減速器設計計算說明書

1、目錄1 設計題目 32 傳動方案 33 電動機選擇 43.1 選擇電動機的類型 43.2 選擇電動機功率 43.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 43.4 電動機的主要尺寸 54. 軸的工況計算 64.1 傳動比的計算及分配 54.2 各軸轉(zhuǎn)速 54.3 各軸功率 54.4 各軸轉(zhuǎn)矩 65 齒輪的設計計算 75.1 高速級齒輪設計計算 75.2 低速級齒輪設計計算 96 軸的設計計算 126.1 軸選擇材料 126.2 軸最小直徑計算 126.3 各軸各段直徑確定 136.4 箱體內(nèi)各局部合理分布 136.5 各軸完整設計 146.6 軸受力分析并校核 157 軸承的計算 208 鍵聯(lián)接的校核 209 聯(lián)

2、軸器的選擇 2110 箱體參數(shù)確定 2111 潤滑和密封的選擇 2212 附件及說明 2213 設計小結 2214 參考資料 23精品資料1設計題目設計一用于膠帶輸送機卷筒的傳動裝置原始條件和數(shù)據(jù)：輸送機兩班連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),空載啟動,室內(nèi)工作,有粉塵；使用 期限10年,大修期3年,在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn).輸送帶允許速度誤差 5%.輸送帶工作拉力2400N,輸送帶速度1.2m/s,卷筒直徑300mm .2傳動萬案傳動方案選擇：兩級展開式圓柱齒輪減速器3電動機選擇選擇丫系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機設計內(nèi)容計算及說明結果3.1選擇電動機的類型3.2選擇電動機功率(1)

3、工作裝置所需功率Pw(2) 工作裝置的傳動裝置的總效率n選擇丫系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電 動機Pw=FwN/w/ (1000 nw) KW考慮到膠帶卷筒及其軸承的效率取nw=0.94Fw=2400 N vw=1.2 m/sPw=Fw 刈w/ (1000 nw)=2400*12(1000*0.94)=3.06 KW輸入輸出端均采用彈性聯(lián)軸器 nc=0.99所有軸承均米用滾動球軸承n =0.995米用8級精度齒輪傳動(稀選擇丫系列般用途的全封閉自扇冷鼠籠 型三相異步電動機Pw=3.06 KW尸0.9084(3)電動機額定功率Pm3.3確定電動機轉(zhuǎn)速n(1) 卷筒軸轉(zhuǎn)速nw(2) 電

4、動機轉(zhuǎn)速n油潤滑)效率ng =0.97n3 x n x n=0.995 3 >0.972X0.992=0.9084Po=Pw/ n=3.06/0.9084=3.37 KW載荷平穩(wěn),選擇電動機額定功 率Pm略大于P0,按?機械設 計課程設計?表8-169中Y 系列電動機技術數(shù)據(jù)取Pm=4.0 KWnw=6 X10000v w/ ( n D) =60000 X.2/ ( n X300) =76.394 r/min單級齒輪傳動比3-5兩級齒輪傳動比i=9-25n=i XiwPm=4 KWn w=76.394 r/min=687.5-1909.8 r/mi nn=1500 r/mi n為了降低本

5、錢確定3.4電動機的主要尺寸n=1500 r/mi nt-i-rir u o.亠仃 4小 >fl > 丨、中電動機尺寸參考?機械設計課程設計?書表8-186、表8-187確定根據(jù)?機械設計課程設計?書表 8-184選擇電動機丫112M-4,其滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,質(zhì)量 47kg4. 傳動比及動力學計算設計內(nèi)容計算及說明結果4.1傳動比的計算及分配1總傳動比2傳動比分配4.2各軸轉(zhuǎn)速1高速軸i=n m/nw=1440/76.39=18.85 i1=1.3i2i=i1 X2求得 i1=4.95 i 2=3.81n1=n m=1440 r/mini=18.85i1=4.95i

