机械设计课程设计说明书完整版

机械设计课程设计说明书

题目： 二级圆锥圆柱齿轮减速器设计

学院（系）： 机械工程学院 年级专业： 12级轧钢（1）班 学 号： 120108030048 学生姓名： 边子方 指导教师： 周玉林 教师职称： 教 授

2015年1月10日

燕山大学课程设计说明书 目 录

1.任务说明书-------------------------------------------1 2.电动机选择及计算----------------------------------2 3.总传动比的确定和各级传动比的----------------5 4.传动装置的动力和运动参数计算----------------6 5.传动零件的设计和计算----------------------------8 6.轴的设计和计算------------------------------------18 7.轴承的选择和校核---------------------------------24 8.键的选择和键连接的强度计算- ----------------26 9.润滑说明---------------------------------------------32 10.密封说明-------------------------------------------32 11.减速器箱体说明----------------------------------32 12.减速器附件的说明-------------------------------32 13.拆装和调整的说明-------------------------------30 14.设计小结-------------------------------------------30 15.参考材料------------------------------------------ 30

燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 二、电动机的选择计算 原始数据如下： 运输带牵引力F=1737N 输带工作速度V=1.32m/s 滚筒直径D=0.27m (1）选择电机类型 按照工作要求和工作条件，选择Y（IP23）系列三相笼形异步电动机全封闭自扇冷式结构。 (2）确定电机容量 设电动机输出功率为Pd，卷筒功率为Pw。则电动机的输出功率为 PdPW a 设卷筒效率为w0.96 Pw 设传动总效率为 a1234 其中 23FV1737*1.322.29kw 1000w1000*0.96结果 F=1437N V=1.40m/s D=0.26m 2.29kw PW1为联轴器效率取为0.99 2为锥齿轮效率取为0.95 3为斜齿轮效率取为0.97 4为轴承效率取为0.97 所以有 a=0.990.950.970.97=0.87 23 aPdPWa2.292.90kw0.87 设计及计算过程 0.87 共32页 第4页 结果 燕山大学课程设计说明书 PdPWa2.292.90kw 0.87Pd2.90kw n=93.4r/min (3）选择转速 卷筒轴工作转速为 60V60*1.32n93.4r／min D*0.27一般情况之下电动机的转速在8n到40n之间，通过手册可知选用Y132S-6型电动机，转速为960r/min，额定功率为nd1000r/minr/mini10.3 3kw，转速大约为10n，满足条件。电动机的转矩为2.98104。 nm960 表1.电动机主要性能参数 型号 额定同步满载启动转矩最大转矩功率转速转速额定转矩额定转矩（kw（r／（r／） min） min） Y1323.0 1000 960 2.0 2.2 S-6 三、总传动比的确定和各级传动比的分配 电动机满载时转速为960r/min设为nD,卷筒的转速n为93.4r/min。 D总传动比 in 10.3 n 由经验公式可知 i10.25~0.4 i且锥齿轮的传动效率不宜大于3，则一级传动比取0.25i为2.6。 ii2 i1i12.6 i23.96则i2为3.96 共32页 第5 页 设计及计算过程 结果 燕山大学课程设计说明书 四、运动和动力参数的计算 （1）各轴转速如下: １轴转速n1nD960r／min 2轴转速n2 n1=960r/minn2=369.2r/minn3=93.4r/minnw=93.4r/minn1960369.2r／min i12.6n2369.293.4r／min i23.963轴转速n3卷筒轴的转速n为93.4r／min (2).各轴的输入功率 电动机输出功率为Pd1轴输入功率 PWa2.292.90kw 0.87 P12.87kwP22.64kwP32.50p1pd12.900.992.87kw 2轴输入功率 p2pd1242.900.990.950.97=2.64kw 3轴输入功率 2p3pd12342.900.990.950.9732.50kw kwP42.29卷筒轴输入功率 kw23pWpd1234w2.29kw (3).各轴输出转矩 电动机输出转矩为 TD9.55106pd2.909.551028749.5Nmm nd960 TD28749.5Nmm 1轴的输出转矩为 共32 页 第 6 页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 p12.87T289.5510628353.7Nmm 1n1960353.7Nmm 2轴的输出转矩为 p22.6466T29.55109.551068368.9Nmm T268n2369.2T19.551063轴的输出转矩为 T39.55106p32.509.55106254839.1Nmm n393.4368.9Nmm 卷筒轴的输出转矩为 6T3254839.1pw2.296Nmm Tw9.55109.5510234431.2Nmm n93.4 Tw23其运动和动力学参数整理于表2。 