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1、机械设计基础课程设计名称：二.级直齿轮减速器学院：机械工程学院专业班级：机自学生姓名：学号：指导老师：成绩：201月0日书目机械设计课程设计任务书1应完成的工作任务2一、绪论3二、确定传动方案4三、机械传动装置的总体设计43.1 选择电动机43.1.1 选择电动机类型43.1.2 电动机容域的选择43.1.3 电动机转速的选择53.2 传动比的安排错误!未定义书签.3.3 计算传动装Ja的运动和动力参数6各轴的转速：6各轴的输入功率：6各轴的输入转矩：6整理列表7四、齿轮的设计74.1 齿轮传动设计（1、2轮的设计）74.1.1 尚轮的类型74.1.2 尺面接触强度较合84.1.3 按轮齿弯曲
2、强度设计计算104.2 齿轮传动设计（3、4齿轮的设计）124.2.1 齿轮的类型124.2.2 按尺面接触强度较合134.2.3 按轮齿弯曲强度设计计算14五、轴的设计及联轴器的选择17（一）轴的材料选择和最小直径估算17（二）轴的结构设计和联轴罂的确定171. 1轴结构的设计和联轴器2的确定172. H轴结构的设计193. 川轴结构的设计和联抽器4的确定20六、轴的校核21轴（中间轴）的力学模型的建立211、轴上力的作用点位置的和支点跨距的确定212、计算轴上的作用力幡误!未定义书签。3、计算支反力错误!未定义书筌.4、绘制转矩、弯矩图错误!未定义书签.5、弯扭合成强度的校核错误!未定义书
3、签。七、键的选择和校核26八、滚动轴承的选择和校核错误!未定义书签.九、机座箱体机构尺寸的设计错误!未定义书签.十、减速器附件的选择及简要说明2901.检查孔与检查孔盖29102油塞、油标.和透气孔2910.3 吊环螺钉的选择2910.4 定位销3010.5 启盖螺钉30十一、减速器泡滑与密封3011.1 润滑方式3011.2 密封方式30十二、设计总结31十三、参考文献32机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计用于带式输送机传动用的二级直齿圆柱齿轮减速器给定数据及要求：1 .运输工作拉力：F=7KN;2 .运输带工作速度:V=1.1m/s;3 .滚筒效率：=0.96;设计一用于带式运输机上
4、的两级圆直齿轮减速器。载荷平稳，连续单向运动运转，两班制工作，工作环境室内，灰尘较大，环境圾高温度35度左右：运用折旧期8年，4年一次大修：制造条件及生产批量,一般机械小批量生产。1电动机2.4一弹性联轴器3一二级圆柱齿轮减速器5皮带6轴衬二级圆柱齿轮器简图二、应完成的工作：1 .减速器装配图1张（Ao图纸）。2 .零件工作图2张（高速轴、齿轮3）.3 .设计说明书1份.指导老师:20013年月日一、绪论减速器的类别、品种、型式许多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是依据所采纳的齿轮齿形、齿麻曲线划分：减速罂的品种是依据运用的须要而设计的不同结构的减速制：减速器的型式是在
5、基本结构的基珈上依据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较困难，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：一匀称栽荷；一中等冲击载有；一强冲击载荷.减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动奘理，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。我们通过对减速器的探讨与设计，我们能在另一个角度了解减速耦的结构、功能、用途和运用原理等，同时，我们也能将我们所学的学问应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学
6、的学问，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到许多学问。1.1选题的目的和意（本页作废）一、绪论减速器的类别、品种、型式许多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种,减速器的类别是依据所采纳的齿轮齿形、齿廓曲线划分：减速器的品种是依据运用的须要而设计的不同结构的减速涔：减速器的型式是在基本结构的基础上依据齿而硬度、传动级数、山轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较困难，对减速器的影响很大，是减速落选用及计尊的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的数荷状态，通常分为三类：一匀称载
