带式运输机传动装置的设计《机械设计》课程设计说明书.doc

武汉工程大学

机械设计课程设计
说明书

课题名称： 带式运输机传动装置的设计
专业班级： 机制中美
学生学号： 1403190110
学生姓名：
学生成绩：
指导教师： 秦襄培
课题工作时间：2016年12月12日至 2016年12月30日

武汉工程大学教务处

目 录
一、 设计任务书——铸造车间型砂输送机的传动装置 3
二、 传动装置总体设计 4
1. 系统总体方案的确定 4
2. 电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机） 6
3. 传动装置的总传动比及其分配 8
三 、传动零件的设计计算 9
1. V带传动的设计计算 9
2. 齿轮传动的设计计算  13
四、轴的设计计算 21
1. 选择轴的材料及热处理 21
2. 初估轴径 21
3. 轴的结构设计 22
4. 减速器零件的位置尺寸 28
五、润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择 29
六、箱体及其附件的结构设计 30
七、减速器的箱体的结构尺寸 33
八、总结 .......................................................................................................35
附:参考文献............................................................................................36
37

一、设计任务书
——铸造车间型砂输送机的传动装置
1. 设计题目：设计带式运输机的传动装置
2. 带式运输机的工作原理

3. 原始数据
学号
鼓轮直径D（mm）
输送带速度v(m/s)
输出转矩T(N.m)
1403190101
300
0.63
400

4. 工作条件（已知条件）
1) 工作环境：一般条件，通风良好；
2) 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；
3) 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；
4) 卷筒效率：η=0.96；
5) 运输带允许速度误差：±5%；
6) 生产规模：成批生产。
5. 设计内容
1) 设计传动方案；
2) 设计减速器部件装配图（A1）；
3) 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；
4) 编写设计计算说明书一份（约7000字）。

二、传动装置总体设计
1. 系统总体方案的确定
1) 系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构
2) 初选的三种方案如下:

方案一：展开式两级圆柱齿轮

方案二：同轴式两级圆柱齿轮

方案三
3) 系统方案的总体评价：
方案一结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。
2. 电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）
1) 电动机类型和结构型式选择
最常用的的电动机是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、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。
2) 选择电机容量
首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速
nw=60×1000v/πD=60×1000×0.63/（π×300）≈40.11r/min
从电动机到工作机主轴之间的总效率η
η=η1×η2×η3×……×ηn
查表2-4知：
联轴器的传动效率η1=0.99,V带传动效率η2=0.9６,滚动轴承η3=0.99,圆柱齿轮传动η4=0.97,卷筒效率η5=0.96。
η＝η1η2η34η42η5=0.972.0.96.0.992.0.994.0.96=0.82
卷筒轴的输出功率Pw＝Tnw/9550=1.68kw
故：P d=Pw/η=1.68/0.82=2.05kW
查表得：
3) 选择电动机的转速
选择电动机转速时
式中：——电动机转速可选范围
——各级传动的传动比范围
有表2-1查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，其他的传动比都等于1，则电动机转速的可选范围为：
nd’=i1i22nw=786～6718r/min
可见，同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合
这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种
4) 确定电动机型号
由表20-1知，电动机型号相关表格如下
方案号
电动机型号
额定功率Kw
电动机转速r/min
电动机质量
Kg
总传动比
参考比价
同步
满载
1
Y122M-6
2.2
1000
960
45
24
3.09
2
Y100L1-4
2.2
1500
1430
34
35.5
1.87
两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.
选定电动机型号为Y100L1-4，其它主要参数列于下表
电动机型号
额定功率Kw
电动机转速
中心高
mm
外伸轴径mm
轴外伸长度mm
同步
满载
Y100L1-4
2.2
1500
1430
100
28
60
3. 传动装置的总传动比及其分配
1) 计算总传动比：i 总=nm/nw=1430/40.11=35.65
2) 各级传动比的分配
传动比选取见表2-1，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:
取V带传动比i1=3,i2=1.3*i
则减速器的总传动比为i=i总/i1=35.65/3=11.88
双级圆柱齿轮高速级传动比i12===3.92
双级圆柱齿轮低速级传动比i34=i/i12=11.88/3.92=3.03
3) 各轴的转速n
电动机转轴转速:n0=nm =1430r/min
高速轴Ⅰ：n 1=n0/i1=1430/3=476.67r/min
中间轴Ⅱ：n2=n1/i12=476.67/3.92=121.6r/min
低速轴Ⅲ：n3=n2/n34=121.6/3.03=40.13r/min
卷筒轴Ⅳ：n4=n3 =40.13r/min
4) 各轴输入功率P
电动机：Ped=2.2kW
高速轴Ⅰ: P1=P0η2=2.2x0.96=2.11kW
中间轴Ⅱ: P2=P1η3η4=2.11x0.99x0.97=2.03kW
低速轴Ⅲ: P3=P2η3η4=2.03x0.99x0.97=1.95kW
5) 各轴输入转矩T
电动机转轴: T0=9950P0/n0=14.69N.m 高速轴:T1=9550P1/n1=42.31N.m
中间轴:T2=9550P2/n2=159.27N.m 低速轴:T3=9550P3/n3=463.34N.m
将以上计算结果整理后列于下表：

