毕业设计带式输送机传动装置设计.doc

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1、i设计题目： 带式输送机传动装置设计一级闭式圆柱齿轮减速器 设计计算说明书动力 系 指导教师完成日期： 2012 年 月 日目录第1章 设计任务书1第2章 传动装置的总体设计 2.1 传动方案的分析及拟定 2.2 选择电动机 2.3 计算总传动比和分配传动比 2.4 计算传动装置的运动和动力参数第3章 传动零件的设计计算 3.1 箱内传动件的设计 3.2 箱外传动件的设计第4章 轴的设计和校核第5章 滚动轴承的选择和计算第6章 键连接的选择和校验第7章 联轴器的选择第8章 减速器的结构设计 8.1 减速器的箱体设计 8.2 减速器的附件设计第9章 减速器的润滑和密封 9.1 减速器的润滑 9.

2、2 减速器的密封参考文献 第一章： 设计任务书一、 设计课题：带式输送机传动装置二、 设计要求（1） 设计用于带式输送机的传动装置。（2） 连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，输送带允许误差为5% 。（3） 使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。三、 原始技术数据 数据组编号 3 运输带卷筒所需功率P （KW） 3.4 运输带卷筒工作转速n (r/min) 74 卷筒中心高H (mm) 300四、 设计任务（1） 设计一级闭式圆柱齿轮减速器。（2） 完成装配图一张（A0或A1），零件图两张。（3） 编写设计说明书（12，000字以上）。五、 设计方案 电动机联轴器一级闭式圆柱齿轮减速器开式

3、齿轮传动运输带 第二章： 传动装置的总体设计2.1 传动方案的分析及拟定合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传递功率、转速及运动方式）的要求。另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。工作场地、工作时间）相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧湊，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。合理安排和布置传动顺序是拟定传动方案中的另外一个重要环节由题目所知传动机构类型为：一级闭式圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证本传动方案的特点：即可满足传动比的要求，且成本较低，减速器横向尺寸较小，结构较简单，中心距较小，两轴的径向尺寸相对较大。 2.2 选择电动机（1） 选择电动机的类型和

4、结构形式 按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。（2） 确定电动机的功率所需电动机的输出功率为：Pd=Pw/工作机所需的工作功率为：Pw=P卷筒=3.4 KW电动机至运输带之间的总效率（包括工作机效率）为：=13345按表2-3确定各部分效率为：联轴器效率1=0.99，滚动轴承（一对）效率2=0.99，一级圆柱齿轮减速器效率3=0.98，圆柱齿轮传动4=0.96，传动滚筒效率5=0.96，则：=0.99（0.99）30.980.960.96=0.87所以 Pd=Pw/=3.40.87=3.91 KW （3） 确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为：nw=n卷筒=74 r/mi

5、n按表2-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动的传动比i1=35，一级圆柱齿轮减速器的传动比ia=35，则总传动比的合理范围为i=925，故电动机转速的可选范围为 nd=inw=(925)74=6661850 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min。现以同步转速750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种方案进行比较。根据功率及转速，查附录5得到电动机相关参数，并将计算出的总传动比列于表2.1中。 表2.1 电动机数据及总传动比方案电动机型号额定功率/KW电动机转速/(r/min)电动机质量m/kg总传动比i同步

6、转速满载转速1Y160M1-847507201509.732Y132M1-6410009607512.973Y112M-44150014404919.46 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及总传动比，可知方案2比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M1-6。2.3 计算总传动比和分配传动比（1） 计算总传动比 i=nm/nw=96074=12.97（2） 分配传动比 由表2-2取圆柱齿轮传动的传动比i1=3.6，则一级圆柱齿轮减速器的传动比ia为 ia=i/i1=12.973.6=3.62.4 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴的转速由式（2-8）（2-10）得 轴： n=nm=

7、960 r/min 轴： n=n/i1=9603.6=267 r/min卷筒轴： nw=n/i2=2673.6=74 r/min（2） 各轴的输入功率由式（2-11）（2-13）得 轴： P=Pd01=3.910.99=3.87 KW 轴： P= P12= P23=3.870.990.98=3.75 KW 卷筒轴： Pw= P23= P24=3.720.990.96=3.56 KW（3） 各轴的输入转矩由式（2-17）计算电动机轴的输出转矩Td为 Td=9550Pd/nm=95503.91960=38.90 Nm由式（2-14）式（2-16)得其他各轴的输入转矩为轴：T=9550P/n=955