4431Nmm 表2.运动和动力学参数 项目 电动机高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 轴 转速960 960 369.2 93.4 93.4 r/min 功率kw 转矩2.89 2.87 2.64 2.50 2.29 234431 N*mm 传动比 效率 28749.5 28353.7 68368.9 254839.1 1 1 1 0.99 2.6 0.92 3.96 0.87 1 0.84 共 32 页 第 7 页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 五、传动零件的设计计算 （一）低俗级斜齿轮传动的设计 a．选材，精度和等级 1.小齿轮选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2.精度等级选用8级精度； 3.初选齿数：本装置为闭式传动，则小齿轮的齿数为20到40之间，初选小齿轮的齿数为24。因为斜齿轮的传动比为Z122 Z2106 3.96，则Z2Z1i2243.9695.04取整为95 Z2953.96-3.9580.02%在 实际传动比为i23.958，3.96Z124 5%的允许范围之内。 4. 初选螺旋角14o，按照机械设计书中的表6-7选取尺宽系数d1 b．齿面接触强度设计公式为 2d1 2KTU1ZEZHZZd3dUH 1.确定载荷系数K 1）由于工作环境为平稳，则根据机械设计书中表6-4查取使用系数 KA1.0 2）估计圆周速度v为2m/s，vZ10.48，按照机械设计100KA1.0 1.02 KV书中的表6-11选取动载系数KV1.02 113）a1.88-3.2Z-Zcos1.66 21 共 32 页 第 8 页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 dtan1.9 K1.45 K=1.09 a3.56 由机械设计书中的图6-13可知齿间载荷分布系数 K1.45 由机械设计书中图6-17齿向载荷分布系数K1.09 所以 KKAKVKK1.61 2.转矩T268368.9Nmm 3.区域系数ZH2.43 4.重合度系数 因1所以取为1。则可得ZE5.螺旋角系数Zcos0.985 通过查取机械设计书中的表6-5可知弹性影响系数K1.61 T268368.9Nmm ZH2.43 ZE0.781 10.78 1.66Z0.985 ZE189.8ZE189.8MPa MPa6.由机械设计书中图6-27c与6-27b可查得接触疲劳极限Hlim1应力 550Hlim1550MPa，Hlim2450MPa 7.由公式计算应力循环次数 N160369.21536583.2108 N2N1/i28.2107 8.查得寿命系数KHN11.08KHN21.17 （允许有点蚀） MPa Hlim2450MPa8 N13.210 9.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数710s1 共 32 页 第 9 页N28.2燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 KHN11.08H1KHN1Hlim11637.2MPa SH1HKHN2Hlim2549.9Mpa2SH KNH21.17 取H549.9MPa 10.计算小齿轮分度圆直径 2 H21.6168368.93.9581189.82.430.780.9853d1 549.913.958549.9MPa 48.56mm11．计算圆周速度 πd1n1π48.56369.2v0.94m/s 60100060100012．修正载荷系数： ,vz1K1.01可查得 v0.23查表得 按 10013．校正试算的分度圆直径 dd13'1Kv'31.0130.80mm48.4mm Kv1.02d1'cos48.4cos1414．法向模数 mn1.96mm z124取 mn2mm 15．计算中心距 mn1.96mmaz1z2mn24952122.6mm2cos2cos14 圆整取a=125mm16.按圆整后的中心距修正螺旋角 a=125mm arccos2495217.8 (z1z2)mnarccos2a2125 17.8 共32 页 第10 页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 因为螺旋角与设定值相差过大，则对于相应系数进行修正： 对于重合度系数进行修正： 11=1.88-3.2+cos17.8=1.63 2495 24 =tan17.8=2.45  =+=1.63+2.45=4.08 对于动载系数进行修正：K=1.47 齿向载荷分布系数K 保持不变仍为1.09 K=1.47 K=1.09K=1.63 'ZH2.39 KKAKKKv1.63 ' ZH2.39 Z'1'0.78 Z'0.78'Z='Zcos0.976 0.976 221.632.390.976d1=3=47.59 22则 1.612.430.985d147.59mm修正后 d147.59mm,mn2mm 18. 计算分度圆直径 d1z1mn24250.41mm coscos17.8mn2mm d150.41mmzm952d22n199.55mm coscos17.8 d2199.56mm 19.计算齿轮宽度 b1dd150.41mm 共32 页 第11页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 圆整取b1 为51mm，因为机械设计要遵循等强度原 则，则大齿轮要比小齿轮薄一些，所以取： b1=56mm b2=51mm c.