《帶式輸送機(jī)減速器的設(shè)計》14000字（論文）

帶式輸送機(jī)減速器的設(shè)計目錄TOC\o"1-2"\h\u28741帶式輸送機(jī)減速器的設(shè)計 1261841.1引言 371641.2課題的研究意義 324581.3國內(nèi)外研究動態(tài) 4211861.4本設(shè)計的研究內(nèi)容 41809712年內(nèi)每天16小時（節(jié)假日除外） 4113571.5小結(jié) 5265952帶式輸送機(jī)減速器概述 673952.1減速器的分類 6326672.1.2圓錐齒輪減速器 7268802.1.3蝸輪蝸桿減速器原理 7297172.1.4行星齒輪減速結(jié)構(gòu) 8187432.2減速器的結(jié)構(gòu) 816927（1）減速器的軸及軸類零件 87209（2）減速器箱體 830394（3）減速器的附件 8184793原始數(shù)據(jù)的處理 1078763.1電動機(jī)類型的選擇 10119893.2確定傳動裝置的效率 1095073.3選擇電動機(jī)容量 10268563.4減速器總傳動比及分配 116910（1）總傳動比的計算 1130776（2）分配傳動裝置傳動比 127773.5動力學(xué)參數(shù)計算 1217478（1）各軸轉(zhuǎn)速： 1216372（2）各軸輸入功率： 128554（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩： 1219084減速器高、低速級齒輪傳動設(shè)計計算 14241304.1高速級齒輪設(shè)計 1416701、選定高速級齒輪參數(shù) 14290222、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 1422683、確定傳動尺寸 16290614、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 16175515、計算齒輪傳動其它幾何尺寸 1853956、齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 18134544.2低速級齒輪設(shè)計 2064531、選擇低速級齒輪參數(shù) 20326152、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 20143503、確定傳動尺寸 2254584、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 221972720Cr的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 23183495、計算齒輪傳動其它幾何尺寸 242636、齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 25279795傳動軸及軸系零件的設(shè)計 26255265.1輸入軸設(shè)計計算 265792)初步確定軸的最小直徑： 26181473)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 26263988)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 3039145.2中間軸設(shè)計計算 30170492)初步確定軸的最小直徑 3045783)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 30251759)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 3521095.3輸出軸設(shè)計計算 3567032)初步確定軸的最小直徑 35156423)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 35243286)取軸承端蓋厚度e=10。端蓋墊片厚度Δt=2。 36231388)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 403415.4軸承壽命校核 41194921、輸入軸軸承的校核 41196342、中間軸的軸承校核 4121193、輸出軸的軸承校核 42156705.5各軸鍵與聯(lián)軸器鍵連接校核 43187091、輸入軸與聯(lián)軸器鍵的校核 43164892、中間軸上鍵的校核 43309173、輸出軸鍵選擇與校核 43263885.6聯(lián)軸器的選擇 45160471、輸入軸上聯(lián)軸器 45220682、輸出軸上聯(lián)軸器 4525301n=72.17r/min<3870r/min 46309336減速器的潤滑密封及附件 4789216.1減速器的潤滑 4716819(1)齒輪的潤滑 4711173(2)軸承的潤滑 487036.2減速器的密封 48177416.3減速器附件的設(shè)計與選取 4920996(1)檢查孔和視孔蓋 4927372(2)放油螺塞 5028288(3)油標(biāo)(油尺) 505777(4)通氣器 5127878(5)起吊裝置 522426(6)起蓋螺釘 5329553(7)定位銷 54233366.4減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 55176957總結(jié) 5711795參考文獻(xiàn) 57摘要本次畢業(yè)設(shè)計是對帶式輸送機(jī)原動電機(jī)與卷筒之間的二級減速器進(jìn)行設(shè)計。