8、03.87960 = 38.50 Nm轴：T=9550P/n=95503.75267=134.13 Nm卷筒轴： Tw= 9550Pw/nw=95503.5674=459.43 Nm运动和动力参数的计算结果列于表2.2中，供以后的设计计算使用。表2.2 各轴的运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i电动机轴3.9138.8938.9096013.63.6轴3.8738.50960轴3.75134.13267滚筒轴3.56459.4374 第三章： 传动零件的设计计算 3.1 箱外传动件的设计开式圆柱齿轮传动的设计计算 （1） 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选

9、用45钢调质，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通齿轮传动，由机械设计基础7-7选择9级精度。（2） 按齿根弯曲疲劳强度设计 由于开式齿轮传动的润滑条件较差，磨损比较严重，常因过度磨损而引起弯曲折断，而且一般不会发生疲劳点蚀。所以设计时只需按弯曲强度设计，又两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（7-22）求出m值，确定有关参数与系数。齿数z1取小齿轮的齿数z1=20，则大齿轮齿数z2=z1i=203.6=72。载荷系数K查表7-10取K=1.1。转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551063.75267=1.34105 Nmm。许用弯曲应力F由图

10、7-26查得Flim1=205 MPa,Flim2=190 MPaN1=60njLh=6026711036582=9.36108N2=N1/i=9.361083.6=2.6108由图7-23查得YN1=YN2=1。由表7-9查得SF=1.3。由式（7-16）得F1=YN1Flim1/SF=2051.3=158 MPaF2=YN2Flim2/SF=1901.3=146 MPa齿形系数YF由表7-12查得YF1=2.81，YF2=2.27。应力修正系数YS由表7-13查得YS1=1.56，YS2=1.75。由式YFYS/F得YF1YS1/F1=2.811.56158=0.0277YF2YS2/F2

11、=2.271.75146=0.0272取较大者。齿宽系数d因开式齿轮传动为悬臂布置，而齿面又为软齿面，故由表7-14选取d=0.3。故m1.26三次根号下KT1YFYS/dz1F=1.26三次根号下1.11.341052.811.560.320158=4.09mm考虑到齿面磨损对强度的影响，故将所求得的模数加大15%,即m=4.09115=4.70 mm由表7-2取标准模数m=5 mm。（3） 主要尺寸计算d1=mz1=520=100 mmd2=mz2=572=360 mmb=dd1=0.3100=30mm经圆整后取b2=30 mm,b 1=b2+5=35 mm。 a=12m(z1+z2)=0

12、.55 2072=230 mm（4） 按齿面接触疲劳强度校核由式（7-19）求出H,如HH，则校验合格。确定有关系数与参数：许用接触应力H由图7-25查得Hlim1=560 MPa,Hlim2=530 MPa。由图7-24查得ZN1=1.15，ZN2=1.22。由表7-9查得SH=1。由式（7-15）可得H1=ZN1Hlim1/SH=1.15560/1=644 MPaH2=ZN2Hlim2/SH=1.22530/1=647 MPa材料的弹性系数ZE查表7-11取ZE=189.8根号下MPa。故 H=3.52ZE根号下KT1u1bd1u=3.52189.8根号下1.11.341053.61301

13、003.6=529 MPaH1=644 MPa 齿面接触疲劳强度校核合格。（5） 验算齿轮的圆周速度vV=d1n1/601000=3.1410026760000=1.39 m/s由表7-7可知，选9级精度是合格的。（6） 几何尺寸计算及结构设计齿顶高ha=ha*m=15=5 mm 齿根高hf=ha*c*m=10.255=6.25mm全齿高h=2ha*c*m=210.255=11.25mm顶隙c=c*m=0.255=1.25mm基圆直径db1=d1cos=100cos20=93.97mm db2=d2cos=360cos20=338.29mm齿顶圆直径da1=d12ha=10025=110mm