电动机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
滚筒轴Ⅳ
功率P/kw
2.2
2.11
2.03
1.95
1.93
转矩T/(N·M)
14.69
42.31
159.27
463.34
458.70
转速n/(r/min)
1430
476.67
121.60
40.13
40.13
传动比i
3
3.92
3.03
1
效率η
0.96
0.96
0.96
0.99

三、传动零件的设计计算
1. V带传动的设计计算
1) 已知条件
设计此V带传动h时，已知条件有——带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括——选择带的型号；确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴力。
2) 设计步骤
传动带初选为普通V带传动

①　 确定计算功率
P为所需传递的额定功率就是电动机额定功率，此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本P156表8-8查得，工作情况系数=1.2。
则=1.2*2.2=2.64kw
②　 选择V带型号
小带轮转速即电动机满载转速=1430r/min
根据=1.2*2.2=2.64kw和=1430r/min查图8-9，选取带型为A型。
③　 确定带轮的基准直径，并验算带速度v
根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查表8-9选取小带轮的基准直径=90mm
验算带速=3.14×90×1430÷60000=6.74m/s
因为带速不宜过高，一般在5m/s<v<25m/s,所以带速合适
大带轮基准直径=3×90=270mm
查表8-9，圆整后取=280mm
④　 确定中心距a和基准长度
根据式
可初选中心距a0=400mm
=2a0+π*(d1+d2)/2+(d2-d1)*(d2-d1)/4a0=1386mm
查表8-2得=1250mm
实际中心距a=a0+(-)/2=332mm
⑤　 验算小带轮上的包角

=148.9°>120°
⑥　 计算带的根数z
查表8-4插值得P0=1.07kw，查表8-5插值得ΔP0=0.17kw，查表8-6得=0.929，查表8-2得=0.93。
则 =2.47
故取z=3根

带型
计算功率/kw
带速v/(m/s)
中心距a/mm
基准长度/mm
小带轮包角α
根数z
小带轮直径/mm
小带轮直径/mm
A
2.641
6.74
332
1386
148.9°
3
90
280

⑦　 带轮的结构设计
由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮槽截面尺寸：
e=120.3mm,=7mm,=8.5mm,=2.0mm,=7.0mm,=6mm
则带轮轮缘宽度B=(z-1)*e+2f=791.2mm,取B=81mm
对小带轮:
小带轮的基准直径=90mm，则=90+2×2.0=94mm
初选孔径d=25mm
则d1=(1.8~2)d=53mm,L=(1.5~2)d=49mm
对大带轮：
大带轮的基准直径=280mm，
则=280+2×2.0=284mm
也初选孔径d=24mm,则d1=(1.8~2)d=46mm
=280-2×（2.0+6）=264mm
=168.53mm
=59.765mm
S==(1/7~1/4)B=81/5=16.2mm
2. 齿轮传动的设计计算 
1) 材料及热处理：
选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为280HBS,小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS。带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。
2) 初选高速级小齿轮齿数Z1=21, 则高速级大齿轮齿数
Z2=i12*z1=3.92×21=83,所以取Z2=83，则齿数比u1=3.92
3) 初选低速级小齿轮齿数z1=25, 则低速级大齿轮齿数
z2=i34*z1=3.03×25=76,所以取z2=76,则齿数比u2=3.03
按齿面接触强度设计

①　 确定公式内的各计算数值
a. 试选Kt＝1.3
b. 查表选取尺宽系数＝1
c. 查表得材料的弹性影响系数=189.8
d. 按齿面硬度查表10-25d得 
小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPas
e.  计算应力循环次数         
高速轴：
60×476.67×1×（2×8×300×8）=1.6×109
  ’＝N1/i12=1.6x109÷3.92=1.25×108
低速轴：
60×121.6×1×（2×8×300×8）＝2.8×108
＝N2/i34＝2.8x108÷3.03=9.2×107
式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时/h。
f. 查表得接触疲劳寿命系数 
高速轴：KHN1＝0.91；KHN2＝0.94
低速轴：KHN1`＝0.94；KHN2`＝0.97
g. 计算接触疲劳许用应力 
取失效概率为1％，安全系数S＝1,
高速轴：