校核齿根弯曲疲劳强度 2KT1YFa1YSa1YYF1bd1mn 结果 b251mmb156 mm F1 F2F1YFa2YSa2YFa1YSa1F2 0.750.71 1.6317.80.64 120Y0.71 1.重合度系数 Y0.250.75Y0.640.25a'2.螺旋角系数 1203.计算当量齿数 Y112.45 zv127.8zv2110.1 zv1z12427.8 cos3cos317.8z295110.1 33coscos17.8YFa12.58zv2YFa22.17 4.查取齿形系数可得 YFa12.58，YFa22.17 5.查取应力修正系数可得 YSa11.62，YSa21.78 6.查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 YSa11.62YSa21.78Flim1450MPa，Flim2390MPa 由机械设计书中图6-26可知KFN1=KFN2=1 7.计算弯曲疲劳许用应力 (取失效率为1％，安全系数S=1,)由公式得 Flim1450MPaFlim2390MPaKFN1KFN21 共 32页 第12页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 [F1]450MPa[F2]390MPa[F1]KFN1Flim1450MPa [F2]KFN2Flim2390MPa 8.计算弯曲应力 21.6368368.9F12.581.620.710.6478.7MPaF15648221.63253839.1F22.171.780.710.64=75.2F2 512190计算结果合适。 将齿轮其他相关尺寸汇总与下表 序数 名称 字母 数值 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 （二）高速级齿轮传动的设计 a．选材，精度和等级 F178.7MPaF275.2MPa 端面模数 螺旋角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心矩 mt 2mm 17.8 50.4mm 199.6mm 2mm 2.5mm 4.5mm 0.5mm 54.4mm 203.6mm 45.4mm 194.6mm 125mm  d1 d2 ha hf h c da1 da2 df1 df2 a 共 33 页 第 13页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 1.小齿轮选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2.精度等级选用8级精度； 3.初选齿数 闭式传动小齿轮的齿数为20到40之间，所以取 结果 Z125 Z265 Z125，Z2i1Z12.62565 Z65实际传动比为 i1u22.6，不存在误差则允许。 Z1254.锥齿轮的分锥角 1=0.385 tan1=2.6 tan2=2.6 通过计算可知1=21.1 2=68.9 b．按齿面接触强度设计 2ZEZH4KT13d2R1-0.5Ri1H 1.确定载荷系数K 1）使用系数 KA1.0 2）估计圆周速度为v2ms ，动载系数Kv1.04 3）由于圆锥齿轮传动时精度较低，取齿间载荷分配系数vZ12500.5m/s，得100100KA1.0 Kv1.04 K1 Ka=1 4）齿向载荷分布系数 因为传动比为2.6则选取dm 为Ri12+10.4，由公式dm= 可得R 为0.4在允许的范围 2-R 共 32页 第 14页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 内，则取K1.12 所以 KKAKKKv1.16 2.转矩 T228535.7Nmm 3.区域系数ZH2.5 4.弹性影响系数ZE189.8MPa 5.由图6-27可查得接触疲劳极限应力 结果 K1.12 T228535.7NmmZH2.5 ZE189.8MPaHlim1590MPa，Hlim2470MPa 6.由公式计算应力循环次数 N160n2jLh60960536588.4108 590MPa Hlim2470MPa Hlim1N1=8.4108N18.41083.2108 N2i12.67.查得寿命系数 KHN11.01,KHN21.08允许有点蚀 8.计算接触疲劳许用应力(取失效概率为1%，安全系数s1， N23.2108KHN11.01KHN21.08 H1KHN1Hlim11.01590=595.9MPa HKHN2Hlim21.12470=507.6Mpa 2 取H507.6MPa 9.计算小锥齿轮分度圆直径 2H507.6MPad161.5mm189.82.5d1320.251-0.50.252.6507.6 61.5mm10．计算圆周速度 πd1n1π61.59600.875v2.7m/s 601000601000 21.1628535.69 v2.7 m/s 共32页 第15页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 11．修正载荷系数： vz, 按 10.676得 Kv1.06 10012．校正试算的分度圆直径 dd13'1结果 Kv,1.06 Kv'61.9mm Kvd1'cos61.913．法向模数 mn2.48mm z125取 mn2.5mm 14．计算锥距 2.522R=25+65=87.05mm2 15. 计算分度圆直径 d1252.562.5mmd2652.5162.5mm16.计算齿轮宽度 mn2.5mm R=87.05mm d162.5mm bRR0.2587.1=21.775mm 圆整取 b2b122mm c.校核齿根弯曲疲劳强度 d2162.5mmb1b2=F 4KT 22mmR1-0.5RZmi+12322YFaYSaF 1.当量齿数 ZV1=Z125==26.8 cos10.93Z265==180.6 cos2cos68.9zv126.8 zv2180.6 ZV2=2.