14、da2=d22ha=36025=370mm齿根圆直径df1=d12hf=10026.25=87.5mm df2=d22hf=36026.25=347.5mm齿距p=m=3.145=15.7mm齿厚s=p2=15.72=7.85mm齿槽宽e=p/2=15.7/2=7.85mm因为小齿轮的齿顶圆直径da=110mm200mm,大齿轮齿顶圆直径da=310mm在200mm500mm之间，所以小齿轮采用实体式结构，大齿轮采用腹板式结构。轴孔直径d=50mm轮毂直径D1=1.6d=1.6100=160mm轮毂长度L=B2=30mm轮缘厚度=3m=35=15mm轮缘内径D2=d22h2=mm,取轮缘内经D

15、2=mm腹板厚度c=0.4B2=0.430=12mm腹板中心直径D=0.5D1D2=0.5100360=230mm腹板孔直径d0=0.25D2D1=0.25360100=65mm,取d0=65mm齿轮倒角n=0.5m=0.52=13.2 箱内传动件的设计闭式圆柱齿轮传动的设计计算 （1） 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用40Cr调质，硬度为240260HBS；大齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS。因为是普通减速器，由7-7选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3 um。（2） 按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用机械设计基础式（7-20）求出d1值，确定有关参数

16、与系数。转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551063.87960=3.85104 Nmm。载荷系数K及材料的弹性系数ZE查表7-10取K=1.1，查表7-11取ZE=189.8根号下MPa。齿数z1和齿宽系数d取小齿轮的齿数z1=25，则大齿轮齿数z2=90。因一级齿轮传动为对称布置，而齿面又为闭式软齿面，故由表7-14选取d=1。许用接触应力H由图7-25查得Hlim1=700 MPa,Hlim2=560 MPa。N1=60njLh=6096011036582=3.36109N2=N1/i=3.361093.6=9.33108由图7-24查得ZN1=0.95，ZN2=1.15。由表

17、7-9查得SH=1。由式（7-15）可得H1=ZN1Hlim1/SH=0.95700/1=665 MPaH2=ZN2Hlim2/SH=1.15560/1=644 MPa故 d1三次根号下KT1(u+1)/du3.52ZE/H=三次根号下1.13.85104 3.6113.63.52189.8665=37.94 mm m=d1/z1=37.94/25=1.52 mm由表7-2取标准模数m=2 mm。（3） 主要尺寸计算d1=mz1=225=50 mmd2=mz2=290=180 mmb=dd1=150=50 mm经圆整后取b2=50 mm,b 1=b2+5=55 mm。 a=12m(z1+z2)

18、=0.522590=115 mm（4） 按齿根弯曲疲劳强度校核由式（7-21）求出F,如FF，则校验合格。确定有关系数与参数：齿形系数YF由表7-12查得YF1=2.65，YF2=2.22。应力修正系数YS由表7-13查得YS1=1.59，YS2=1.79。许用弯曲应力F由图7-26查得Flim1=580 MPa,Flim2=205 MPa。由表7-9查得SF=1.3。由图7-23查得YN1=YN2=1。由式（7-16）得F1=YN1Flim1/SF=5801.3=446 MPaF2=YN2Flim2/SF=2051.3=158 MPa故 F1=2KT1bmz1YF1YS1=21.13.851

19、04502252.651.59=71.38 MPaF1=446MPa F2=F1YF2YS2YF1YS1=71.382.221.792.651.59=67.32 MPaF2=158 MPa。齿根弯曲疲劳强度校核合格。（5） 验算齿轮的圆周速度vV=d1n1/601000=3.145096060000=2.51 m/s由表7-7可知，选8级精度是合格的。（6） 几何尺寸计算齿顶高ha=ha*m=12=2 mm 齿根高hf=ha*c*m=10.252=2.5mm全齿高h=2ha*c*m=210.252=4.5mm顶隙c=c*m=0.252=0.5mm基圆直径db1=d1cos=50cos20=46

20、.99mm db2=d2cos=180cos20=169.14mm齿顶圆直径da1=d12ha=5022=54mm da2=d22ha=18022=184mm齿根圆直径df1=d12hf=5022.5=45mm df2=d22hf=18022.5=175mm齿距p=m=3.142=6.28mm齿厚s=p2=6.282=3.14mm齿槽宽e=p/2=6.28/2=3.14mm表3.1 直齿圆柱齿轮传动参数表名称小齿轮大齿轮中心距a/mm115传动比i3.6模数m/mm2齿顶高ha/mm2齿根高hf/mm2.5全齿高h/mm4.5顶隙c/mm0.5齿槽宽e/mm3.14齿距p/mm6.28齿厚s/

