180吨运梁车三级减速器设计

目录

一 设计任务………………………………………………………… 1 二 设计方案分析………………………………………………… 2 三 原动件的选择………………………………………………… 4 四 机构运动分析与动力参数选择与计算…………… 5 五 齿轮的设计及校核………………………………………… 8 六 轴的设计及校核…………………………………………… 16七 轴承的选择及校核………………………………………… 24八 花键的设计及校核………………………………………… 29九 减速器机体结构设计……………………………………… 32十 润滑与密封…………………………………………………… 33十一 小结……………………………………………………………… 34十二 参考文献……………………………………………………… 35

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180t运梁车三级减速器设计

一、 设计任务

运梁车载重量180T，车辆自身质量（含拖梁小车）约15T，合计195T，空载时行驶速度为3-4km/h,满载时行驶最低速度0.8-0.9km/h，装载最大爬坡能力6%，根据轴线布置需要考虑运梁车通过的路基和桥涵结构的允许承载能力、与架桥机相适应的车身型式、以及运梁车的其它用途等多种因素，设计载荷分配为前桥25%，中桥38.5%,后桥36.5% 。

运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离短，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏，整车运行过程平稳。该车设计使用寿命为十年，检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天实际工作只有四个小时左右。工作环境：室外常温，灰尘较大。

运梁车的动力和传动系统是整车的核心设计部分，要求该车传动路线图如下所示：

发动机变速器连联器万向节Ⅰ万向节Ⅱ减速器Ⅱ减速器Ⅰ减速器Ⅱ驱动桥最终传动驱动桥最终传动轮胎轮胎

变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比i变=6.4；

减速器Ⅰ要自行设计，是该课题的主要任务，采用展开式二级以上闭式齿轮传动，允许速度误差为5%，保持中心距a>=300mm., 能够挂倒档，以保证运梁车倒车时能保持前进时相同的速度，提高工作效率；

减速器Ⅱ采用单级开式斜齿轮传动，传动比iⅡ=2.03， 驱动桥采用东风—140，总传动比i驱=38/6=6.33；

轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动比i胎=86/14=6.14。 传动过程允许速度误差为5%；

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二、 设计方案分析

传动方案1：

减速器Ⅰ（以下简称减速器）采用展开式二级闭式齿轮传动，结构简单，在满足中心距的条件下，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但齿轮直径大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿轮在经济方面不理想，加工起来又比较困难，减速箱的体积比较大，不利于安装。它的结构简图如图1-1所示：

当该减速器没有挂倒档时当该减速器挂了倒档时滑移齿轮输入轴Ⅰ滑移齿轮输入轴Ⅰ转向轴Ⅱ输出轴Ⅲ输出轴Ⅲ

图1-1

传动方案2：

减速器Ⅰ采用展开式三级闭式齿轮传动，特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易，工作可靠，。当打倒档时，高速级滑移齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象在满足中心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小，这样可以使传动的传动比较精确可靠，寿命长，结构紧凑，而且滑移齿轮操作方便不费力。其结构简图如图1-2所示。

比较起来，方案2的三级闭式齿轮传动比较适合运梁车的减速传动，该机具有较强的市场竞争力。

三、 原动件的选择

发动机的计算：

1、整车滚动阻力F1（平实路面地f0.025~0.035）

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F1fN0.031959.857.39kN

2、整车上坡阻力F2

F2GsinGtanWtanF3F1F2172.17k N当该减速器没有跨倒档时滑移齿轮输入轴Ⅰ19130.06k 1N14.783、总阻力F3

当该减速器跨了倒档时1234输入轴Ⅰ转向轴Ⅲ转向轴Ⅱ输出轴Ⅳ转向轴Ⅲ输出轴Ⅳ

图1-2可跨档减速器

1— 滑移齿轮；2—轴承1；3—齿轮2；4—齿轮3；5—轴承3；6—齿轮4；7—轴承5；8—轴承7；

9—轴承8；10—输出齿轮6；11—齿轮5；12—轴承6；13—轴承4；14—轴承2

4、总阻力矩T阻(轮胎半径R=530mm)

