一級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、機械基礎課程設計說 明 書設計題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器 班級學號： 2007級生物工程1班 學生姓名： 指導老師： 完成日期： 2010 年 3 月 14 日所在單位： 設計任務書1、題目設計用于帶式輸送機的機械傳動裝置一級直齒圓柱齒輪減速器。2、參考方案（1）V帶傳動和一級閉式齒輪傳動（2）一級閉式齒輪傳動和鏈傳動（3）兩級齒輪傳動3、原始數(shù)據(jù)4、其他原始條件輸送帶工作拉力F/N輸送帶工作速度v/m·s-1卷筒直徑D/mm16001.1180（1）工作情況：一班制，輸送機連續(xù)單向運轉，載荷有輕微震動，室內(nèi)工作，少粉塵。（2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。（3

2、）生產(chǎn)批量：100臺（屬小批生產(chǎn)）。（4）工廠能力：中等規(guī)模機械廠，可加工78級精度齒輪。（5）動力來源：三相交流（220V/380V）電源。（6）允許誤差：允許輸送帶速度誤差。5、設計任務（1）設計圖。一級直齒（或斜齒）圓柱齒輪減速器裝配圖一張，要求有主、俯、側三個視圖，圖幅A1，比例1：1（當齒輪副的嚙合中心距時）或1：1.5（當齒輪副的嚙合中心距時）。（2）設計計算說明書一份（16開論文紙，約20頁，8000字）。目錄一 傳動裝置的總體設計1、傳動方案的確定12、電動機的選擇13、傳動裝置的總傳動比的計算和分配34、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的確定3二 傳動零件的設計1、V帶設計52、齒輪

3、傳動設計73、軸的設計114、滾動軸承的選擇與校核計算185、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算196、聯(lián)軸器的扭矩校核207、減速器基本結構的設計與選擇21三 箱體尺寸及附件的設計1、箱體的尺寸設計232、附件的設計25四 設計心得 27五 參考文獻 29六 主要設計一覽表 30七 附圖 31設計內(nèi)容：一、 傳動裝置的總體設計1、 確定傳動方案本次設計選用的帶式輸送機的機械傳動裝置方案為V帶傳動和一級閉式齒輪傳動，其傳動裝置見下圖。2、 選擇電動機（1） 選擇電動機的類型按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，電壓380V，Y系列。（2） 選擇電動機的額定功率 帶式輸送機的性能參數(shù)選

4、用表1的第 6組數(shù)據(jù)，即：輸送帶工作拉力F/N輸送帶工作速度v/m·s-1卷筒直徑D/mm16001.1180表一工作機所需功率為： 從電動機到工作機的傳動總效率為：其中、分別為V帶傳動、齒輪傳動、滾動軸承、彈性套柱銷聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取機械基礎P459的附錄3 選取=0.95 、=0.97（8級精度）、=0.99（球軸承）、=0.995、=0.96故 電動機所需功率為 又因為電動機的額定功率查機械基礎P499的附錄50，選取電動機的額定功率為2.2kW，滿足電動機的額定功率 。（3） 確定電動機的轉速 傳動滾筒軸工作轉速： 查機械基礎P459附錄3， V帶常用傳動比為i1=24

5、，圓柱齒輪傳動一級減速器常用傳動比范圍為i2=35（8級精度）。根據(jù)傳動裝置的總傳動比i與各級傳動比i1、i2、in之間的關系是i=i1i2in，可知總傳動比合理范圍為i=620。又 因為 ，故 電動機的轉速可選擇范圍相應為符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min三種。（4） 確定電動機的型號選上述不同轉速的電動機進行比較，查機械基礎P499附錄50及相關資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表：方案電機型號額定功率kW電機轉速r/min電機質(zhì)量kg參考價格（元）總傳動比同步轉速滿載轉速1Y100L1-42.2150014203876012.1662

6、Y90S -62.210009106310227.7973Y132S-82.2750710798006.083表二為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y100L1-4。查機械基礎P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表：電動機的技術數(shù)據(jù)電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y100L1-42.2150014202.22.2表三電動機的安裝及有關尺寸(mm)中心高H(mm)外形尺寸底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E鍵公稱尺寸F×H1001

