二級減速器課程設計

1、一、任務題目2：設計帶式運輸機傳動裝置已知條件：（1）運輸帶工作拉力； （2）運輸帶工作速度； （3）滾筒直徑； （4）工作機傳動效率； （5）輸送帶速度允許誤差為5%； （6）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； （7）工作環(huán)境：室內工作，濕度和粉塵含量為正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度為35度； （8）要求齒輪使用壽命為8年（每年按300天計）； （9）生產(chǎn)批量：中等。 （10）動力來源：電力，三相交流，電壓380v。傳動方案：如圖1所示。設計工作量：（1）建立組成減速器的各零件的三維模型及減速器裝配模型； （2）減速器裝配圖1張（a0或a1圖紙）； （3）零件工作圖1張（同一設計小組的各個

2、同學的零件圖不得重復，須由指導教師指導選定）； （4）設計計算說明書1份。圖1二.電動機的選擇1.傳動方案分析傳動方案：電機帶傳動兩級圓柱齒輪（斜齒或直齒）減速器工作機給定條件：由電動機驅動，運輸帶工作拉力為7.5kn，運輸帶速度為1m/s，滾筒直徑為400mm要求：工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作10-16小時減速器類型選擇：選用二級展開式圓柱齒輪減速器方案分析：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象?？傮w傳動

3、簡圖：輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。1.1電動機的選擇計算 按工作條件和要求選用一般用途的y系列三相異步電動機，臥式封閉。1.2電動機容量計算工作機所需功率按式（2-2）計算 式中 f=7500n, v=1.0m/s，工作機效率為0.96，代入上式得： =kw=7.8125kw電動機的輸出功率按式（2-1）計算 式中為電動機至工作機軸的傳動總效率。 由式（2-4）可知，=0.950.990.990.990.970.970.98=0.849故=9.20kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需略大于即可。查表10-2中y 系列

4、電動機技術的數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為11kw。1.3確定電動機轉速工作機軸轉速為 =r/min=47.77 r/min按表2-4推薦的各級傳動的傳動比范圍：v帶傳動比范圍二級圓柱齒輪傳動比范圍（8-40），則總傳動比范圍是（2-4）（8-40)=16-160，可見電動機轉速可選范圍為： （16160）47.77 r/min=764.327643.2r/min。 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種，考慮到重量和價格，由表10-2選常用的同步轉速為1500 r/min的y系列三相異步電動機y160m-4，其滿載轉速=1

5、460r/min。 相異步電動機。其相關尺寸如下表：型號額定功率滿載轉速同步轉速電動機中心高外伸軸直徑和長度y160m-411kw14601500160422.計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比2.1傳動裝置總傳動比 2.2.分配傳動裝置各級傳動比由式（2-13）可知，為使帶傳動的外廓尺寸不致過大，取傳動比，則齒輪傳動比 因為，分別為高、低速級傳動比。所以。3.計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)3.1各軸轉速高速軸1軸轉速 r/min中間軸2轉速 r/min運輸軸3轉速 r/min工作機軸4轉速 r/min3.2各軸功率高速軸1功率 中間軸2功率 輸出軸3功率 工作機軸4功率 3.3各軸轉矩

6、電動機軸轉矩 高速軸1轉矩 中間軸2轉矩 運輸軸3轉矩 工作機軸4轉矩 軸名 參數(shù)電動機軸高速軸1中間軸2輸出軸3工作機軸4轉速1460584146.747.8047.80功率1110.4510.039.639.34轉矩71.95170.89652.941923.981866.05傳動比2.53.983.071效率0.950.990.970.98三、v帶的選擇計算1.確定設計功率 由表5-6查k=1.2 2.選擇v帶型號 根據(jù)和，由圖5-7取用b型v帶。3.選擇帶輪d和d由表5-7，查取b型v帶d=125mm，應使d。考慮小帶輪轉速不是很高，結構尺寸又無特別限制，故選d=180mm。驗算帶速v

