機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計

湖南工學(xué)院課程設(shè)計說明書機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)11級機(jī)本1102班題目展開式二級圓柱齒輪減速器姓名劉磊指導(dǎo)老師厲春元職稱職稱2014年1月8日課程設(shè)計評語：課程設(shè)計答辯負(fù)責(zé)人簽字年月日機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計目錄一課程設(shè)計任務(wù)書··················4二設(shè)計要求························5三設(shè)計步驟························5傳動專職總體設(shè)計方案·····················5電動機(jī)的選擇·····························5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比·······6傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算·············7設(shè)計V帶和帶輪···························8齒輪的設(shè)計·······························9軸的設(shè)計計算·····························18滾動軸承的選擇及壽命計算·················22鍵聯(lián)接的選擇及校核計算···················23聯(lián)軸器的選擇····························24減速器箱體及附體························24潤滑密封設(shè)計····························27四設(shè)計小結(jié)························28五參考資料···························29一課程設(shè)計任務(wù)書展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計1.設(shè)計題目用于帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式二級圓柱齒輪減速器。(1)帶式運(yùn)輸機(jī)數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。(2)工作條件單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動。運(yùn)輸帶速度允許速度誤差為±5%。(3)使用期限工作期限為十年，檢修期間隔為三年。(4)生產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)。設(shè)計任務(wù)選擇電動機(jī)型號；確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；設(shè)計減速器；選擇聯(lián)軸器。具體作業(yè)1)減速器裝配圖一張；2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；3)設(shè)計說明書一份原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸機(jī)工作軸的轉(zhuǎn)矩T=900N.m運(yùn)輸帶工作速度V=1.2運(yùn)輸帶滾筒直徑D=360mm傳動裝置簡圖如下：二．設(shè)計要求1)選擇電動機(jī)型號；2)確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；3)設(shè)計減速器；4)選擇聯(lián)軸器。三．設(shè)計步驟傳動裝置總體設(shè)計方案電動機(jī)的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算設(shè)計V帶和帶輪1.傳動裝置總體設(shè)計方案傳動裝置由三相交流電動機(jī)，二級減速器，工作機(jī)組成。齒輪相對于軸承不對稱布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。電動機(jī)轉(zhuǎn)速較高，傳動功率大，將帶輪設(shè)置在高速級。2.電動機(jī)的選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機(jī)所需有效功率Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/(πD*9550）=900*60*1000*1.2/（3.14*360*9550）=6.00kw執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為nw=60*1000V/πD=63.69r/min效率范圍：η1：帶傳動V帶為0.95η2：圓柱齒輪為0.997級η3：滾動軸承0.98η4:聯(lián)軸器為0.99ηw：滾筒為0.99估算傳動系統(tǒng)的總功率：η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.84工作機(jī)實際需要的電動機(jī)輸出功率為：Pd=Pw/η=6.00/0.839=7.15kw又因為額定功率Pe≥Pd=7.15kw查附表6—1得：可取Pe=7.5kw電動機(jī)型號可選：Y132S2—2、Y160M—6、Y132M—4、Y160L—8查表2—1得，常用傳動比：V帶為i0=2~4圓柱齒輪為i1=2~5圓錐齒輪為i2=2~3總傳動比i=i0*i1*i1=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40n=nw*i=(18~40)×63.69=1146.42~2547.6r/min取n=1500r/min所以選Y132M—4電動機(jī)nm=1440r/min型號額定功率Pe滿載轉(zhuǎn)速nm啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩中心高HY132M—47.5kw1440r/min2.22.2132mm3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比i0為帶傳動傳動比；i1為高速齒輪傳動比；i2為低速級齒輪傳動比；總傳動比i=Nm/Nw=1440/63.69=22.61取V帶傳動比i0=3減速箱的傳動比i減=i/i0=i1×i2=7.54高速級傳動比：一般i1=（1.1~1.2）*i2，取i1=1.1×i2所以得：高速齒輪傳動比i1=2.86，低速級齒輪傳動比i2=2.64.