172.17KN53m0m T阻F3R

5、半轴切应力max

9.172N5m1m0

TT9.125107/216.46max110.87MPa 3WT0.2d0.21256、轮功率P转

P转=T阻2/6091.2524.1965/6040.1kW 7、发动机功率P（总传动效率为总=0.66）

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PP轮/总40.1/0.668、附着力 F附

76k0.W1913F附G(75%)0.5358.68kN

2不打滑条件：F附>F阻=F 驱动力 ∴该车在工作情况下不会打滑。

发动机选择柴油机，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。

四、 机构运动分析与动力参数选择与计算

（一）运梁车的总传动比和各传动比的分配方案选择

(1) 总传动比的计算

发动机转速n发2800r/min ， 车轮的转速n轮850m850m4.1965r/min，（根据运梁车满载时每小

60D601.06m时只走800-900m，而轮胎的直径为1.06m） 总传动比i总n发/n轮2800/4.1965667.2 (2)传动比的分配

变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比i变=6.4； 减速器Ⅱ传动比iⅡ=2.03，允许速度误差为5%；

驱动桥采用东风—140，总传动比i驱=38/6=6.33；

轮胎处传动比i胎=86/14=6.14； 则减速器Ⅰ的传动比ii总667.21.32

i变ii驱i轮6.42.036.336.14（二）传动装置的运动和动力参数计算

(1)各轴的转速

n发动机转速 将传动装置各轴由高速到低速依次定为Ⅰ轴、Ⅱ

发动机至输出轴的传动比轴、Ⅲ轴;Ⅳ轴，分别表示为n1,n2,n3,n4。

减速器分为跨倒档与不跨档（见图1-2）跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴Ⅱ右齿轮啮和，在通过转向轴Ⅱ齿轮3与传动轴Ⅲ齿轮4的啮和，在通过传动轴Ⅲ的齿轮5与输出轴Ⅳ齿轮6的啮和，从而传动动力。

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由发动机到输出，通过变速器最底档(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min，

传到输入轴Ⅰn=437.5r/min, , 传动轴Ⅱ n=437.5r/min , , 传动轴Ⅲ n=437.5r/min , 输出轴Ⅳ nn1437.5331.4r/min i减1.32不跨倒档时，通过输入轴Ⅰ的滑动齿轮与转向轴Ⅲ右齿轮啮和，在通过传动轴Ⅲ右齿轮在和输出轴Ⅳ齿轮啮和，从而传递动力。 (2)各轴的效率和功率

根据条件已知：变速箱的机械传动效率变0.96 花键联轴器的传动效率联0.995

每对圆柱齿轮的传动效率齿0.98（很好的跑和的7级精度齿轮传动） 每对滚动轴承的传动效率滚0.99

0.96(3) 万向节的传动效率万0.98(3)万a）各轴的传动效率

第一级的传动效率1变联滚0.960.9950.990.9456

第二级的传动效率2齿滚0.980.990.9702 第三级的传动效率3齿滚0.980.990.9702 第四级的传动效率4齿滚0.980.990.9702 b) 各轴的功率

减速器输入轴Ⅰ的输入功率： p1p变联滚 转向轴Ⅱ的功率：

P齿滚57.50.980.9955.8kW 2P1转向轴Ⅲ的功率：

57.560.760.960.9950.9k9Wp3p2齿滚55.80.980.9954.1kW

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输出轴Ⅳ的功率

p4p3齿滚54.10.980.9952.5kW （3）各轴的转矩

P57.5619.55101.255106Nmm 输入轴ⅠT19.5510n1437.56转向轴ⅡT29.55106P255.89.551061.218106Nmm n2437.5P354.169.55101.181106Nmm 转向轴ⅢT39.5510n3437.56输出轴ⅣT49.55106P452.59.551061.545106Nmm n4324.6运动和动力参数结果如下表

轴名 输入轴Ⅰ 转向轴Ⅱ 转向轴Ⅲ 输出轴Ⅳ 输出功率P（kW） 57.5 转速n(r/min) 437.5 437.5 437.5 324.6 转矩T（N.mm） 效率η 1.255106 1.218106 1.181106 0.9456 0.9702 0.9702 0.9702 55.8 54.1 52.5 1.545106