7、60×140128×100表四3、 傳動裝置的總傳動比的計算和分配（1） 總傳動比 12.166 （2） 分配各級傳動比各級傳動比與總傳動比的關系為i=i1i2。根據(jù)V帶的傳動比范圍i1=2 4 ，初選i13.042，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為4，符合圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=35（8級精度），且符合了在設計帶傳動和一級圓柱齒輪減速器組成的傳動裝置中，應使帶傳動比小于齒輪傳動比，即i帶<i齒。4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1） 計算各軸輸入功率 0軸（電動機軸）的輸出功率為： 1軸（減速器高速軸）的輸入功率：從0軸到1軸，經(jīng)過V帶傳動和一個聯(lián)軸器，

8、所以： 2軸（減速器低速軸）的輸入功率：從1軸到2軸，經(jīng)過一對軸承，一對齒輪傳動，一對齒輪嚙合傳動，所以： 3軸（滾筒軸）的輸入功率：從2軸到3軸，經(jīng)過一對軸承，一個聯(lián)軸器，所以：（2） 計算各軸轉速 0軸（電動機軸）的轉速： 1軸（減速器高速軸）的轉速： 2軸（減速器低速軸）的轉速： 3軸（滾筒軸）的轉速：（3） 計算各軸轉矩 0軸（電動機軸）的轉矩： 1軸（減速器高速軸）的轉矩： 2軸（減速器低速軸）的轉矩： 3軸（滾筒軸）的轉矩： 把上述計算結果列于下表：參數(shù)軸名輸入功率 （kW）轉速(r/min)輸入轉矩（N.m）傳動比傳動效率軸0（電動機軸）2.2142014.7963.0420.9

9、5軸1（高速軸）2.09466.79842.75840.9603軸2（低速軸）2.007116.700164.24010.98505軸3（滾筒軸）1.977161.785表五二、 傳動零件的設計1、 箱外傳動件設計（V帶設計）（1）計算設計功率Pd根據(jù)V帶的載荷有輕微振動，一班工作制（8小時），查機械基礎P296表136，取KA1.1。即 （2）選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械基礎P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd2.42kW及小帶輪轉速n11420r/min ，查圖得：d d=80100可知應選取Z型V帶。（3）確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械基礎P

10、298表137查得，小帶輪基準直徑為5090mm（ddmin=50mm），則取dd1= 80mm> ddmin.（dd1根據(jù)P295表13-4查得）由機械基礎P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/s<v<2530m/s的要求，故驗算帶速合適。（4）確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式可得0.7（80+250）2（80+250）即231660，選取=500mm 所以有：由機械基礎P293表132查得Ld1600mm實際中心距 符合要求。3.042 1420 80（5）確定帶的根數(shù)z查機

11、械設計手冊，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由機械基礎P299表138查得，取Ka=0.95 由機械基礎P293表132查得，KL1.16 則帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為6根（6）確定帶輪的結構和尺寸根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，Y100L1-4型電機的主軸直徑為d=28mm；由機械基礎P293 ，“V帶輪的結構”判斷：當3ddd1(90mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。（7）確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張

12、緊裝置。（8）計算壓軸力 由機械基礎P303表1312查得，Z型帶的初拉力F055N，上面已得到=161.74o，z=6，則（9）帶輪的材料選用灰鑄鐵，HT200。2、 減速器內(nèi)傳動件的設計（齒輪傳動設計）（1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查機械基礎P322表1410，小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度260HBS；大齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為220HBS。 精度等級初選減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據(jù)機械設計學基礎P145表57，初選

13、8級精度。（2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： 確定載荷系數(shù)K因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據(jù)電動機和載荷的性質(zhì)查機械設計學基礎P147表58，得K的范圍為1.41.6， 取K1.5。 小齒輪的轉矩 接觸疲勞許用應力）接觸疲勞極限應力由機械設計學基礎P150圖530中的MQ取值線，根據(jù)兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調(diào)質(zhì)處理后的極限應力為=600MPa ， =560MPa ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN 應力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jth 工作壽命

14、每年按300天，每天工作8小時，故 th=(300×10×8)=24000h N1=60×466.798×1×24000=6.722×108查機械設計學基礎P151圖531，且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15) 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHmin查機械設計學基礎P151表510，得SHmin1 ）計算接觸疲勞許用應力。將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得）齒數(shù)比因為 Z2=i Z1，所以）齒寬系數(shù)由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查機械基礎P326表1412，得到齒寬系數(shù)的范圍為0