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；η1，,η2，η3，η4依次為電動機(jī)與軸1、軸1與軸2、軸2與軸3、軸3與軸4之間的傳動效率。各軸轉(zhuǎn)速：n0=nm=1440r/minn1=nm/i0=1440/3=480r/minn2=n1/i1=480/2.86=167.83r/minn3=n2/i2=167.83/2.6=64.55r/minn4=n3=64.55r/min各軸輸入功率：P0=Pd=7.15kwP1=P0×η1=7.15×0.95=6.79kwP2=P1×η2×η3=6.79×0.97×0.98=6.45kwP3=P2×η2×η3=6.45×0.99×0.98=6.25kwP4=P3×η3×η4=6.25×0.98×0.99=6.07kwη1=ηv=0.95,η2=η齒=0.99，η3=η滾=0.98，η4=η聯(lián)=0.99各軸輸入扭矩：T0=(9550×Pd)/nm=(9550×7.15)/1440=47.42N.mT1=(9550×P1)/n1=(9550×6.79)/480=135.09N.mT2=(9550×P2)/n2=(9550×6.45)/167.83=367.02N.mT3=(9550×P3)/n3=(9550×6.25)/64.55=924.67N.mT4=(9550×P4)/n4=(9550×6.07)/64.55=898.04N.m運(yùn)動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：編號理論轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率(kw)輸入轉(zhuǎn)矩（N.mm）傳動比效率電動機(jī)14407.1547.4230.95高速軸14806.79135.092.860.97中間軸2167.836.45367.022.60.97低速軸364.556.25924.67/0.97滾動軸464.556.07898.040.995.設(shè)計V帶和帶輪電動機(jī)功率P=7.15kw,轉(zhuǎn)速n=1440r/min傳動比i0=3確定計算功率Pca由≤機(jī)械設(shè)計≥課本表8-8查工作情況系數(shù)Ka=1.2Pca=Ka×P=1.2×7.15=8.58Kw2.選擇V帶的帶型根據(jù)nm=1440r/min，由圖8—11確定選取A型普通V帶。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑Dd和驗算帶速V初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑Dd1由表8—4和8—9得，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑Dd1=160mm驗算帶速V，按式（8—13）驗算帶的速度V=π×n1×Dd1/（60×1000）=（3.14×160×1440）/（60×1000）=12.06m/s因為5m/s＜V＜25m/s,所以帶速合適。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8—15），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑Dd2Dd2=i0*98%*Dd1=3×160×98%=470.4mm根據(jù)表8—8圓整為200mm，此時帶傳動實際傳動比i0’=Dd2/Dd1=2.49確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld（1）0.7*（Dd2+Dd1）≤a0≤2（Dd2+Dd1）得：441.28mm≤a0≤1260.8mm取a0=500mm由式（8—22）計算帶所需的基準(zhǔn)長度:Ld0=2*a0+π/2（Dd2+Dd1）+（Dd2-Dd1）×（Dd2-Dd1）/4a0=2×500+3.14×630/2+310×310/（4×500）=1989.883mm帶的基準(zhǔn)長度Ld根據(jù)Ld0由表8—2，選Ld=2000mm,帶的修正系數(shù)KL=1.03（3）按式（8—23）計算實際中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2000-1989.88）/2=505.06mmamin=a-0.015Ld=475.06mmamax=a+0.03Ld=565.06mm所以中心距變化范圍475.06~565.06mm驗算小帶輪上的包角α1α1=1800-（Dd2-Dd1）×57.30/a=144.780≥1200計算帶的根數(shù)Z：計算單根V帶的額定功率PrN1=1440r/min，Dd1=160mm查表8—4得，P0=2.73kw查表8—5得，△P0=0.17kw查表8—6得，Kα=0.91查表8—2得，Kl=1.04于是Pr=（P0+△P0）*Kα*Kl=（2.73+0.17）*0.91*1.04=2.74kw（2）計算V帶的根數(shù)Z=Pca/Pr=8.58/2.74=3.13取Z=46.齒輪的設(shè)計高速齒輪傳動的設(shè)計計算輸入功率P1=6.79kw，小齒輪轉(zhuǎn)n1=480r/min，工作壽命10年。1.選定高速級齒輪的類型，精度等級，材料選用直齒圓柱齒輪；由于工作平穩(wěn)，速度不高，選用7級精度；材料的選擇：小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS；選擇小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪的齒數(shù)Z2=2.86*24=68.64，取Z2=69選取螺旋角：初選螺旋角β=1502.