五、齿轮的设计及校核

（一）、 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数

由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为20CrMnTi,渗碳处理，硬度为55～60HRC，抗拉强度b1079MPa，屈服强度s834MPa；精度7级。

取滑移齿轮Z123，且由于要满足中心距达到300mm，取齿轮2、齿轮3、齿轮4、齿

轮5的齿数都为23，即Z2Z3Z4Z523，输出齿轮Z631 取模数m=6, 实际传动比iZ6311.348, Z1237

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传动比误差i|ii||1.321.348|100%100%2.1%5%，满足传动要求。 i1.32 实际输入轴转速n437.5r/min

实际输出轴转速nz1n发232800324.6r/min z5i变316.4（二）、 校核齿轮强度

画当量弯矩图 T0.61218000730800Nmm 校 核：

C点的当量弯矩 显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴Ⅰ的C点当量弯矩 ,故不

用作校核

D点的当量弯矩 由于D点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩 即 MD'MD0.78105Nmm

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'5MD0.7810323.5mm dD0.11b0.1603 取 dC57.5mm dD45mm

结 果：轴的强度满足要求。 （四） 转向轴Ⅲ设计计算 1 轴的转向方式：双向旋转 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：n=437.5r/min

功率: P=54.1kW 转矩：T=1181000N·mm 齿轮直径d=138mm 2、轴的力分析

2T21.18110617116N 圆周力 Ftd138 径向力 FrFttan17116tan20N 62轴向力 Fa0N（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 法向力 FnFt1711618209N cos0.940取轴承处（即A，B点）的直径d=45mm

取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=57.5mm

A、B 点在水平面的支承反力 FBHFn126.514672N

157 FAHFnFBH3537N

危险截面 C、D在水平面的弯矩 MCHFBH30.5447431Nmm

MDHFBH13.5198072Nmm

A、B点在垂直面的支承反力 FBV3575N FAV14672N

危险截面 C、D在垂直面的弯矩 MCVFBV30.5107879Nmm

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MDVFBV13.550422Nmm 危险截面 C、D的合成弯矩 MC MD22MCHMCV4.6105Nmm 22MDHMDV2.04105Nmm

画轴转矩图 T1181000Nmm

画当量弯矩图 T0.61181000708600Nmm 校 核：

C点的当量弯矩 显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴Ⅰ的C点当量弯矩 ,故不用作校核

D点的当量弯矩 由于D点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩 即 MD'MD2.04105Nmm

'5M2.0410D332.4mm dD30.11b0.160 取 dC57.5mm dD45mm

结 果：轴的强度满足要求。 （五） 输出轴Ⅳ的设计计算

轴的转向方式：双向旋转 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：n=324.5r/min

功率: P=52.5kW 转矩：T=1545000N·mm 齿轮直径d=186mm 2、轴的力分析

2T21.54510616612N 圆周力 Ftd186 径向力 FrFttan16612tan20N 60轴向力 Fa0N（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力） 法向力 FnFt1660917669N cos0.940 取轴承处（即A，B点）的直径d=55mm

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取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=60mm 轴的结构简图如图1-4所示： A、B 点支承反力 FBFn30.52897N 186 FAFnFB14772N

危险截面 C、D的弯矩 MCFA30.5450546Nmm

MDFA13.5199442Nmm

画轴转矩图 T1545000Nmm

画当量弯矩图 T0.61545000927600Nmm 校 核：

C点的当量弯矩

'MCMC2T2

4.51109.281052352

10.31105Nmm'MC10.31105355.6mm dC0.11b0.160 D点的当量弯矩 MD3'MD2T9.48105Nmm

2'5MD9.4810354.06mm dD0.11b0.160 取 dC60mm dD55mm

结 果：轴的强度满足要求。

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轴受力图水平受力图水平面弯矩图垂直受力图垂直面弯矩图合成弯矩图当量转矩图当量弯矩图图1-4

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七、 轴承的选择及校核

（一） 输入轴承1的设计计算 1、设计基本参数

径向力FrFAH2FAV211887N 轴向力 Fa=0 N 轴颈直径 d1=50 mm 转速 n=437.5r/min

要求寿命 Lh'=3000 h（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时） 润滑方式 油润滑 2、被选轴承信息