15、.81.1。取。 ）計算小齒輪直徑d1 由于，故應將代入齒面接觸疲勞設計公式，得 圓周速度v查機械設計學基礎P145表57，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。（3） 主要參數(shù)選擇和幾何尺寸計算 齒數(shù)對于閉式軟齒面齒輪傳動，通常z1在2040之間選取。為了使重合度較大，取z120，則z2iz180。使兩齒輪的齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)，最后確定z2=81。 模數(shù)m標準模數(shù)應大于或等于上式計算出的模數(shù)，查機械基礎P311表141，選取標準模數(shù)m=3mm。 分度圓直徑d 中心距a 齒輪寬度b大齒輪寬度 小齒輪寬度 其他幾何尺寸的計算（，）齒頂高 由于正常齒輪， 所以齒根高 由于正常齒 所以全齒高 齒頂

16、圓直徑 齒根圓直徑 （4） 齒根校核齒根彎曲疲勞強度的校核公式為 齒形系數(shù)YF根據(jù)Z1、Z2,查機械設計學基礎P153表511，得YF12.81，YF22.24 彎曲疲勞許用應力計算公式 )彎曲疲勞極限應力根據(jù)大小齒輪的材料、熱處理方式和硬度，由機械設計學基礎P154圖533的MQ取值線查得 ， ）彎曲疲勞壽命系數(shù)YN 根據(jù)N1=6.722>和N2=>，查機械設計學基礎P156圖534得， YN1=1 , YN2=1 )彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)SFmin 本傳動要求一般的可靠性，查機械設計學基礎P151表510，取SFmin1.2。）彎曲疲勞許用應力 將以上各參數(shù)代入彎曲疲勞許用

17、應力公式得）齒根彎曲疲勞強度校核因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。3、 軸的設計（1） 高速軸的設計 選擇軸的材料和熱處理采用45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查機械基礎P369表161，得其許用彎曲應力，。 初步計算軸的直徑 由前計算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min 其中，A取112。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則查機械基礎P458附錄1，取d=25mm 軸的結構設計高速軸初步確定采用齒輪軸，即將齒輪與軸制為一體。根據(jù)軸上零件的安裝和固定要求，初步確定軸的結構。設有7個軸段。1段：該段是小齒輪的左軸端與帶輪連接，該軸段直徑為25mm，查機械基礎P475附錄23，取該軸伸

18、L160mm。 2段： 參考機械基礎P373，取軸肩高度h為1.5mm，則d2=d1+2h=28mm。 此軸段一部分用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：此段裝軸承，取軸肩高度h為1mm，則d3=d2+2h=30mm。選用深溝球軸承。查機械基礎P476附錄24，此處選用的軸承代號為6306，其內(nèi)徑為30mm，寬度為19 mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小12mm。取此段長L3=17mm。4段與6段：為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便，齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩高度為2mm，則d4=d6=d3+2h=33mm，長度取5mm，則L4= L65mm。5段：此段為齒輪軸段。由

19、小齒輪分度圓直徑d=60mm可知，d6=60mm。因為小齒輪的寬度為70mm，則L5=70mm。7段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d7=30mm，L717mm。由上可算出，兩軸承的跨度Lmm 高速軸的軸段示意圖如下： 按彎矩復合強度計算A、圓周力：B、徑向力： ）繪制軸受力簡圖）繪制垂直面彎矩圖軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為如圖）繪制水平面彎矩圖）繪制合彎矩圖）繪制扭轉圖轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，）繪制當量彎矩圖 截面C處的當量彎矩：)校核危險截面C的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W0.1d43所以 軸強

20、度足夠。（2）低速軸的設計 選擇軸的材料和熱處理采用45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查機械基礎P369表161，得其許用彎曲應力，。 初步計算軸的直徑由前計算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min計算軸徑公式：即：其中，A取106。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則查機械基礎P458附錄1，取d=30mm 軸的結構設計根據(jù)軸上零件得安裝和固定要求，并考慮配合高速軸的結構，初步確定低速軸的結構。設有6個軸段。1段： 此段裝聯(lián)軸器。裝聯(lián)軸器處選用最小直徑d1=32mm，根據(jù)機械基礎P482附錄32，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為32mm，軸孔長度為60mm。根據(jù)聯(lián)軸器的軸孔長度

21、，又由機械基礎P475附錄23，取軸伸段（即段）長度L158mm。2段：查機械基礎P373，取軸肩高度h為1.5mm，則d2=d1+2h=mm此軸段一部分長度用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：取軸肩高度h為2.5mm，則d3=d2+2h=35+2mm。此段裝軸承與套筒。選用深溝球軸承。查機械基礎P476附錄24，此處選用的軸承代號為6208，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小12mm。取套筒長度為10mm，則此段長L3=（18-2）+10+2=28mm。4段：此段裝齒輪，取軸肩高度h為2.5mm，則d4=d3+2h=mm。因為大齒輪的寬度為60mm，則