齿形系数 YFa1=2.58YFa2=2.1 共 32页 第16页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 3.应力修正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.93 4.查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 结果 YFa12.58YFa22.1YSa11.58YSa21.93 Flim1450MPa，Flim2390MPa KFN1KFN21 7.计算弯曲疲劳许用应力 (取失效率为1％，安全系数S=1,)由公式得 Flim1450MPa[F1]KFN1Flim1450MPa [F2]KFN2Flim2390MPa Flim2390MPaKFN1KFN218.计算弯曲应力 41.1628535.7F12.581.5822320.250.875252.52.6+1[F1]450103.6MPa MPaF1[F2]39041.1668368.9MPaF2=2.11.93=239.732220.252.5250.8752.6+1MPa F1103.6F2MPa计算结果合适。 齿轮的其他相关尺寸汇总于下表 序号 名称 符号 1 2 3 4 5 大端模数 当量齿数 分锥角 大端分度圆直径 齿高 F2239.7数值 2.5mm 26.8 181.4 21 69 62.5mm 162.5mm 5.5mm 共 32页 第17页MPa mt Zv  d h 燕山大学课程设计说明书 7 8 平均模数 2.2mm mm 9 平均分度圆直54.7mm dm 径 142.2mm 10 锥距 R 87mm 六．轴的设计和计算 轴的材料选用45钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初 步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d， 计算公式为： P dC3 n （一）、中间轴的设计计算 1.初估轴径 6 设计及计算过程 大端顶圆直径 67.2mm da 164.3mm 齿宽系数 0.25 R 结果 d2C3P22.64112321.6mm n2369.2d221.6mm考虑到轴上有两个位置需要需要安装单键 d1.03d322.2mm 由于二级传动轴上安装有锥齿轮，直径较大，则轴的直径不宜过小。考虑到大于22mm的最小轴承内径为25mm，所以轴的最小直径确定为25mm 2.轴的结构设计 输出轴结构设计如下图： dmin=25mm 共32页 第 18页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 初选轴承为圆锥滚子轴承30205E，d=25mm，D=52mm， B=17mm， Cr=32.2KN ，C0r=23KN 3．中间轴的校核 1）、齿轮上受力 圆锥齿轮上的作用力： Ft 2T168368.9962N d171.1Ft962NFr126NFa327N Ft2710NFr1040NFa870.1NFrFttancos2126N FaFttansin2327N 斜齿轮上的作用力 2T68368.9Ft'12710N d125.2FtannFr't'1040N cos Fa'Ft'tan870.1N 共 32页 第19页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 2）.计算轴承反力 水平面: 结果 R1HFrl2l3Fad1Fa'd1'Fr'l3l1l2l3R1H89.7NR2H1003.7N 870.125.271.132712697.9104042.945.95542.9 89.7NR2HR1HFr'Fr1003.7NR1H 与R2H方向相反 竖直面: Ftl2l3Ft'l3R1v1463.4Nl1l2l3R2vFtFt'R1v96227101463.42208.6N轴承1的总支承反力为 R1RR89.71463.41466N 21H21V22R1v1463.4 NR2v2208.6N MaH4117.23Nmm轴承2的总支承反力为 R2R22HR22V1003.72208.62426N 223）.画弯矩图 在水平面上，a-a剖面左侧 MaHR1Hl189.745.94117.23Nmm a-a剖面右侧 M'aHR1Hl1Fad14117.2323249.719132.47Nmm M'aH19132.47Nmm MbH43058.73NmmMbH'21132.21Nmm b-b剖面的右侧 MbHR2Hl343058.73Nmm b-b剖面的左侧 MbH'MbHFa'd1'21132.21Nmm 共 32页 第 20页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 因为在斜齿轮与锥齿轮之间并不存在外力，所以这之间的弯矩不会发生突变而是线性变化。 在垂直面上，a-a剖面为 结果 MaV67170.1NmmMbv94748.94NmmMaVR1Vl11463.445.967170.1Nmm 在垂直面上，b-b剖面为 MbVR2Vl32208.642.994748.94Nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧 Ma67296.1'Ma2MaMaH2MaV4117.23267170.1267296.1NmmNmm a-a剖面右侧 ''22MaMaHMaVb-b剖面左侧 69841.7Nmm19132.5267170269841.7Nmm Mb97076.9Nmm2MbM'bH2MbV21132.21294748.94297076.9Nmm2M'bMbH2MbV43058.73294748.942 M'b104073Nmm 104073Nmm 所以b-b剖面右侧的转矩最大，且此处有键槽存在，对于轴有一定的削弱则，选定此截面为危险截面。