6、2=3.81n 1=1440 r/mi n(2)中間軸n2=n i/ii=1440/4.95=290.91 r/mi nn2=290.91 r/min(3)低速軸n3=n2/3.81=76.394 r/minn 3=79.394 r/mi n(4)工作軸nw=n 3=76.24 r/minn w=76.24 r/mi n4.3各軸功率(1)高速軸P1=P0* n=3.37*0.99=3.33 KWP1= 3.33 KW(2)中間軸P2=P1* n* n=3.33*0.97*0.995P2= 3.21 KW=3.21 KW(3)低速軸P3=P2* n* n=3.21*0.97*0.995P3=

7、3.11 KW=3.11 KW(4) 工作軸Pw=P3* n* n4.4各軸轉(zhuǎn)矩(1) 高速軸(2) 中間軸(3) 低速軸(4) 工作軸(5) 電動機轉(zhuǎn)軸=3.11*0.995*0.99=3.06 KWTi=9550*Pi/ni=22.08N mT2=9550*P2/n2=105.38N mT3=9550*P 3/n3=388.78N mTw=9550*P w/nw=382.53N mT0=9550*P 0/nw=22.34N mPw= 3.06 KWT1=22.08N mT2=105.38 N mT3=388.78 N mTw=382.53 N mT0=22.34 N m算得參數(shù)如下:軸參數(shù)

8、電動機軸1軸2軸3軸工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min9176.39476.394功率P( KW)3.373.333.213.113.06轉(zhuǎn)矩T(N m)22.3422.08105.38388.78382.53傳動比i14.953.811效率n0.990.9650.9650.9855、齒輪的設計計算設計內(nèi)容計算機說明結果5.1高速級齒輪設計(1)齒輪材料選取傳動無特殊要求小齒輪：考慮到直徑問題 設計成齒輪軸,選用 45鋼正火,169-217HBS大齒輪選用45鋼正火,小齒輪、大齒輪均選用45鋼正火,169-217HBS(2) 許用接觸應力(3) 按齒面接觸強度設計169-217

9、HBS查表得 crHiimi=460MPa , oHlim2=460MPa, SHmin=1ohi= oH2=460 MPa oh=460 MPa小齒輪轉(zhuǎn)矩 T=22.08 N m載荷平穩(wěn),取載荷綜合系數(shù) K=1.2齒寬系數(shù)屮d = 1小齒輪分度圓直徑di ><TW=40.8 mm小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=99oH=460 MPam=2.5 mmz1=20z2=99d1=50 mmd2=247.5 mmm=di/zi=2.045 mm取 m=2.5 mm分度圓直徑di=zim=50mm, d2=Z2m=247.5 mm ,中央距 a=148.75mm齒寬 b= Wd &

10、gt;dia=148.75 mmbi=56 mmb2=50 mma=20(4)按彎曲疲勞強度校核齒輪強度=50mm取小齒輪齒寬bi =56 mm,大齒輪齒寬 b2=50 mmv= n di n/(60*i000)=n *50*i440/(60*i000)=3.77 m/s由?機械設計?表6-4確定齒輪采用8級精度由?機械設計?圖 6-30 得復合齒形系數(shù)Yfsi=4.38 , Yfs2=3.96(5)公差計算選取SFmin = 1oFliml = oFlim2=360 MPaoFi= oF2=360 MPaoFi=2KTiYFsi/(bm2zi)=33.19 MPa<沖OF2= 0F1Y

11、Fs2/ Y Fs1=33.19 X3.96/4.38=30.01 MPa< 0F2最小側隙 jnmin =0.100mm由?機械設計課程設計?書表8-95確定Esns=E sns1 =Esns2=-jnmin/ (2COS a)=-0.0585mm齒厚公差Tsn=2tan a(br2+Fr2)1/2br=1.26 XIT9br1=1.26X 62=0.0781設計滿足要求Esns1 =Esns2=-0.0585mmTsn1 =0.062 mmTsn2=0.113 mmmmbr2=1.26x115=0.1450mmFri=0.034Fr2=0.056Tsni=0.062 mmTsn2=0