7、 13.75m/s帶速在525m/s之間，也不過低，d選擇合適。 d=450mm參考表5-8給出的帶輪基準直徑系列，取d=450mm。轉速誤差 4.確定中心距和帶長l設計條件中沒有限定中心距，故可初選中心距，由式（5-18） 0.7（d+）得 441mmmm初選 帶長 l查表5-3，取l中心距的調整范圍： 5.驗算小帶輪包角 由式（5-4） ,合適6.確定v帶根數(shù) 按式（5-21）， 由表5-5查得p。由表5-10查得。由表5-9查得k。由表5-3查得k。代入求根數(shù)公式，得 取，符合表5-7推薦的輪槽數(shù)。7.確定初拉力f由式（5-22），f查表5-4，q=0.17kg/m。 f8.計算作用在軸

8、上的壓力f 四、齒輪的選擇和計算（一）1.選擇齒輪材料和熱處理、精度等級因是一般用途的齒輪傳動，齒輪材料可選用45鋼，傳遞功率不大，且對結構尺寸無嚴格要求，可選用軟齒面齒輪傳動，參考表6-2，選小齒輪調質，小齒輪齒面硬度230-240hbs；大齒輪正火，齒面硬度190-200hbs。精度為8級。2.選取齒輪齒數(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，可以多選些，初選=27，107.46取，傳動比i。初選=15。3.按齒面接觸疲勞強度設計 對閉式軟齒面齒輪轉動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度設計，校核翅根彎曲疲勞強度。 確定式中個項數(shù)值：因載荷平穩(wěn)，可初選載荷系數(shù)k；t由表6-6，選取由表6-

9、5，查得z;由圖6-14，查得;由式6-7， =1.88-3.2(cos15=1.67=2.07由圖6-13，查得zz由式（6-12），n n由圖6-15查得，z由圖6-16d，按小齒輪齒面硬度230240hbs均值235hbs，在mq線和ml中間（適當延長mq和線）查得同理，由圖6-16c查得取s=取設計齒輪參數(shù)。將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得 = =79.5mm修正d由表6-3查得由圖6-7查得由圖6-10查得k由表6-4查得k則k=kkkk=1.01.151.151.4=1.85 由表6-1，選取第一系列標準模數(shù)。齒輪主要幾何尺寸：圓整中心距，取則54083.821mm取b。4.校

10、核齒根彎曲疲勞強度計算當量齒輪端面重合度由機械原理可知：cos由式（6-13），由圖6-28，查得y;30119由圖6-19、6-20按z查得y2.51，yyy由圖6-21，查得y,y由圖6-22c，按小齒輪齒面硬度均值235hbs,在ml線（適當延長）上查得同理，在圖6-22b上，查得取;將確定出的各項數(shù)值代入彎曲強度校核公式，得齒根彎曲疲勞強度足夠（二）1.選擇齒輪材料和熱處理、精度等級因是一般用途的齒輪傳動，齒輪材料可選用45鋼，傳遞功率不大，且對結構尺寸無嚴格要求，可選用軟齒面齒輪傳動，參考表6-2，選小齒輪調質，小齒輪齒面硬度230-240hbs；大齒輪正火，齒面硬度190-200h

11、bs。精度為8級。2.選取齒輪齒數(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，可以多選些，初選=27，82.89取，傳動比i。初選=15。3.按齒面接觸疲勞強度設計 對閉式軟齒面齒輪轉動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度設計，校核翅根彎曲疲勞強度。 確定式中個項數(shù)值：因載荷平穩(wěn)，可初選載荷系數(shù)k；t由表6-6，選取由表6-5，查得z;由圖6-14，查得;由式6-7， =1.88-3.2(cos15=1.66=2.07由圖6-13，查得zz由式（6-12），n n由圖6-15查得，z由圖6-16d，按小齒輪齒面硬度230240hbs均值235hbs，在mq線和ml中間（適當延長mq和線）查得同理，由

12、圖6-16c查得取s=取設計齒輪參數(shù)。將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得 = =122mm修正d由表6-3查得由圖6-7查得由圖6-10查得k由表6-4查得k則k=kkkk=1.01.01 1.151.4=1.63 由表6-1，選取第一系列標準模數(shù)。齒輪主要幾何尺寸：圓整中心距，取則1212111.926mm取b。4.校核齒根彎曲疲勞強度計算當量齒輪端面重合度由機械原理可知：cos由式（6-13），由圖6-28，查得y;3092由圖6-19、6-20按z查得y2.51，yyy由圖6-21，查得y,y由圖6-22c，按小齒輪齒面硬度均值235hbs,在ml線（適當延長）上查得同理，在圖6-22

