二级减速器说明书

燕山大学

机械设计课程设计说明书

题目： 带式运输机传动装置

学院（系）： 机械工程学院 年级专业： 12级轧钢一班 学 号： 120101010403 学生姓名： 李安太 指导教师： 周玉林

燕山大学课程设计说明书 目 录

1.任务说明书和传动方案分析------------------------------------3 2.电动机选择及计算------------------------------------------------4 3.总传动比的确定和各级传动比的分配------------------------4 4.传动装置的动力和运动参数计算------------------------------5 5.传动零件的设计和计算------------------------------------------5 6.轴的设计和计算--------------------------------------------------15 7.轴承的选择和校核-----------------------------------------------19 8.键的选择和键连接的强度计算- -------------------------------21 9. 减速器箱体说明-------------------------------------------------21 10.润滑与密封说明-------------------------------------------------22 11.减速器附件说明-------------------------------------------------22 12.拆装和调整的说明----------------------------------------------23 13.设计小结----------------------------------------------------------23 14.参考材料------------------------------------------ ---------------24

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燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程 一、传动方案分析 1．设计一个用于带式输送机传动装置。 原始条件和数据： 带输送机一班制连续单项运转，载荷性质微震，使用地点室外，使用期限五年。在中等规模机械厂小批生产。 选择I01组数据： 输送带工作拉力：F=1487(N) 输送带速度: v=0。89(m/s) 卷筒直径： D=260(mm) 传送方案如下图所示： 已知工作条件：鼓轮直径260mm，传送带运行速度0.89m/s. 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算鼓轮的转速，即： nw=60v/(πD)=65.37r/min 一般常选用同步转速为750r/min或1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总的传动比约为12或16，根据总传动比，可初步拟定以两级传动为主的多种传动方案。 二．选择电动机 1、选择电动机的类型 按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的封闭式三相异步电动机。 A确定电动机的功率 a 确定工作装置所需要的功率结果 Pw=1.364Kw Pw 带式输送机所需功率Pw按式FwVw/(1000ηw)计算。 式中①Fw=1487N ， Vw=0.89m/s ， ηw=η轴承η带，查表得ηr=0.99，η带=0.98,带入上式得Pw=1.364Kw b 确定电动机的输出功率Po 弹性柱销联轴器效率：ηc =0.98 滚动轴承效率: ηr=0.99 8级精度齿轮传动(稀油润滑)效率： ηg=0.97 故传动装置传动总效率为： η=ηc2ηr3ηg2=0.8948 电动机的输出功率：Po=Pw/η=1.364/0.8948kw=1.524kw C 确定电动机的额定功率Pm 载荷平稳.电动机额定功率只需略大于=0.8948 P0=1.524kw P0错误！未找到引用源。即可。参照《机械设计课程设计指导手册》表14-4~5Y系列三相异步电动机参数表，

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燕山大学课程设计说明书 选电动机的额定功率为 . . 结果

设计及计算过程 2.2KW。 2．确定电动机的转速 a nw=60v/(πD)=65.37r/min b确定电机的满载转速 查《机械设计课程设计指导手册》得到二级圆柱齿轮总传动比为范围为：9~25，电动机的转速可选范围n=585~1625r/min,符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min三种根据实际情况，选常用的同步转速为1000r/min的Y系列的电动Y112M-6，其满载转速为940r/min， 三．总传动比计算和传动比分配 1总传动比的计算 Pm=2.2Kw nw=65.37r/min nm=940r/min i=14.38 i1=4.312 i2=3.33488 n1=nm=940r/mi n2=217.96r/min n3=65.369r/min p1=1.50876kw p2=1.44886kw p3 =1.39134kw pw= 1.36400kw inm/nw=14.38 2传动比的分配 对于卧式两级圆柱齿轮减速机，考虑润滑方便，应使高低速级的大齿轮 浸入油的深度大致相等，或低速级齿轮略深一点，要求两个大齿轮的直 径相差不大，i1=(1.2~1.3)i2,取: i1=1.3i2,得i1=4.312，i2=3.33488。 四. 传动装置运动参数的设计 1各轴转速的计算 高速轴： n1=nm=940r/min 中速轴： n2=n1/i1=217.96r/min 低速轴： n3=n2/i2=65.369r/min 2各轴输入功率计算 高速轴： p1=p0ηc=1.50876kw 中间轴： p2=p1ηcηg=1.44886kw 低速轴： p3=p2ηrηg=1.39134kw 工作轴： pw=p3ηrηc=1.36400kw 3各轴输入转矩的计算 电机输出转矩 T9550高速轴： Pd15.483nmNm T115.328Nm T263.47Nm 第 3 页 共 28 页