12、.113 mmEsnil =Esns-T sni =-0.115mmEsni2 = Esns-T sn2=-0.166mm上偏差Ebnsi =Ebns2 =E sns XCOS a=-0.050 mm下偏差Ebni1=Esni1 X?OS a=-0.108 mmEbni2=Esni2 X?OS a=-0.156 mm公法線長度Wk1 =m XWk' 1=2.5 X7.6604=19.151mmEbns1 =Ebns1 =-0.050 mmEbni1=-0.108 mmEbni2=-0.156 mmWk1=19.151mmWk2=88.340mmfp1 = ±).015 fp2

13、=±0.018Wk2=m >Wk' 2Fp1=0.042Fp2=0.070=2.5 X35.3361F a1=0.020F o2=0.025=88.340mmF 31=0.027F 32=0.029f «= ±0.0315查?機械設計課程設計?書表8-73、表8-74至表5.2低速級齒輪設計8-91 得(1)齒輪材料選取fpi = ±0.015 fp2 = ±).018Fpi =0.042Fp2=0.070F ai=0.020F o2=0.025小齒輪選用40MnB ,F 31=0.027F 化=0.029241-286HBSfa

14、= ±).0315大齒輪選用45鋼正火,169-217HBS(2)許用接觸應力傳動無特殊要求,采用軟齒面齒輪設計小齒輪選用40MnB ,241-286HBSoh=460 MPa大齒輪選用45鋼正火,169-217HBS(3)按齒面接觸強度設計查表得(rHiim1=720MPa ,oHlim2=460MPa , SHmin =1ohi=720 MPaoh2=460 MPa oH=460 MPa小齒輪轉(zhuǎn)矩T=105.38 N m載荷平穩(wěn),取載荷綜合系數(shù) K=1.2齒寬系數(shù)屮d = 1小齒輪分度圓直徑d1 ><T屮=70 mm小齒輪齒數(shù)z1=30,大齒輪齒數(shù)Z2=114m=d1

15、/z1=2.33 mmz1=30 z2=114 d1=75 mm d2=285 mm a=180 mm b1=80 mm b2=75 mm a=20 °(4)按彎曲疲勞強度校核齒輪強度取 m=2.5 mm分度圓直徑 di=zim=75 mm, d2=z2m=285 mm , 中央距 a=148.75mm齒寬 b= Wd >di =75mm取小齒輪齒寬bi =80mm,大齒輪齒寬 b2=75mmv= n din/(60*1000)=n *75*290.9/(60*1000)=1.14m/s由?機械設計書?表6-4 確定齒輪米用8級精度由?機械設計?圖 6-30 得復合齒形系數(shù)Yf

16、s1=4.14 , Yfs2=3.96SFmin = 1亦汁1=530 MPaoFlim2=360 MPa設計滿足要求(5)公差計算選取ofi=530 MPaoF2=360 MPaoFi=2KTiYFsi/(bm2zi)=73.99 MPa< ofi0F2= 0F1YFs2/ Y Fs1=73.99 X3.96/4.14=70.77 MPa<舵最小側隙 jnmin =0.100mm由?機械設計課程設計?書表8-95確定Esns=E snsl =Esns2=-jnmin/ (2COS a)=-0.0585mm齒厚公差Tsn=2tan o(br2+Fr2)1/2br=1.26 XT9b

17、門=1.26 X 62=0.0781 mmbr2=1.26XEsns1 =Esns2=-0.0585mmTsn1 =0.065 mmTsn2=0.131 mmEbns1=Ebns2=-0.050 mmEbni1=-0.116 mm130=0.1638mmFn=0.043Fr2=0.074Tsni=0.065 mmTsn2=0.l3l mmEsnil =Esns-T sn1 =-0.123mmEsni2 = Esns-T sn2=-0.189mm上偏差Ebnsl =Ebns2 =E sns XSOS a=-0.050 mm下偏差Ebni1=E snil >COS a=-0.116 mmEb