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式進(jìn)行計算，即確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值:1）試選Kt=1.62）由圖10-20得ZH=2.433）由圖10-20得：4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9550×1000×P1/n1=9550×1000×6.79/480=135092.71N.mm由表10—7選取齒寬系數(shù)φd=16）由表10—5，查的材料的彈性影響系數(shù)7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限。計算應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)（設(shè)每年工作時間按300天計算）由圖10—19，查的接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.95,Khn2=0.9210)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。計算1）試計算小齒輪分度圓的直徑dlt，由公式得：2)計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)mnth=2.25mnt=6.25mmb/h=11.054)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)KKA=1，根據(jù)V=1.74m/s,7級精度，由圖10—8，查的動載荷系數(shù)Kv=1.10;查得;KHβ=1.42;KFβ=1.35;KHa=KFa=1.2K=KA×Kv×KHa×KHβ=1×1.10×1.42×1.2=1.87按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得：計算模數(shù)mn按齒面彎曲強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋線影響系數(shù)3)計算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)，由表10-5查得：查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得：由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；6）由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88,KFN2=0.907）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.8）計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算：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)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取Mn=2.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=69.10mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由：取Z1=26，Z2=uZ1=26×2.86=74.36取Z2=74幾何尺寸計算（1）計算中心距所以將中心距圓整為103mm按圓整后中心距修正螺旋角β（3）（4）計算齒輪寬度圓取整后B2=70mm,B1=75mm低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選擇低速級齒輪的類型，精度等級，材料(1)選用直齒輪圓柱齒輪；(2）由于工作平穩(wěn)，速度不高，選用7級精度；材料選擇：小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS;選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒輪為Z2=24×2.60=62.40取Z2=62;（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=150按齒面強(qiáng)度設(shè)計即：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：1）試選Kt=1.62)由圖10—30，選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.4253)由圖10—26，查得計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=9550×1000×P2/n2=9550×1000×6.45/167.83=367023N.mm由表10—7選取齒寬系數(shù)：6）查表得材料的彈性影響系數(shù)7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（設(shè)每年工作時間按300天計算）9）由圖10—19，查的接觸疲勞壽命系數(shù)為：計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:計算1)小齒輪分度圓直徑dlt,由公式得2）計算圓周速度：3）計算齒數(shù)b及模數(shù)mnt：h=2.25mnt=8.84mmb/h=11.04計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.04；由查得：KHβ=1.429;KFβ=1.425;KHa=KFa=1.26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得：計算模數(shù)mn按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計：確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)：4）查表10—5取齒形系數(shù)，應(yīng)力校正：5）由圖10—20c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa由圖查的大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.887）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4計算大、小齒輪下面的值，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取Mn=2.