一級減速箱設(shè)計zpq副本

1、 目錄第一章 設(shè)計任務(wù)書1第二章 電機的選擇2第三章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4第四章 傳動裝置的運動和動力設(shè)計4第五章 圓柱斜齒輪傳動的設(shè)計6第六章 軸的設(shè)計計算12第七章 軸承的設(shè)計與校核19第八章 鍵的選擇和連接23第九章 聯(lián)軸器的選用24第十章 箱體設(shè)計24第十一章 減速器潤滑密封25第十二章 設(shè)計心得26第十三章 參考文獻27第十四章 數(shù)據(jù)修改27 第1章 設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作有輕輕微震動，使用期限8年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。輸送機工作軸轉(zhuǎn)速的容許誤差為±5%。原始數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 T=260

2、N·m 運輸機工作軸轉(zhuǎn)速 n=140 r/min第2章 電機的選擇1、 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：螺旋輸送機所需功率： 由式 Pw=T·n/9550 (kw) 得：Pw=260x140/9550=3.81 kw電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×2×××5根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計86表12-8 式中：1、

3、2、3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。 取=0.99 20.98，0.97，0.99、 50.93則：總=0.99×0.982×0.97×0.99×0.93 = 0.84所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 = 3.81/ 0.82 = 4.65 (kw)由設(shè)計指導(dǎo)書可知，滿足PePd條件的系列三相交流異步電動機額定功率Pe應(yīng)取5.5 KW。3、確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為： nw（1-5%）（1+5%）×125r/min 118.8131.3 r/min根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計7表

4、2-1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=35。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=15。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=a× n =(615)×120 =8402100 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出二種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率kw電動機轉(zhuǎn)速 (r/min)傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比圓錐齒輪傳動減速器1Y132S-45.51500144010.2933.432Y132M2-65.510009606.8623.43

5、綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E132515×345×315216×1781838×80電動機主要外形尺寸：第三章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、 確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配 1.1、 傳動裝置總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n = 96

6、0/140=6.86總傳動比等于各傳動比的乘積ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比） 1.2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書，取i0=2（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai0 6.86/2 3.43第四章 傳動裝置的運動和動力設(shè)計將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為電機軸、軸、軸、軸、軸i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到

7、各軸的運動和動力參數(shù)4.1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/3.43=279.88r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i0=279.88/2=139.94 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=4.65×0.99=4.6035（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =4.6035×0.98×0.97 =4.376（KW） III軸： P= P·23= P·2&

8、#183;4 =4.376×0.98×0.99 =4.246（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·5 =4.246×0.93 =3.949（KW）（3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/n m =9550×4.65/960 =46.26 N·m軸： T= Td·01= Td·1 =46.26×0.99=45.80 N·m 軸：T= T·i·12= T·i·2·3 =45.80×3.43×

9、0.98×0.97=149.33 N·mIII軸：T= T·2·4=144.88 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·5=144.88*2*0.93=269.18N·m計算結(jié)果匯總表軸名功效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率電動機軸4.6546.2696010.99軸4.603545.809600.973.43軸4.376149.33279.880.97軸4.246144.88279.8820.93輸送機軸3.949269.18139.94第五章 圓柱斜齒輪傳動的設(shè)計

10、齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦，圓周速度可達150ms(最高300ms)，直徑能做到10m以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應(yīng)用很廣。 5.1 齒輪參數(shù)計算 1、選精度等級、材料及齒數(shù) 1 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。2 由表13-1選擇小齒輪40C r（調(diào)質(zhì)熱處理）硬度280HBS ，大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)熱處理）硬度240HBS，二者硬度差值為40HBS；3 選擇初選螺旋角=15°，取Z1=20，Z2=Z1×i=20×3.43=68.6 取Z2=69。2、按齒面接觸強度設(shè)計d2t（1）確定公式內(nèi)的

11、各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt=1.6。2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=(95.5×105P1)/n1=4.580×104 Nmm3) 查閱圖13-19查得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.435。4) 有公式13-19查得，=1.625) 查閱P276表13-5可得，材料的彈性影響系數(shù)zE=189.8MPa齒輪材料為鍛鋼6) 查閱P281表13-6可得，選取齒寬系數(shù)=17) 查閱P206式10-13可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLhj 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；n為齒輪轉(zhuǎn)速；Lh為齒輪的工作壽命。N1=60×960×(2×8×