18、ni2=E sni2 >COS a=-0.177 mm公法線長度Wk1 =m >Wk,1=2.5 X10.7526=26.882mmWk2=m >Wk' 2=2.5 X38.4982Ebni2=-0.177 mmWk1=26.882mmWk2=96.246mmfp1 = ±0.017 fp2= ±0.020Fp1=0.053Fp2=0.092F «1=0.022 F «2=0.029F 31=0.028 F 32=0.031 fa= ±).0315=96.246mm查?機械設計課程設計?書表8-73、表8-74至表8-

19、91 得fpi = ±0.017 fp2 = ±).020Fpi =0.053Fp2=0.092F ai =0.022F a2=0.029F 31=0.028F 化=0.031fa= ±).03156軸的設計計算設計內(nèi)容計算及說明結果6.1軸選擇材料6.2軸最小直徑計算無特殊要求,選45號鋼正火處理,169-217HBS減速器工作時,軸主要受 轉(zhuǎn)矩作用,先考慮轉(zhuǎn)矩設 計軸最小直徑DK ,C 取 11845號鋼正火處理,169-217HBS6.3各軸各段直徑確定(1) 高速軸(2) 中間軸P與n從4軸的工況計算 中取得Di >15.6 mmD2 總6.3 mm

20、D3>40.6 mm考慮到高速軸和低速軸 需要和聯(lián)軸器配合,根據(jù)?機械設計課程設計?書表8-178確定Dimin =20 mmD3min =45 mm中間軸需要設計鍵槽,并取標準化的值D2min=30mm與聯(lián)軸器配合處直徑 20mm,與毛氈圈配合處 為24mm,軸承處直徑為 30mm齒輪處設計為一體套筒、軸承處直徑為Dlmin=20 mmD2min=45 mmD3min=30 mm與聯(lián)軸器配合處直徑20mm,與毛氈圈配合處為24mm,軸承處直徑為30mm齒輪處設計為一體 套筒、軸承處直徑為30mm , 齒輪處直徑30mm, 齒輪處直徑40mm ,中間軸環(huán)處40mm ,中間軸環(huán)處52mm5

21、2mm(3)低速軸聯(lián)軸器處直徑為45mm,聯(lián)軸器處直徑為45mm,與氈圈配合處為48mm,與氈圈配合處為48mm,滾動軸承處為50mm,中滾動軸承處為50mm,中間軸環(huán)處為72mm,與齒間軸環(huán)處為72mm,與齒輪配合處直徑60mm輪配合處直徑60mm6.4箱體內(nèi)各局部合理分布3Ci箱體內(nèi)部零件分布如上圖所示,齒輪端面距離箱體內(nèi)壁 10mm,中間軸兩齒輪端面距離為10mm,低速級大齒輪齒頂圓距離箱體內(nèi)壁,考慮到螺栓中央距離外邊緣與外壁均有要求,軸承旁凸臺厚度 =16+18+8=42mm6.5各軸完整設計(1)高速軸的設計如下:軸承選取6006深溝球軸承,需要擋油環(huán),所以12段長14mm ;齒輪端

22、面 距離箱壁10mm, 23段應略大于 10mm,取15mm ； 45段根據(jù)7.4可得 l=10+80+10=100mm ； 56段不需要擋油環(huán),長13mm ； 67段考慮到需要留有螺 釘尾部空間10mm,軸承蓋厚10mm,軸承座端面至箱體內(nèi)壁48mm,調(diào)整長度 1mm ,軸承距離箱體內(nèi)臂3mm ,軸承寬度13mm ,所以 L=10+10+48+1-13-3=53mm ； 78段考慮與聯(lián)軸器的配合長 36mm.軸與聯(lián)軸器之間采用平鍵連接,查表得鍵尺寸b=6,h=6,鍵長取30mm1處倒角為1.5 M5q8處倒角為1 X45 o,2、6處查軸承安裝要求可知圓角r=1mm,3、4、5、7處無特殊要

