课程设计--铸钢车间型砂传送带传送装置设计

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设计计算及说明结果一设计任务书1.1题目：铸钢车间型砂传送带传送装置设计。1.2任务：（1）减速器装配图（0号）………………1张（2）低速轴零件图（2号）………………1张（3）低速级大齿轮零件图（2号）………1张（4）设计计算说明书………………………1份（9）草图……………………………………1份1.3传动方案：图（1）传动方案示意图1——电动机2——V带传动3——展开式双级齿轮减速器4——连轴器5——底座6——传送带鼓轮7——传送带(各轴代号见第六页)1.4设计参数：（1）传送速度V=0.7m/s（2）鼓轮直径D=300mm（3）鼓轮轴所需扭矩T=900N·m1.5其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。34 二．传动方案简述2.1传动方案说明2.1.1将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速<由[2]P7式（2-1）>kw<由[2]P7式（2-3）>r/minr/minkw34 r/minkw式中：V---传送速度;D---鼓轮直径;T---鼓轮轴所需的功率(2)由电动机至工作机的总效率h<由[2]P7式（2-5）><由[2]P7表2-4>带传动V带的效率——=0.94~0.97取=0.95一对滚动轴承的效率——=0.98~0.995取=0.99一对齿轮传动的效率——=0.96~0.98取=0.97联轴器的效率——=0.99~0.995取=0.99∵(3)电动机所需的输出功率KW(4)确定电动机的额定功率Ped<由[2]P196表20-1>又∵Ped>Pd取Ped=5.5kw2.2.3电动机额定转速的选择<由[2]P8式（2-6）>式中:---电动机转速;iv---V带的传动比;---高速齿轮的传动比---低速齿轮的传动比;---工作机的转速<由[2]P4表2-1>展开式双级圆柱齿轮减速器传动比=9~36推荐V带传动比=2~4∴=802.62~6420.96r/min2.2.4确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500r/min的电动机。kwkw34 初选方案：<由[2]P196表20-1>电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.515002.31440682.2.5电动机的主要参数（1）电动机的主要技术数据电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.515002.3144068（2）电动机的外形示意图34 Y型三相异步电动机（3）电动机的安装尺寸表（单位：mm）电机型号Y132S型号尺寸HABCDEF×GDGADACHDL13221614089388010×8332101353154752.3总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1理论总传动比nm:电动机满载转速2.3.2各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比初取2.33（由[2]P4表2-1）(2)两级齿轮传动的传动比(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2l-d2h≈20～30mm。（由[2]P9图2-2）32.322.3334 取，又∵∴4.37，2.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为Ⅰ轴，图（1）左侧中间轴为Ⅱ轴，图（1）中间低速轴为Ⅲ轴，图（1）右侧联轴器为IV轴(1)电动机r/min(2)Ⅰ轴r/mim(3)Π轴r/min(4)Ⅲ轴r/min2.4.2各轴的输入功率(1)电动机kw(2)Ⅰ轴kw(3)Π轴kw(4)Ⅲ轴kw2.4.3各轴的理论转矩(1)电动机(2)Ⅰ轴N·mmr/minr/minr/minkwN·mmN·mmN·mmN·mm34 (3)Π轴N·mm(4)Ⅲ轴=N·mm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比电动轴14405.53.648×1044.33第I轴6185.2258.074×1044.37第II轴1415.0183.3987×1053.17第III轴444.81810.457×105三、传动设计3.1V带传动设计3.1.1原始数据电动机功率——kw电动机转速——r/minV带理论传动比——2.33单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2设计计算（1）确定计算功率PcaPca=KA·Pd根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机，<由[1]P156表8-7>查得工作系数KA=1.2Pca=KA×Pd=1.2×5.5=6.6kw（2）选取普通V带带型根据Pca，nd确定选用普通V带B型。（由[1]P157图8-11）（3）确定带轮基准直径dd1和dd2Pca=6.6kwB型普通V带dd1=140mm34 a.初选小带轮基准直径=140mmb．验算带速5m/s圆整dd2=355mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2）取Ld=1800mm计算实际中心距a（5）验算主轮上的包角<由[1]P148式(8-6)>=∴主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数Z<由[1]P158式(8-22)>得P0——基本额定功率<由[1]P152表8-4a>得P0=2.81P0——额定功率的增量<由[1]P153表8-4b>P0=0.46——包角修正系数<由[1]P155表8-5>得=0.93v=10.56m/sdd2=355mmLd=1800mma=500mm=Z=334 ——长度系数<由[1]P146表8-2>得=0.95∴==2.28取Z=3根（7）计算预紧力F0<由[1]P158式(8-27)>得q——V带单位长度质量<由P147[1]表8-3>q=0.10kg/m==187N应使带的实际出拉力（8）计算作用在轴上的压轴力FP<由式[1]P158(8-24)>得=1095N3.1.4带传动主要参数汇总表带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA1800314035550018710953.1.3带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200(2)带轮的结构带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型F0=187N=1095N34 小带轮结构图大带轮结构图3.2高速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩——=N·mm小齿轮转速——=618r/min齿数比——μ=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.2.2设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS1=220接触疲劳强度极限MPa（由[1]P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限Mpa（由[1]P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火HBS2=190接触疲劳强度极限MPa（由[1]P209图10-21c）弯曲疲劳强度极限Mpa（由[1]P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2=Z1=24×4.37=104.88取1055初选螺旋角二按齿面接触强度设计计算公式：34 mm（由[1]P218式10-21）1．