7、荷；一中等冲击我荷；一强冲击载荷。减速罂是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置.并称为增速器。我们通过对减速器的探讨与设计，我们能在另一个角度了解减速涔的结构、功能、用途和运用原理等，同时，我们也能将我们所学的学问应用丁实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的学问，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说,这是个很典型的例子，能从中学到许多学问，二、确定传动方案依据工作要求和工作环境，选择绽开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作牢靠、传递效率高、运用维护便利、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因
8、此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。三、机械传动装置的总体设计3.1 选择电动机3.1.1 选择电动机类型电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y系列般用途的全封闭自扇冷取笼型三相异步电动机。3.1.2 电动机容量的选择1.工作机所须要的功率为:Fv1OOO(kW)其中:工,=7000N,v=mstFv1000(kW)=70001.110=UkW2、电动机的输出功率凡为电动机至滚筒轴的传动装置总效率。弹性联轴器的效率q=0.99，齿轮传动效率%=097,滚动轴承效率773=0.98,滚筒效率=0.96,从电动机到工作机输送带间的总效率为：n=/砌*=K=0.9920.9
9、720.9830.96=0.8333、电动机所需功率为：P77/=i=-=9.244W0.833因我荷平稳，电动机额定功率匕只需略大于月即可，查,机械设计实践与创新B表19-1选取电动机额定功率为1味卬。3.1.3 电动机转速的选择滚筒轴工作转速:6104vrD60000X1.I3.14x400r/min=52.5rnin通常选用同步电机转速100OMnin和1500rmin两种作比较,方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比!YI60M6IIKW1000rmin970r.min18.46I1.YI60M4IIKW1500rmin1460rmin27.79综合考虑为使传动装置机构紧潴，选
10、用同步转速100()Hmin的电机.型号为YI60M6,满载转速4”=970rUnin,功率I1.KW。3.2 传动比的安排Ci=看裂=18.462,安排传动比考虑两级齿轮涧滑问题，两级大齿轮应当有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4.取4=1.4g则：1.=JmF=1.4x18.46=5.08;/18.46R-5.08=3.63*3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴的转速：I轴=,“=970rmin：“轴2得=黑=d90.94min：In轴=52.5r/min；S23.63滚筒转速等于In轴转速。3.3.2各轴的输入功率：I轴=%=924x0.99=
11、9.1.5Aw;H轴G=E,小=9.15X0.97X0.98=8.7Ok卬.HI轴R=4小/=8.70x0.970.98=8.27hv：卷筒轴P4=序;因4=827x0.99x0.96=8.02Aw3.3.3各轴的输入转矩：I轴T=9550-=9550=90.08N11；I97()H轴Ty=9550-=9550-=435.14/V-m;-%190.94pQ97川轴7；=9549=9550=1504.35/Vm；，452.5滚筒轴7；=7；3.3.4整理列表轴名功率PAw转矩T1.Nm转速/(rmin)I9.1590.08970I1.8.70435.14190.94I1.1.8.271504.3
12、552.5四、齿轮的设计4.1 齿轮传动设计（1、2轮的设计）4.1.1 齿轮的类型I、依照传动方案，本设计选用二级绽开式直齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器,运转速度不高，三机械设计基础表11-2,选用8级精度。3、材料选择：小齿轮材料为45钢，齿面硬度为235HBS,接触疲惫强度极限b“im=550MP,弯的疲惫强度极限OV=380MP：调制处理.大齿轮材料为45钢表面正火，齿面硬度为I90HBS,接触疲惫强度极限,nim=390.八弯曲疲惫强度极限FE=325MPa*4、选小齿轮齿数z=24；则z2=Zi=24x5.08=H21%=1.227122齿数比/=.=5.083z1.24
