二級圓柱齒輪減速器設計說明書

1、課 程 設 計 說 明 書課程名稱： 機械設計 設計題目： 二級齒輪減速器的設計 院 系： 機械工程系 學生姓名： 秦 文 彬 學 號： 7 專業(yè)班級： 機械制造設計及其自動化(6)班 指導教師： 朱艷芳 2009年 3 月 1 日課 程 設 計 任 務 書設計題目二級直齒圓柱齒輪減速器學生姓名秦文彬所在院系機械系專業(yè)、年級、班機械制造設計極其自動化(6)班設計要求：1. 擬定傳動關系：由電動機、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成。 2 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用10年，運輸帶允許誤差5%。 3 知條件：運輸帶卷筒轉速V=1.95m/s; 輸送帶拉力 F=2700N;

2、滾筒直徑 D=360mm.學生應完成的工作： 1. 減速器裝配圖一張（A1）。 2. 零件工作圖兩張（A2） 3. 設計說明書一份（60008000字）。參考文獻閱讀：1機械設計濮良貴 紀名剛 主編，高等教育出版社。2機械設計課程設計指導書龔義 主編，高等教育出版社。3.機械零件手冊周開勤 主編，高等教育出版社4機械設計課程設計圖冊龔義 主編，高等教育出版社 工作計劃： 1、 第一階段： 總體計算和傳動件參數(shù)計算 （2.5天） 2、 第二階段： 軸與軸系零件的設計（1.5天） 3、 第三階段： 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制（1.5）天 4、 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書

3、的編寫 （4.5）任務下達日期： 2009年 2 月 16 日 任務完成日期： 2009年 3 月 1 日指導教師（簽名）： 學生（簽名）： 機械設計課程設計說明書 （二級齒輪減速器設計） 摘 要： 齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式.它的主要優(yōu)點是: 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高，=o.92-0.98;工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器，用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動

4、為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來，由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度加工效率大提高，從推動了機械傳動產品的多樣

5、化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。關鍵詞： 二級減速器 齒輪 軸 軸承 鍵 聯(lián)軸器 箱體 目 錄1.設計背景2.設計方案3.方案實施3.1傳動裝置總體設計方案3.2電動機的選擇3.3確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.5齒輪的設計3.6傳動軸承和傳動軸的設計3.7滾動軸承的校核計算3.8鍵的設計和計算3.9箱體結構的設計3.10潤滑密封設計3.11聯(lián)軸器設計4.結論與結果.5.收獲與致謝 頁碼6.參考文獻 頁碼7.附件 1設計背景為了進一步提升學生機械設計的能力，鞏固所學專業(yè)知識，培養(yǎng)學生設計思想，適應未來工作需要，特

6、此進行了這次課程設計。 2設計方案方案一：一級減速器方案二：二級減速器 3方案實施 1.傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下 圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。第一級效率：第二級效率：傳動裝置的總效率：0.9510.9220.876為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪

7、嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/27001.950.866.06kW, 滾筒轉速為n=103.5，經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，電動機轉速的可選范圍為nin（840）82.768284136r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定型號為Y132M4的三相異步電動機，額定功率為7.5額定電流7.0A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同

8、步轉速滿載轉速1Y132M-47.51500144047023013.9 中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 83.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/103.513.5（2） 分配傳動裝置傳動比式中,分別為高速級和低速級的傳動比。根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為4.3，則/3.234.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速 1440 r/min1440/4.3334.

9、88r/min/334.88/3.23=103.68 r/min=103.68 r/min（2）各軸輸入功率6.060.995.99kW25.990.980.995.82kW25.820.990.985.65kW24=5.650.990.995.53kW則各軸的輸出功率：0.99=5.93 kW0.99=5.76 kW0.99=5.59kW0.99= 5.47 kW各軸輸入轉矩 = Nm電動機軸的輸出轉矩=9550 =95506.06/1440=40.20 Nm所以: =40.2010.99=39.79Nm=39.794.30.980.99=166 Nm=1663.230.980.99=520

10、.2Nm=520.20.990.99=509.84 Nm輸出轉矩：0.99=39.39Nm0.99=164.34 Nm0.99=515Nm0.99=504.74 Nm運動和動力參數(shù)結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸6.0640.2014401軸5.995.9339.7939.3914402軸5.825.76166164.34334.883軸5.655.59520.2515103.684軸5.535.47509.84504.74103.685.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故高速級大小齒

11、輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪,低速度級先用軟齒面漸開線直齒輪.（1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼調質，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=iZ=4.324=103.2 取Z=104. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.44 由課本圖10-26 則由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =6014401（2836510）=5.0510hN=N/ =1.17

12、10h 查課本10-19圖得：K=0.90 K=0.98齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得:=0.90680=612 =0.98560=548.8 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5105.99/1440=3.9710N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=42.2mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.251.7=3.825 = =11.02計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根