13、b上，查得，取s將確定出的各項數(shù)值代入彎曲強度校核公式，得齒根彎曲疲勞強度足夠附表： 小齒輪直徑不大，采用普通齒輪，大齒輪直徑較大，采用孔板式結構。兩齒輪數(shù)據(jù)高速級齒輪傳動低速級齒輪傳動名稱符號結果名稱符號結果模數(shù)3模數(shù)4齒數(shù)27107齒數(shù)2783傳動比3.98傳動比3.07分度圓83.82332.18分度圓111.93344.07齒頂圓89.82344.38齒頂圓119.93352.07齒根圓76.32324.68齒根圓101.93334.07中心距208中心距227齒寬8580齒寬115110注：上表中所示的腹板式齒輪數(shù)據(jù)名稱結構尺寸經(jīng)驗計算公式高速級大齒輪低速級大齒輪轂孔直徑由軸的齒輪段

14、直接確定輪轂直徑輪轂寬度腹板最大直徑板孔分布直徑板孔直徑腹板厚度五、滾動軸承的選擇與校核計算（1） 、中間軸的設計和計算（2軸）1、 軸的材料選擇和最小軸徑的計算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，熱處理方法為調質處理。由表8-1查得，。2、 軸的功率，轉速，轉矩; ;3、 最小軸徑的選定 按扭轉強度條件設計，計算軸的最小軸徑由式8-2，由表8-3取 計算出44.97；??；又因為該軸段安裝軸承，因此查表選取軸承，選取的軸承代號為：30209尺寸為4、 軸的結構設計1. 各軸段軸徑的確定最小軸徑，該軸段軸徑取決于軸承尺寸，高速級大齒輪段軸徑，兩齒輪間的軸環(huán)段，用于齒輪的軸肩定位，低速級小齒輪軸

15、段，與2、 各軸段長度的確定圓錐滾子軸承處軸段長度，由圓錐滾子軸承、擋油環(huán)和套筒的尺寸確定，=49mm；其中高速級大齒輪段的長度，軸環(huán)處軸段的長度，mm低速級小齒輪段的長度，低速級小齒輪厚度滾動軸承處軸段，該軸結構與其中擋油環(huán)的寬：軸的結構如圖：由上可得箱體內腔寬度為：15+12.5+80+115+10=232.5mm.5、 局部結構設計1、 高速級大齒輪處鍵的選擇根據(jù)結構和工況，選擇鍵的類型為a型普通圓頭平鍵，其特點為固定良好由該軸的軸徑與輪轂寬度選定鍵的尺寸為鍵槽深度：軸處標記為gb/t 1096鍵鍵的校核:對于普通平鍵連接，只需要進行擠壓強度計算查表得，按載荷性質為靜載荷材料為鋼選擇=1

16、20150mpa確定式子中的參數(shù)鍵的輪轂接觸高度，=5mm鍵的工作長度，軸的直徑，所以計算出=125mpa滿足擠壓強度校核，適合選用。2、 低速級小齒輪處鍵的選擇 與高速級大輪處鍵的選擇一樣，選擇鍵的類型為a型普通圓頭平鍵 由該軸的軸徑與輪轂寬度選定 鍵的尺寸為mm 鍵槽深度：軸處 標記為gb/t 1096鍵 鍵的校核： 對于普通平鍵鏈接，只需要進行擠壓強度計算 查表得，按載荷性質為輕微沖擊材料為鋼選擇=100120mpa 確定式子中的參數(shù) 鍵與輪轂接觸高度，mm； 鍵的工作長度，； 所以計算出 滿足擠壓強度校核，適合使用。6、 軸的校核 1、軸的力學模型的建立 軸上力的作用點的位置和支點跨距

17、的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則在齒輪寬度的中間點，因此決定兩齒輪力的作用點位置 按彎扭合成強度條件計算 由軸的結構可以定出其簡支梁的模型，其支撐距離為 2、求齒輪所在截面b,c的 3、畫出軸的簡圖 為了方便將軸上作用力分解到水平面和垂直面內進行計算，取集中力作用于軸上零件寬度中點。 對于支反力的位置，由軸承的類型和分布方式不同而確定。 4、計算軸上的外力 1、齒輪的圓周力 其中d為高速級大齒輪分度圓直徑； 低速級小齒輪所承受的圓周力， ,其中d為低速級小齒輪分度圓直徑； 2、齒輪的軸向力 高速級大齒輪所承受的徑向力； n 低速級小齒輪所承受的徑向力； 3、齒輪的軸向力 高速級大齒輪 低俗