13、4.1.2 尺面接触强度校合、“底巴百(1)取载荷K=1.6(2)由机械设计基础表107,选齿宽系数%=1(3)机械设计基础表10-6杳的材料的弹性影响系数Z=189.8个MPa(4)由机械设计基础式1013,计算应力循环次数M=60M=609701.(283658)=2.72X109Ni2.72XIO9u5.083=5.3510s(5)由6机械设计基础式1019取解除疲惫系数KHN1.=O92犬口=。.95(6)计算解除疲惫许用应力取失效概率为1%，平安系数S=1.由式1012得EJ=K/和口血=092X550=506MPaS1.1.2=K鹭:限2=1.05390P=409.5M&2,计算(
14、1)试克小齿轮的分度圆直径4,.代入口中的较小值。IJ1690.081035.083+1z189.8d2.32x权()-=77.345nn,15.083409.5(2)计算齿轮例周速度i，=叫g60x100()3.1477.34597060x1()00=3.9261/s(3)计算尺宽bb=ddt=77.345/?/(4)计算尺宽与尺高之比-h模数，“=%=卫生=3.223mmZ1.24出高h=2.25wf=2.253.223=7.251=77.345-7.251=10.67（5）计算载荷系数依据速度v=3926ms,8级精度，由图108直得幼载系数八，=1.12,直齿轮，kHa=kFa=,由表
15、10-2杳得运用系数KA=I,由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮对轴非对阵布置，K如=1.463,由t=1.0.67.Kw=1.463.杳图1013得Kw=I.4故我荷系数K=KAKVKHaKHiM（6）按实际的我荷系数校正所得分度圆直径，得77.34531=77.9841.6(7)计算模数?=包=卫理=3.249-Z,244.1.3 按轮齿弯曲强度设计计算1、按齿根涔曲强度设计，由式105得弯曲强度的设计公式7里沁dZh-2、杳6机械设计基础表10-18取弯曲疲惫寿命系数，KFN1.=U92=0923、计算弯曲疲惫许用应力取港曲疲惫平安系数S=1.41KFNIbFE1.0.9x380C
16、zIdrQAdnr1.=一r,-=244.29Mpa1.MS1.4.2=Kfn/fe?=092x325=?157MPaS1.44、计算教荷系数K=KRKVKFGKF=11.1511.4=1.615、查取齿形系数包6机械设计基础表105得：yi=2.65,YFa2=2.166、查取应力校正系数S6机械设计基础图10-5得：Ysa1.=1.58,Ysa2=1.817、计算大小齿轮4并加以比较244.29S图=0018306皿12213.57YMJ=2.65x1.58=0.01714所以对大齿轮进行弯曲强度计-算。21.69().O8d312420.018306=2.1Omm对比计算结果，由齿面接触
17、疲惫强度计算设计的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计克的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决下弯曲强度所确定的承载实力，而齿面接触疲惫强度所确定的承战实力，仅与齿轮宜径仃关，可取有弯曲强度兑得的模数2.10并就近圆整为标准值加=2.5，按接触疲惫强度算得得分度圆直径4=77.984,钵出小齿轮囱数779R4Z=上空=31.19=311 2.5Z2=315.08=157.481578、几何尺寸计尊分度圆直径4=Z=31X2.5=77.5，小？d2-Z2Wi=1572.5=392.5non,（Z.+Zft（31+157）x2.5CU中心曲a=1.=23522齿轮宽度b=id1.=Ix77.984=77.
18、98478,加所以B2=JSmmB1=83高速轴齿轮尺寸表:序号名称符号计算公式及参数选择1模数m2.5mm2分度圆直径4必77.5mm392.5mm3传动比65.084齿顶高,2.5mn5齿根高/3.125mm6全齿高h5.625mm7顶隙C0.625mm8齿顶圆直径%d(282.5mm3975mm9齿根圆直径d1.d271.25mm386.25mmIO中心距a235Em4.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）4.2.1 齿轮的类型1、依照传动方案，本设计选用二级绽开式直齿恤柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，三机械设计基础表11-2,选用8级精度。3、材料选择：小齿轮材料为45
19、钢,齿面硬度为235HBS,接触疲惫强度极限b“im=550MP4,弯曲疲惫强度极限（T4=38OMP”;调制处理。大齿轮材料为45钢表面正火，齿面硬度为190HBS.接触疲惫强度极限f1.im=39OM/，八弯曲疲惫强度极限*E=325MPa4、选小齿轮齿数Z3=35:WIJz4=Zyi2=353.63=127.051277|27齿数比w=-=3.629354.2.2 尺面接他强度校合132偌军!而（I）取教荷K=I6（2）由机械设计基础表107,选齿宽系数“=IO）机械设计基础B表106查的材料的用性影响系数Z=189.8MPfZ（4）由机械设计基础式IO-13,计算应力循环次数/V3=6