21、mm3.14分度圆直径d/mm50180基圆直径db/mm46.99169.14齿顶圆直径da/mm54184齿根圆直径df/mm45175材料及齿面硬度42SiMn调质，硬度为220260HBS40Cr调质，硬度为240260HBS齿数z2590（7） 齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的实体式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下： 第4章 轴的设计和校核（一） 齿轮轴的设计（1） 选择轴材料选用45钢，正火，查机械设计基础表11-1得1=55 MPa，取A=115。（2） 估算轴的最小直径dA三次根号下P/n=115三次根号下3.87960=18.30 mm因最小直径与联轴器

22、配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即d=18.30105%=19.22 mm，选弹性柱销联轴器，取其标准内孔直径d=22mm。（3）轴的结构设计如图所示，采用齿轮轴结构，齿轮两侧为轴承的定位轴肩，接着是轴承。左端轴承从左侧装拆，右端轴承从右侧装拆。最左端为联轴器，右端为联轴器的定位轴肩。确定轴的各段直径 与联轴器相连的轴段为最小直径，取d7=22 mm；联轴器定位轴肩的高度取h=2 mm,则d6=26 mm；选6206型轴承，则d1=d5=30 mm；轴承定位轴肩的高度取h=3 mm，则d2=d4=36 mm；与齿轮配合的轴段直径d3=50 mm。轴上零件的轴向尺寸及其位置联轴器宽度b=38

23、 mm,轴承宽度B1=16 mm,齿轮宽度B2=55 mm,联轴器右端与端盖左端面的距离为30 mm,轴肩为10 mm，轮廓宽度与轴段长度之差=2 mm。与之对应的轴的各段长度分别为L1=16 mm,L2=10mm,L3=55mm,L4=10mm,L5=16mm,L6=50 mm，L7=36mm。轴承的支承跨度为：L=L1L2L3L4=91mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向齿轮的分度圆直径d1=50 mm;作用在齿轮上的转矩T1=38.50 Nm，则圆周力Ft=2T1/d1=238.50100050=1540 N径向力Fr=Fttan=1540tan20=560.51 N轴向力Fa=0则受力

24、简图，如图4.1所示。（5） 求轴长支反力水平面的支反力：FAH=FBH=Ft/2 =15402=770 N垂直面的支反力：FAV=FBV=Fr/2=560.51/2=280.26 N（6） 画弯矩图水平平面的弯矩：MCH=FAHL/2=77091/2=35035Nmm竖直平面的弯矩：MCV1=MCV2=FAVL/2=280.2691/2=12751.83 Nmm合成弯矩M C=根号下MCHMCV=根号下3503512751.83=37283.51 Nm 则弯矩图，如图4.2所示。（7）画转矩图，如图4.3所示。T=9.55106Pn=9.551063.87/960=38498.44Nmm（8

25、）画当量弯矩图，如图4.4所示。转矩按脉动循环，取a=0.6,则aT=0.638498.44=23099.06 NmmMeC=根号下MCaT=根号下37283.5123099.06=43859.17 Nmm（9）判断危险截面并验算强度由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为MeC=43859.17 Nmm。由式（11-4）d三次根号下Me0.11=三次根号下43859.170.155=19.98 mm而该危险截面的设计直径为50mm,所以强度足够。（二） 输出轴的设计（1）选择轴材料 选用45钢，正火，查机械设计基础表11-1得1=55 MPa，取A=115。（2）估算轴的最小直径d

26、A三次根号下P/n=115三次根号下3.75267=27.75 mm因最小直径与外伸端齿轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%。即d=27.75105=29.14mm，取齿轮内孔直径d=30mm。（3） 轴的结构设计如图所示，齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定。齿轮和左端轴承从左侧装拆，右端轴承从右端装拆。确定轴的各段直径与外伸端齿轮相连的轴段为最小直径，取d7=30 mm;外端齿轮的定位轴肩高度取h=2mm,则d6=34 mm选6207型轴承，则d1=35 mm;与齿轮配合的轴段直径d2=45 mm;右端齿轮定位轴环的高度取h=5mm，则d3=55mm

