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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机的传动装置机械设计及其自动化专业一题目3二运动参数计算4电动机选择4传动比选择5传动参数的计算6（1）各轴的转速n(r/min)的确定6（2）各轴的输入功率（KW）6（3）各轴的输入扭矩（Nm）6（4）根据以上的数据整理得下表：7三、传动零件设计7高速级齿轮传动计算7.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级7.按齿面接触强度设计8.按齿根弯曲强度设计9.几何尺寸计算11.低速级齿轮传动计算11.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级11.按齿面接触强度设计12.按齿根弯曲强度设计13.几何尺寸计算15四、链传动计算15五、联轴器的选择16六、轴的设计1
2、7估算最小直径17初选轴承：18轴的设计18.高速轴一的设计：18（1）高速轴一的结构设计：18（2）高速轴一的校核19（3）高速轴一的轴承寿命校核：22（4）高速轴一上的键的设计与校核:22.中间轴二的设计：23（1）中间轴二的结构设计：23（2）中间轴二的强度校核24（3）中间轴二的轴承寿命校核：27（4）中间轴二上的键的设计与校核:27.低速轴的三设计：28（1）低速轴三的结构设计：28（2）低速轴三的强度校核29（3）低速轴三的轴承寿命校核：31（4）低速轴三上的键的设计与校核:31七减速箱的设计32八、减速器的附件选择及说明34一 题目（1）设计一个带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开
3、式减速器。其工作条件为：连续单向运转，工作室有轻微的震动，使用期为十年（每年三百个工作日），小批量生产，两班制，输送机工作轴转速允许的误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96.（2）传动简图如下图所示： 图一.带式输送机简图1为电动机，2为联轴器，为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速级齿轮传动，6为链传动，7为输送机滚筒辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。（3）已知条件题号输送带的牵引力F/（KN）输送到的速度V/(m/s)输送带的滚筒的直径D/(mm)4B2.21.3390连续单向运转，工作室有轻微的震动；使用期为十年（每
4、年300个工作日），小批量生产，两班制；输送机工作轴转速允许的误差为5%；带式输送机的传动效率为0.96；二运动参数计算电动机选择带式输送机的效率为，= 0.96 ， 由已知条件得到工作机所需功率：= 2.9792KW高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为和，链传动的效率为，联轴器的效率为，轴承效率为我们取高速级和低速级的齿轮的精度为IT=7，查表可得：= 0.98 刚性套柱销联轴器的效率为：= 0.99 选择滚子链传动，其效率为：= 0.96 选用深沟球轴承轴承，其效率为：= 0.99 传动装置的总效率 =0.8768电动机所需功率：=3.397KW根据电动机所需的功率来选择电动机，电动机的参数
5、如下:工作功率= 4KW，满载转速= 1440r/min型号为Y112M-4的三相异步电动机轴伸出端直径= 28mm 长度E=60mm 键槽截面尺寸FGD=82428传动比选择通过已知的数据可知：（为滚筒的转速）滚筒的转速：总的传动比：取链传动的传动比为： =2.5 由传动比分配公式：。对于二级圆柱齿轮减速器，表示高速级的传动比，表示减速器的传动比。高速级的传动比为：取低速级的传动比为：=2.5设计的传动比为 =*=2.5*1.5*3.5=21.875工作轴的转速允许误差为传动参数的计算（1）各轴的转速n(r/min)的确定高速轴的转速： 中间轴的转速：低速轴的转速：滚筒轴的的转速：（2）各轴
6、的输入功率（KW）高速轴的输入功率：中间轴的输入功率：低速轴的输入功率：滚筒轴的的输入功率：（3）各轴的输入扭矩（Nm）高速轴的输入扭矩：中间轴的输入扭矩：低速轴的输入扭矩：滚筒轴的输入扭矩：（4）根据以上的数据整理得下表：轴号电动机两级圆柱减速器滚筒轴轴轴轴转速n(r/min)=1440n1=1440n2=411.43n3=164.57n4=65.83功率P(kw)P=4P1=3.96P2=3.86P3=3.74P4=3.49转矩T(Nm)26.53T1=26.263T2=89.59T3=217.03T4=524.39两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.5i23=2.5
7、i34=2.5传动效率01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96三、传动零件设计 高速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级 （1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB1009588)（4)选小齿轮齿数119，大齿轮齿数Z2i1*Z13.519=66.5,取Z2=67.按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即1).确定公式内的各计算数值(1)试选(2)计
8、算小齿轮传递的转矩 (3)由表107选取齿宽系数(4)由表106查得材料的弹性影响系数(5)由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限(6)由式1013计算应力循环次数(7)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b (4)计算齿宽与齿高之比模数 齿高 mm (5)计算载荷系数查表102可查得使用系数为=1.25根据，7级精度，由图108查得动载荷系数=1.07 由表104用插值法可查得7级精度、小齿
9、轮相对支撑非对称布置时，由和可得；故载荷系数(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数.按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式1012得 (4)计算载荷系数(5)查取齿形系数由表105查得，(6)取应力校正系数由表105查得(7)计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计