T1Td115.328Nm 中间轴：

燕山大学课程设计说明书 TTi3263.47Nm 11 2 . 结果

. 设计及计算过程 T3203.27Nm 低速轴： T3T2i232203.27Nm T4193.34Nm 工作轴： T4T331193.34Nm 4. 将以上数据列表 表2.运动和动力学参数 轴 参 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 数 转速n 940 940 217.99 65.37 65.37 （r/min） 功率P(kw) 1.524 1.508 1.449 1.391 1.364 转矩T 15.48 15.33 63.47 203.27 193.34 （N·m） 传动比i 1.00 4.312 3.335 1.00 0.9600.9900 0.9603 0.9801 效率 3 五．传动零件的设计和计算 （1）齿轮的设计 1. 高速齿轮的设计 a选用斜齿圆柱齿轮 b选用8级精度 c材料选择：材料为45钢，传动时，小齿轮表面应力大于大齿轮，故大齿 轮正火处理使表面硬度达到180~200HBS，小齿轮经调质及表面淬火处理，Z1=22 Z2=95 齿面硬度为230~250HBS Фd=0.8 d初定小齿轮的齿数：Z1=22, 则大齿轮齿数：Z2=Z1i1=94.86，圆整取95 e螺旋角：螺旋角β=8~25°初选β=15° f齿宽系数：参考《机械设计课程设计指导手册》表6-7，选择Фd=0.8 g按齿面接触强度设计

第 4 页 共 28 页 燕山大学课程设计说明书 . 结果 . 设计及计算过程 2 2KTU1ZEZHZZ d3dUH  h确定载荷系数K：K=KAKVKαKβ。①查看《机械设计课程设计指导手册》 vz10.88m/s 100表6-4：KA=1.00，②估计圆周速度v=4m/s, ,查看《机械设 计课程设计指导手册》表图6-11，得KV=1.13，③ 111.883.2 cos1.643zz12 bsindz1tan1.501 3.143πmnπ K=1.797 K1.42K1.12, K=1.797 i查《机械设计课程设计指导手册》表6-5得 ZE189.8MPa 由图6-19知 1Z0.78 Zcos0.983ZH2.42，， j计算小齿轮传递的转矩： 4T19550P1/n11.532810Nmm T115.328Nm按图6-26b.c齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1580MPaHlim2460MPa k由图6-25取接触疲劳寿命系数： KHN11.05,KHN21.13 计算应力循环次数： 第 5 页 共 28 页

燕山大学课程设计说明书 . 结果 . 设计及计算过程 计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1 KHN1Hlim1 609MPaH1[ζH] S K=519.8MPa H2HN2Hlim2519.8MPa S 取 H=519.8MPa l计算小齿轮分度圆直径，代入H d=33.47mm 2 2KTU1ZEZHZZ3d33.47mm dUH 修正载荷系数 d1tn1 v1.667m/s 601000 vz10.366m/s 100， 查得 N11.911088N2N160njLh8.23410,u KV'1.05m/s 校正试算的分度圆直径 d1'32.66mm dd13m法向模数 '1Kv'32.66mmKv d1'cosmn1.452mmz1 取标准值 mn2.0mm 第 6 页 共 28 页

mn2.0mm n中心距

燕山大学课程设计说明书 . 结果 . 设计及计算过程 a=120mm z1z2mna=121.12mm 2cos圆整取a=120mm按圆整取后的中心距修正螺旋角 ''''125018 'arccos螺旋角改变不大，参数ε 计算分度圆直径 α，(z1z2)mn'''1250182a， 等参数可以不用修正。 d145.12mm d1z1mn45.12mmcos z2mn=194.88mmcos d2194.88mm b1=42mm, b2=36mm d2计算齿宽 bdd136.08 圆整取b1=42mm,b2=36mm o校核齿根弯曲疲劳强度 F12KT1YFa1YSa1YYF1bd1mn F2重合度系数 F1YFa2YSa2YFa1YSa1F2 Y0.706 Y0.25螺旋角系数 0.75a'0.706 Y0.840 第 7 页 共 28 页