计算此处的合M成弯矩为： 104073 M104073Nmm 4）.画转矩图 Nmm T68398.2Nmm T68398.2 Nmm 共32页 第 21页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 1293MPa5）.当量弯矩 因为轴为45钢，疲劳极限b650MPas360MPa ，查机械设计书中的表10-5得0527MPa1169MPa-10.45650=293MPa 00.81650527MPa， 032510.26b0.26650169MPaMPa00.5b0.5650325MPa由式=2-1-0 得 0 =2-1-0 0.1102293-5272169-325==0.11==0.04 527325 0.04 共32页 第 22页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 求截面应力 M=104073MPa 结果 47.6MPaaMW10407347.6MPam0224 0.1283-228 TW68398.215.6MPa224 0.2283-228=15.6MPa am 有效应力集中系数 因为在此截面处存在着键槽，所以由机 械设计书中的表10-9可以查得 b650MPaK由 可以查得（使用插值法） 1.625K1.625K1.825 K 表面状态系数通过查表可知1.825=0.92Ra3.2m,b650MPa =0.92 由机械设计书中表10-13可以查出 am7.8MPa7.8MPa=0.91=0.89 安全系数 =0.91 KN1 =0.89KN1 2932.821.825 47.60.920.91169S10.71.625 7.80.047.80.920.892.8210.7S2.96222.8210.7 S安全系数在允许的范围之内，所以，该轴安全。（二）、利用等强度原理设计中间轴和输入轴 S2.82S10.7S2.96 共32页 第 23页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 1.输入轴设计如下图 结果 2.输出轴设计如下图 d=25mm D=52mm B=17mm 七、输出轴轴承的校核 选取圆锥滚子轴承30205E d=25mm，D=52mm，B=17mm 主要参数如下： d=25mm，D=52mm，B=17mm 基本额定静载荷 Cr=32.2KN 基本额定动载荷 C0r=23KN 极限转速 Vlim9000r/min 共 32页 第24页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 Fr11466N Fr11466N,Fr22426N 取e0.4,Y1.6 1466S1458N 3.22426S2758N 3.2S1FA458543.12426N Fr2S1=458N S2=758N 1001.1S2758N则轴承1放松，轴承2压紧 Fa1S1458N,Fa2S2FA1001.1N 计算当量动载荷Pfp(XFrYFa) F458 a10.31e0.37，查表得X1=1，Y1=0 Fr11466Fa20.42e，查表得X2=0.4,Y2=0.4cot Fr2取fp=1.0 Fa1458NFa21001.1N P11466NP22612.2N P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1466N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)2612.2N 轴承的寿命计算Lh10106C60nP26 1032200 6058.822612.2 103 Lh10192720h 共 32页 第 25页192720h=66年燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 静载验算 由查表11-10得X0=0.5 Y0=0.902 则 P0r1X0Fr1Y0Fa11146.1NCr 结果 P0r11141.6NP02P02X0Fr2Y0Fa21896.7NCr 极限转速验算 P146610.046C32200 P22612.20.08C32200由表11-4查得f11=1 f12=1 Ftan1a10.31Fr1 Fa2tan20.41Fr2查表11-5得f21=1 f22=0.98 9000r则f11 f21nlim =119000r minminf12f22nlim10.949000r8460r minmin两个轴承的极限转速均大于Shijiazhuang转速，结论：选用30205E符合要求。 1896.7N f11=1 f12=1 f21=1 f22= 0.98 f11f21nlim 9000=r minf12f22nlim8460rmin八、键连接的选择和计算 均选普通A型圆头平键 1.输出轴联轴器处：8740 b=8mm h=7mm 选择L=40mm，连接中较弱材料为锻钢 p150MPa 键 8740 键 12836 L'Lb32 1'p0.2573230p25200TW ThLd4强度满足要求 2.输出轴轴身处：12836 b=12mm h=8mm 选择L=36mm，材料选择锻钢p150MPa 共32页 第26 页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 LLb24 1'hLdp0.25836401504 =288000T3=2.5105T'结果 键 8740 强度满足要求 3.中间轴小齿轮处：8740 b=8mm h=7mm 选择L=40mm 材料选择锻钢 p130MPa L'Lb32 1' ThLd p203840T2=68000Nmm 4强度满足要求 键4.