12、300×8)=2.21×109 N2=2.21×109/3.43=6.443×1088) 由表13-4。接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.9，ZN2=0.959) 查閱圖13-13c可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=580Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa10) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 由表13-4。按一般可靠度，S=1。=( ×ZN1 )/ S 522 Mpa=(×ZN2)/S517 Mpa<取H=517Mpa（2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t得d1t=68.42mm2) 計算圓周

13、速度3) v=3.44 m/s4) 計算齒寬b及模數(shù)mnt.b=dd1t=1×68.42=68.42mm mnt=3.30mmh=2.25mnt=2.25×3.30=7.425mm=68.42/7.425=9.215) 計算縱向重合度=0.318×1×20×=1.7046) 計算載荷系數(shù)k查閱資料可得使用系數(shù)kA=1，根據(jù)v=3.44m/s，7級精度，查閱附圖13-1可得動載荷系數(shù)kv=1.11，查閱附表13-3可得， =1.11查閱附表13-1可得，7) 計算動載荷系數(shù) 8) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由試（10-10a）得，d

14、1=d1t=68.42=66.63mm9) 計算模數(shù)mnmn=3、 按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17） mn（1） 確定計算參數(shù)（2）（3）1) 由圖13-9c查的小齒輪的彎曲疲勞強度=220Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=200Mpa2) 由圖13-10取彎曲疲勞壽命系數(shù)，YN1=0.86，YN2=0.93) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.25,有標準規(guī)定得=2：，由式13-8得：F1=302.72 MpaF2=288 Mpa4) 根據(jù)縱向重合度1.704，查圖13-18得：螺旋角影響系數(shù)Y=0.875。5) 計算當(dāng)量齒數(shù)。 =22.19=76.56取整得：=23=80。由表1

15、3-3可得：YFa1=2.69，YFa2=2.226) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表13-3可得：Ysa1=1.575，Ysa2=1.777) 計算大、小齒輪的并加以比較Yfa1Ysa1/F1 Yfa2Ysa2/F2比較后得大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算 mn=1.31取整mn=2對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，則取mn2mm，已滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=66.63 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=32.18mm取z1=32，則z2=i·z1=3.14×32=110。

16、5.幾何尺寸計算 中心矩a=147.01 mm圓整中心矩 a=147.01mm取整a=148mm 按圓整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=15°因值改變不多，故參數(shù)、zH等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=66.26mmd2=227.76mm 計算齒輪寬度取整b2=70mm,b1=b2+5=75mm斜齒輪傳動參數(shù)表名稱符號計算公式高速齒輪數(shù)值低速齒輪數(shù)值螺旋角15法面模數(shù)2端面模數(shù) 2.07法面壓力角20端面壓力角20.65法面壓力角=6.28端面齒距=6.50法面基圓齒距5.90法面頂高系數(shù)1法面頂系數(shù)0.25分度圓直徑d66.26227.76基圓直徑62.

17、00213.13齒頂高=22齒跟高=（+）2.52.5齒頂圓直徑70.26231.76齒根圓直徑61.26222.76標準中心距a=148第六章 軸的設(shè)計計算6.1 減速器輸入軸（I軸）6.1.1 初步確定軸的最小直徑選用40C r調(diào)質(zhì)，硬度280HBS軸的輸入功率為PI=4.6035 KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min由P333得：de （A取110）連接聯(lián)軸器，有一根鍵，則dm=de×1.05=18.55×1.05=19.48mm由課程設(shè)計P145初選彈性柱銷聯(lián)軸器 TL5(T=125N·m,L=62mm),則最小軸徑dm取25mm6.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于

18、齒根圓直徑df3dm所以高速軸采用齒輪軸設(shè)計。1）零件裝備如下圖：2）確定軸各段直徑和長度 左起第一段與TL5(T=125N·m,L=62mm)彈性柱銷聯(lián)軸器連接，軸徑d1=25mm軸長L1=60mm; 左起第二段，軸向定位彈性柱銷聯(lián)軸器，d2=d1+2×(2-3)=29-31mm因必須符合軸承密封元件的要求，經(jīng)查表，取=30mm。箱體結(jié)構(gòu)未知，L2=45； 齒輪采用對稱安裝，則有L4=B1=75mm,d4=da=70.26mm,圓整，取值d4=71mm; 旋轉(zhuǎn)構(gòu)件應(yīng)距離箱體15mm，則齒輪距箱體15mm，距離軸承20mm,L5=12mm。軸承初選7207AC（d×