27、;右端轴承定位轴肩的高度取h=3.5 mm，则d4=42mm;右端选6207型轴承，则d5=35 mm。轴上零件的轴向尺寸及其位置外伸端齿轮宽度B=40 mm，轴承宽度B1=17 mm，齿轮宽度B2=50 mm，轴承端盖宽度为20 mm，外伸端齿轮的左端面与端盖的右端面距离为30 mm，轮廓宽度与轴段长度之差=2 mm，轴肩为10 mm。与之对应的轴的各段长度分别为L1=27 mm,L2=48mm,L3=7mm,L4=10mm,L5=17 mm,L6=50 mm,L7=38 mm。轴承的支承跨度为：L=L1L2L3L4=92 mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向齿轮的分度圆直径d2=180 m

28、m;作用在齿轮上的转矩T2=134.13 Nm，则圆周力Ft=2T2/d2=2134.131000180=1490.33 N径向力Fr=Fttan=1490.33tan20=542.44 N由于是直齿圆柱齿轮传动且选用深沟球轴承则Fa=0，则受力简图，如图4.5所示。（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：FAH=FBH=Ft/2 =1490.332=745.17 N垂直面的支反力：FAV=FBV=Fr/2=542.44/2=271.22 N（6）画弯矩图水平平面的弯矩：MCH=FAHL/2=745.1792/2=34277.82Nm

29、m竖直平面的弯矩：MCV=FAVL/2=271.2292/2=12476.12 Nmm合成弯矩MC=根号下MCHMCV=根号下34277.8212476.12=36477.70 Nmm 则弯矩图，如图4.6所示。（7）画转矩图，如图4.7所示。T=9.55106Pn=9.551063.75/267=134129.21Nmm（8）画当量弯矩图，如图4.8所示。转矩按脉动循环，取a=0.6,则aT=0.6134129.21=80477.53 NmmMeC=根号下MCaT=根号下36477.7080477.53=88358.67 Nmm（9）判断危险截面并验算强度由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当

30、量弯矩最大值为MeC=88358.67 Nmm。由式（11-4）d三次根号下Me0.11=三次根号下88358.670.155=25.23 mm考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%，则d=26.49mm，而该危险截面的设计直径为45mm,所以强度足够。 第5章 滚动轴承的选择和计算根据条件，轴承的预计寿命Lh1036582=58400小时（一）齿轮轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=560.51 N。（2） 求轴承应有的径向基本额定动载荷值C=P/fT（60nLh/106)1560.5116096058400/106)13=8398

31、.37 N（3） 选择轴承型号由机械设计基础实训指导附录6，选用6206型轴承 Cr=19.5 kN由机械设计基础式（12-7）Lh=10660n（fTCP=10660960119.51000560.513=73100858400所以预期寿命足够，此轴承合格。（二）输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=542.44 N（2）求轴承应有的径向基本额定动载荷值C=P/fT（60nLh/106)1=542.4416026758400106)13=5305.30 N（3）选择轴承型号由机械设计基础实训指导附录6，选用6207型轴承 Cr

32、=25.5 kN由机械设计基础式（12-7）得Lh=10660n（fTCP=10660267125.51000542.443=648489458400所以预期寿命足够，此轴承合格。 第6章 键连接的选择和校验（1） 齿轮轴与联轴器连接采用平键连接此段轴径d1=22 mm,L1=36 mm，查机械设计基础表10-7得，选用A型平键：键 66 GB/T 1096 L=L1-b=36-6=30 mm T=38.50 Nm h=6mm根据式（10-13）得P=4T/dhl=438.50100022630=38.89 MPaP=110 MPa（2）输出轴与齿轮连接采用平键连接轴径d2=45 mm，L2=

33、48 mm，T=134.13 Nm，查机械设计基础得，选用C型平键：C键14 9 GB/T 1096 L=L2-b=48-14=34 mm h=9 mm根据式（10-13）得P=4T/dhl=4134.13100045934=38.96 MPaP=110 MPa（3） 输出轴外伸端与齿轮连接采用平键连接轴径d3=30 mm,L3=38 mm,T=134.13 Nm,查机械设计基础得，选用C型平键：C键87 GB/T 1096 L=L3-b=38-8=30 mm h=7 mm根据式（10-13）得P=4T/dhl=4134.13100030730=85.16 MPaP=110 MPa 第7章 联