20、0n2I,1.=601.90.94IX（283658）=5.35IO8Mi5.35XIOs.“科N4=-=1.471（u3.63（5）由机械设计基础式1019取解除疲惫系数KMV3=1.05K/N4=1.13（6）计尊解除极惫许用应力取失效概率为1%,平安系数S=1.由式1012得uy=21=,0555。MPa=5775MPaSw1.=K型MjmA=,13x390M以=440.7MPaS2、计算（1）试算小齿轮的分度例直径4r，代入口中的较小值。d3t2.323.63440.7让算齿轮圆周速度V=60x10003.141.27.ISx190.9460.1000=.27ms1.6x435.14X
21、1.(T3.63+1J89.8x2E1.o)”=127.18（3）计算尺宽bb=tdy1.=127.18zz（4）计算尺宽与尺高之高7h模数叫=&=迎=3.634Z335齿i=2.25/jf=2,253.634=8.176迎=6555h8.176（5）计芽我荷系数依据速度V=I.27，叭,8级精度，由图Io-8查得动我系数H=I.06,直齿轮,k1.fa=kra=.由表10-2查得运用系数KA=I.由表104用插值法查得8级精度，小齿轮对轴非对阵布斑，KHp=1.348.Eh=15.555.Ku=1.348.查图1013得Ke=1.37故载荷系数K=K八KVKHaKA加=1.429（6）按实际
22、的载荷系数校正所得分度切直径，得4=&，柠=127.18J胃=122.477”(7)计算模数=虫=0您=3.499“Z3354.2.3 按轮齿弯曲强度设计计算1、按齿根弯曲强度设计，由式105得弯曲强度的设计公式栏2、S机械设计基础表10-18取弯曲疲惫寿命系数，KFN3=0.92Kfn4=0.953、计兑弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4心小酮=O堂380=2497”1.FS1.44、计算我荷系数K=KAKVK1.-Kr=1.1.061.1.37=1.45225、杳取齿形系数三机械设计基础表105得：Yfcc3=2.45,YFa4=2.166、查取应力校正系数查机械设计基础图o-5
23、得：Ysa3=1.65,Ysa4=1.817,计算大小齿轮带午并加以比较Ir1.=245165=0.0169249.71215.89y44.=21.6181.=0.01811所以对大齿轮进行弯曲强度计算。21.429435.14x10001811=2639,V1352对比计算结果，由齿而接触疲惫强度计算设计的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载实力，而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲强度算得的模数2.639并就近冽整为标准值=按接触疲惫强度算得得分度网直径4=122477，算出小齿轮齿数122.47740.84
24、1Z4=413.63=148.81498、几何尺寸计算分度网直径dy=Zytn=413=123/?d4=Z4/:=1493=44711vn、*(Z,+Z4)11(41+149)3oe中心距=ir-=28522齿轮宽度b=t1.di=I123=123所以B=123mm=128低速轴齿轮尺寸表:序号名称符号计算公式及参数选择1模数m3mm2分度圆直径123mm447nm3传动比A3.634齿顶高丸3mm5齿根高h,3.75mm6全齿高h6.75mm7顶隙C0.75mm8齿顶圆直径d小%129min453min9齿根圆直径d八d,2II5.5nn439.5mmIO中心距a285mm五、轴的设计及联轴
25、器的选择（一）轴的材料选择和最小直径估算依据工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：dmn=A。初算轴颈时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有个键槽时，d增大5%7%,两个健槽时，d增大10%15%值由所引用教材衣15-3确定：I轴4“=126I1.轴Am=120In轴43=11226.63I轴dImin=)4min=dInin(1+7%)=28.49mmmin=(2min=42.86nmIn轴d3min=4o331.=1I2x.=60.4884min=d3nin（1+7%）=64.72mn（一）抽的结构设计和联轴港的确定I
26、、1轴（高速轴）轴的直径确定及联轴器2的确定联轴器的计算转矩Tc=Kf,杳表14,考虑到轴的转矩改变小，故%=K在=90Q8X查标准GB门50142（X）3或手册，选用T1.6型弹性套柱销供轴器，其公称转矩为25ON.m,电动机的型号为YI60M-6,杳手册电动机的外伸轴颈为42mm,d=42mm,d最小直径，安装联轴器：密封段，依据轴向定位，高h(0.07).1.)41.以及宓封圈的标准(拟采纳毡圈)JBZZQ46061986h=0.0842=2.94mm2=50/?/：d3段装轴承，3=55mm,轴承用6311,深沏球轴承，dDB55I2O29:14过度轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于