Y1

1200.840 燕山大学课程设计说明书 计算当量齿数 . 结果 zv123.74 . 设计及计算过程 zv1z123.74cos3 z2102.503cos zv2102.50 [бF]=390MP zv2由图6-21查取齿形系数可得 YFa12.65，YFa22.18 由图6-22查取应力修正系数可得 YSa11.65，YSa21.83 由图6-26查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 Flim1390MPa，Flim2500MPa KFN1KFN21 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 [F1]KFN1Flim1390MPa [F2]KFN2Flim2500MPa 取[бF]=390MP。 计算弯曲应力 F180.38MPaF273.34MPaF180.38MPaF F273.34MPaF校核合适。 将齿轮其他参数汇总成表2 第 8 页 共 28 页

燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算过程 . 结果

名称 计算公式 结果 分度圆直径 Zmn d45.12mmd1COS d2194.88mm mn 模数 mn2.0 mn(Z1Z2)aCOS a120mm 中心距 20 齿形角 α  mh/cosh2.05mmnataha= 齿顶高 hfmn(hatct)/coshf2.56mm 齿根高 h4.61mm 全齿高 hhahf 齿顶圆直径 dad2ha da149.22mm da2198.98mm 齿根圆直径 dfd2hfdf140.00mm df2189.76mm bdd1 b142mm齿宽 b236mm 2低速级齿轮设计 选用斜齿圆柱齿轮 选用8级精度 a材料选择：材料为45钢，传动时，小齿轮表面应力大于大齿轮，故大齿 轮正火处理使表面硬度达到195~205HBS，小齿轮经调质及表面淬火处理， 齿面硬度为245~255HBS

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燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算过程 . 结果 初定小齿轮的齿数： Z324 则大齿轮齿数： Z324 Z4=80 β=12° Z4Z3i280.04 圆整取 Z4=80 b螺旋角：螺旋角β=8~25°初选 β=12° c齿宽系数：参考《机械设计课程设计指导手册》表6-7，选择 d0.8 d按齿面接触强度设计 d0.8 22KTU1ZEZHZZ3ddUHe确定载荷系数 K：K=KAKVKαKβ。 查看《机械设计课程设计指导手册》表6-4：KA=1.00，估计圆周速度v=4m/s, vz1 0.96m/s 100 查看《机械设计课程设计指导手册》表图6-11，得KV=1.10， 111.883.2 cos1.67zz12 bsindz1tan1.30 2.97πmnπ K1.42K1.12 K=1.75 K=1.75 f查《机械设计课程设计指导手册》表6-5得 ZE189.8MPa 由图6-19知 ZH2.44，

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燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算过程 . 结果

Z10.77， Z0.77 Zcos0.99g计算小齿轮传递的转矩： Z0.99 4T29550P1/n16.347210Nmm T263.472Nm [ζH] =519.8MPa d=55mm 第 11 页 共 28 页

按图6-26b.c齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1580MPaHlim2470MPa 由图6-25取接触疲劳寿命系数： KHN11.10,KHN21.04 h计算应力循环次数： N160njLh1.9110,8N2N15.73108u i计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1 H1H2取 KHN1Hlim1638MPaS KHN2Hlim2488.8MPaS H=488.8MPa j计算小齿轮分度圆直径，代入H 55mm 2d修正载荷系数 32KTU1ZEZHZZdUHvd1tn16010000.627m/s vz10.15m/s100，

燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算结果 . 结果 查得 KV'1.015m/s 校正试算的分度圆直径 'Kd1'd13v53.55mm Kv k法向模数 d1'cosmn2.18mm z1 取标准值 mn2.5mm m中心距 mn2.5mm az1z2mn=132.9mm2cos圆整取a=135mmn按圆整取后的中心距修正螺旋角 a=135mm ''''153824 (zz)marccos12n1538'24''2a， 'o需要修正εα，εβ，Kα, Zε,Zβ,ZH. cos1538'24''1.644cos12 ''bsindz1tan1.712πmnπ ‘'K1.44ZH2.42 Z'1'0.78 'Zcos0.98校正分度圆直径

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燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算结果 . 结果

d3'54.05mm p计算分度圆直径 d362.31mmzmd33n62.31mmcos d4z3mn=207.69mmcos d4207.69mm b3=55mm, b4=50mm q计算齿宽 bdd349.85， 圆整取b3=55mm,b4=50mm r校核齿根弯曲疲劳强度 F12KT2YFa3YSa3YYF1bd3mn F2重合度系数 F1YFa4YSa4YFa3YSa3F2 Y0.25螺旋角系数 0.75a'0.71 Y1计算当量齿数 1200.777 zv3z325.843cos zv325.84 z4zv286.14cos3 s由图6-21查取齿形系数可得 zv286.14 第 13 页 共 28 页

YFa12.60，YFa22.21

燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算结果 . 结果

由图6-22查取应力修正系数可得 YSa11.59，YSa21.77 由图6-26查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 Flim1390MPa，Flim2500MPa KFN1KFN21 t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 [бF]=390MP [F1]KFN1Flim1390MPa [F2]KFN2Flim2500MPa 取[бF]=390MP。 F359.9MPa u计算弯曲应力 F359.9MPaF F456.74MPaF校核合适。 将齿轮其他参数汇总成表3 F456.74MPa 第 14 页 共 28 页

燕山大学课程设计说明书 名称 分度圆直径 模数 中心距 齿形角 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 计算公式 结果 第 15 页 共 28 页

. 设计及计算结果 . 结果

d ZmnCOSd362.31mm d4207.69mm mn2.5 mn aα mn(Z1Z2)COS a135mm 20 ha2.56mm hf3.20mm mh/cos ha=nathfmn(hatct)/cos hhahf h5.76mm dad2ha da367.43mm da4212.81mmdfd2hf df355.91mm df4201.29mmbdd1 b355mmb450mm 六．轴的设计和计算 1输出轴的设计 a轴材料的选择 速器的功率不大，无特殊要求，故选用最常用的45钢并正火处理 b 初步确定轴的最小直径

燕山大学课程设计说明书 . 设计及计算结果 . 结果 d3C33P331.02mmn3 d331.02mm c轴的结构设计 输出轴结构设计如下图 中速轴和高速轴各段直径的设计方法同输出轴的设计一样，具体过程略。 初选轴承为角接触球轴承7007AC：d=35 D=62 B=14 初选联轴器为弹性柱销联轴器HL2：Tn=315 N·m 校核输出轴 齿轮四上的力 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 Ft41957NFr4740N Fa4Ft3tan546N Ma 计算轴承反力 水平面: Fad456702.1Nmm2 Fa4546N Ma56702.1Nmm R1HFr4l2bMa117.8Nl1l2 R2HFr4F1H622.2N竖直面: R1H117.8NR2H622.2N . 设计及计算结果

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燕山大学课程设计说明书 111.5Ft4R1v1483N111.553.5R2vFt4R1v1911.51291.7764.5N 轴承1的总支承反力为 结果

R1v1483NR2v764.5N R1R12HR12V1487.6N轴承2的总支承反力为 22R2R2HR2V985.7N R11487.6N 画弯矩图 在水平面上，齿轮中心剖面左侧 R2985.7N M1HR1Hl13651.8Nmm 在剖面右侧 M1H3651NmmM'2HR2Hl260353.8Nmm 在垂直面上，剖面为 MVR1Vl145973Nmm 合成弯矩，剖面左侧 2M1M1H2MV46117.8NmmM2H60353Nmm MV45973Nmm 剖面右侧 2M2M2H2MV75868.9NmmM146117Nmm 所以齿轮中心剖面右侧为危险截面。 画转矩图 M275868Nmm . 设计及计算结果