10、算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.623，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，取大齿轮齿数取。.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距将中心距圆整后取。(3)计算齿宽取.低速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级 （1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB1009588)（4)选小齿轮
11、齿数136，大齿轮齿数2212.536=90。.按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即1)确定公式内的各计算数值(1)试选(2)计算小齿轮传递的转矩 (3)由表107选取齿宽系数(4)由表106查得材料的弹性影响系数(5)由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限(6)由式1013计算应力循环次数(7)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b (4)计算齿宽与齿高之比模数 齿高 mm (5)计算
12、载荷系数查表102可查得使用系数为=1.25根据，7级精度，由图108查得动载荷系数=1.07 由表104用插值法可查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，由和可得；故载荷系数(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数.按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式1012得 (4)计算载荷系数(5)查取齿形系数由表105查得，(6)取应力校正系数
13、由表105查得(7)计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.623，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，取大齿轮齿数取。.几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算中心距将中心距圆整后取。4)计算齿宽取四、链传动计算选择材料40,50.ZG310570.热处理回火热处理硬度4050HRC无剧烈振动及冲击的链轮(1)选择链轮齿数取小链轮齿数=18取大链轮齿数=2.5*18=45(2)确定计算功率查表9-6得=1, 查图
14、9-13得=1.34,kp=1(单排链),则计算功率的(3)选择链条型号和节距根据=5.01KW, =164.57r/min 可选16A 在查表 链条节距为P=25.4mm(4)计算链节数和中心矩初选中心矩=(3050)P=(3050)*25.4,取=850mm链节数=102.2 取=100。查表中心矩计算系数=0.248585最大中心矩=846mm(5)计算链速V,确定润滑方式=1.32m/s由V=1.79m/s和链号16A查图9-14可知应采用油池润滑.(6)计算压轴力轴材料为40Cr,调质处理有效圆周力: =2833N链轮水平布置时的压轴力系数=1.15,则压轴力为=1.15*2833=
15、3528N(7)链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。根据轴的尺寸可确定链轮轴孔d=40mm，轮毂长度L=80mm，可与减速器的相关尺寸协调。(8)链轮的分度圆直径小链轮用15#钢，z=18.分度圆直径为大链轮用45#钢，z=45.分度圆直径为五、联轴器的选择选定联轴器的类型:选轴的材料为45钢，调质处理。由上文我们取：。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联
16、轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LT4（J型）弹性柱销联轴器型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L52的半联轴器。与轴配合的毂孔长度。六、轴的设计估算最小直径（1）高速轴的最小轴径的确定选取高速轴的材料为40Cr，热处理为调质。 =3040MPa由表15-3确定=100mm (按一个键槽,轴颈增大7%)考虑到弹性套柱销联轴器的规格, 取最小轴径为：（2）中间轴的最小轴径的确定选取轴的材料为40Cr，热处理为调质。 =3040MPa=10
17、0mm(考虑到一个键槽,轴颈增大7%) 取最小轴径为：（3）低速轴的最小轴径的确定选取轴的材料为40Cr，热处理为调质。 =3040MPa=100mm(考虑到一个键槽,轴颈增大7%)取最小轴径为：=31mm初选轴承：1轴高速轴选轴承为6205（2系列）深沟球轴承2轴中间轴选轴承为6207（2系列）深沟球轴承3轴低速轴选轴承为6208（2系列）深沟球轴承各轴承参数见下表：轴承代号（深沟球轴承）基本尺寸/mm基本额定负荷/kNdDB动载荷Cr静载荷Cor6205（2系列）25521514.07.886207（2系列）35721725.515.26208（2系列）40801829.518.0轴的设计
18、.高速轴一的设计： 我们选择轴的材料为40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调质处理。（1）高速轴一的结构设计：图二.高速轴的结构简图1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）：a.由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20mm。b.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为25。c.该段轴要安装轴承，我们采用两段不同的配合要求的轴25mm来使轴承便于安装，不必增大轴的轴径，则轴承选用6205（2系列）深沟球轴承，即该段直径定为25mm。d.下一段轴，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经标准化，
19、定为30mm。e.下段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的齿顶圆直径48mm。f.下一段轴安装轴承，直径为30mm。g.下一段轴要安装轴承，直径定为25mm。2).各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴连接联轴器，我们选择LT4（J型）弹性柱销联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm，该段长度定为40mm。b.下一段要安装轴承，其工作要求长度为B=16mm，考虑轴承盖零件的拆装，我们取Lb=32；同时该段还要装轴承盖和垫片，两者的高度我们取12；轴安装在轴孔中，考虑到轴孔的长度要求和轴的安装。我们取该段轴的长度为101mmc.下一段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体
