單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書模具方向

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書課程設(shè)計題目 : 單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計專 業(yè)：機械設(shè)計制造及自動化（模具方向）班級：0 6 0 5 0 4 0 5學(xué)號：0 5 0 5 0 4 0 2 9設(shè) 計 者 ：龔 晶 晶指導(dǎo) 老師：謝海涌老師、覃學(xué)東老師桂林電子科技大學(xué)目錄課程設(shè)計書二設(shè)計要求2三設(shè)計步驟21. 傳動裝置總體設(shè)計方案32. 電動機的選擇43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)55. 設(shè)計 V 帶和帶輪66. 齒輪的設(shè)計87. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計198. 鍵聯(lián)接設(shè)計269. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710. 潤滑密封設(shè)計3011. 聯(lián)軸器設(shè)計30四設(shè)計小結(jié)

2、31五參考資料32課程設(shè)計書 設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的單級斜齒輪圓柱齒輪減速器 運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大, 空載起動,卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失）,減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年（300天 /年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表題號參數(shù)1運輸帶工作拉力（kN）1.5運輸帶工作速度（m/s ）1.1卷筒直徑（mm ）200設(shè)計要求1. 減速器裝配圖一張（A1）。2. CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3）3. 設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配

3、傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. “ V ”帶輪的材料和結(jié)構(gòu)6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 校核軸的疲勞強度9. 鍵聯(lián)接設(shè)計10. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計11. 潤滑密封設(shè)計12. 聯(lián)軸器設(shè)計1. 傳動裝置總體設(shè)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(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級其傳動方案如下:圖一：（傳動裝置總體設(shè)計圖）初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示 選擇V帶傳動和單級圓柱斜齒輪減速器。傳動裝置的總效率an= n n n

4、 n24 n25 n 0.96 x 0.983 x 0.952 x 0.97 x 0.96 = 0.759 ； 1為V帶的效率，n為圓柱齒輪的效率，n為聯(lián)軸器的效率，4為球軸承的效率，5為圓錐滾子軸承的效率，n為卷筒的傳動效率2. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P = P/ n=2300 x 1.1/0.835 = 3.03kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為1000 60v/ .n =105 r/min ,D經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i= 24，單級圓柱斜齒輪減速器傳動比I =36 ,則總傳動比合理范圍為I = 624，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n = I x n =( 624 )

5、x 105 =6302520r/mi n 。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,選定型號為丫112M 4的三相異步電動機，額定功率為 4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm 1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min方案電動機型號額定功率P edkw電動機轉(zhuǎn)速An電動機重量N參考價格兀傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-415014447023016.12.37.024005中心高外型尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓軸伸尺裝鍵部位尺寸L X( AC/2+AD )X HDAX B孔直徑K寸D X EF X GD132515 X 345

6、X 315216 X 1781236 X8010 X 413. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比ia = n/n =由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為1440/105= 13.7(2 )分配傳動裝置傳動比i a i0 X i式中io,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。13.7/2.3為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io = 2.3，則減速器傳動比為i = ia/i0 =5.964. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速n = n m/i0 = 1440/2.3= 626.09r/mi nnn = n: / i 1 = 626.09/

7、5.96= 105.05r/min(2 )各軸輸入功率R = pd X 1 = 3.05 X 0.96 = 2.93kWPn = Pi X” X 3 = 2.93 X 0.98 X 0.95 X 0.993 = 2.71kW則各軸的輸出功率：P = P X 0.98=2.989kWD = Pn X 0.98=2.929kW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩Tj = Td X i0 X 1 N-m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td =9550 P =9550 X 3.05/1440=20.23 N -n m所以：Ti = Td X i0 X 1 =20.23 X 2.3 X 0.96=44.66 N-mTn = Ti X

8、 i1 X 1 X 2 =44.66 X 5.96 X 0.98 X 0.95=247.82 N -m輸出轉(zhuǎn)矩：Ti = Ti X 0.98=43.77 N -mTn = Tn X 0.98=242.86 N -m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/mi n輸入輸出輸入輸出電動機軸3.0320.2314401軸2.932.98944.6643.77626.092軸2.712.929247.82242.86105.055、“V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu)確定v帶的截型工況系數(shù)由表6-4Ka=1.2設(shè)計功率Pd=KAP=i.2 X4kwPd=4.8V帶截型由圖6-13B型確定V帶輪的