19、;D×B=35×72×17 mm），則L3=L6=17mm,d3=35mm,d5=40mm 6.1.3 校核軸的強度 3.1 按彎矩、轉(zhuǎn)矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示圖中 b=c=62.63mm a=79.5mm(初取L2=41) T=45.80 N·m (1)確定作用在軸上的載荷：圓周力 Ft=徑向力 Fr=軸向力 Fa= Fttg=1382.43×tg15°=370.42N(2) 確定支點反作用力及彎曲力矩支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×1382.43=691.22N設(shè)裝齒輪的軸身的截面彎曲力矩

20、為截面- MIH=FRBH b=691.22×62.63=43291.1N·mm * 支承反力 FRBV= FRCV=裝齒輪的軸身的截面彎曲力矩 M´IH =FRBV·b=364.34×62.63=22818.61N·mm M´´IH =FRCV·c=156.57×62.63=9805.98N·mm合成彎矩 M´WI =N·mm M´´WI= N·mm軸上的扭矩 T=45800 N·mm 已知軸的材料為40C r（調(diào)質(zhì)熱處理）

21、,由表15-1其B=735MPa；-1b=70MPa，0b=120MPa。則 70/120=0.58截面-處的當(dāng)量彎矩 N·mm截面-為與聯(lián)軸器相連的截面，該處的當(dāng)量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 d=mm 滿足設(shè)計要求； 軸截面-處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得16.38mm，也滿足設(shè)計要求。6.2 減速器輸出軸（軸）6.2.1 初步確定軸的最小直徑選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=4.376 KW 轉(zhuǎn)速為nI=279.88r/minde （A取110）擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示： 截面I-I 截面II-II6.2.2確定軸各段

22、直徑和長度右起第一段，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取30mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1×149.33=149.33·m，查標準GB/T 50141985，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm；右起第二段，考慮密封要求，d2取35mm，L2=41；右起第三段，初選7208AC(d×D×B=40×80×18),d3=40mm,L3=34mm右起第四段，安裝齒輪，d4=45mm,L4=B2-2=70-2=68mm右起第五段，定位齒輪的軸肩，d5

23、=50mm,L5=15.5mm右起第六段，d6=d3=40,L6=283.1 按彎矩、轉(zhuǎn)矩合成強度計算軸的計算 根據(jù)上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一樣，只是里的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設(shè)計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖所示：圖中 b=c=63.75mm a=90mm(初取L241) T=149.33 N·m (1)確定作用在軸上的載荷：大齒輪分度圓直徑d2=227.76mm圓周力 Ft=徑向力 Fr=軸向力 Fa= Fttg=×tg15°=351.36N 確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.2a所示。支承反力 FRBH

24、 =FRCH =0.5Ft=0.5×1311.30=655.65N截面-（安裝大齒輪）的彎曲力矩 MIH=FRBH b=655.65×63.75=41797.65N·mm 支承反力 FRBV= FRCV=截面-的彎曲力矩 M´IH =FRBV·b=×63.75=35756.1 N·mm M´´IH =FRCV·c=-66.77×63.75=-4256.59 N·mm合成彎矩 M´WI =N·mm M´´WI= N·mm軸上的扭

25、矩 T=149330N·mm。（3） 計算截面-、截面-的直徑已知軸的材料為45（調(diào)質(zhì)熱處理）,其B=640MPa；-1b=60MPa，0b=100MPa。則 60/100=0.6截面-處的當(dāng)量彎矩 N·mm截面-處的當(dāng)量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得27.27mm45mm 滿足設(shè)計要求； 軸截面-處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得31.88mm<45mm，也滿足設(shè)計要求。 第七章 軸承的設(shè)計與校核7.1高速軸軸承的設(shè)計與校核查機械設(shè)計課程設(shè)計P133可知角接觸球軸承7207AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。

26、根據(jù)設(shè)計條件，軸承的預(yù)期壽命為：1、求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-1。圖7-1 高速軸軸承的受力分析圖已知小齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa= 370.42N小齒輪分度圓直徑d=66.26-Fr1v=162.48N2、求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2對于7207AC型軸承，查表P39817-5軸承內(nèi)部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷系數(shù)e=0.68，因此可估算因為 Fs1所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故 Fa1= 3、 求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2由表16-11分別進行查表得徑向載荷系數(shù)和