确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩N·mm齿宽系数（由[1]P156表10-7）材料的弹性影响系数Mpa1/2（由[1]P201表10-6）区域系数（由[1]P217图10-30），（由[1]P215图10-26）应力循环次数接触疲劳寿命系数（由[1]P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数∴取MPa2．计算（1）试算小齿轮分度圆直径=62.0mm（2）计算圆周速度=62.0mm=2.0m/sb=49.6mm2.51mmh=5.65mmb/h=10.97Error!Nobookmarknamegiven.=1.5234 2.0m/s（3）计算齿宽b及模数mntmmb/h=10.97（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数①使用系数<由[1]P193表10-2>根据电动机驱动得②动载系数<由[1]P210表10-8>根据v=2.0m/s、7级精度③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数<由[1]P196表10-4>根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、mm，得=1.291④按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由[1]P198图10-13>根据b/h=10.97、⑤齿向载荷分配系数、<由[1]P195表10-3>假设，根据7级精度，软齿面传动，得∴=1×1.1×1.4×1.291=1.988（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径<由[1]P204式(10-10a)>三按齿根弯曲强度设计<由[1]P201式(10-5)>1确定计算参数（1）计算载荷系数K=1.988=66.65mmK=1.97134 （2）螺旋角影响系数<由[1]P217图10-28>根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN<由[1]P206图10-18>得（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4<由[1]P205式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV，，（6）查取齿型系数YFα应力校正系数YSα<由[1]P201表10-5>得（7）计算大小齿轮的并加以比较比较<所以大齿轮的数值大，故取0.0188。2计算=1.85mmError!Nobookmarknamegiven.=2mm33144a=182mmβ=d1=67.864mm34 四分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=66.65mm来计算应有的取33取144需满足、互质五几何尺寸计算1计算中心距阿a将a圆整为182mm2按圆整后的中心距修正螺旋角β3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d267.864mm>66.65mm296.136mm4计算齿轮宽度b=54.29mm圆整后55mm60mm六验算<100N/mm与初设相符设计符合要求3.3低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据d2=296.136mmb=55mm55mm60mm34 输入转矩——=N·mm小齿轮转速——=141r/min齿数比——μ=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.3.2设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS3=220接触疲劳强度极限MPa（由[1]P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限Mpa（由[1]P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火HBS4=190接触疲劳强度极限MPa（由[1]P209图10-21c）弯曲疲劳强度极限Mpa（由[1]P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4=Z3=28×3.17=88.76取895初选螺旋角二按齿面接触强度设计计算公式：mm（由P218[1]式10-21）1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩N·mm齿宽系数（由[1]P156表10-7）材料的弹性影响系数Mpa1/2（由[1]P201表10-6）区域系数（由[1]P217图10-30），（由[1]P215图10-26）应力循环次数=92.27mm=0.77m/smm3.2mm34 接触疲劳寿命系数（由[1]P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数∴取MPa1.计算（1）试算小齿轮分度圆直径=92.27mm（2）计算圆周速度0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mntmmb/h=73.82/7.2=10.25（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数①使用系数<由[1]P193表10-2>根据电动机驱动得②动载系数<由[1]P210表10-8>根据v=0.77m/s7级精度h=7.2mmb/h=10.25=1.776=1.997=99.35mmK=1.94034 ③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数<由[1]P196表10-4>根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8mm，得=1.297④按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由[1]P198图10-13>根据b/h=10.25⑤齿向载荷分配系数、<由[1]P195表10-3>假设，根据7级精度，软齿面传动，得∴=1×1.1×1.4×1.297=1.997（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径<由[1]P204式(10-10a)>99.35mm三按齿根弯曲强度设计<由[1]P201式(10-5)>1确定计算参数（1）计算载荷系数K（2）螺旋角影响系数<由[1]P217图10-28>根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN<由[1]P206图10-18>得（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4<由[1]P205式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV，Error!No34 ，（6）查取齿型系数YFα应力校正系数YSα<由[1]P201表10-5>得（7）计算大小齿轮的并加以比较比较<所以大齿轮的数值大，故取0.018。