18、級小齒輪77 5、求支反力 1、水平面內支反力 由 得 =6768.124n 由 得n 2、垂直面內的支反力 由 得 由 得n6、 計算軸的彎矩并畫出彎矩圖 1、水平面內的彎矩 2、水平面內的彎矩 3、合成彎矩 7、 畫出轉矩圖8、 計算并畫出當量彎矩圖 轉矩按不變計算，取得： 所以彎矩圖 對軸進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度由軸的材料查出，=60mpa 所以軸的強度足夠。7、 軸承的校核 軸承屬于30209圓錐滾子軸承，因此 因軸承只受到徑向載荷，其當量動載荷為其中取 工作時軸承工作溫度120c,所以選溫度系數(shù) 所以計算出 =1.14400.91n=4841n 取進行

19、校核 又由工況，計算出 通過計算，其中c為圓錐滾子軸承30209的基本額定動載荷：c=67.8kn所以軸承滿足強度校核。（2） 、輸入軸的設計和計算（1軸）。 1、軸的材料選擇和最小軸徑的估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，熱處理方法為調質處理。 2、軸的功率p，轉速n，轉矩t ; ; 3、最小軸徑的選定按扭轉強度條件設計，計算軸的最小軸徑 由式8-2，由表8-3，取a=110;計算出又因為該段軸上有一個鍵槽，所以 4、軸的結構設計 1、最小軸徑，由于該軸段與大軸段相連，可適當增大軸徑，取。 為伸出段，為帶輪起軸肩定位作用，圓錐滾子選取30209，其尺寸為：mm。 軸承的定位軸肩，計算出

20、。 軸環(huán)段，為齒輪定位，mm。 安裝高速級小齒輪，。 滾動軸承段軸徑，。 2、各軸段長度的確定 大帶輪所在的軸段，。 選。 滾動軸承處軸承長度，由滾動軸承、擋油環(huán)和套筒的尺寸確定，。其中，軸承的寬：b=19mm，擋油環(huán)的寬：。 根據(jù)箱體內腔寬度確定， 定位軸肩，適當取值，。 齒輪軸長，,高速級小齒輪厚度。 該結構與相同，其中，軸承的寬：擋油環(huán)的寬：套筒長度： 軸的結構圖：5、 局部結構設計 1、大帶輪處鍵的選擇根據(jù)結構和工況，選擇鍵的類型為a型普通圓頭平鍵，其特點為固定良好由該軸的軸徑與輪轂寬度選定鍵的尺寸為鍵的深度：軸處標記為gb/t 1096鍵鍵的校核：對于普通平鍵連接，只需要進行擠壓強度

21、計算查表得，按載荷性質為輕微沖擊和材料為鋼選擇=100120mpa確定式子中的參數(shù)鍵與輪轂接觸高度，鍵的工作長度，軸的直徑，所以計算出取聯(lián)軸器適用。 考慮到安全問題，該段軸受扭矩比較大，根據(jù)最小軸徑選用聯(lián)軸器的軸徑為65mm 標記為：hl5彈性注銷聯(lián)軸器5、 軸的結構設計 1、最小軸徑，該軸段軸徑取決于聯(lián)軸器的尺寸，。 dmm。 又查機械手冊，選取圓錐滾子軸承 30216，其尺寸為。 定位軸肩，。 。 mm 2、各軸段長度的確定 聯(lián)軸器所在軸段的長度，根據(jù)聯(lián)軸器的長度確定， 由端蓋，墊圈油封的尺寸，還有考慮到方便安裝聯(lián)軸器的注銷，選l墊圈油封的型號：墊圈 75 jb/zq 4606-1997