23、求根據(jù)軸肩高度取圓角.3、4取3mm,5取2mm,7 取 1mm.配合公差選取參考?機械設計課程設計?書表5-1,確定與聯(lián)軸器處的公差配合為m6,與軸承處的公差配合為k5,與密圭寸氈圏處公差配合為f9 o(2)中間軸設計大小齒輪齒寬分別為80mm與50mm,所以23段長78mm ,45段長48mm ;軸承選用6206深溝球軸承,齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為10mm,所以12段取28mm,56 段取 34mm ; 34 段取 10mm.大齒輪小齒輪均采用平鍵連接,b=12mm,h=8mm,45段鍵槽42mm,23段鍵槽72mm.1、6處倒角為1.52、3、4、5處無特殊要求根據(jù)軸肩高度取圓角,這里均

24、取2mm.配合公差選取參考?機械設計課程設計?書表 5-1,與軸承處的公差配合為k5.(3)低速軸設計n< )1? :4：_ 6 73齒輪齒寬75mm ,所以23段取71mm ; 34取10mm ;齒輪端面距離箱體內(nèi)壁10mm,加上套筒與軸承,12段取33mm ; 45段根據(jù)6.4取68mm ; 56段裝6010深溝球軸承取16mm ； 67段考慮到需要留有螺釘尾部空間10mm,軸承蓋 厚12mm,軸承座端面至箱體內(nèi)壁48mm,調(diào)整長度1mm,軸承距離箱體內(nèi)臂3mm,軸承寬度16mm,所以L=10+12+48+1-16-3=52mm； 78段考慮到與聯(lián)軸器配合長度取80mm齒輪與軸采用平

25、鍵連接,b=18mm,h=11mm,鍵長66mm ;軸與聯(lián)軸器采 用平鍵連接,b=14mm, h=9mm,鍵長72mm.1、8處倒角取2X15 °,2、3、4無特殊要求圓角半徑取2mm,5處要與軸 承配合圓角半徑取1mm,6、7考慮到軸肩高度取1mm.配合公差選取參考?機械設計課程設計?書表5-1,確定與聯(lián)軸器處的公差配合為m6,與軸承處的公差配合為k5,與密圭寸氈圏處公差配合為f9.6.6軸受力分析并校核(1) 高速軸：轉(zhuǎn)矩T=22.08 N m,齒輪分度圓直徑d=50mmFt=2T/d=833.2N,Fr=FtXtan a=303.3N 受力圖如下(齒輪軸承受力均簡附傾斜 向里與

26、 水平成Fr=303.3N電傾斜 向里與 水平成 20°化成集中作用于本身中點)®Ft833.2N因受力較為簡單,直接求出各自軸承的合力:Ri= 746.4NR2=193.5N彎矩圖如下Mmax=26124NrTim水平戍20*“二泗.3N簡外與 水平廉 20*0Ft=l33.2H參考?機械設計?書12-4節(jié)及表12-1、表12-345號鋼正火cB=600MPa,鋼軸應力校正系數(shù)取a = Eb/ ocb=55/95=0.58 , c-1b=55MPa在齒輪中央面至聯(lián)軸器中央面存在轉(zhuǎn)矩 T=22080 N mm當量彎矩Me=()圖如下:MMemax=29096N mm此軸需要

27、校核兩個面,一齒輪中央面,二聯(lián)軸器連接處齒輪中央截面：直徑d >=17. 4mmCT此處實際直徑為36mm校核平安聯(lián)軸器連接處截面：直徑 d> =13.25mm(T此處軸實際直徑為20mm,已能消除鍵的影響校核平安(2) 中間軸轉(zhuǎn)矩T=105.38N m,齒輪分度圓直徑分別為 247.5mm , 75mmFti=2T/d i=851.6N , Fri= Fti Xan a=309.9NFt2=2T/d2=2810.1N , Fr2= Fti Xan a=1022.8N受力圖如下(R FI1-S51 SNR1IHR1VRDFr2=1022.SNf R2HR2V經(jīng)計算Riv=612.2