2计算=2.67m四分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计算应有的取33取105需满足、互质五几何尺寸计算1计算中心距阿abookmarknamegiven.=3mm33105a=213mmβ=d3=101.870mmd4=324.131mm82mm87mm34 将a圆整为213mm2按圆整后的中心距修正螺旋角β3计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4101.870mm324.131mm4计算齿轮宽度b=81.5mm圆整后82mm87mm六验算<100N/mm与初设相符设计符合要求3.4齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z13367.86471.84962.8487Z2144296.136300.136291.136传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b2(mm)4.37182213.461°55,34 低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z333101.870107.8794.377Z4105324.131330.131316.631传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b4(mm)3.17213313.632°823.5齿轮结构参照[2]/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。四.轴及轮毂连接4.1低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率PⅢ、转速nⅢ、转矩TⅢPⅢ=4.818kwnⅢ=44r/minTⅢ=N·mm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。<由[1]P370表15-3>取A0=110由于需要考虑轴上的键槽放大,∴d0=55mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。<由[1]P353式（14-3）>得：<由[1]P351表（14-1）>得：工作情况系数＝1.5<由[2]P164表（17-4）>得：选用HL4型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：34 公称转矩Tn＝1250N·mm轴孔长度L=112mm孔径d1=56mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2许用补偿量轴向径向角向HL412502800561121953.4±1.50.15≤0°30’4.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)一低速轴的结构图二根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合取dI-II=56，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=112。34 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩，<由[2]P158表16-9>毡圈油封的轴径取dII-III=65mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=49。(3)轴肩Ⅲ为非定位轴肩，<由[2]P14815-6初选角接触球轴承取dIII-IV=70考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=32。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V=80m，LIV-V=79.5(5)轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm,且保证Δ≥10mm取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=75考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII=80m。(7)轴肩Ⅶ至Ⅷ间安装深沟球轴承为6314AC取dVII-VIII=70m根据箱体结构取LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。由[2]P119表（11-5），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm二、中速轴尺寸34 （1）确定各轴段直径d1=40mmd2=50mmd3=60mmd4=107mmd5=60mmd6=40mm（1）确定各轴段长度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm三、高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=25mmd2=32mmd3=35mmd4=40mmd5=71.849mmd6=40mmd7=35mm(2)确定各轴段长度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mm34 L5=60mmL6=8mmL7=30mm4.2低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力4.2.2计算轴上的载荷载荷分析图Error!Nobookmarknamegiven.该轴强度合格34 (1)垂直面载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面34 (3)总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV、MV及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N弯矩MMH1=3.37×105N·mmMH2=3.36×105N·mmMV=3.36×105N·mm总弯矩M1=4.76×105N·mmM2=4.75×105N·mm扭矩TTⅢ=N·mm4.2.3按弯扭合成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扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由[1]P362表（15-1），得：由[1]P374式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.31低速轴齿轮的键联接1选择类型及尺寸根据d=75mm，L’=80mm，<由[2]P140表（14-1）>，选用A型，b×h=20×12，L=70mm2键的强度校核(1)键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa34 TⅢ=N.mmσp=[σp]键安全合格4.3.2低速轴联轴器的键联接1选择类型及尺寸根据d=56mm，L’=112mm，<由[2]P140表（14-1）>，选用C型，b×h=16×10L=110mm2键的强度校核(1)键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L–b/2=102mmk=0.5h=5mm(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPaTⅢ=N.mmσp=[σp]键安全合格五.