13、據(jù),7級精度, 查課本由圖10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查課本由圖10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =11.071.21.42=1.82按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=42.2=44.05計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉矩39.7kNm 確定齒數(shù)z因為是軟齒面，故取z24，zi z4.324103.2傳動比誤差 iuz/ z104

14、/244.33i0.0695，允許計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù)KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 應力校正系數(shù)Y1.596 Y1.774 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/104）cos141.663arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，

15、則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.826,Y10.79 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，10年，每年工作360天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt60144018360284.010大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u4.010/4.30.930210查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設計計算 計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面

16、模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=42.2來計算應有的齒數(shù).于是由:z=20.47 取z=22那么z=4.322=94.6 幾何尺寸計算計算中心距 a=119.58將中心距圓整為120按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=45.36d=193.81計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=20速級大齒輪選用鋼調質，齒面硬度為大齒輪 240H

17、BS z=3.2320=64.6 圓整取z=65. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數(shù)值試選K=1.3查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60334.881(2836510)=1.1910 N=3.6210由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95 K= 1.1 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力=1.1560/1=616查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8M

18、P選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5105.82/334.88=1.6610N.m =69.222. 計算圓周速度 1.213. 計算齒寬b=d=169.22=69.224. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.253.46=7.785 =69.22/7.785=8.895. 計算載荷系數(shù)K由表10-4得K=1.408使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.08 K=1.32 K=K=1故載荷系數(shù)K=11.0811.408=1.526. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=69.22計算模數(shù)(4). 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數(shù)值（1）

19、 計算小齒輪傳遞的轉矩166kNm（2） 確定齒數(shù)z因為是軟齒面，故取z20，zi z3.232064.6傳動比誤差 iuz/ z65/203.25i0.0325，允許（3） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得1（4）載荷系數(shù)KKK K K K=11.0811.321.42（5）由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y （6） 計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.82 K=0.86 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較 小齒輪的數(shù)值大,選用小齒輪的尺寸設計計算. 計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法

20、面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.9來計算應有的齒數(shù).z=29.16 取z=28z=3.2328=90.44 取z=90 初算主要尺寸小齒輪分度圓直徑d=zm=282.5=70大齒輪分度圓直徑d=zm=902.5=225計算中心距 a=(d+d)/2=(70+225)/2=147.8將中心距圓整為148 計算齒輪寬度圓整后取 6.傳動軸承和傳動軸的設計.初步計算軸徑軸的材料選用常用的45鋼當軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，

21、即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式為：1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應取較大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考慮到1軸要與電動機聯(lián)接，初算直徑d1必須與電動機軸和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定d1=18mm取d2 =35mm；d3 =45mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊輸出軸端選取TGLG11型鼓形齒式聯(lián)軸器其公稱轉矩為1250Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 輸入軸端選取TL4

22、型彈性套筒銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為63Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d=20mm,半聯(lián)軸器的長度L=92mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=42mm. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取初步選擇深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產品目錄中初步選取3基本游隙組 標準精度級的深溝球軸承 6305 6306 6311型.DB軸承代號 25621736516305 30721944596306551

23、202976.1100.96311 對于傳動軸選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而 .左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得6311型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為70mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3,取.軸環(huán)寬度,取b=10mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內壁之距離a=10,兩圓柱齒輪間的距離c=12.考

24、慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=5,已知滾動軸承寬度T=29,至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 . 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=5.59KW =103.68r/min=520.2Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =225 而 F= F= F圓周力F，徑向力F的方向如圖示:首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.對于6311型的深溝球軸承,a=14.5mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 根據(jù)軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面C是軸的

25、危險截面.現(xiàn)在計算出C處的受載情況如下: 傳動軸總體設計結構圖: (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭的截面的強度.根據(jù)15-5級上表中的數(shù)據(jù),以有軸單向旋轉,妞轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取=0.6,軸的計算應力=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截

26、面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面左右兩側需驗證即可. 截面右側?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=16637.5抗扭系數(shù) =0.2=0.2=33275截面的右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =520.2截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得： 因 經插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1

27、）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S=13.71=S=1.5 所以它是安全的截面左側抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=19511.2抗扭系數(shù) =0.2=0.2=39022.4截面左側的彎矩M為 M=.9截面上的扭矩為 =520.2截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 = K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的7、滾動軸承校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命1636510=58400小時1、計算輸入軸承（1）已知n=14

28、40r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N選兩軸承為深溝球軸承6305型根據(jù)課本得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h預期壽命足夠2、計算中間軸軸承（1）已知n=334.88r/min兩軸承徑向反力：FR1=

29、FR2=500.2N選兩軸承為深溝球軸承6306型根據(jù)課本得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h預期壽命足夠3、計算輸出軸承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N試選6311型深溝球軸承根據(jù)課

30、本得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h此軸承合格8.鍵的設計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d=40 d=58

31、查表6-1取鍵的主要尺寸 b=12 h=8 =36 b=18 h=11 =63校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-12=2463-18=45鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5h=4K=0.5h=5.5由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：12836 A GB/T1096-1979鍵3：181163 A GB/T1096-19799.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件

32、速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞

33、堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