28、NRih=2207.4NR2v=100.2NR2h=1454.3N彎矩圖如下MVMVmax=36730N mm2MHmax=132444N mm, Mvmax=36730N mm軸采用 45 號鋼,cB=600MPa,取Eb=55MPa , &b=95MPa,應力校正 系數(shù)取 a=Eb / d0b=0.58 ,彎矩只存在于12 (兩齒輪)之間,可知Memax在1 (小齒輪中央面)處,需 要校核Mmax=137442N mm T=105380 N mmMemax =()=150420N mm小齒輪中央面：直徑 d > =30.13mm(T此處實際直徑為36mm,能消除鍵的影響校核平

29、安(3)低速軸轉(zhuǎn)矩T=388.78N m,齒輪分度圓直徑285mmFt=2T/d=2728.3N,Fr=Ft xtan a=993.0N受力分析向外與20°® Ft=272& 3NFr=993 ON124向外與 木平康 2(r4經(jīng)計算得 Ri=1978.1N , R2=925.3N彎矩圖如下：Mma)t=114730N mm也斛 向外與 水平虎 200Ft=272B 3NFr=993 ONR2傾於 向外與 水平戍 20b軸采用 45 號鋼,cB=600MPa,取Eb=55MPa , o0b=95MPa應力校正系數(shù)取a =(r-ib / oob=0.58在齒輪中央面至

30、聯(lián)軸器中央面存在轉(zhuǎn)矩 T=388780 N mm當量彎矩Me=()圖如下:R1M14第 Ft=272BJJN水平成20dFr=993.0N向外與 水平戍 20fl此軸需要校核兩個面,一齒輪中央面,二聯(lián)軸器連接處齒輪中央截面：直徑 d > =35.8mm(T此處實際直徑為60mm 校核平安聯(lián)軸器連接處截面：直徑d>=34.5mm(T此處軸實際直徑為45mm,已能消除鍵的影響7軸承的計算軸承預期壽命為：2 >8 X300 X3=14400h(1) 高速軸軸承為6006深溝球軸承根本額定動載荷為13200N,轉(zhuǎn)速1440r/min,卩3當量載荷P=Kp (XR+YA ),Kp=1.

31、2,X=1,Y=0,R為徑向載荷,A為軸向載荷Ri=746.4N,R2=193.5N按受力大的軸承計算壽命,Pmax= Kp (XR+YA ) =895.7NLio= ( ) =37044h>14400h符合要求(2) 中間軸軸承為6006深溝球軸承根本額定動載荷為19500N,轉(zhuǎn)速290.9r/min,卩3當量載荷P=Kp( XR+YA),Kp=1.2,X=1,Y=0,R為徑向載荷,A為軸 向載荷R1=2290.7N,R2=1457.7N按受力大的軸承計算壽命 Pmax= Kp(XR+YA)=2749NL10=()=20449.6h>14400h符合要求(3) 低速軸軸承為601

32、0深溝球軸承根本額定動載荷為22000N,轉(zhuǎn)速76.39r/min,卩3當量載荷P=Kp (XR+YA ),Kp=1.2,X=1,Y=0,R為徑向載荷,A為軸向載荷R1=1978.1N,R2=925.3N按受力大的軸承計算壽命 Pmax= Kp (XR+YA ) =2373.7NL10= ( ) =173854h>14400h符合要求8鍵聯(lián)接的校核查?機械設計?書表11-10得許用抗壓應力op=100MPa(1)高速軸聯(lián)軸器處的鍵：此軸段長度36mm,鍵長略小于其值取30mmT=22080N mmLc=L-b=30-6=24mmh=6mm d=20mmop=-=30.7MPa< j

