二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(共27頁)

1、PAGE PAGE 28機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計裝訂線計算(j sun)說明書設(shè)計(shj)題目：帶式輸送機(jī)的傳動裝置設(shè)計(shj)（第 1組）工程學(xué)院 機(jī)制1133班設(shè)計者 指導(dǎo)教師 廣東海洋大學(xué)目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc440489828 一傳動裝置總體設(shè)計方案 PAGEREF _Toc440489828 h 3 HYPERLINK l _Toc440489829 二電動機(jī)的選擇 PAGEREF _Toc440489829 h 4 HYPERLINK l _Toc440489830 三.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 PAGEREF _Toc4404

2、89830 h 5 HYPERLINK l _Toc440489831 四計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) PAGEREF _Toc440489831 h 6 HYPERLINK l _Toc440489832 五.帶傳動設(shè)計與校核 PAGEREF _Toc440489832 h 7 HYPERLINK l _Toc440489833 六.齒輪設(shè)計 PAGEREF _Toc440489833 h 9 HYPERLINK l _Toc440489834 V帶、齒輪各設(shè)計參數(shù)附表 PAGEREF _Toc440489834 h 16 HYPERLINK l _Toc440489835 七.傳動軸和傳動

3、軸承的設(shè)計 PAGEREF _Toc440489835 h 17 HYPERLINK l _Toc440489836 （一）、高速軸及軸承設(shè)計與校驗 PAGEREF _Toc440489836 h 17 HYPERLINK l _Toc440489837 （二）、中速軸及軸承設(shè)計與校驗 PAGEREF _Toc440489837 h 20 HYPERLINK l _Toc440489838 (三)、低速軸及軸承的設(shè)計與校驗 PAGEREF _Toc440489838 h 24 HYPERLINK l _Toc440489839 八鍵的設(shè)計和計算 PAGEREF _Toc440489839 h

4、27 HYPERLINK l _Toc440489840 九箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 PAGEREF _Toc440489840 h 28 HYPERLINK l _Toc440489841 十減速器的潤滑與密封 PAGEREF _Toc440489841 h 31 HYPERLINK l _Toc440489842 十一、.聯(lián)軸器設(shè)計 PAGEREF _Toc440489842 h 33 HYPERLINK l _Toc440489843 十二、設(shè)計小結(jié) PAGEREF _Toc440489843 h 33 HYPERLINK l _Toc440489844 十三、 參考資料: PAGEREF _To

5、c440489844 h 34 一、設(shè)計(shj)題目： 帶式輸送機(jī)的傳動裝置設(shè)計(shj)二、原始數(shù)據(jù) 分組輸帶工作拉力（kN）運(yùn)輸帶工作速度（m/s）卷筒直徑（mm）13.52.0350 三、已知條件(tiojin)： 1輸送帶工作(gngzu)拉力F= kN； 2輸送帶工作(gngzu)速度v= ms(允許輸送帶速度誤差為5)； 3滾筒直徑D= mm； 4滾筒效率096(包括滾筒與軸承的效率損失)； 5工作情況 兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6使用折舊期 8年；四年一次大修。280天/年。 7工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35C； 8動力來源 電力，三相交流，電壓38022

6、0V9制造條件及生產(chǎn)批量 一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。一傳動裝置總體設(shè)計方案1. 組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)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(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動(chundng)方案如下：圖一:(傳動裝置總體(zngt)設(shè)計圖)初步(chb)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帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.960.990.960.808；為V帶的效率,為軸承的效率，為齒輪的效率，為聯(lián)軸器的效率，為滾筒的效率二電動機(jī)的選擇計算

7、項目及說明結(jié)果電動機(jī)所需工作功率為：考慮安全系數(shù)k=1.2，算得10.39，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速為n=109.13r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16160）109.131746.1617461.57r/min。綜合考慮電動機(jī)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Y160M12的三相異步電動機(jī)電機(jī)參數(shù)表： 工作功率Pd=8.66kw轉(zhuǎn)速=109.13r/min三.確定(qudng)傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算項目及說明結(jié)果（1）總傳動比

8、由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n3000/109.1326.85（2）分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.8，則減速器傳動比為26.85/2.89.59根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為3.53，則2.73減速器傳動比i=9.95高速級傳動比i1=3.53四計算(j sun)傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算項目及說明結(jié)果（1）各軸轉(zhuǎn)速n(r/min) 3000/2.81046.43r/min1046.43/3.53296.39r/min/296.39/2.73=109.13 r/min=109.13 r