=546Mpa

=564Mpa

低速轴:

=517Mpa

=533.5Mpa
4) 计算
①　 计算两级小齿轮分度圆直径
=61.65mm
=77.78mm
计算圆周速度
V1=π*d1t*n1/(60*1000)=π×61.65×476.67÷60000=1.53m/s
V2=π*d2t*n2/(60*1000)=π×77.78×121.6÷60000=0.49m/s
②　 计算齿宽b及模数齿高h
=1×61.65=61.65mm =1×77.78=77.78mm
=61.65/21=2.94mm =77.78/25=3.11mm
H1=2.25*m1=6.62mm h2=2.25*m2=7.0mm
b1/h1=61.65/6.62=9.31 b2/h2=77.78/7.0=11.1
计算载荷系数Kh=Ka*Kv*Kha*Khb
已知载荷平稳，取Ka=1,根据V1=1.53m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1=1.07。同理有V2=0.49m/s，得Kv2=1.02，直齿轮有Kha=KFa=1。查表10-4插值得到Khb1=1.2，Khb2=1.424。
由图10-13知KFb1=1.2,KFb2=1
故载荷系数:
Kh1=Ka*Kv1*Kha*Khb1=1×1.07×1.37×1.2=1.759
Kh2=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1×1.03×1×1.424=1.452
③　 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
d1=d1t3√Kh1/Kt=68.188mm
d2=d2t3√Kh2/Kt=80.700mm
④　 计算模数m
=3.41mm
=3.23mm
5) 按齿根弯曲强度设计

①　 确定计算参数 
由图10-24c查得 小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa     
大齿轮得弯曲疲劳极限强度 σF2=380MPa 
由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.87，KFN1’=0.89 ,
KFN2=0.88，KFN2’=0.9
②　 计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4
=500×0.87/1.4＝310.71MPa
＝500×0.88/1.4=314.29Mpa
=0.88×380/1.4=241.57Mpa
=0.9×380/1.4=244.29 Mpa
③　 计算载荷系数 
K1=Ka*Kv1*Kfa*Kfb1=1×1.07×1×1.4=1.498
K2=Ka*Kv2*Kfa*Kfb2=1×1.03×1×1.4=1.442
查图10-17取齿形系数：
高速级=2.8，=2.22
低速级=2.62，=2.23
④　 计算大、小齿轮的并加以比较
=2.79×1.56/310.71=0.01401,
=2.23×1.77/241.57=0.01634
=2.62×1.59/314.29=0.01325
=2.23×1.76/244.29=0.01607
都是小齿轮的数值大，所以取较大者，
高速级取0.01634，低速级取0.01607，
⑤　 设计计算
m1≥=1.898
m2≥=2.29
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决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm，低速级m2=2.5mm
⑥　 几何尺寸计算
a. 高速级
小齿轮齿数=68.186/2=34，
大齿轮齿数=3.93×34=133,
计算分度圆直径=2×34=68mm
=2×133=266mm
计算中心距=（68+266）/2=167mm
大齿轮齿宽=1×68=68mm
为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5--10）mm
所以=75mm
b. 低速级
小齿轮齿数=81.7/2.5=33
大齿轮齿数=33×3.02=100
计算分度圆直径=2.5×33=83mm
=100×2.5=250mm
计算中心距=（83+250）/2=166mm
大齿轮齿宽=1×95=83mm
为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5--10）mm
所以=90mm
综上，齿轮传动的参数如下：

名称
参数
传动
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
齿数z
34
133
33
100
模数m
2
2
2.5
2.5
分度圆直径d
68
266
83
250
齿宽b
75
68
90
83
中心距a
167
166
圆周速度v
1.53
0.49

四、轴的设计计算
1. 选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特 殊要求，故高速轴、低速轴和中间轴都选择40Cr钢,调质处理。
2. 初估轴径
1) 高速轴
查表15-3，取A=110 ,
d≥A03√P1/n1=110*3√2.11/473=18.11mm
高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽。
取=20mm。
2) 中间轴
查表15-3，取A0=124 ，
d≥A03√P2/n2=1243√2.03/120=31.83mm
中间轴安装齿轮，轴上设有两个键槽。取=35mm
3) 低速轴
查表15-3，取A0=120 ，d≥A03√P3/n3=1203√1.95/40=43.8mm,
低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。
取=50mm.