33、p(2) 中間軸大齒輪處的鍵：此軸段長度48mm,鍵長略小于其值取42mmT=105380N mm Lc= L-b=42-12=30mmh=8mm d=40mmop=-=43.9MPa< jp小齒輪處的鍵：此軸段長度78mm,鍵長略小于其值取72mmT=105380N mm Lc= L-b=72-12=60mmh=8mm d=40mmop=-=21.95MPa< op(3) 軸齒輪處的鍵：此軸段長度71mm,鍵長略小于其值取66mmT=388780N mm Lc= L-b=66-18=48mmh=11mm d=60mmop=-=49.1MPa< j聯(lián)軸器處的鍵：此軸段長度76

34、mm,鍵長略小于其值取72mmT=388780N mm Lc= L-b=72-14=58mmh=9mm d=45mmo=-=66.2MPav jp校核平安校核平安校核平安校核平安校核平安9聯(lián)軸器的選擇查?機械設計課程設計?書表 8-178高速軸與電機相連處選用LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器,J型軸孔,直徑20mm ,L=38mm低速軸伸出處選用 LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器,J型軸孔,直徑45mm,L=84mm10箱體參數(shù)確定參考?機械設計課程設計書?表 4-6:名稱符號尺寸箱蓋壁厚8mm箱座壁厚8mm箱蓋、箱座、箱座底凸緣厚度b、 bi、 b2b=bi=12mm ； b2=20mm地腳螺栓直徑及數(shù)目d

35、f、ndf=16mm ； n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑didi=12mm箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=8mm ； n=4軸承端蓋螺釘直徑d3軸承外圈直徑55mm80mmd38mm10mm螺釘數(shù)目44檢查孔蓋螺釘直徑d4雙級減速器：d4=8mmdf、d1、d2至箱外壁距離df、d2至凸緣邊緣距離C1C2螺栓直徑M8M12M16C1min14mm18mm22mmC2min12mm16mm20mm軸承座外徑D295mm、130mm軸承旁凸臺高度h33mm箱外壁至軸承座端面距離L140mm箱座肋厚m7mm大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離115mm齒輪端面與箱內(nèi)壁距離A210mm11潤滑和密封的選擇潤滑：齒輪采用

36、飛濺潤滑,箱體上的軸承采用油潤滑潤滑油：齒輪運轉(zhuǎn)時油溫和載荷保持正常或中等,采用220工業(yè)閉式齒輪潤滑油密封：高速軸與低速軸的伸出端采用毛氈圈式密封, 箱蓋箱座結合面上涂密封膠.12附件及說明1軸承蓋：材料HT150,選用螺釘聯(lián)接式軸承蓋,因軸承采用飛濺潤滑,在端部車一段距并銑出兩個徑向?qū)ΨQ的缺口.2油標：指示箱內(nèi)油面高度,選擇桿式油標,尺寸為 M163排油螺塞：材料Q235,為換油及清洗箱體時排出油污,選擇 M16*1.5型排油螺塞.4檢查孔蓋板：檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)及向箱內(nèi)注油,用螺釘固定,選擇尺寸為蓋板148 X139.5,檢查孔100*91.5,蓋板與箱蓋凸臺接合面間 加裝防滲漏的紙質(zhì)封油墊片.5通氣器：為溝通箱體內(nèi)外的氣流使箱體內(nèi)的氣壓不會因減速器運轉(zhuǎn)時的溫 升而增大,從而造成減速器密封處滲漏,在箱蓋頂部或檢查孔蓋板上安裝. 6吊耳、吊鉤：用于拆卸和吊運減速器,在箱蓋和箱座上鑄出.7 定位銷：用于確定箱蓋和箱座的相互位置,直徑取 0.7-0.8 倍箱座、箱蓋 凸緣聯(lián)接螺栓的直徑, 長度應稍大于箱體聯(lián)接凸緣的總厚度, 在箱蓋和箱座剖分 面加工完畢并用螺栓固聯(lián)后進行配鉆和配鉸.