27、軸向系數(shù)為軸承1：X1=0.41,軸承2：因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微載荷，按表P398-399 17-6和表17-7，fp=1.0，。則4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預(yù)期壽命為：，。滿足設(shè)計要求。7.2低速軸軸承的設(shè)計與校核查機械設(shè)計課程設(shè)計P133可知角接觸球軸承7208AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。根據(jù)設(shè)計條件，軸承的預(yù)期壽命為：1、求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-2圖7-2 低速軸軸承的受力分析圖已知大齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa=351.30N大齒輪分度圓

28、直徑d=227.76mm-Fr1v=-66.77N2、求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2對于7208AC型軸承，查設(shè)計指導(dǎo)書可知軸承內(nèi)部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷系數(shù)e=0.68，因此可估算因為 Fs2所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故 Fa1= 4、 求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2由機械原理表P39817-5分別進行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為軸承1：X1=0.41,軸承2：因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微載荷，按機械原理表P398-399 17-6和表17-7，fp=1.0，。則4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預(yù)期壽命為：，。滿足設(shè)計要求。第八章 鍵連接的選擇和校

29、核1、 高速軸連接聯(lián)軸器處鍵輸入軸外伸端直徑d=25mm，考慮到鍵在軸末端處安裝，根據(jù)機械設(shè)計課設(shè)設(shè) 計P122-123中，選 單圓頭普通C型平鍵bh=8mm7mm。鍵長L=56mm。選擇45鋼，則其擠壓強度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為*查閱相關(guān)資料可知，當(dāng)載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓 強度要求。2、 安裝低速軸與大齒輪連接處的鍵 直徑d=45mm,考慮到鍵在軸中部安 裝，根據(jù)機械設(shè)計課設(shè)設(shè)計P122-123中，選圓頭普通A型平鍵，鍵bhL=16mm10mm65mm。選擇45鋼， =49，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為 當(dāng)載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強度要求。3

30、、 安裝低速軸與聯(lián)軸器連接處的鍵 選用單圓頭普通C型平鍵，根據(jù)齒處軸的直徑為d=30mm，根據(jù)機械設(shè)計課設(shè)設(shè)計P122-123中，查得鍵的截面尺寸為鍵，鍵長取L=78mm。 鍵、軸和輪轂的材料都是剛，其許用應(yīng)力，鍵工作長度l=L-b/2=73mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以連接能滿足擠壓強度要求。 第九章 聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應(yīng)具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。聯(lián)軸器的選擇原則：轉(zhuǎn)矩T： T，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件

31、或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；轉(zhuǎn)速n：n，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器；裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器；成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器；半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應(yīng)有罩殼，用鋁合金鑄成。第十章 箱體設(shè)計減速器箱體的各部分尺寸表箱座厚度8箱蓋厚度18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df0.036a+12

32、M18地腳螺釘數(shù)目6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1M14蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑d2M10螺栓的間距：150-200軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)dfM10視孔蓋螺釘直徑(0.3-0.4)dfM6定位銷直徑dd=（0.7-0.8）d27df,d1,d2至外箱壁的距離C120df,d2至凸緣邊緣距離C218外箱壁至軸承座端面距離l145軸承旁連接螺栓距離SS一般取S=D2116 134軸承旁凸臺半徑R118軸承旁凸臺高度hh待定箱蓋、箱座上肋板的厚度m1=0.851,m=0.85m=7mm,m=7mm大齒輪頂圓與箱內(nèi)機壁間距離11>=10齒輪端面與箱內(nèi)機壁距離210軸承端蓋外徑D2D+55.5d

33、3D2=120,D2=125軸承外徑DD=72,D=80第十一章 減速器潤滑密封一.潤滑方式（1）齒輪但考慮成本及需要，在這里選用浸油潤滑。（2）軸承采用脂潤滑二.潤滑油牌號及用量（1）齒輪潤滑選用150號機械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齒輪）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）軸承潤滑選用2L-3型潤滑脂（GB 7324-1987）用油量為軸承間隙的1/31/2為宜。三.密封形式（1）箱座與箱蓋凸緣接合面的密封，選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔等處接合面的密封，在與機體間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。（3）軸承孔的密封，悶蓋和透蓋作密封與之對應(yīng)的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，選用半粗半毛氈加以密封。