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燕山大学课程设计说明书 结果

轴材料为45号钢正火，ζb=580Mpa ,ζs=290Mpa,查表10-5的公式可求得 疲劳极限 ζ-1=0.45ζb=261MPa, ζ0=0.81ζb=470MPa, η-1=0.26ζb=151MPa, ζη0=0.5ζ=290MPa, ζ210η0.11η0 -1=261MPa, 0=470MPa, -1=151MPa, 0=290MPa 求截面的应力 21000.04 0.11 M=75868.9N*mm 由于截面处有键槽，截面系数按以下公式计算 0.04 M=75868N*mm bt(dt)2Wd4811.3322d 3 设计及计算结果

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W4811.3 燕山大学课程设计说明书 W16d3bt(dt)10195.62d 2 结果 am0M115.77MPaW W10195.6 15.77MPa T18.96MPaWTa9.48MPa 求截面的有效应力集中系数 由ζb=580Mpa ,ζs=290Mpa查得 18.96MPaa9.48MPa k1.82,k1.63 β=0.92 εζ=0.84 εη=0.78 k1.82,k1.63, 求表面状态系数及尺寸系数，由表10-3查 β=0.92，εζ=0.84,ε求安全系数 =0.78, ηSkNk17.00 SamkN1k7.30 求得综合安全系数 amSSSSS225.05＞[S] 结论：该截面足够安全，该轴强度校核合格 七．轴承的选择和校核 输出轴轴承校核 由条件知，减速器工作期限5年，一班制工作，则轴承的预计寿命为S5.05 Lh5836514600h 输出轴：选择7007AC轴承主要性能参数如下： 选取角接触球轴承7208C 1主要参数如下： d=35mm D=62mm；B=14mm； 设计及计算结果

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燕山大学课程设计说明书 基本额定静载荷 Co=16.6 kN 基本额定动载荷 C =18.3 kN 2计算 结果 Fr1R11487.6N,Fr2R2985.7N 25，则e0.7 S1eFr11041.3N S2eFr2692.0N S1FA1733.4S2692.0N Fa1S11041.3N,Fa2S2FA1733.4N Fa10.7eFr1， 查表11-6得X1=1，Y1=0 Fr11487.6N Fr2985.7N P11785.1N Fa21.76eFr2， 查表11-6得X2= 0.41,Y2=0.87 取载荷系数fp=1.2 P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1785.1N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)2348.6N P22348.6N 第 20 页 共 28 页

设计及计算结果

燕山大学课程设计说明书 Lh10106C,其中=3，代入数据得60nP2 结果

Lh10=120615h静载验算 由查表11-10得X0=0.5 Y0=0.38 Lh10=120615h P0r1X0Fr1Y0Fa11139.5N 因PF，故取P=F=1487.6NC0r1r10r1r10 则 PXFYF1151NC020r20a20 极限转速验算 P10.097 C P20.128 C 由图11-4查得f11=1 f12=1 Fa1tan10.70 Fr1 Fa2 tan21.76Fr2 查图11-5得f21=1 f22=0.98 19000rmin 则f11 f21nlim = f12f22nlim10.9819000r18620rminmin 结论：选用轴承7007AC符合要求。 轴承7007AC符 合要求 八．键的选择和强度校核 均选普通A型圆头平键 1.输出轴轴头处：10×56 b=10mm h=8mm 选择L=56mm 由表3-1取联接的许用挤压应力 设计及计算结果

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燕山大学课程设计说明书 p100MPa 结果 T294.4NT3 L'Lb46 T1'hLdp294.4NT34 强度满足要求 2中间轴小齿轮处：8×40 b=8mm h=7mm 选择L=40mm 材料选择锻钢 p100MPa L'Lb32 T1'hLdp60.48NmmT24 强度满足要求 九．箱体设计 参考《机械设计课程设计指导手册》表4-1，将箱体参数汇总成表4： 箱体（座）壁厚（δ） δ=9 箱盖壁厚（1） 箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度（b1,b2,b3） 地脚螺栓直径 及数目（df,n） 轴承旁联接螺栓直径d1 箱盖，箱座联接 螺栓直径 d2 轴承端盖螺钉的直径及数目(d3,n) 检查端盖螺钉的