22、軸承段，由軸承、擋油環(huán)和套筒的尺寸確定，。 軸承的寬度：b=26mm，擋油環(huán)的寬： 其中軸承的寬度：b=26mm，擋油環(huán)的寬：軸的結構6、 局部結構設計 1、聯(lián)軸器處鍵的選擇 根據(jù)結構和工況，選擇鍵的類型為c型普通單圓頭平鍵 由該軸的軸徑選定 鍵的尺寸為 鍵槽深度:軸處 標記為gb/t 1096 鍵 鍵的校核： 對于普通憑平鍵連接，只需要進行擠壓強度計算 查表得，按載荷性質為輕微沖擊和材料為鋼選擇 確定式子中的參數(shù) 滿足擠壓強度校核，適合使用2、 齒輪處鍵的選擇 根據(jù)結構和工況，選擇鍵的類型為a型的普通圓頭平鍵 由該軸的軸徑選定 鍵的尺寸為 鍵槽深度： 查表得，按載荷性質為清楚沖擊和材料為鋼選

23、擇確定式子中的參數(shù)所以計算出滿足擠壓強度校核，適合使用。六、聯(lián)軸器的選擇七、箱體及其附件的設計 (一) 、箱體設計 (單位mm)名稱符號減速器型式及尺寸/mm齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑16聯(lián)接螺栓d2 間距150軸承端蓋螺釘直徑10窺視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑 8df、d1、d2、至外箱壁距離16d1、d2至凸緣側邊的距離14軸承旁凸臺半徑20凸臺高度35箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內箱壁距離16齒輪端面與內箱壁距離16軸承座加強肋厚度、8、8軸承端蓋外徑140軸

24、承旁聯(lián)接螺栓距離140(二) 附件的設計1、窺視孔：主要作用是檢查齒輪的嚙合情況和潤滑情況，還可以往此處灌注潤滑油。窺視孔的位置應該放置于齒輪嚙合區(qū)的上方。窺視孔應為凸起結構，以便區(qū)分加工面。窺視孔蓋一般為鋼板或鑄件，其與窺視孔端面結合表面要進行機械加工，安裝時用螺釘緊固在箱蓋上，并加墊片密封。結構示意圖如下：rb2b1b窺視孔和窺視孔蓋參數(shù)設計 參考130頁機械設計課程設計表15-1 代號與名稱表達式數(shù)值備注窺視孔的長度：a無取a=200mm查表15-1，根據(jù)齒輪嚙合位置選擇窺視孔蓋的長度：為窺視孔蓋上螺釘直徑，窺視孔蓋上兩螺釘?shù)闹行木嚅L度：無窺視孔蓋的寬度：無窺視孔的寬度：bb=130mm

25、為窺視孔蓋上螺釘直徑，窺視孔螺釘在寬度上的中心距：無窺視孔上的螺紋孔：m68取m8根據(jù)螺釘選擇窺視孔蓋的倒圓角：r510取8mm無窺視孔蓋的高度：h無取10mm自行設計2、 軸承端蓋設計：1) 為了方便調整軸承的間隙，并且要密封性良好，所以采用凸緣式軸承端蓋，其結構如下圖所示：.2) 軸承端蓋的設計表格軸承端蓋外徑軸承蓋外徑結果采用凸緣式軸承蓋低速軸軸承蓋127中間軸軸承蓋127高速軸軸承蓋145軸承端蓋設計參考131頁機械設計課程設計表15-3 單位：mm公式輸入軸端蓋中間軸端蓋輸出軸端蓋軸承外徑d727290螺釘直徑 101010111111979711570708862628012212

26、2140121212131313161616b555444b1、d1詳見密封3、 油面指示裝置油標尺：參照機械設計課程設計47頁油標尺的作用是觀測箱體內潤滑油的儲存情況，使油面保持適當高度。為了方便觀察，油標尺常設置在油面較穩(wěn)定的低速級齒輪附近，設計時應該注意油標座孔的加工工藝性和裝配使用的方便性。結構參數(shù)： 油標尺參數(shù)設計參考機械設計課程設計131頁表15-5 單位：mmhabcdm16416635128526224、 外六角螺塞和封油墊：參照機械設計課程設計47頁用于更換潤滑油以及清洗箱體時排出油污的需要，在箱座底部設有排油孔。油塞的作用就是封堵排油孔。排油孔應設置在油池最低處，其結構設計