9、直徑小帶輪基準(zhǔn)直徑由表6-13及6-3取ddi =160mm驗算帶速V=960 X 160 X 3.14/60000=8.04m/s大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 =d d1 i=160 X 2.3=368mm由表 6-3 取 dd2=355mm確定中心距及V帶基準(zhǔn)長度初定中心距 由 0.7 (dd1+dd2) <a°<2(dd1+dd2)知360<a<1030要求結(jié)構(gòu)緊湊，可初取中心距a°=700mm初定V帶基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+3.14/2(d d1 +d d2)+1/4a0(d d2-d d1 )2=2232mmV帶基準(zhǔn)長度 由表6-2取 Ld=224

10、0mm傳動中心距a=a0+(2240-2232)/2=708a=708mm小帶輪包角a1=180 0-57.3 0(335-160)/708=164確定V帶的根數(shù)單根V帶的基本額定功率由表6-5P1=2.72kw額定功率增量包角修正系數(shù)帶長修正系數(shù)由表 6-6 P=0.3由表 6-7Ka=0.96由表 6-2Kl=1V 帶根數(shù)Z=Pd/(P1 + P2)KaK l=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556取Z=2V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1. 各傳動比V帶齒輪2.35.962. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/mi n)(r/mi n)626.09105.053. 各軸輸入功率P（kw）（kw

11、）2.932.714. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN m)(kN m)43.77242.865.帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm ）大輪直徑（mm ）中心距a （mm ）基準(zhǔn)長度（mm ）V帶型號帶的根數(shù)z1603687082232B26. 齒輪的設(shè)計（一）齒輪傳動的設(shè)計計算1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，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)乙=24高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z2 =i X Z , =5.96 X24=143.04 取 Z2=144 齒輪精

12、度dit2KJU 1（Z H ZE）2（h）按GB/T10095 1998，選擇7級，齒根噴丸強化 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值： 試選Kt =1.6選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.43310.7820.82貝 U0.78 0.82 1.6 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N 1=60n 1j J =60 X 626.09 X 1 X（ 2 X 8 X 300 X 8 ）=1.4425 X 10 9hN 2 =4.45 X 10 8h #（5.96 為齒數(shù)比,即 5.96= 生）Z1 齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,公式得:KH1= HN1 1=0.93 X 550

13、=511.5 MPaSh 2 = HNHlim2 =0.96 x 450=432 MPa許用接觸應(yīng)力H ( h1 h2)/2(511.5432)/2471.75MPa查課本表3-5得:ZE =189.8MP ad=1T=9.55 X 10 5 X R/n1=9.55 X 10 5 X 2.93/626.09=4.47 X 10 4 N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1td1tZH ZE、2(h)=46.42計算圓周速度 1t片60計算齒寬b1000和模數(shù)1.52mnt計算齒寬bb=d d1t =46.42mm計算摸數(shù)m n初選螺旋角=14mnt dit cos4&42 COS14

14、2.00mm24計算齒寬與高之比齒高 h=2.25mnt =2.25 X2.00=4.50 mmbh =46.42/4.5 =10.32 計算縱向重合度=0.318 d 1 ta n0.318 1 24 tan14 =1.903 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)Ka=1根據(jù)v 1.62m/s,7級精度，查課本得動載系數(shù) 心=1.07,查課本K H的計算公式：223Kh =1.12 0.18(1 0.6 d ) d +0.23 X 10 3 X b =1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10 3 X 46.42=1.33查課本得:K F =1.35查課本得：K H = Kf =1.2

15、故載荷系數(shù)：K = K K K h Kh =1 X 1.07 X 1.2 X 1.33=1.71 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d 1 =d 1tK/Kt =50.64 mm 計算模數(shù)mnmnd1COs5°.64 cos14 2.04mm244.齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式32KT1Y cos2Yf YsdZ21 a(f)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =47.58 kN 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 z # 24 , z # i z # 5.96 X 24 # 143.04傳動比誤差 i = u # z/ z # 143.04/24# 5.96 i #.03