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=101.29mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取Z1=40取Z2=100幾何尺寸計算計算中心距圓整為162mm按圓整后中心距修正螺旋角因為β值改變不多，故參數(shù)ζa1，Kβ，ZH計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪的寬度圓整后取B2=100，B1=1057.軸的設(shè)計計算高速軸：求出輸出軸上的功率P=6.79kw,轉(zhuǎn)速n=480r/min,轉(zhuǎn)矩T=135.09N.m作用在齒輪上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=71.09mm，F(xiàn)t=2T/d=3800.53NFr=Ft（tanα/cosβ）=1315.46Fa=Ft*tanβ=1268.44（3）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15—3，取A0=110又軸上有單個鍵槽，軸徑增加百分之五，取d=40mm，電動機(jī)軸的直徑為43mm，整體具有一定的協(xié)定性。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）端蓋端面距離帶輪端面30mm;初步選取軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，0組游隙，7208AC型。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=25mm;又齒輪為油潤滑，軸承為脂潤滑，添加擋油環(huán)，擋油環(huán)和軸肩長為24mm;齒輪的寬度為B=85mm,且為齒輪軸；軸承內(nèi)壁內(nèi)軸的總長為L=（84+70+24+200+17）=395mm;7)為方便軸承的安裝，軸承兩軸端做成階梯。中間軸：求輸出軸上的功率P=6.23kw,轉(zhuǎn)速n=165.45r/min,轉(zhuǎn)矩T=329.71N.m作用在齒輪上的力分度圓直徑為101.11mmFt=2T/d=6514.1NFr=2458.88NFa=Fttanβ=1789.25N中速級大齒輪：因為中速級大齒輪和高速級小齒輪嚙合，所以他們之間的大小相等，即Ft=2T/d=3505.12NFr=1332.9NFa=Fttanβ=965.78N3)初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【二】表15-3取A0=112，于是得又軸上有1個鍵槽，軸徑增加百分之五，取d=50mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）初步選取軸承軸承選用7210AC（2）又軸承為油潤滑，添加擋油環(huán)；（3)總長L=262mm(4)為使套筒能夠壓緊齒輪，軸段應(yīng)略短于輪寬度為60mm;(5)齒輪軸向采用軸肩與軸環(huán)位，軸肩高度4mm，取d=58mm。低速軸1）求輸出軸上的功率P=6.25kw,轉(zhuǎn)速n=64.55r/min,轉(zhuǎn)矩T=924.67N.m2）作用在齒輪上的力分度圓直徑為246.30mmFt=2T/d=6498.42NFr=2458.88NFa=Fttanβ=1785.15N初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。因為軸上有兩個鍵槽，軸頸增加10%—15%所以dmin=（10%+1）*48.20=53.00mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段右端需要制出一軸肩，直徑為d=65mm.選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，7213AC型。采用軸套進(jìn)行軸向定位。取安裝齒輪處的軸段d=67mm,齒輪的左軸承之間采用軸套定位，為了使軸套端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪寬度，取寬度為95mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高5mm,取d=77mm求軸上的載荷及校核對于7213AC型角接觸球軸承，a=38.9mm,簡支梁的軸的支承跨距如下L2=83.1mm,L3=119.1mm由：Ft=Fnh1+Fnh2Fnh1×L2=Fnh2×L3得：Fnh1=4177.7N，F(xiàn)nh2=2920.78NMnh=Fnh1*L2=347.8N.mFr=Fnv1+Fnv2Fnv1×L2=Fnv2×L1Ma=Fa×D/2=240.8得：Fnv1=1835.5N，F(xiàn)nv2=653.6NMv1=127.5N.mMv2=74.24N.mM1=183.07N.mM2=131.36N.m軸的載荷分布圖8.