9、/min（2）各軸輸入功率P(kw)110.9610.56kW210.560.980.9710.03kW210.030.980.979.54kW24=2.770.980.999.26kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N*m)9550P1/n1 =9550*10.56/1046.43=96.37 Nm9550P2/n2=9005*10.04/296.39=323.44 Nm9550P3/n3=9550*9.54/109.13=835.02 Nm=9550P4/n4=9550*9.26/109.13=810.14 Nm運(yùn)動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 五.帶傳動設(shè)計(shj)與校核計算項目及說明結(jié)果1、確定v帶型號根查

10、Pca和nm圖8-11選用A型。2、帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2由表8-7和8-9，得小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm,且V帶帶型為A；得 dd2=i0dd1=280mm;3、 驗算帶速 驗算得v在5-25m/s內(nèi)。4、 中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld 由式8-15a得,得；取 由式8-22計算所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=2050mm。按式8-23計算實際中心距a。5 、小帶輪包角16 、帶的根數(shù)Z; 單根V帶的額定功率Pr：由表8-4得P0=2.05kw由表8-5查的P0=0.34kw;查表8-6得K=0.93;查表8-2得KL=1.04;于是：V帶的根數(shù)Z為：, 取6根7、單根v

11、帶初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m,所以單根v帶的初拉力的最小值（F0）min為：應(yīng)使帶的實際初拉力F0(F0)min。8、軸壓力Fp;軸壓力的最小值為dd1=100mmdd2=280mm帶速v=15.34m/s中心距a0=700mmV=15.34m/s實際中心距a約721mm小帶輪包角1約165.69V帶根數(shù)6根單根v帶的初拉力的最小值F0=145.76N壓軸力最小值=1735.46N六.齒輪(chln)設(shè)計計算項目及說明結(jié)果高速級齒輪傳動的設(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，故大小齒輪都選用軟面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理

12、 材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS , 取小齒齒數(shù)高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z2=Z1=35324=84.73 , 取Z2=4 齒輪精度參考表10-6，選用7級精度。、初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定各參數(shù)的值:選=1.3查圖10-20 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.46 查表10-20，選取材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa由表10-9，計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z=0.681由表10-7得: =1由圖10-25d取得接觸疲勞極限HLim1=580MpaHLim2=560Mpa由公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60n

13、j =6010461（283008）=2.2510hN= =6.3710h 查10-23圖得：K=0.86 K=0.9齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-14得:=0.93550=498.8 =0.96450=504 許用接觸應(yīng)力 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力3、設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=50.27mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.251.29=2.91 = =10.99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根據(jù),7級精度, 查表10-8得動載

14、系數(shù)K=1.12,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHa=1.2查表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查表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =11.121.21.42=1.91按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=50.27=57.13計算模數(shù)=4、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩96.37kNm 確定齒數(shù)z因為是軟齒面，故取z24，zi z3.532484試選載荷系數(shù)K=1.3 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

15、 14載荷系數(shù)KKK K K K=11.051.21.341.69查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查表10-5得:齒形系數(shù)Y2.26 Y2.21 應(yīng)力校正系數(shù)Y1.6 Y1.8彎曲疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)Y=0.68螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.68,Y10.778 計算大小齒輪的 =500Mpa =380Mpa 查表10-22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(shè)計計算 eq oac(,1)計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2

16、mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=57.13來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=27.71 取z=28那么z=3.5328=99 幾何尺寸計算計算中心距 a=129.86將中心距圓整為129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=56.88d=201.12計算齒輪寬度B=圓整的 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=28速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=328=75 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級。計

17、算過程略低速齒輪詳細(xì)參數(shù)： 小齒輪Z1=24Z2=84圓周速度V=2.75m/s 齒輪b=50.27mm=2.30齒根h=2.91mm分度圓直徑d1=57.13mm模數(shù)=2.31小齒輪分度圓d1=56.88mm大齒輪分度圓d2=201.12mmm=2mm中心距a=129.86mm=20=10.10Z=28Z=99分度圓d=56.88mmd=201.12mm mmmmV帶、齒輪(chln)各設(shè)計參數(shù)附表計算項目及說明結(jié)果1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.83.532.712. 各軸轉(zhuǎn)速n n(r/min) n (r/min)n (r/min)n(r/min)1046.43296.39109

18、.13109.133. 各軸輸入功率 PP（kw）P（kw）P（kw）P (kw)10.56 10.039.549.264. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 TT(kNm)T (kNm)T(kNm)T(kNm)96.37323.44835.03810.145. 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）帶的根數(shù)z10028072020506七.傳動(chundng)軸和傳動(chundng)軸承的設(shè)計（一）、高速軸及軸承設(shè)計與校驗計算項目及說明結(jié)果、求輸出軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1n1=1046m/s P1=10.56KwT1=96Nm、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒

19、輪的分度圓直徑為 =56.67 由公式 Ft=，F(xiàn)r=Ft，F(xiàn)a= Ft得Ft1=3401 N Fr1=1252 N Fa1=524N 、初步確定軸的最小直徑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,根據(jù)課本取考慮到有一個鍵槽，直徑增大6%，故=26mm、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帶輪的要求的軸向定位要求,A-B軸段右端需要制出一軸肩,故取B- C的直徑;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑帶輪與為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端上, 故A-B的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工

20、作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32007。.dDT軸承代號356218415432007 (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,（高速軸）由，F(xiàn)NH1+FNH2+Ft1=0，F(xiàn)NH1L1+Ft1 (L1+L2)+FNH2 (L1+L2+L3)=0得，最大彎矩，MH=477840Nmm由，-Fp+FNV1+FNV2+Fr1=0，F(xiàn)NV1L1+Fr1 (L1+L2)-Ma1+FNV2 (L1+L2+L3)=0得， MV=379940Nmm （5）、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)= 軸的計算應(yīng)力，Mpa；M

21、軸所受的彎矩，Nmm；T軸所受的扭矩，Nmm；W軸的抗彎截面系數(shù)，mm2，計算公式見表15-4；-1對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎矩應(yīng)力，Mpa，其值按表15-1選用，=60MPa，=1 由于 ， 此軸合理安全。（6）、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸承32007壽命計算 預(yù)期壽命：Lh=282808=35840h載荷：FN1=FNV12+FNH12=2153N FN2=FNV22+FNH22=3052N已知：n=1046r/min，C=43200N,=10/3，P=3052N公式：Lh=10660n（CP）=109306h Lh 故 高速軸上的軸承32007在有效期限內(nèi)安全。d1=56.67mm（

22、二）、中速軸及軸承(zhuchng)設(shè)計與校驗、求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2，轉(zhuǎn)矩T2n2= 296m/s P2=10.03KwT2= 323.45Nm、求作用在齒輪上的力已知中速級小齒輪的分度圓直徑為 = 86 由公式 Ft=，F(xiàn)r=Ft，F(xiàn)a= Ft得Ft2= 7544 N Fr2= 2778 N Fa2= 1163N 、初步確定軸的最小直徑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,根據(jù)課本取故，取=37mm、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軸承的要求的軸向定位要求,A-B軸段右端需要套上一個軸套定位,B-段為了安裝齒輪，取B- C的直徑;右端制軸肩定位,故。

23、D-E段為了裝齒輪，故長度取59 , 。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,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32009型.dDT軸承代號4 57520516932009 （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,（中速軸）由，F(xiàn)NH2+FNH2-Ft2-Ft3=0，F(xiàn)t3L1+Ft2 (L1+L2)+FNH2 (L1+L2+L3)=0得，最大彎矩，MH=-920065Nmm由，-Fr2+FNV1+FNV2+Fr3=0，F(xiàn)r3L1-Ma3+Fr2 (L1+L2)+M

24、a2+FNV2 (L1+L2+L3)=0得， MV=-16721Nmm （5）、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=軸的計算應(yīng)力，Mpa；M軸所受的彎矩，Nmm；T軸所受的扭矩，Nmm；W軸的抗彎截面系數(shù)，mm2，計算公式見表15-4；-1對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎矩應(yīng)力，Mpa，其值按表15-1選用，=60MPa，=1由于 ， 此軸合理安全。（6）、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸承32009壽命計算 預(yù)期壽命：Lh=282808=35840h載荷：FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N已知：n=296r/min，C=58500N,=10/3，P=

25、8387N公式：Lh=10660n（CP）=36507h Lh 故 中速軸上的軸承32009在有效期限內(nèi)安全。（三）、低速軸及軸承的設(shè)計(shj)與校驗計算項目及說明結(jié)果、求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3n3= 109m/s P3=9.54Kw T3=835.03Nm、求作用在齒輪上的力已知中速級小齒輪的分度圓直徑為 = 232由公式 Ft=，F(xiàn)r=Ft，F(xiàn)a= Ft得Ft3=7544 N Fr3= 2778N Fa3=1163N 、初步確定軸的最小直徑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,根據(jù)課本取考慮到有一個鍵槽，直徑增大6%故，取=53mm 同時考慮到聯(lián)軸器的連接