中间轴大齿轮处：8722 b=8mm h=7mm 8722 选择L=22mm 材料选择锻钢p130MPa L'Lb14 1'ThLdp0.25814301304 =95550T2=6.8104Nmm 键8740 共32页 第27页强度满足要求 5.输入轴联轴器处：8740 b=8mm h=7mm 选择L=40mm 材料选择锻钢p130MPa ' LLb32 1'40.2573230130=218400T=2.910 ThLd p14燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 强度满足要求 结果 v=2.7m/s 九、润滑说明 因为第二轴上浸油齿轮分度圆圆周速度 n2d369.23.14142.2v2.7m/s2m/s 601000601000速度大于2m/s所以选用湿油润滑，需要在箱体上开油沟，并且 在端盖的侧面打孔方便润滑油进入轴承。 十、密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。 剖分面允许涂以密封胶或水玻璃。轴伸处密封应使用橡胶密封圈 ，来提高减速器的密封性。 十一、减速器箱体说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。 十二、减速器附件说明 1.窥视孔和视孔盖 箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。 本设计的窥视孔的尺寸为90140 方便人手的进入。 2.油标 共 32页 第 28页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是工作时，均要观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标。油标已标准化。 3.油塞 在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为35钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。 4.吊钩、吊耳和吊环螺钉 为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。本设计采用吊环螺钉。使用吊环螺钉的时候，应该在装配时将螺钉完全拧入，使其台肩抵紧箱盖上的支承面。为此箱盖上的螺钉孔必须局部锪大。 5.定位销 为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。定位销的直径大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于 凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。本设计选用直径为10的定位销。 6.通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到的工作环境为室内，选用普通的通气器即可。 7.启盖螺钉 或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。本设计采用的启盖螺钉直径为10mm。 共32页 第 29页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 结果 十三、拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。对第二轴和第三轴（中间级和低速级）轴直径分别为30mm和40mm时，可取游隙为0.04~0.07mm；对高速级的角接触轴承轴直径为35mm可取游隙为0.05~0.1mm。 在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。 十四、课设小结 设计是一项艰巨和繁琐的任务，要反复思考、反复修改，既要满足足够的强度，也要有一定的美观性。可以说设计是美术与理性完美的结合。本次设计使我感受到了任何一个环节都马虎不得，需要耐心和毅力，不能主观臆断，而要查阅相关的资料，做到有理有据。机械设计课程设计也让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识，拾起了许久未曾看过的课本，这次设计真正的让我认识了这些学科的价值与知识的珍贵。设计过程中让我感觉到了许多工程设计人员应该具备但是我目前还未具备基本素质，耐心，细心和责任。我以后要培养自己的耐心与细心，肩负起设计人员应有的责任。 十五、参考资料 1．《机械设计》 许立忠 周玉林 主编，中国标准出版社，209年。 2．《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟 主编，中国标准出版社，2009年。 3.《互换性与测量基础》邵晓荣 主编，中国标准出版社。 4．《机械设计课程设计图册》龚桂义 主编，高等教育出版社。 共32页 第30页燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 5．《画法几何与机械设计》贾春玉 张树存主编，中国标准出版社，2011年。 结果 共32页 第31页

燕山大学 《机械设计》 课程设计综评

项目 出勤 (15分) 平时成绩 (30分) 态度 (15分) 结构 (10分) 图面成绩 (50分) 细则 (A)全勤 (B)缺勤不多于2次 (C)缺勤不多于5次 (D)缺勤5次以上的 (A)积极 (B)比较积极 (C)一般 (D)不积极 合理 比较合理 优 图面 质量 (40分) 良 中 及格 不及格 优 答辩成绩 (20分) 良 中 及格 不及格 总成绩 答辩小组成员签字

成绩 年 月 日