16、2 % 5 %，允許計算當(dāng)量齒數(shù)z = z/cos = 24/ cos 314 = 26.273z = z/cos = 144/ cos 14 = 158 初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得=1 初選螺旋角初定螺旋角=14 載荷系數(shù)KK = K K K K=1 X 1.07 X 1.2 X 1.35 = 1.73 查取齒形系數(shù)丫和應(yīng)力校正系數(shù)丫查得：齒形系數(shù) 丫= 2.592丫 = 2.211應(yīng)力校正系數(shù) 丫= 1.596 丫 = 1.774 重合度系數(shù)丫)cos = 1.88 -3.2 X( 1/24 + 1/144 ) X 乙1端面重合度近似為=1.88-3.2 X( 一 乙cos14 =

17、1.7)=20.64690=arctg (tg/cos )= arctg (tg20/cos14=14.07609因為=/cos，則重合度系數(shù)為 丫 = 0.25+0.75 cos/ = 0.673 螺旋角系數(shù)丫軸向重合度 46.42 sin14 = 1.675, 2.09Y= 1 = 0.82計算大小齒輪的Yf FsT7安全系數(shù)由表查得S = 1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nkt = 60 X 271.47 X 1 X 8 X 300 X 2 X 8 = 6.255 X 10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2 = N1/u = 6.255 X 10/5

18、.96 = 1.05 X 10查課本得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 FF1 500MPa大齒輪 FF2 380MPa查課本得彎曲疲勞壽命系數(shù)：K fni =0.86Kfn2=0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4K FN1 FF 1 Fh = IT"°86 500307.141.4F】2K FN2 FF 2S°93 380252.431.4YfTs1f12592 厲 0.01347307.14Yf 2 Fs 2F 22211 仃740.01554252.432Z1 =50.64 cos14mn=24.57取 z1=25大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計計算1計算模數(shù)那么 z2

19、=5.96 X25=149幾何尺寸計算計算中心距a= 3=匡邁2=147.2 mm2cos 2 cos14將中心距圓整為110 mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosarccos（25 148） 22 147.214.8因 值改變不多，故參數(shù) ,k ,Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑dd12計算齒輪寬度B= d11 42.4mm42.4mm圓整的B2 50B1 551.6r大齒輪如上圖:7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1.傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率Pi，轉(zhuǎn)速ni,轉(zhuǎn)矩TiPi=2.93KWm=626.9r/minTi=43.77kn . m求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直

20、徑為d i=42.4 mm2T120646d1Fr= Fttan n 20646 tan20。7738.5Ncoscos13.86Fa= F tta n=20646 X 0.246734=5094.1N初步確定軸的最小直徑先按課本初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,取A 112d minAo 3P 18.73mmrr2.從動軸的設(shè)計求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2, T2,P2=2.71kw,n 2=105.05, T 2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為d 2=252.5 mmFt = 2T 1923.6 d2Fr= Ftta ncos1923.6tan 20oco

21、s13.86o721NFa= F tta n=1923.6 X 0.246734=474.6N.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,取Ao 1121 P2dmin Ao 3 33.1mmn2輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號查表,選取Ka 1.5Tca KaT21.5 242.86364.3N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以選取LT7 型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d1 40mm,半聯(lián)軸器的長度L 112mm半聯(lián)軸器與軸配合的軸孔長度為L1 84

22、mm.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，故取直徑|d 47mm|;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D 50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度。初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)|d 47mm|,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接 觸球軸承7010C型.dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC對于選

23、取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 d D B 50mm 80mm 16mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位查得7010C 型軸承定位軸肩高度 h 0.07d,取 h 3.5mm,因此 d 57 mm, 取安裝齒輪處的軸段 d=58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度 為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L=72.齒輪的左端采 用軸肩定位,軸肩高3.5,d=65.軸環(huán)寬度b 1.4h,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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

24、間的距離 I 30mm，故取1=50. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16 mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20 mm.考慮到箱體的鑄造誤差, 在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8 mm,已知滾動軸承寬度T=16 mm,高速齒輪輪轂長L=50 mm,則L=16+16+16+8+8=64至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5.求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時，查表對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.L2 L3114.8mm60.8mm175.6mmM H 172888.8N mmMV1FNV1L2 74

25、20* 114.8 851816N mmMV2 FNV2L313226 60.8804140.8N mmM1 mH M：11728892 8518162 869184.2N mmM 2179951 N mm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖：f1TH1b)d)hlTFxMaD/26.校核軸的強度7TrrrrTTrr>>-D根據(jù)Mi2 ( T)2869.18422 (1 242.86)2ca=17.24W.0.1 27465前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理查表 15-1 得,=60MP aca 1此軸合理安全8、校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A, n，川,b只受扭矩作用。所以a n m b無需校