26、直徑，先選定聯(lián)軸器，根據(jù)機(jī)器運(yùn)行情況，故選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器LT9（GB/T4323-2002）.聯(lián)軸器內(nèi)徑55mm，長度112mm。、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,F-G軸段右端需要用軸端擋圈定位,取F- G的直徑;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F-G的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32912 X2型.DT軸承代號60851766793291

27、2 X2 （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,（低速軸）由，F(xiàn)NH1+FNH2+Ft4 =0，F(xiàn)t4L1+FNH2 (L1+L2) =0得，最大彎矩，MH=420522Nmm由，F(xiàn)r4+FNV1+FNV2 =0，-Fr4L1+Ma4+Fr2 (L1+L2) =0得， MV=-24943Nmm （5）、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=軸的計算應(yīng)力，Mpa；M軸所受的彎矩，Nmm；T軸所受的扭矩，Nmm； W軸的抗彎截面系數(shù)，mm2，計算公式見表15-4；-1對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎矩應(yīng)力，Mpa，其值按表15-1選用，=60MPa，=1由于 ，

28、此軸合理安全。（6）、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸承32912 X2壽命計算 預(yù)期壽命：Lh=2x8x280 x8=35840h載荷：FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N已知：n=109r/min，C=34500N,=10/3，P=5721N公式：Lh=10660n（CP）=61035h Lh 故 低速軸上的軸承32912 X2在有效期限內(nèi)安全。八鍵的設(shè)計(shj)和計算計算項目及說明結(jié)果選擇鍵聯(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) 高速軸帶輪段d1=26mm；中速軸低速齒輪段d2=48mm； 中速軸高速齒輪

29、段d3=56mm；低速軸低速齒輪段d4=63mm； 低速軸聯(lián)軸器段d5=55mm查機(jī)械工程師設(shè)計手冊電子版，取 鍵寬 b=8 h=7 =45 b=14 h=9 =50b=16 h=10 =50b=18 h=11 =50b=16 h=10 =50和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查機(jī)械工程師設(shè)計手冊電子版，得 =110MP工作長度 45-8=3763-14=4950-16=3480-18=6290-16=74與輪轂鍵槽的接觸高度 由K=0.4h，得K=2.8 K=3.6 K=4.0K=4.4 K=4.0 由式 ，得 91.29Mpa 76.40Mpa 84.94Mpa 97.17Mpa 99.53Mpa 都合適取鍵

30、標(biāo)記為： 鍵1：87 C GB/T1095-2003鍵2：149A GB/T1095-2003鍵3：1610A GB/T1095-2003鍵4：1811A GB/T1095-2003鍵5：1610A GB/T1095-2003九箱體結(jié)構(gòu)(jigu)的設(shè)計計算項目及說明結(jié)果箱體的結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪配合質(zhì)量。1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因低速級大齒輪線速度大于2m/s，故采用飛濺潤滑潤油。3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=10。機(jī)

31、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(jī)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(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)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(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：采用M12圓形壓配式油標(biāo)安裝位置見裝配圖D 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)

32、到體內(nèi)為壓力平衡.E 定位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)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.F 吊耳：起吊箱蓋。減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）8外箱壁至軸承座端面距離=+（58）50大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離1.215齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離10機(jī)蓋，機(jī)座肋厚9 8.5軸承

33、端蓋外徑+（55.5）100軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離99十減速器的潤滑(rnhu)與密封(mfng)計算項目及說明結(jié)果為了減輕機(jī)械傳動零件、軸承等的磨損，降低摩擦阻力和能源消耗，提高傳動效率，延長零件使用壽命，保證設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)，減速器必須要有良好的潤滑，同時潤滑還可起到冷卻、散熱、吸振、防銹、降低噪聲等作用1齒輪潤滑潤滑方式： 浸油潤滑減速器低速級齒輪圓周速度12m/s，因此采用油池浸油潤滑。潤滑劑的選擇：齒輪傳動所用潤滑油的粘度根據(jù)傳動的工作條件、圓周速度或滑動速度、溫度等按來選擇。為了保證齒輪嚙合處的充分潤滑，并避免攪油損耗過大，減速器內(nèi)的傳動件浸入箱體油池中的深度不宜過深。2 滾動軸承的潤滑滾動軸承可采用潤滑油或潤滑脂進(jìn)行潤滑。減速器采用潤滑油潤滑，可直接用減速器油池內(nèi)的潤滑油進(jìn)行潤滑，潤滑和冷卻效果較好。故，潤滑方式 ：飛濺潤滑減速器中當(dāng)浸油齒輪的圓周速度V 1.52m/s時，即可采用飛濺潤滑。靠機(jī)體內(nèi)油