22、L4=60-2=58mm5段：取軸肩高度h為2.5mm，則d5=d4+2h=50mm，長度與右面的套筒相同，即L5=10mm。6段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d6=40mm，L617mm。由上可算出，兩軸承的跨度L。 低速軸的軸段示意圖如下： 按彎矩復合強度計算A、圓周力：B、徑向力：）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ)由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為受力圖：）截面C在水平面上彎矩為：）合成彎矩為：）轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩：)校核危險截面C的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W0.1d43所以軸

23、強度足夠。（3）確定滾動軸承的潤滑和密封由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，宜用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。滾動軸承外側的密封采用凸緣式軸承蓋和氈圈來密封。（4）回油溝 由于軸承采用脂潤滑，因此在箱座凸緣的上表面開設回油溝，以提高箱體剖分面處的密封性能。（5）確定滾動軸承在箱體座孔中的安裝位置因為軸承采用脂潤滑，那么可取軸承內(nèi)側端面到箱體的距離為10mm，并設置封油盤，以免潤滑脂被齒輪嚙合時擠出的或飛濺出來的熱油沖刷而流失。 ( 6 ) 確定軸承座孔的寬度L ，為箱座壁厚，為箱座、箱蓋連接螺栓所需的扳手空間，查機械基礎表19-1得，取8mm，C118mm，C216mm，L8+18+16+8

24、50mm。（7）確定軸伸出箱體外的位置采用凸緣式軸承蓋，LH3型彈性柱銷聯(lián)軸器，高速軸軸承蓋所用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782 M630，低速軸采用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782 GB/T5782M835為了方便在不拆卸外接零件的情況下，能方便拆下軸承蓋，查機械基礎附錄33，得出A、B的長度，則：高速軸：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速軸：L2>(A-B)=45-38=7mm由前設定高速軸的L=60mm，低速軸的可知，滿足要求。 ( 8 ) 確定軸的軸向尺寸 高速軸（單位：mm）：各軸段直徑D1D2D3D4D5D6D725283033603325各軸段長度L1L2L3L

25、4L5L6L7606017570517低速軸（單位：mm）：各軸段直徑D1D2D3D4D5D6323540455040各軸段長度L1L2L3L4L5L65860285810174、滾動軸承的選擇與校核計算根據(jù)機械基礎P437推薦的軸承壽命最好與減速器壽命相同，取10年，一年按300天計算， T h=(300×10×8)=24000h（1）高速軸承的校核選用的軸承是6306深溝型球軸承。軸承的當量動負荷為 由機械基礎P407表186查得，fd1.21.8，取fd=1.2。因為Fa1=0N，F(xiàn)r1= 518.8N，則 查機械基礎P407表185得，X= 1，Y= 0 。查機械基

26、礎p406表18-3得：ft=1 ，查機械基礎p405得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為3 ，Cr= 20.8KN；則 所以預期壽命足夠，軸承符合要求。（2）低速軸承的校核選用6208型深溝型球軸承。軸承的當量動負荷為由機械基礎P407表186查得，fd1.21.8，取fd=1.2。因為Fa2=0N，F(xiàn)r2=492N，則 查機械基礎P407表185得，X=1 ，Y=0 。查機械基礎p406表18-3得：ft=1 ，查機械基礎p405得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為3 ，Cr=22.8KN；則所以預期壽命足夠,軸承符合要求。5、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算（1）選擇鍵的類型和規(guī)格 軸上零件的周向固定選用A形普通平

27、鍵，聯(lián)軸器選用B形普通平鍵。 高速軸（參考機械基礎p471、附錄17，袖珍機械設計師手冊p835、表15-12a）：根據(jù)帶輪與軸連接處的軸徑25mm，軸長為60mm，查得鍵的截面尺寸b8mm ，h7mm 根據(jù)輪轂寬取鍵長L40mm 高速齒輪是與軸共同制造，屬于齒輪軸。 低速軸：根據(jù)安裝齒輪處軸徑，查得鍵的截面尺寸，根據(jù)輪轂寬取鍵長。根據(jù)安裝聯(lián)軸器處軸徑，查得鍵的截面尺寸，取鍵長L=50mm。根據(jù)輪轂寬取鍵長L72mm（長度比輪轂的長度小10mm）（2）校核鍵的強度 高速軸軸端處的鍵的校核：鍵上所受作用力： ）鍵的剪切強度 鍵的剪切強度足夠。）鍵聯(lián)接的擠壓強度 <鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。 低