由于没有轴向力，且是高速运转，在满足强度的前提下一般都考虑用深沟球轴承，此

种轴承噪声低，使用寿命较长，精度高，价格低廉,互换性好。 试选轴承型号6310 轴承内径 d=50 mm 轴承外径 D=110 mm 轴承宽度 B=27 mm 基本额定动载荷 C=61800 N 基本额定静载荷 Co=38000 N 极限转速(油) nlimy=7000 r/min 3、当量动载荷 接触角 a=0 (度) 负荷系数 fp=1.2 判断系数 e=0.16 径向载荷系数 X=1 轴向载荷系数 Y=0

当量动载荷 PfpXFrYFa14264.4N

轴承所需基本额定动载荷 C'=61141.632 N 校核：由式计算轴承寿命L10h106CL103098h3000h 60nP结果：选用深沟球轴承6310满足要求

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（二） 输入轴承2的设计计算

1、设计基本参数

径向力FrFAH2FAV272402306727862N 轴向力 Fa=0 N 轴颈直径 d1=50 mm 转速 n=437.5r/min

要求寿命 Lh'=3000 h（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时） 润滑方式 油润滑 2、理由和选轴承1一样。 试选轴承：深沟球轴承

轴承型号 6310和 轴承型号 6210 轴承内径 d1=50 mm 轴承内径 d2=50 mm 轴承外径 D1=110mm 轴承外径 D2=90 mm 轴承宽度 B1=27mm 轴承宽度 B2=20 mm 基本额定动载荷 C1=61800 N 基本额定动载荷 C2=35000N 基本额定静载荷 Co1=38000 N 基本额定静载荷 Co2=23200 N 极限转速(油) nlimy=7000 r/min 极限转速(油) nlimy=8500 r/min 3、当量动载荷

接触角 a=0度 接触角 a=0 (度) 负荷系数 fp=1.2 负荷系数 fp=1.2 判断系数 e=0.271 判断系数 e=0.304 径向载荷系数 X1=0.56 径向载荷系数 X2=0.56 轴向载荷系数 Y1=1.624 轴向载荷系数 Y2=1.435 当量动载荷P1fpX1FrY1Fa10545N P2fpX2FrY2Fa9932.6N 轴承所需基本额定动载荷 C1'=45199.236 N C2'=42574.471 N

106C校核：轴承 6310的寿命L10h1L1017668h3000h

60nP 14

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轴承 6210的寿命L10h2106CL1021667h3000h 60nP 结果：轴承2选用轴承6310满足要求。

（三） 转向轴轴承3，4，5，6的设计计算

由于转向轴ⅡⅢ和输入轴一样都没有轴向力，轴承3所受载荷最大，

轴承3选用的是6209故轴承，计算过程略， 4、5、6只需要采用深沟球轴承6209不用作校核就可以满足要求。

结果：轴承3，4，5，6选用轴承型号6209。 （四） 输出轴轴承7的设计计算

1、设计基本参数

径向力FrFBH2FBV22897N 轴向力 Fa=0 N 轴颈直径 d1=55 mm 转速 n=324.6r/min 要求寿命 Lh'=3000 h 润滑方式 油润滑 2、被选轴承信息

由于其所受的径向力很小，但又要保持其轴颈直径，所以试选深沟球轴承6211 轴承内径 d=55 mm 轴承外径 D=100 mm 轴承宽度 B=21 mm 基本额定动载荷 C=43200 N 基本额定静载荷 Co=29200 N 极限转速(油) nlimy=7500 r/min 3、当量动载荷 接触角 a=0 (度) 负荷系数 fp=1.2 判断系数 e=0.16 径向载荷系数 X=1 轴向载荷系数 Y=0

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当量动载荷PfpXFrYFa3476.4N 轴承所需基本额定动载荷 C'=13489.735 (N)

校核：轴承寿命 轴承寿命L10h106CL1098529h3000h 60nP由此可知该轴承远远满足要求，每次大修时也可以不必更换这个轴承。 结果：轴承7选用6211。 （五） 输出轴轴承8的设计计算