3. 轴的结构设计
1) 高速轴的结构设计
①　 各轴段直径的确定
a. 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，==25mm
b. 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位高度h=(0.07--0.1)，选取=30mm
c. 为滚动轴承处轴段直径，=32mm,所以选取轴承为6206，其尺寸d*D*B=30mm×62mm×16mm
d. 为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取=35mm。
e. 齿轮处轴段，齿轮孔径d的关系有d1=1.6d，=40mm。
f. 齿轮轴肩=37mm
g. 滚动轴承处轴段=32mm
②　 各轴段长度的确定
a. 由大带轮的轮毂孔宽度B=81mm确定=90mm
b. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直径d3=8mm,那么e=1.2d=9.6mm,m=31mm,螺钉数为4.由装配关系取带轮与箱体距离为60mm，轴承处轴段缩进2mm,则=9.6+31+2+60=100mm.
c. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+12=28mm。
d. 根据高速级小齿轮宽度B1=75mm，确定=75mm.
e. =8mm为小齿轮轴肩长度。
f. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+10=26mm.
③　 键的尺寸设计
齿轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8×7×40mm
大带轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8×7×32mm.
④　 齿轮与轴配合为H7/n6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.

2) 低速轴的设计
①　 各轴段的直径确定：
a. d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d31= 50mm
b. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm，故选轴承为6211，其尺寸为d×D×B=55mm×100mm×21mm。
c. d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d32=54mm。
d. d34过渡段，需要考虑挡油盘的轴向定位，取d34=65mm。
e. d35轴环，根据齿轮的轴向定位要求d35=75mm。
f. d36低速级大齿轮轴段d36=60mm。
g. d37为滚动轴承与套筒轴段，d37=d33=55mm.
②　 各轴段长度的确定。
a. L31由d31=40mm。选取TL8型弹性套柱销联轴器，则联轴器的毂孔宽L1=112mm，取L31=8=112mm。
b. L32由箱体结构﹑轴承端盖﹑装配关系确定，轴承盖总宽度46mm，端盖外端面与半联轴器的右端面间距为30mm，取L32=80mm。
c. L33由滚动轴承宽度B=21mm。
d. L34过渡段长度L34=50mm。
e. L35由轴环宽度取L35=10mm。
f. L36由低速轴大齿轮的毂孔宽B2=83mm，取L36=83mm。
g. L37由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L37=21mm+20mm=41mm.
③　 键的设计：
L31段需与外部的联轴器连接，故选用C型普通单圆头平键，尺寸为b×h×l=14mm×9mm×80mm.
L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为b×h×l=18mm×11mm×45mm.
④　 齿轮与轴的配合为H7/h6，半联轴器与轴的配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.
33）中间轴的设计。
①　 各轴段直径的确定。
a. d21最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=35mm滚动轴承选取6207，其尺寸d×D×B=35×72×17mm.
b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=40mm.
c. d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d23=48mm.
d. d24高速级大齿轮轴段，d24=42mm.
e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm.
②　 各轴段长度的确定。
a. L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚动轴承B=17mm,所以L21=17+12=29mm.
b. L22由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=88mm,故L22=88mm.
c. L23轴环宽度L23=5mm.
d. L24由高速级的大齿轮的毂孔宽度B1=52mm,故L24=52mm.
e. L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+20=37mm.
③　 键的尺寸设计。
选2个普通平键：
低速级小齿轮上：b×h×L=12×8×56mm
高速级大齿轮上：b×h×L=12×8×32mm
④　 齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸工差为m6.

减速器零件的位置尺寸
代号
名称
取值mm
代号
名称
取值mm

△1
齿顶圆至箱体内壁的距离

7

△7
箱底至箱底内壁距离

20

△2
齿轮顶端面至箱体内壁距离

10

H
减速器
中心高

174

△3
轴承端面至箱体内壁距离

12

L1
箱体内壁至轴承座孔端面间的距离

10

△4
旋转零件间轴的距离

15

e
轴承端盖凸缘厚度

10

△5
齿顶圆至轴表面距离

10

L2
箱体内壁轴向距离

180

△6
大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离

30

L3
箱体轴承座孔端面间的距离

350

五、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
1.齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度v<12m/s，并且传动装置属于轻型的，且转速较低，故采用油润滑。查表，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油地面的距离≥30~60mm。
2.滚动轴承的润滑
由于滚动轴承的速度较低，所以采用脂润滑。查表，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。
3.密封
为避免油池中有稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环，输入轴与输出轴处用毡圈密封。