20、内壁距离（采用脂润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为94mm。 d.下一段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段52mm。e.下一段轴安装轴承，以及考虑到轴承的润滑，我们取该段的长度为37mm。（2）高速轴一的校核输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力和弯矩： 圆周力为，径向力为。下图是受力简图：下面计算力、。L1=139 L2=56 L3=195（具体尺寸见图f）求垂直面的支反力：（受力简图如b图所示）求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图d所示）求水平面的支承力：（受力简图如a图所示）求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图c所示）弯矩图如图e所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把和
21、的最大值直接相加。按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）则计算得到的轴的计算应力： （3）高速轴一的轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用（我们取受力最大的轴的），我们可以知道轴一上受力最大的轴承所受到的力为：。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1故根据1轴高速轴选轴承为6205（2系列）深沟球轴承可以查得其Cr=14KN。则 因此所该轴承符合要求因此在生产过程中需要每隔6.7年换一次高速轴一的轴承。（4）高速轴一上的键的设计与校核: 根据，装键处的轮毂的长度为L=40mm，查表可以得到轴段上采用
22、键=, 采用A型普通键:故选用的键符合要求。 .中间轴二的设计：我们选择轴的材料为40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调质处理。（1）中间轴二的结构设计：图三.中间轴的结构简图1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）：a.由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴的两端装轴承，轴承的内径最小为20，并且为5的倍数，考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，所以我们取此段轴的直径为35mm。此时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。b.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为1.5mm（单侧），故此段轴的直径为38mm。c.下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直
23、径要满足标准系列，并且上一段的轴肩是非定位轴肩，我们取直径的增量为1mm（单侧）。故我们此段的直径取40mm。d.下段轴为定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为4mm(单侧)，所以该段直径为48mm。e.下一段我们安装直径为40的齿轮，此时我们取该段轴的直径为40mm。f.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为1mm（单侧），故此段轴的直径为38mm。g.考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，并且安装轴承的要求，此时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。所以我们取此段轴的直径为35mm。2)各段长度的确定：a.各段长度的确定从左到右分述如下：b.该段轴连接6208（2系列）轴承和甩油环，轴承
24、的宽度为18mm，而且甩油环的宽度为13mm，并且轴套的长度为12，还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为345mm。c.下一段要安装齿轮，其工作要求长度为B=74mm，考虑到此段的定位要求，。我们取该段轴的长度为72mmd.下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠，我们取轴肩的高度为4mm，该段轴的长度为10mm。 e.下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位，故取此段的长度为59mm。f.下一段轴连接6208（2系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为19mm，而且甩油环的宽度为19mm，定距环的长度为20以及轴承盖的长度，还考虑到轴承端盖上的螺钉的容易拆卸，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取
25、此段的长度为68mm。（2）中间轴二的强度校核（1）输入轴上的功率转矩（2）求作用在齿轮上的力 圆周力为、，径向力为、。下图是受力简图：下面计算力、。L1=70 L2=70.5 L3=56.5（具具体位置见图f）求垂直面的支反力：（受力简图如b图所示）求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图d所示）求水平面的支承力：（受力简图如a图所示）求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图c所示）弯矩图如图e所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）则计算