1、设计基本参数

径向力FrFAH2FAV214772N

轴向力 Fa=0 N

轴颈直径 d1=55 mm 转速 n=324.6 r/min 要求寿命 Lh'=3000 h 润滑方式 油润滑 2、被选轴承信息 试选轴承型号 6311 轴承内径 d=55mm 轴承外径 D=120mm 轴承宽度 B=29mm

基本额定动载荷 C=71500 N 基本额定静载荷 Co=44800 N 极限转速(油) nlimy=6700 r/min 3、当量动载荷 接触角 a=0度 负荷系数 fp=1.2 判断系数 e=0.16 径向载荷系数 X=1 轴向载荷系数 Y=0

当量动载荷PfpXFrYFa17726.4N

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轴承所需基本额定动载荷 C'=68785.076 (N)

校核：轴承寿命L10h106CL103369h3000h 60nP 结果：轴承选用6311 （六） 各轴承的参数如下表所示 名称 轴承代号 轴颈直径 轴承外径 轴承宽度 轴承1 轴承2 6310 50 110 27 6310 50 110 27 轴承3 6209 45 85 19 轴承4 6209 45 85 19 轴承5 轴承6 轴承7 轴承8 6209 45 85 19 6209 45 85 19 6211 55 100 21 6311 55 120 29 八 花键的设计及校核

（一）输入轴Ⅰ花键设计参数及校核 传递的转矩 T = 1255000 N·mm 模数 m = 2.5 mm 花键压力角 α = 30° 齿数 z = 23 分度圆直径 D= 57.5 mm 键齿工作高度 h = 2.50 mm 键的长度 L = 52 mm 不均匀系数 ψ = 0.75 使用和制造情况 中等 齿面热处理 齿面经热处理 移动情况 载荷作用下移动 许用应力 [p] = 45.0 MPa 校核：

2T21.255106103Nm p20.4MPa 333NhlDm0.75222.510521057.510结果： p ≤[p]

轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算： 传递的转矩 T = 1255000 N·mm

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花键参数 N×d×D×B = 8×42×48×8 mm 倒角 c = 0.4 mm 键齿的工作高度hDd48422C20.42.2mm 22不均匀系数 ψ = 0.75 键的长度 L = 60 mm

使用和制造情况中等，齿面经热处理，键系列采用中系列 许用挤压应力范围 σpp = 100～140 MPa 取许用应力 [σp] = 120.0 MPa 校 核： 计算应力 p2T2125500070.426MPaP120MPa

Zhldm0.7582.26045结果： σp≤[σp] 满足

（二）传动轴Ⅱ的花键设计参数及校核

传递的转矩 T = 1218000 N·mm 模数 m = 2.5 mm 花键压力角 α = 30° 齿数 z = 22 分度圆直径 D = 57.5 mm 花键轴大径直径 Dmax = 60.0 mm 键齿工作高度 h = 2.50 mm 键的长度 L = 32 mm 不均匀系数 ψ = 0.75 使用和制造情况 中等 齿面热处理 齿面经热处理 许用应力 [p] = 120.0 MPa 校核： p2T30.7MP

NhlDm结果： p ≤[p] 满足要求 （三）传动轴Ⅲ的花键设计参数及校核

传递的转矩 T = 1181000 N·mm

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模数 m = 2.5 mm 花键压力角 α = 30° 齿数 z = 22 分度圆直径 D = 57.5 mm 花键轴大径直径 Dmax = 60.0 mm 键齿工作高度 h = 2.50 mm 键的长度 L = 32 mm 不均匀系数 ψ = 0.75 使用和制造情况 中等 齿面热处理 齿面经热处理 许用应力 [p] = 120.0 MPa 校核： p2T29.8MP

NhlDm结果： p ≤[p] 满足要求 （四）输出轴Ⅳ的花键设计参数及校核 轴右段花键

传递的转矩 T = 1545000 N·mm 模数 m = 2.5 mm 花键压力角 α = 30° 齿数 z = 23 分度圆直径 D = 57.5 mm 花键轴大径直径 Dmax = 60.0 mm 键齿工作高度 h = 2.50 mm 键的长度 L = 32 mm 不均匀系数 ψ = 0.75 使用和制造情况 中等 齿面热处理 齿面经热处理 许用应力 [p] =120.0 MPa 校核： p2T41.5MP