34、轴器的选择（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。（2） 载荷计算计算转矩 Tc=KT=1.338.50=50.05 Nm式中：K为工作情况系数，由机械设计基础表10-10查得K=1.3。（3） 型号选择 根据TC，轴径d，轴的转速n，查机械设计基础实训指导附录4标准GB/T 50142003，选用HL1-J1型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=160 Nm, 许用转速n=7100 r/min ,故符合要求。 第8章： 减速器的结构8.1 减速器的箱体设计 减速器箱体是减速器的重要组成部分，减速器箱体由箱座和箱盖两部分组成，用以支持和固定轴

35、系零件，保证转动件的运转、润滑，实现与外界的密封；箱体材料选用灰口铸铁，HT150，具有良好的铸造性减振性。（1） 箱体壁厚应合理 为了保证箱体的强度并减轻质量，避免浇不足、冷隔等缺陷，减小铸造中产生缩孔、缩松的倾向，采用较薄的断面或带有加强肋的薄壁铸件。（2） 箱体铸件壁的连接和圆角 箱体的壁厚力求均匀，因结构需要不能达到厚薄均匀，则各部分不同壁厚的连接要逐渐过渡，可以有效地消除热烈缺陷。（3） 箱体轴承座孔的结构 为了提高轴承座处的连接刚度，箱体轴承座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，为此轴承座孔附近应做出凸台，其高度要保证安装时有足够的扳手空间。（4） 在箱体上采用加强肋 为了使箱体有足够的刚

36、度，在箱体上采用加强肋，并使轴承座部分的壁厚适当加大，采用外肋加强肋。（5） 箱座底部的结构为了提高减速器箱体的刚度，箱座底凸缘位置的宽度超过箱体内壁。（6） 改进妨碍箱体铸件拔模的结构 为了便于拔模，铸件沿拔模方向设有拔模斜度；在沿拔模方向的表面上尽量减少凸起结构；尽量将铸件表面上几个凸起结构连成一体，便于木模的制造和造型。减速器箱体的主要结构尺寸名称符号尺寸（mm）尺寸（mm）箱座壁厚8箱盖壁厚18箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d1M12盖与座连接螺栓直径d2M8连接螺栓d2的距离 l 126轴承端盖螺钉

37、直径d3M8观察孔盖螺钉直径d4M6定位销直径dM12df，d1, d2至外箱壁距离C122, 18, 14df， d2至凸缘边距离C220, 12轴承旁凸台半径R120,12凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离l1 50，34大齿轮顶圆与内箱壁距离112齿轮端面与箱体内壁距离2 10箱盖、箱座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D282，97轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以与端盖螺栓互不干涉为准，一般s=D+（22.5）d1箱座深度Hd132箱座高度H150箱座宽度Ba由内部传动件的位置结构及壁厚确定8.2 减速器的附件设计（

38、一） 轴承盖和套杯为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭，选用凸缘式轴承盖，采用铸铁件。利用套杯固定轴承轴向位置，使轴承的固定、装拆更为方便，还可用来调整支承的轴向位置。（二） 观察孔盖板 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开观察孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。观察孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。（三） 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或观察孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。（

39、四） 油面指示器 为检查减速器内的油池油面的高度及油的颜色是否正常，经常保持油池内有适量的能使用的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位安装油面指示器。最低油面为传动件正常运转的油面，最高油面由传动件浸油的要求来决定。选用的油面指示器为游标尺。（五） 油塞 为在换油时便于排放污油和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用油塞将放油孔堵住。（六） 定位销为保证每次拆装箱盖时仍保持轴承座孔制造加工时的精度，在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。（七） 启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至

40、二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。（八） 螺纹、螺纹连接件及紧固件箱体与箱盖常用螺纹连接，箱内组件使用紧固件加以固定。名称功用数量材料规格螺栓安装端盖45.6级M1260 GB/T5782螺栓联接机箱、机座35.6级M840 GB/T5782螺栓固定机座45.6级M1645 GB/T5782螺栓固定视孔盖48.8M610 GB/T5782销定位235钢GB/T 117-1999垫圈调整安装365MnGB/T 93-1987垫圈调整安装465MnGB/T 93-1987螺母固定安装4