26、核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來 看，截面切和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重 ，從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面切的應(yīng)力 集中的影響和截面的相近，但是截面切不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截面C 上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)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W和V 顯然更加不必要做強度校核.由附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠 合截面左右兩側(cè)需驗證即可.截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系數(shù)wT=0.2d3=0.2 503 =25000截面的右側(cè)的彎矩 M為M M_! 608 16 32

27、863.2 N mm 60.8截面W上的扭矩 T為T 2 =242.86 KN m截面上的彎曲應(yīng)力11.57MPa12.45MPaM 144609 b W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力_ T2 _ 311350 T =Wt25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本得:B 640MPa1275MPaT 1155MPa因丄空d 50經(jīng)插入后得0.04581.16502.0t=1.31軸性系數(shù)為0.82=0.85=1+ q1) =1.82=1+ qt-1 )=1.26所以0.670.820.92綜合系數(shù)為:K =2.8K =1.62碳鋼的特性系數(shù)0.10.2 取0.10.050.1取 0.05安全系

28、數(shù)SeaS =1 25.13Ka a mS =113.71k a t mS SSea =一10.5 > S=1.5 所以它是安全的ea S2 S2截面w右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1 d3= 0.1 503=12500抗扭系數(shù)wT =0.2 d3=0.2 503 =25000截面W左側(cè)的彎矩MM=133560截面W上的扭矩T2為T2=295截面上的彎曲應(yīng)力空空10.681250011截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T232863T11.802.8Wt 250001.62所以0.670.820.92綜合系數(shù)為:K =2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2取0.10.050.1取 0.05安全系數(shù)Sca1

29、8.00S =1 9.84k a t m所以它是安全的Sca 二S2S 28.63 > S=1.5VS2s29鍵的設(shè)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(yīng)用平鍵根據(jù)d 2=55d 3=65查表6-1?。烘I寬b2=16h 2=10L2 =36b3=20h3=12L3=50 校和鍵聯(lián)接的強度查表 6-2 得 p=110MP a 工作長度 丨2 L2 b236-16=20la L3 b350-20=30 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 2 =0.5 h 2=5由式（6-1）得:2T21032143.53100052.20p2K2l2d25 20552T3103

30、2311.35100053.22p3K3l3d36 3065K3 =0.5 h 3 =6<pv p兩者都合適取鍵標(biāo)記為:鍵 2 : 16 X 36 A GB/T1096-1979鍵 3 : 20 X 50 A GB/T1096-197910、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200 ）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量, 大端蓋分機體采用也配合.is61. 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(nèi)零件的潤滑，密封散熱 因其傳動件速度小于 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?的距離 H 為 40mm

31、為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為 6.33. 機體結(jié)構(gòu)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(shè)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(cè)， 以便放油，放油孔用螺塞堵住， 因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部

32、的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)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(zhuǎn)時，機體內(nèi)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(nèi)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(jié)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(jié)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(jié)構(gòu)尺寸如下:名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚

33、0.025a 3 810箱蓋壁厚110.02a3 89箱蓋凸緣厚度bib11.5 112箱座凸緣厚度bb 1.515箱座底凸緣厚度b2b22.525地腳螺釘直徑dfdf 0.036a 12M24地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓did10.72dfM12直徑機蓋與機座聯(lián)接d2d2=（0.50.6）dfM10螺栓直徑軸承端蓋螺釘直d3d3= （0.40.5 ） df10徑視扎蓋螺釘直徑d4d4 = （0.30.4 ） df8定位銷直徑dd = （ 0.70.8 ） d28df，di，d2 至外Ci查機械課程設(shè)計指導(dǎo)34機壁距離書表42218d f , d2至凸緣邊C2查機械課程設(shè)計指導(dǎo)28緣距

34、離書表416外機壁至軸承座lih =G + C2+（ 812）50端面距離大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離11>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離22>10機蓋，機座肋厚m1, mm10.85 1,m 0.85m19m 8.5軸承端蓋外徑D2D2 D +（ 55.5）da120 （ 1 軸）125 （ 2軸）150 （ 3 軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離SS d2120 （ 1 軸）125 （ 2軸）150 （ 3 軸）11.潤滑密封設(shè)計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于5（152）10 mmr/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用 SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度油的深度為H+ 0H=30 h =34所以 H+ h1 =30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處