27、2n,深沟球轴承采纳脂润滑，号虑到挡油盘的轴向定位.d4=63mm;齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，采纳齿轮结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢,调制处理：ds处深沟球轴承处，6=&3=55?？各釉段长度的确定I：由联轴器1.=84mn确定：/“=80Inn1.，12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，/12=5O7W3:由深沟球轴承，挡油型及袋配关系等确立，1.3=50nunu:由装配关系，箱体结构等确立，4=140mm/15：由高速及小齿轮宽度=83mm，16：由深沟球轴承，挡油盘及装配关系等确立，6=5OmmI轴结构图2、I1.轴(中间轴)的结构设计(1)各釉段的直
28、径确定4n段为最小直径段，安装深沟球轴承，滚动轴承选择6309,其尺寸为XOx8=45X1005?x25?，J2i=45mm：422低速级小齿轮轴段，f22=55mn:J23轴环,依据齿轮的轴向定位要求，23=70mm;爵速级大齿轮轴段，4；4=55mm,4S轴段安装深沟球轴承，25=（2）各轴段长度的计算修：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，21=50mm/22：由低速级小齿轮的轮毂孔宽度A=I28确定,722=123”Z23:轴间宽度/23=15”，24：由高速级大齿轮的轮毂孔宽度用=78确定，/24=761111/25：由深沟球轴承，挡油里及装配关系等确立，“5=A1.=50H轴结构
29、图3、In轴（低速轴）的结构设计及联轴器4的确定（I）各抽段直径的碑定联轴器的计算转矩Tc=KJ3,查表14一1,号虎到轴的转矩改变小，故KA=I.3Tn=KTy=1.3I5O4.35=1955.655Njn直标准GB/T5014-1984或手册，选用H1.6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315ON.m,孔径4=70./,=142，：d3最小直径，安装联轴器，4i=d=70：dyi，密封段，dy2=15mm：d33段装轴承，轴承用6216,深沟球轴承，dXDxB=80X140X26mm.J33=J=80/ww：J14过度轴段，J34=90/?：小5轴间，依据齿轮的轴向定位要求，4s=00”:“
30、36低速轴大齿轮段，“36=85：网7轴承段，411=33=8（）。（2）各轴段长度的确定31:由联轴器1.=107mm确定，31=105mm/32：由箱体结构,轴承端盖，装配关系等确定，I32=SOmm/33：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，/33=50”小：由装配关系,箱体结构等确立，Z34=80三4s：轴间宽度45=15?？儿：由低速级大齿轮宽度4=1.23mm确定，36=120mm/“：由深沟球轴承，挡油盘及装配关系等确立，37=50mmI1.?1.y1.1.1.n1.1.g,.1.羽11I轴结构图六、轴的校核轴（中间轴）的力学模型的建立1、轴上力的作用点位理的和支点跨距的确定齿
31、轮的力的作用点按简化原则在齿轮宽度的中点，轴上安装6309的轴承。2、计算轴上的作用力齿轮22=1.=f=290.08IO32.531=2324.6NFr2=%=;1.ana=846.08N齿轮32T2x435.14x103一仄-41x3=7075.44/V53=tana=2575.25N3、计算支反力1）垂直面支反力由绕支点B的力矩和ZM矶,=0得，FKAVUI+12+h）=Fr也一己3（，2+，3）279Fkv=S46.0868.5-2575.25183Frav=-5O2.96N方向向下由绕支点A的力矩和ZMAy=OFrbvUi+4+4）=%（，i+，2）-%，i275av=846.082
32、06.5-2575.2592Fkav=-226.2N方向向下（2）水平面支反力由绕支点B的力矩和ZMWy=0.(i+Z3)三F,3(2+3)+=J33275Frah=7075.44x183+2324.668.5=5287.42V方向向下同理，由统支点A的力矩和ZMZy=OFrbhW+，+4)=耳2(，i+4)+FHi275FRBH=2324.6x206.5+7075.44x92FRBH=4112.62N方向向下计算总支反力A点的总支反力FRA=GF氤V+rah=15O2.962+5287.422=5496.88NB点的总支反力FRB=v+z=226.2I2+4113.622=4118.83N4