27、要保證排油徹底而且加工工藝性良好。在這里使用外六角螺塞和封油墊，結構和參數(shù)：外六角螺塞和封油墊結構參數(shù)設計參考機械設計課程設計132頁表15-8 單位：mmdesllham16x1.51719.61712232263（2） 起吊部分結構設計：參照機械設計課程設計48頁吊環(huán)螺釘、吊鉤和吊耳均設置在減速器箱體上，是搬運移動減速器的起吊裝置。按減速器重量選用。（1） 吊環(huán)螺釘及沉孔的尺寸：參照135頁表15-13估算減速器重量w：；其中分別為高速級和低速級的中心距查課程設計表15-13，假設減速器的質量為3.0kn，而一般情況下吊環(huán)螺釘只用來吊運箱蓋，所以假設箱蓋質量最大值為3.0/2=1.5kn，

28、選用雙螺釘起吊。結構參數(shù)：吊環(huán)螺釘及沉孔參數(shù)設計參考機械設計課程設計134頁表15-11 單位：mm參數(shù)值dm12 max13.1 min11.6取=1228 max29.1 min27.6取=28 max11 min9.6取=10l22（參考）52h266r1a3.5b14173.5單螺釘最大起重力4雙螺釘最大起重力2（3） 參照機械設計課程設計48頁吊耳和吊鉤：吊鉤或者吊耳是沿減速器長度方向在箱體上直接鑄出來的。在箱座結合凸緣以下部位鑄出的吊鉤，可用來搬運減速器整體；而在箱蓋上鑄出的吊鉤或吊耳是用來吊運減速器的箱蓋，一般不能吊運整臺減速器。結構參數(shù)： 吊耳和吊鉤參數(shù)設計參考機械設計課程設計

29、130頁表15-2 單位：mm參數(shù)表達式值備注b無取b=45吊環(huán)寬度，可取為凸緣的寬度，但不少于40hh=（0.81.2）b算出h=45無hh=0.4h算出h=18無bb=算出b=16為箱壁厚，8d取d=16無rr=（11.2）d算出r16無ee=（0.81）d算出e=16無c取c=42無算出=64無rr=0.25b算出r=10.5無（4） 參照機械設計課程設計48頁定位銷：定位銷主要作用是保證軸承座孔的鏜制和裝配精度，需要在箱體結合凸緣上安裝兩個。通常將定位銷設置在箱體長度的對角方向，相距盡量開一些，這樣才能保證定位精度。采用b型圓柱銷。一般有效長度為d=(0.70.8)d2(d2為凸緣聯(lián)接

30、螺栓直徑)結構參數(shù)：定位銷參數(shù)設計參考機械設計課程設計113頁表12-2 單位：mm參數(shù)值備注d16根據(jù)箱體所定的定位銷直徑a2無c3無l（圓柱銷）34根據(jù)箱體凸緣厚度選定，凸緣厚度為24mm5、 啟蓋螺釘：在需要打開減速器箱體時，拆卸掉聯(lián)接螺釘后，先擰動啟蓋螺釘頂起箱蓋，然后才能搬移。啟蓋螺釘設置在箱蓋兩側邊凸緣上，數(shù)目為2個。這里的啟蓋螺釘選用外六角螺栓，按a級全螺紋選擇并且在釘桿端部制成圓頭。結構參數(shù)：啟蓋螺釘參數(shù)設計參考機械設計課程設計103頁表11-14 單位：mm參數(shù)值備注dm16無16無s14無k16無6、 通氣塞：通氣塞的作用是排除箱體內的熱膨脹氣體，一邊維持箱體內外的壓力平衡，保持箱體的密封性。通氣塞常設在箱體的最高處或窺視孔蓋上。通氣塞參數(shù)設計參考機械設計課程設計132頁表15-6 單位：mmddslla25.422281546八、潤滑、密封設計潤滑1. 軸承的潤滑方式的選擇根據(jù)轉速選擇油潤滑，潤滑油根據(jù)126頁表14-1選擇l-an全損耗系統(tǒng)用油（gb 443-1989）中的l-an 22潤滑油。2. 密封標準件機械設計課程設計128頁和41根據(jù)軸速選擇氈圈油封公式輸入軸端蓋輸出軸端蓋軸徑d3045氈圈d4561d12944b178溝槽d04460d03146b67裝配視圖：爆炸視圖