轴承选择计算5.1减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴630735802144711.5中间轴630840902348801.5低速轴63147015035821372.15.2低速轴轴承寿命计算5.2.1预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年(年工作日为260天)。P1=3400.42NP2=9323.94N34 预期寿命=2×8×260×8=33280h5.2.2寿命验算载荷分析图（俯视）(左旋)1)轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa2)当量动载荷P1和P2轴承采用钙基脂润滑密封件是毡圈密封圈密封方式是接触式密封最低油深：35.34mm最高油深：70.69mm34 低速轴轴承选用6314，由[1]p321表（13-6）得到　已知，（常温）由[2]p145表（15-3）得到Fa1/Cor=0.010,由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.15Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,由[1]p321表（13-5）得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.048由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e,由[1]p321表（13-5）得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=P2=9392.94N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承2的受力大小验算h>L>，所以所选轴承可满足寿命要求。六.减速器的润滑与密封6.1齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.2润滑油牌号及油量计算6.2.1润滑油牌号选择由[2]P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由[2]P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油6.2.2油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350--70034 ，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700--1400实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—50mm的要求得：（设计值为50）最低油深：最高油深：箱体内壁总长：L=780mm箱体内壁总宽：b=172mm可见箱体有足够的储油量.6.3轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4减速器的密封减速器外伸轴采用[2]P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。七.减速器箱体及其附件7.1箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。34 7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚δ=8箱盖壁厚δ1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴120中间轴130低速轴210观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=26d122d218df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=24d120d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R=C1外壁至轴承端面的距离l1=δ+C2+C1+(5～10)=557.3主要附件作用及形式1通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由<[2]P76表9-8>选用通气器尺寸M27×1.534 2窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由<[2]P80表9-18>取A=150mm3油标尺油塞为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。由<[2]P79表9-14>选用油标尺尺寸M164油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由<[2]P79表9-16>选用油塞尺寸M16×1.55定位销保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由<[2]P142表14-3>GB117-86A10×4034 6启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×1.57起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩尺寸见<[2]P80表9-20>八个人小结转眼三周半的课程设计临近尾声，通过这次设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。　　查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅，在此表示衷心的感谢。　　虽然三个星期的时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能，翻书查表，定尺寸取公差，直至最后的绘图，将设计付诸于图纸这一系列的过程和经验，对我今后的学习和工作无疑是十分珍贵的附：资料索引[1].【机械设计】濮良贵,纪名刚主编高等教育出版社2006年第8版34 [2].【机械设计,机械设计基础课程设计】王昆,何小伯,汪信远主编高等教育出版1995年12月第1版[3].【机械设计课程设计图册】潘桂义，潘沛霖，陈秀，严国良编高等教育出版1989年5月第3版34