六、箱体及其附件的结构设计
1.减速器的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：
1）确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。
根据经验公式： =4√0.1T≥8mm（T为低速轴转矩，N.m）
可取=8mm。
为了保证接合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计的更厚些。
2）合理设计肋板
在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。
加厚肋厚计算为：箱座m=0.85，=6.8，
箱盖m1=0.85，=6.8,
3）箱体上径孔的计算
地脚螺钉的直径df=0.036a×12=20mm，地脚螺钉有四个
轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.75×20=15mm
箱盖箱座联接直径 d2=12mm
轴承盖螺钉直径 d31=10mm，6个，d32=8mm，4个，
d33=6mm，4个
轴承盖外径，由输入轴到输出轴分别为92mm，112mm，160mm
观察孔盖螺钉直径为d4=（0.3~0.4）df=8mm
至箱体外壁距离分别为24mm和16mm
箱体外壁至轴承座端面距离l1=C1+ C2+（5~10）=58mm
4）合理选择材料
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。
2.减速器附件的结构设计
1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查孔要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。
2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便与油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。
3）油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。
4）通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转使箱内温度升高，内压增大而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可以减少灰尘进入。
5）起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
6）起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。
7）定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

七、减速器箱体结构尺寸

名称
符号
计算公式
数值
箱座厚度

=0.025a+3≥8
8
箱盖厚度
1
1=0.02a+3≥8
8
箱盖凸缘厚度
b1
b1=1.51
12
箱座凸缘厚度
b
b=1.5
12
箱座底凸缘厚度
b2
b2=2.5
20
地脚螺钉直径
df
df=0.036a+12
18
地脚螺钉数目
n
查手册
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
d1=0.72 df
13.5
盖与座联结螺栓直径
d2
d2=(0.5~0.6) df
9
轴承端盖螺钉直径
d3
d3=(0.4~0.5) df
8
视孔盖螺钉直径
d4
d4=(0.3~0.4) df
7
df，d1，d2至外
箱壁的距离
C1
查手册

26；22；18
df，d2至凸缘边
缘距离
C2
查手册

24；16
外箱壁至轴承端盖面距离
l1
l1=C1+C2+（5~10）
58
大齿轮顶圆与内
箱壁距离
△1
△1＞1.2
10
齿轮端面与内箱
壁距离
△2
△2＞
10
箱盖，箱座肋厚
m1，m
m1≈0.851，
m≈0.85
6.8，
6.8

轴承端盖外经

D2

D2=D+（5~5.5）d3
102（1轴）
112（2轴）
140（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

S

S≈D2
102（1轴）
112（2轴）
140（3轴）
（接上页P34减速器箱体结构尺寸表）

总结
这一次机械设计的课程设计是我们在真正的实际操作中对自身能力的一种培养，是对自己动手能力的一种提高，我们需要做很多的事情，比如在设计的过程中有很多要考虑产品的承受载荷是否达到要求等等。
通过这次机械设计课程设计，是自己懂得了设计产品的基本思路，即通过对功能的分析，设计零件各部分的机构，通过对产品性能的要求选择电动机型号好机构各部分传动比分配从而计算各部分的尺寸并进行安全校核。这次机械设计课程设计不但使自己对所学知识掌握得更加牢固，还是自己活得了很多书本上没有的知识和认识。并且是自己认识到不仅要努力学习专业知识还要培养自己在生活中的动手能力以及学习各种绘图软件，比如CAD软件的操作等。
课程设计是在我们未毕业时对我们的动手能力的很好的一种锻炼，这样我们在以后毕业踏入社会以后再涉及到有关于这些东西的时候，就能做到心中有数，胸有成竹，不慌不忙，所以，认认真真的去做课程设计，去完成这些东西是很有必要的。
通过这次课程设计，让我学到了很多东西，也得益于老师的悉心指导，在这个过程中，也曾经失落过，伤心过，挫败过，但是最终终于还是解决了所有的问题，相信这对我会是很有意义的一次体验。

参 考 文 献
濮良贵主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2013年
王昆主编. 机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社，2008年
吴宗泽主编. 机械设计课程设计手册（第三版）. 北京：高等教育出版社，2006年
王贤民主编. 机械设计课程设计指导书. 武汉：华中科技大学出版社，2011年
吴相宪主编. 实用机械设计手册.中国矿业大学出版社，1995年

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