28、速軸兩鍵的校核A、 低速軸裝齒輪軸段的鍵的校核：鍵上所受作用力：）鍵的剪切強度 鍵的剪切強度足夠。）鍵聯(lián)接的擠壓強度 鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。B、低速軸軸端處的鍵的校核：鍵上所受作用力 ：）鍵的剪切強度鍵的剪切強度足夠。）鍵聯(lián)接的擠壓強度 鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。6、聯(lián)軸器的扭矩校核低速軸：選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查機械基礎P484附錄33，得許用轉速n3800r/min則 n2116.7r/min<n所以符合要求。7、減速器基本結構的設計與選擇（1）齒輪的結構設計 小齒輪：根據(jù)機械基礎P335及前面設計的齒輪尺寸，可知小齒輪齒根圓直徑為52.5mm，根據(jù)軸選擇鍵的尺寸h為7 ，則可以算出齒根

29、圓與軸孔鍵槽底部的距離x=mm，而2.5，則有x<2.5，因此應采用齒輪軸結構。（2）滾動軸承的組合設計 高速軸的跨距LL1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。 低速軸的跨距LL1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。（3）滾動軸承的配合高速軸的軸公差帶選用j 6 ，孔公差帶選用H 7 ；低速軸的軸公差帶選用k 6 ，孔公差帶選用H 7 。高速軸：軸頸圓柱度公差/ P 6 = 2.5，外殼孔/ P 6 = 4.0； 端面圓跳動軸肩/ P 6 =

30、6，外殼孔/ P 6 = 10。低速軸：軸頸圓柱度公差/ P 6 = 4.0，外殼孔/ P 6 = 6； 端面圓跳動軸肩/ P 6 = 10，外殼孔/ P 6 = 15。軸配合面Ra選用IT6磨0.8，端面選用IT6磨3.2；外殼配合面Ra選用IT7車3.2，端面選用IT7車6.3。（4）滾動軸承的拆卸安裝時，用手錘敲擊裝配套筒安裝；為了方便拆卸，軸肩處露出足夠的高度h，還要留有足夠的軸向空間L，以便放置拆卸器的鉤頭。（5）軸承蓋的選擇與尺寸計算軸承蓋的選擇：選用凸緣式軸承蓋，用灰鑄鐵HT150制造，用螺釘固定在箱體上。其中，軸伸端使用透蓋，非軸伸端使用悶蓋。尺寸計算 ）軸伸端處的軸承蓋（透蓋

31、）尺寸計算 A、高速軸：選用的軸承是6306深溝型球軸承，其外徑D72mm，采用的軸承蓋結構為凸緣式軸承蓋中a圖結構。查機械基礎P423計算公式可得：螺釘直徑d38，螺釘數(shù) n4 B、低速軸：選用的軸承是6208型深溝型球軸承，其外徑D80mm。尺寸為：螺釘直徑8，螺釘數(shù)4圖示如下：）非軸段處的軸承蓋（悶蓋）尺寸計算：高速軸與低速軸的悶蓋尺寸分別與它們的透蓋尺寸相同。（6）潤滑與密封 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。 潤滑油的選擇齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑

32、脂。 密封方法的選取箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。三、箱體尺寸及附件的設計1、箱體尺寸采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下：中心距a=151.5mm，取整160mm 總長度L：總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm箱蓋肋厚m1：=0.85

33、*8=6.8mm扳手空間： C118mm，C216mm軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,取10mm凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L100mm軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n4 低速軸上的軸承： d3=8，n4檢查孔蓋螺釘直徑：,取d46mm檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：

34、（2個）定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個）齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 10mm小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 10mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當軸承脂潤滑時，1015 ，取 10大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>3050 ，取 40mm 箱體內(nèi)壁至箱底距離： 20mm減速器中心高H： ，取H185mm。箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1：箱體內(nèi)壁軸向距離L2： 兩側軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設計（1）檢查孔和蓋板查機械基礎P440表204，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：A115，160，210，260，360,460，取A115mmA195mm，A275mm

35、，B170mm，B90mmd4為M6，數(shù)目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通氣器選用結構簡單的通氣螺塞，由機械基礎P441表205，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3）油面指示器 由機械基礎P482附錄31，取油標的尺寸為：視孔 A形密封圈規(guī)格（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由機械基礎P442表206，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5）定位銷 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。12+1224，取L25mm。（6）起蓋螺釘起蓋螺釘10mm，兩個，長度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。（7）起吊裝置箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查機械基礎P468附錄13，取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）：d（D）d1(m