T60.48NmmT2 10.025a+Δ=9 1=8 b1=15 b2=14 b3=22 df=16 n=8 d1=12 d2=10 1=0.85δ=8 b1=1.5δ=15 b2=1.5δ=14 b3=2.5δ=22 df=0.04a+8=16 n=8 d1=0.75df=12 d2 =(0.5-0.6)df=10 螺栓的间距： 由实际结构而定 查表得 (0.3~0.4)df d3=8 n(1,2,3)=4 d4=6 第 22 页 共 28 页

燕山大学课程设计说明书 D2(1)=87 D+(5~5.5)d1 轴承座外径D2 D2(2)=92 D2(3)=102 R1=C2 轴承旁凸台半径R1 R1 =16 h=20 轴承旁凸台高度h 根据低速轴轴承座、外径 D2和Md1扳手空间c1的要求由 结构确定 L1=41 箱外壁至轴承座端C1+C2+（5~10） 面距离 m=8 箱座肋厚 m1≥0.85δ1 m≥0.85δ 大齿轮顶圆与箱内Δ1=12 Δ1≥1.2δ 壁间距离 齿轮端面与箱内壁△2=10 Δ2≥δ 距离 十．减速器的润滑与密封 1齿轮的润滑 低速级大齿轮的圆周速度为V=0.62m/s<12m/s所以采用浸油润滑，应没过 大齿轮齿顶1/3半径，使中间齿轮浸没在1/3到2/3半径的要求。 2轴承的润滑 因为第二轴上浸油齿轮分度圆圆周速度 n2dv2.22m/s＞2m/s 601000 故选择油润滑，需要在箱体上铸造油沟。 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。轴伸处密封应涂上润滑脂。 十一．减速器附件及其说明 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 设计及计算结果 直径d4

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燕山大学课程设计说明书 死。 因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视孔做成长方形。如下图 结果 根据减速箱体的尺寸： 设计 B2=100mm, B1=88mm, B=76mm A1=160mm, A2=148mm 2油标 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。起调整个减速器时，一般应 使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖 上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定， 才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。 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 设计及计算结果

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燕山大学课程设计说明书 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。直径可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。 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，选用普通的通气器即可。 7启盖螺钉 由于有密封胶，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。 十二.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。轴承直径分别为25mm和35mm时，可取游隙为0.01~0.02mm。 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。 十三.小结 通过这次二级减速器的设计，让我明白了机械类产品的整个生产过程，从设计到绘制，到校核，每一个步骤都是一项精细而严谨的工作，不是随随便便就能得出结果的。 随着信息时代的来临，用计算机绘图成为一种趋势，也是我们机械类专业所必须掌握的一项技术。自从大一用过一次就被雪藏起来的caxa从新拿了出来，相当长的时间不用，一时感觉相当陌生，但随着时间慢慢的投入，看着装配图的慢慢诞生，心里还是有些高兴，为了完成这个课程设计，我投入了很多的时间与精力，只为能熟悉到机械设计的整套过程。 在制作三维模型过程中，做齿轮机构运动仿真让我感触颇深。在网上学习了proe的使用，也接触过机构仿真，但以往做模型的时候只做到爆炸动画半结束了，这次做齿轮机构仿真本以为会很容易，但现实总是相差太远，最后在网上查资料折腾一晚上解决问题，这让我知道，知道和会做是两回事，纸上得来终觉浅，绝知此事要躬行。

结果

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燕山大学课程设计说明书 十四、参考资料 1．《机械设计》 许立忠 周玉林 主编，中国标准出版社，2009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.《机械零件手册》周开勤 主编，高等教育出版社，2005年。 4．《机械设计课程设计图册》龚溎义 主编，高等教育出版社，2004年。 结果

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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

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成绩 年 月 日