33、、绘制转矩、弯矩图(I)垂直面的弯矩图FRAVt,1,f三FRBVFs/NMC=Fkv1=I5O2.9692=-138272.32ntm。=MC-Io72.292=-15498.55Nmm(2)水平面的弯矩图486442.64C处弯矩:Mc=FRRHXh=486442.64N-nonD处弯矩：MD=FR1.iHXh=281714.35Nnan(3)合成弯矩图Mc=3m%+M2cv=486442.642+138272.322=505713.O3Nmm（4）当量扭矩图IN.nn43514(Md=UMdj+fj1.2=281714.352+15496.55=282140.355/Vmm(5)当量弯矩
34、因为是单向转轴，所以扭转切应力视为脉动的循环变应力，折算系数a=0.6tzT；=O,6435I4O=261084N.nvC处：M=JMM+(T)2=505713.032+2610842=569131.38Nj三D处：M=本+(aT)2=282140.3552+2610842=384406.08N.5、弯扭合成强度的校核进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截而（即危急截面C）的强度.OJt/3569131380.1.553MPa=34.207MPa依据选定的轴的材料45钢，调制处理，由所用教材查得on=60.因=52.8KNC“=31.8KN2、深沟球轴承的校核A点总支反力Frx=%=54
35、96.88NB点总支反力r2=4118.83V当星动载荷P（1）轴承=pAj=1.1x5496.88=6046.568/V（2）轴承巴=y%=1.1.4118.83=4530.713N5佥算轴承的寿命应为片，所以只需瞪证I轴承。轴承语气寿命与整机寿命相同，为：836528=467201.h=此（马3=.蟠52:8迎3=49830.769/,46720/,GOn2A60x190.946046.568其中，温度系数为7=0.95,轴承具有足筋的是寿命。九、机座箱体结构尺寸箱体的结构设计在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满意设计要求代号名称设计计算结果箱座壁厚庐RO25+3=0.025x28
36、5+3=10=0mma箱盖壁厚d=O.O2+3=0.02x285+3=94=9%箱座加强肋厚当1.=0.853=O.85x8=6.8=7wj22箱盖加强肋厚b*=085b=0.85x9=8S22=nh箱座分箱面凸缘厚Z)=1.5=1.510=15h=15mm)箱盖分箱面凸缘厚伪=1.56=I.5IO=154=15b2箱座底凸缘厚b2=2.55=2.5IO=25b2=25”d,地脚螺栓为=0.036+12=0.036x285+12=24df=24nun4轴承旁螺栓1.2I5m112大齿轮的端面与箱体内壁的距离N612mm十、减速器附件的选择及简要说明10.1 .检查孔与检查孔盖二级减速泯总的中心
37、距。=。12+的4=与5+285=520加，则检查孔宽6=120团川,长”=235皿”,检查孔盖宽4=18(血】,长/1=270/?.螺栓孔定位尺寸：宽4=1.5(),w/-2=24()mn恻角/?=15”,孔径1=11”，孔数=8，孔盖厚度为6”,材料为Q235.10.2 .油塞、油标和透气孔为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部圾低位设设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住.在本次设计中，可选为M1.6x1.5,封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235：选用带螺纹的游标尺，可选为M16.透气孔可选221.510.3 吊环螺钉的选择可选单螺钉起吊，其螺纹规格为M20.10.4 定位销为保
38、i正箱体轴承座孔的卷制和装配精度，在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销，其直径可取：，/=HMm,长度应大丁分箱面凸缘的总长度.10.5 启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹段要高出凸绿厚度，螺坡段端部做成圆柱形.十一、减速器润滑与密封11.1 润滑方式齿轮选用浸油洵滑：轴承采纳润滑脂润滑：齿轮涧滑选用150号机械油(GB443-1989),最低一最高油面距(大齿轮)1020mm,需油量为1.51.左右;轴承润滑选用71.3型洵滑脂(GB7324-1987)用油量为轴承间隙的1.31.2为宜11.2 密封方式1 .箱座与箱盖凸绘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2 .视察孔和油孔等出接合面的密封在视察孔或螺塞与机体之间加石棉檄胶纸、垫片进行密封3 .轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外延端与透端盖的间隙，由于v3ms,故选用半粗羊毛毡
