－5得，X= 1，Y= 0 。

FrB>FrA 所以选用FrB

查《机械基础》表17-3得：ft=1 ，
查《机械基础》p297得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ，
查《机械设计》得6409深沟型球轴承Cr= 77.5KN；
则
所以预期寿命足够，轴承符合要求。
（2）高速轴承的校核
选用6008型深沟型球轴承。
轴承的当量动负荷为
由《机械基础》表17－6查得，fd＝1～1.2，取fd=1。
因为Fa2=0N，，则
查《机械基础》表17－5得，X=1 ，Y=0 。
计算的Fr=1071N

查《机械基础》表17-3得：ft=1 ，
查《机械基础》p297得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ，6008型深沟型球轴承Cr=17KN；
则
所以预期寿命足够,轴承符合要求。
5、键联接的选择及其校核计算
（1）选择键的类型和规格
轴上零件的周向固定和联轴器均选用A形普通平键。由《机械基础》P157得键的材料采用强度极限不小于600MPa的碳素钢，通常采用45钢，所以此处选用45钢。
① 低速轴（参考《机械设计》p112）：根据链轮与轴连接处的轴径36mm，轴长为58mm，查得键的截面尺寸b×h＝10×8mm
键长一般取L≤B(轮毂宽度）且L≤(1.6~1.8)d （一般键长比轮毂宽度小5~10mm)
链轮宽度B=58
根据上述取键长L＝50mm，即GB/T 1096 键10×8×50
根据安装齿轮处轴径48mm，查得键的截面尺寸，轮毂宽为B=54，取键长L=45，即GB/T 1096 键14×9×45。
② 低速轴：
根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，此段长度B=80，由上述公式取键长L=70mm，即GB/T 1096 键10×8×70。
（2）校核键的强度
低速轴两键的校核
A、 低速轴装齿轮轴段的键的校核：
强度校核 按挤压强度校核，并且k=h/2，l=L-b，则工作面的挤压应力为

已知轮毂材料为45钢，且载荷平稳，由《机械基础》表10-11得许用挤压应力为[σ]p=125~150MPa
故键联接的挤压强度足够。
B、低速轴轴端处的键的校核：
强度校核 按挤压强度校核，并且k=h/2，l=L-b，则工作面的挤压应力为

故键联接的挤压强度足够
6、 联轴器的选择
（1)求计算转矩Tc
K查表得K=1.5
Kc=1.5×9550×5.906÷970=87.22N.m
(2) 选定型号 由GB/T4323-2002选定联轴器型号为TL6(半联轴器的材料为钢）
由GB/T4323-2002知 标称转矩Tn=125>Tc
许用转矩[n]=4600>n,合适
电动机半联轴器用Y型轴孔，轴孔直径为d1=42mm 轴孔长L=112mm；减速器轴端半联轴器用J1型轴孔，轴孔直径d2=42mm，轴孔长L=82mm.联轴器的标记为
7、减速器基本结构的设计与选择
（1）滚动轴承的拆卸
安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。
（2）轴承盖的选择与尺寸计算
①轴承盖的选择：
选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT200制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。
②尺寸计算
Ⅰ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算
A、高速轴：
选用的轴承是6008深沟型球轴承，其外径D＝68mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查《机械设计》计算公式可得：
螺钉直径d3＝8，螺钉数 n＝6

B、低速轴：
选用的轴承是6409型深沟型球轴承，其外径D＝120mm。尺寸为：
螺钉直径8，螺钉数6

Ⅱ）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。
（3）润滑与密封
① 齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。
② 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为2.84m/s >2m/s，所以选用油润滑。
③ 润滑油的选择
齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用L-AN全损耗系统用油，牌号22。
④ 密封方法的选取
箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。