滾動軸承的設(shè)計減速器各軸所用軸承代號及尺寸名稱型號外形尺寸（cm）安裝尺寸（cm）內(nèi)徑d外徑D寬度TdaminDamaxramax高速軸7208AC40801847731中間軸7210AC50902057831低速軸7213AC6512023721132輸出軸承計算角接觸軸承7213AC的α=250，其基本額定動載荷C=85KN,基本額定靜載荷C0=74.5KN預(yù)定壽命Lh=3×300×8=7200h軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷FdFr1=3165.70N，F(xiàn)r2=1158.0N內(nèi)部軸向力：Fd1=0.68Fr1=2152.58NFd2=0.68Fr2=787.55NFac=1885N因為Fd1＜Fac+Fd2所以被“壓緊”的軸承1Fa1=Fac+Fd2=2672.44N被“放松”的軸承2Fa2=Fd2=787.55N當(dāng)量動載荷P1和P2低速軸軸承選用7213AC,由于有輕微震動，取fp=1.1,ζ=3Fa1/Fr1=0.84＞e,查表得X=0.41，Y=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.18NFa2/Fr2=e,取X=1，Y=0驗證軸的壽命因為P1＞P2，所以按軸承1的受力大小驗算L=1000000/60×n3×（C/P1)ζ=(100000/60×49.19)×(85000/3985.19)3=32.87×105hL＞＞L’所以選用軸承可滿足壽命要求。9.鍵連接設(shè)計高速軸帶輪的鍵連接根據(jù)d=35mm,查手冊得，選用A型，b×h=10×8,L=32mm中間軸齒輪的鍵連接根據(jù)d=54mm,查手冊得，選用A型，b×h=16×10,L=50mm低速軸齒輪的鍵連接1）選擇類型及尺寸根據(jù)d=67mm,查手冊得，選用A型，b×h=20×12,L=70mm（1）鍵的工作長度l及鍵與輪椅鍵槽的接觸高度kl=L-b=70-20=50mmK=0.5h=6mm2）強(qiáng)度校核此處，鍵、軸和輪椅的材料都是鋼，查表6—2，有輕微的震動，?。郐襭］=110MPaT3=884.08N.Mσp=2T3×1000/kld=87.97MPa＜［σp］鍵安全合格低速聯(lián)軸器的鍵連接選擇類型及尺寸根據(jù)d=60mm,查手冊得，選用A型，b×h=11×18,L=70mm鍵的強(qiáng)度校核鍵的工作長度l及鍵與輪椅鍵槽的接觸強(qiáng)度kL=L-b/2=61mmK=0.5*h=mm(2)強(qiáng)度校核鍵、軸及輪椅的材料都是鋼，查表6—2，有輕微震動，取［σp］=110MPaσp=2T3×1000/kld=103.04MPa＜［σp］鍵安全合格10.聯(lián)軸器的選擇類型選擇選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器11.減速器箱體及附件箱體的主要尺寸采用HT200鑄造箱體，水平剖式箱體采用外肋式結(jié)構(gòu)。箱內(nèi)壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復(fù)雜。箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸：箱座壁厚:δ=10mm箱蓋壁厚:δ1=10mm箱體凸緣厚度:b=15mm，b1=15mm，b2=25mm肋厚:箱座m=8mm，箱蓋m1=8mm地腳螺釘直徑:df=22mm地腳螺釘數(shù)目：n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：d1=20箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑：d2=10mm窺視孔蓋螺釘直徑：d4=10mm定位銷直徑：d=10mmdf,d1,d2至箱壁外距離：df=30mm,d1=30mm,d2=30mmDf,d1,d2至凸緣邊緣：df=d1=d2=26mm軸承旁凸臺高度半徑：R1=26mm箱體外壁至軸承座端面的距離：L1=66mm大齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離：Δ1=18mm齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離：Δ2=15mm軸承端蓋外徑:軸1=120mm，軸2=140mm，軸3=176mm主要附件窺視孔和視孔蓋窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進(jìn)箱體進(jìn)行檢查操作作為宜；窺視孔處應(yīng)設(shè)計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并考慮密封。b）通氣器通氣器設(shè)置在箱蓋頂部或視孔蓋上，完善的通氣器內(nèi)部制成一定曲路，并設(shè)置金屬網(wǎng)?？紤]環(huán)境因素選用了防塵性良好的二次過濾通氣器。通氣器選M22油面指示器用油標(biāo)尺，結(jié)構(gòu)簡單，在低速軸中常用，油標(biāo)尺上表示最高及最低油面的刻度線。油標(biāo)尺的安裝位置不能太低，以避免有溢出油標(biāo)尺座孔。油標(biāo)尺選用M22C）放油孔和油塞放油孔應(yīng)設(shè)置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應(yīng)該設(shè)有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池地面，以免排油不凈。選M22d)起吊裝置減速箱體沉重，采用起吊裝置起吊，在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳，為搬運(yùn)整個減速箱，在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結(jié)構(gòu)簡單，加工方便。示意圖：e）定位銷常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠(yuǎn)越可靠，因此，通常將其設(shè)置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并做非對稱布置。f）起蓋螺釘起蓋螺釘螺紋有效長度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度，起蓋螺釘直徑可用凸緣聯(lián)接螺釘直徑相同。12.潤滑密封設(shè)計齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度相對都較小，所以采用油脂潤滑。另外，傳動件齒輪侵入油中的深度要求適當(dāng)，既要避免攪油，又要充分的潤滑，油