NhlDm结果： p ≤[p] 满足要求

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轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算：

传递的转矩 T = 1545000 N·mm 键系列采用轻系列

花键参数 N×d×D×B = 8×46×50×9 mm 倒角 c = 0.3 mm 键齿的工作高度`hDd50462C20.31.4mm 22不均匀系数 ψ = 0.75 键的长度 L = 67 mm

由于使用和制造情况良好，而且齿面经热处理 查表可知许用挤压应力范围 σp= 120～200 MPa 取许用应力 [σp] = 160.0 MPa 校核： 计算应力 p2T21545000114.38MPaP160MPa

Zhldm0.7581.46748 结果： σp≤[σp] 满足传递的转矩

九、 减速器机体结构尺寸如下

名称 箱座厚度 箱盖厚度 支架螺钉直径 支架螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联结螺栓直径 轴承端盖螺符号 计算公式 结果 20 10 M16  1 df 0.025a120 10.02a110 df0.036a12查手册 n 4 d1 d2 d10.72df M16 d2=（0.5 0.6）df M10 d3 d3=（0.40.5）df 20

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钉直径 M10 视孔盖螺钉直径 定位销直径 d4 d d4=（0.30.4）df d=（0.70.8）d2 M8 M8 24 dfd2至d1，，C1 查手册表11—2 外箱壁的距离 df，d2至凸C2 查手册表11—2 20 缘边缘距离 外箱壁至轴承端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离 S l1 1 l1=C1+C2+（510） 1>1.2 45 10 2 m1,m 2> 10 m10.851,m0.85 9 8.5 D2 D2D+（55.5）d3 120 SD2 120 十、 润滑与密封

（一）、润滑

变速器润滑采用稀油润滑，润滑形式是飞溅润滑，主要靠输出轴的旋转来实现，润滑油的量不能太多，一般在填充到输出轴的中心平面，如果太多的话，齿轮在旋转的时候噪音太大，而且功率损失也大。

窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，

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可向减速器箱体内注入润滑油

定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度 放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1～2使油易于流出。 通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。 （二）、密封

由于机箱是立式机箱，且整体密封性又较好，在轴输入端与输出端的线速度为1-2m/s，又在室外工作，有较多的灰尘和雨水外来杂质，应该具有良好的防尘，防水的功能，因此在选择在输入轴与输出轴的密封处采用有副唇旋转轴唇形密封圈的内包骨架油封（FB 50X72X8）。此密封圈适用温度及转速范围宽，成本低廉，检修方便，密封性能好，寿命长，结构紧凑，装拆方便，互换性好。

十一、 小结

通过对运梁车的减速器设计，综合运用机械设计、机械工程材料、画法几何、机械设计基础、机械制造基础和材料力学的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程使我全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，不仅培养了我的综合分析、实际解决工程问题的能力，而且还培养了我的团队协作精神。由于时间仓促和本人能力有限，如有误漏欠妥之处，敬请各位老师指正批评。

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十二、参考文献

1 吴宗泽 主编.机械设计实用手册.北京:高等教育出版社,2003.11 2 吴宗泽 主编.机械设计.北京:高等教育出版社,2001.7

3 卜 炎 主编.机械传动装置设计手册.北京:机械工业出版社,1999.4 4 郑文纬 主编.机械原理.北京: 高等教育出版社,1997.7 5 邱宣怀 主编.机械设计.北京: 高等教育出版社,1997.7 6 席伟光 主编.机械设计课程设计.北京:高等教育出版社,2003.2 7 陈家瑞 主编.汽车构造.北京:机械工业出版社,2005.1 8 刘鸿文 主编.材料力学.北京:高等教育出版社,2004.1 9 严霖元 主编.机械制造基础.南昌:江西农业大学出版社2000.8 10 与永泗 主编.机械工程材料.大连:大连理工大学出版社2003.5

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