三、箱体尺寸及附件的设计
1、箱体尺寸
采用HT200铸造而成，其主要结构和尺寸如下：
中心距a=140mm，
总长度L：456mm
总宽度B：386mm
总高度H：299mm
箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm
箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm
箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm
箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=8 mm
扳手空间： C1＝22mm，C2＝20mm
轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：D高=108 mm
低速轴上的轴承：D低=160mm
轴承旁凸台半径R1：
箱体内壁至轴承座端面距离：=22+20+8+6=56mm
地脚螺钉直径： 取=20mm
地脚螺钉数量n：因为a=140mm<250mm，所以n=4
轴承旁螺栓直径： 取d1=16
凸缘联接螺栓直径： ,取＝10mm
凸缘联接螺栓间距L：， 取L＝100mm
轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=8, n＝6
低速轴上的轴承： d3=8， n＝6
窥视孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm
窥视孔盖螺钉数量n：因为a=140mm<250mm,所以n=4
启盖螺钉直径d5（数量）：（1个）
定位销直径d6（数量）： （2个）
齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>30～50 ，取 ＝40mm
减速器中心高H：H=112+2+40+8+5=167 mm。
箱盖外壁圆弧直径R：
2、附件的设计
（1）检查孔和盖板
查《机械设计》表15－1，取检查孔及其盖板的尺寸为：
A＝100，120，150，1800，200取A＝100mm
A1＝130mm，A2＝115mm，B1＝80mm，B＝50mm B2=65mm
d4为M6，数目n＝4
R＝10
h＝5
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
100
50
130
80
115
65
5
10
4
M6

（2）通气器
选用结构简单的通气螺塞，由《机械设计》表15－6，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
d
M12 1.5
18
16.5
14
19
10
2
4

（3）油标尺
由《机械设计》表15-5，取油标的尺寸为：
d
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M12
4
12
6
28
10
6
4
20
16

（4）放油螺塞
螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械设计》表15－8，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：
d
D0
L
l
a
e
S
d1
M14 1.5
22
22
12
2
10.6
17
15
（5）定位销
定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。
＝12+12＝24，取L＝30mm。
（6）起盖螺钉
起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。
（7）起吊装置
箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械设计》表15－2得，
B>C1+C2=18+16=34mm 取B=40mm
H=0.8B=40*0.8=32mm
h=0.5H=16mm
r2 =0.25B=10mm
b=2 =2*8=16mm

五、参考文献

[1]范顺成主编.机械设计基础（非机类专业适用）. 北京：机械工业出版社，2005
[2]陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，2003
[3]寇尊权，王多主编.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2006
[4] 机械设计手册（软件版）V3.0（网上下载）

六、主要设计一览表

名称
尺寸（mm）
零件名称
材料
规格及型号
小齿轮分度圆直径
56
箱座
HT200
——
大齿轮分度圆直径
224
调整垫片
08F
——
小齿轮宽度
64
轴承盖
HT200
——
大齿轮宽度
56
毡圈
半粗羊毛毡
35 FJ/Z 92010
两齿轮中心距
140
轴
45钢
——
小齿轮齿顶圆直径
60
套筒
HT200
——
大齿轮齿顶圆直径
228
深沟球轴承

6205GB/T276-94
小齿轮齿根圆直径
51
齿轮轴
45钢
m=2,z=28
大齿轮齿根圆直径
219
大齿轮
45钢
m=2,z=112
高速轴总长度
260
封油圈
石棉橡胶纸
——
低速轴总长度
261
油塞
Q235
——
高速轴轴承跨度
115
油标尺

组合件
低速轴轴承跨度
128
起吊勾
HT200
——
箱体总长度
456
弹簧垫圈
65Mn
10 GB/T 93
箱体总宽度
386
圆锥销
35钢
B8×30 GB/T 117
箱体总高度
299
垫片
软钢纸板
——
减速器中心高
167
视孔盖
Q235
——
凸缘联接螺栓间距
100
通气器
Q235
——
箱盖外壁圆弧直径
132.5
箱盖
HT200
——
箱体内壁轴向距离
84
启盖螺钉
Q235
M10×20
两侧轴承座孔
外端面间距离
196
键
45钢
——
箱体内壁至轴承座孔外端面距离
56
螺栓
Q235
——

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