26、得到的轴的计算应力： （3）中间轴二的轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用（我们取受力最大的轴的），我们可以知道轴二上受力最大的轴承所受到的力为：。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1故根据1轴高速轴选轴承为6207（2系列）深沟球轴承可以查得其Cr=25。5KN。则 因此所该轴承符合要求（4）中间轴二上的键的设计与校核: 根据，装键处的轮毂的长度为L=46mm，查表可以得到轴段上采用键=。采用A型普通键:故选用的键符合要求。 .低速轴的三设计：我们选择轴的材料为40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调质处理。（1）低速轴三的结构设计：图四.低速轴的结构
27、简图1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从右向左）：a.由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴的一端装轴承，另外一端装一个链轮，链轮的直径我们取其直径为34mm，然后下一段的有一个定位轴肩，我们取定位轴肩的高度为3mm（单向），故下一段轴的直径为40mm，在这一轴段上我们安装轴承、轴承盖、甩油环、定距环等零件b.下一段轴肩为定位轴肩，我们取轴肩的高度为3mm（单侧），故此段轴的直径为46mm。c.下一段轴肩为定位轴肩，我们取轴肩的高度为5mm（单侧），故此段轴的直径为56mm。d.下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列，并且上一段的轴肩是定位轴肩
28、，我们取直径的增量为6mm（单侧）。故我们此段的直径取48mm。e.下段轴为非定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为4mm(单侧)，所以该段直径为40mm。2)各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴连接6208（2系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为17mm，而且甩油环的宽度为21mm，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为32mm。b.下一段安装定位环，此时取此段的长度为13mm。c.下一段要安装齿轮，其工作要求长度为B=46mm，考虑到此段的定位要求，。我们取该段轴的长度为44mmd.下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠，我们取轴肩的高度为4mm，该段轴的长度为
29、8mm。 e.下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位，在这里我们用套筒定位，股取此段的长度为87mm。f.下一段轴连接6207（2系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为17mm，而且甩油环的宽度为21mm，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为31mm。（2）低速轴三的强度校核（1）输入轴上的功率转矩（2）求作用在齿轮上的力 圆周力为，径向力为，压轴力为。下图是受力简图：下面计算力、。L1=70.5 L2=127.5 L3=113.5（具具体位置见图f）求垂直面的支反力：（受力简图如b图所示）求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图d所示）求水平面的支承力：（受力简图如a图所示）求并绘制水
30、平面弯矩图：（弯矩简图如图c所示）弯矩图如图e所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）则计算得到的轴的计算应力： （3）低速轴三的轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用（我们取受力最大的轴的），我们可以知道轴三上受力最大的轴承所受到的力为：。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1故根据1轴高速轴选轴承为6207（2系列）深沟球轴承可以查得其Cr=29.5KN。则 因此所该轴承符合要求.因此我们在生产过程中
31、对于低速轴三需要每隔1.9年换一次轴承（4）低速轴三上的键的设计与校核: 根据，装键处的轮毂的长度为L=74mm，查表可以得到轴段上采用键=。采用A型普通键:在这里我们取键的材料为钢。故选用的键符合要求。 综上所述，我们可以得到在轴上安装的键槽的尺寸如下表所示：代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）材料高速轴6632（圆头）2026326.263铸铁中间轴12840（圆头）4028489.59铸铁12870 (圆头)34584217.03铸铁低速轴10863（圆头）43534524.39钢综上所述，我们可以得到在轴上安装的轴承如下：轴承代号（深沟球轴承）基本尺寸/mm基本
32、额定负荷/kN需要更换的时间（年）dDB动载荷Cr静载荷Cor6205（2系列）25521514.07.8856207（2系列）35721725.515.2无需更换6208（2系列）40801829.518.01.9七减速箱的设计箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。材料选为HT150。箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻及使用等方面要求进行设计。铸铁减速器箱体结构尺寸之一 名称符号圆柱齿轮减速器箱座壁厚a:高速级与低速级的中心矩0.025a+3=5.625 8mm箱盖壁厚10地脚螺拴直径16地脚螺拴数目4铸铁减速器箱体结构
33、尺寸之二名称符号尺寸关系箱座凸缘厚度1.5=15箱盖凸缘厚度 1.5=15箱座底凸缘厚度2.5=25轴承旁连接螺拴直径0.75=16箱盖与箱座连接螺拴直径(0.50.6)=10连接螺拴 的间距150200mm轴承盖螺钉直径轴承40、35 为 8;轴承25 为 6视孔盖螺钉直径8定位销直径8凸台高度46.5外箱壁至轴承座端面距离16+18+5=40大齿轮顶圆与内箱壁距离12箱盖肋厚8齿轮端面与内箱壁距离12八、减速器的附件选择及说明1.轴承润滑及其密封采用脂润滑由于减速器的d*n最大值为 (脂润滑的临界dn值)，故可以选择脂润滑、油润滑。我们在这里选择脂润滑。转速最高轴1的转速为： 所以可选毡圈密封2.视孔和视孔盖确定检查孔尺寸为为120， ， ， =箱体宽-50=150， 螺钉数， 3.通气器的选用选择简易式通气器；4.游标的选用选用游标尺，尺寸为：5.油塞的选用六角螺塞及封油圈尺寸：6.吊钩吊耳的选用吊钩尺寸为： 吊耳尺寸为: d=20，R=22，e=18定位销尺寸确定定位销直径可取（为凸缘上螺栓的直径）长度应大于分箱面凸缘的总厚度。起盖螺钉的确定为便于开启箱盖，在箱盖侧边的凸缘上装一个启盖螺钉。取的螺钉。