首先對帶式輸送機(jī)的傳動方案進(jìn)行了分析；其次根據(jù)原始數(shù)據(jù)對減速器的進(jìn)行設(shè)計；然后對減速器各級齒輪、傳動軸受力載荷進(jìn)行分析；最后對減速器的潤滑方案進(jìn)行說明。減速器在很多領(lǐng)域都應(yīng)用廣泛，目前我國的減速器的設(shè)計、制造與國外的先進(jìn)技術(shù)仍有很大差距。本次設(shè)計是對帶式輸送機(jī)減速器的一般設(shè)計方案，對今后設(shè)計者有一定參考價值。關(guān)鍵詞：帶式輸送機(jī)二級減速器圓柱齒輪傳動軸減速器箱體1.1引言機(jī)械工業(yè)在為國民經(jīng)濟(jì)的各個領(lǐng)域提供技術(shù)裝備的支持，是現(xiàn)代國家經(jīng)濟(jì)水平的重要因素。國家的工、農(nóng)、國防和科技水平與機(jī)械工業(yè)的發(fā)展密不可分。減速器是連接原動機(jī)與工作機(jī)的傳動裝置，它可以用來降低轉(zhuǎn)速同時增大扭矩，是機(jī)械設(shè)備的重要組成部分。二級減速器主要利用齒輪傳動減速的原理，有著結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、傳動可靠、使用壽命長等優(yōu)點，是現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備應(yīng)用廣泛的機(jī)械傳動裝置。隨著各行各業(yè)的發(fā)展，人們對產(chǎn)品的需求變得多樣化，這也決定了未來產(chǎn)品的生產(chǎn)方式趨于多樣化、個性化和小批量生產(chǎn)。目前，通用減速器標(biāo)準(zhǔn)型號齊全，對市場的各種需求基本滿足。國內(nèi)減速機(jī)多為齒輪傳動和高速傳動，但普遍存在傳動比大、機(jī)械效率低、功率大等問題，但同時減速機(jī)的整體質(zhì)量也很大。此外，國內(nèi)很多企業(yè)在使用材料和制造工藝水平上還有許多問題沒有解決，這些問題的存在導(dǎo)致減速器特別是大型的減速器，使用壽命不長。我國在減速機(jī)生產(chǎn)方面已有五十多年的經(jīng)驗，國內(nèi)機(jī)械設(shè)備行業(yè)已從粗放型生產(chǎn)逐步發(fā)展到相對成熟的業(yè)務(wù)體系。這就是為什么在激烈的市場競爭中，他們必須要有獨特的設(shè)備產(chǎn)品才能占領(lǐng)一定的市場，環(huán)保減排產(chǎn)品無疑成為了產(chǎn)業(yè)競爭的目標(biāo)，企業(yè)應(yīng)該采取更加合理的措施，加快產(chǎn)品創(chuàng)新和進(jìn)步，從而克服發(fā)展中的瓶頸，實現(xiàn)更好的發(fā)展。1.2課題的研究意義傳送帶自1795年發(fā)明以來，應(yīng)用廣泛。特別是隨著第三次工業(yè)技術(shù)革命后的新材料、新技術(shù)的采用，傳送帶的發(fā)展進(jìn)入了新時代?，F(xiàn)在，即使從運輸量、運輸距離、經(jīng)濟(jì)效益等方面進(jìn)行測定，它已經(jīng)成為對抗火車、汽車運輸、爭相發(fā)展的產(chǎn)業(yè)。傳送帶的構(gòu)造簡單，輸送量大，輸送材料的范圍廣，運輸距離長，卸料塊方便，可靠性高，運費便宜，自動化程度高。近年來，隨著我國工業(yè)現(xiàn)代化的迅速發(fā)展，綜合機(jī)械化采煤技術(shù)的普及使得煤的開采量和運輸量逐漸增加，從而遠(yuǎn)程、大容量、大電力運輸設(shè)備的需求量越來越大。單個傳送帶的總輸出功率超過5000千瓦，輸送長度超過10公里，輸送量超過5000t/h。然而國內(nèi)對這些大功率減速器的設(shè)計制造等方面還存在很大問題，許多企業(yè)引進(jìn)國外關(guān)鍵性技術(shù)來研究產(chǎn)品，缺乏創(chuàng)新意識，使得國內(nèi)生產(chǎn)出的產(chǎn)品大同小異。傳送帶結(jié)構(gòu)緊湊，傳動效率高，噪音低，使用壽命長，運行穩(wěn)定，工作可靠，密封性高?？梢赃m應(yīng)濕潤、泥濘、粉塵等各種惡劣的工作環(huán)境。通過添加國際間網(wǎng)絡(luò)實現(xiàn)相互連接。傳送帶的設(shè)計、開發(fā)、制造、銷售周期大幅縮短。提高競爭力。1.3國內(nèi)外研究動態(tài)從上世紀(jì)六十年代開始，我國就對減速器結(jié)構(gòu)原理進(jìn)行大量研究，開始設(shè)計生產(chǎn)出少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器，這些減速器具有傳動比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點，但同時受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于傳動的理論、工藝水平和材料質(zhì)量沒有突破，所以根本無法解決傳輸功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等基本要求。上世紀(jì)90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)了外平運動齒輪傳動的三輪齒輪減速器。那個實現(xiàn)大的傳動比，有傳達(dá)更大的負(fù)荷的能力。同時，他的體積和質(zhì)量比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，傳輸效率高。但是，由于該減速器結(jié)構(gòu)3軸平行分布，所以輸入軸和輸出軸不在同一軸上，所以使用起來有很多不便。之后北京理工大學(xué)在這個基礎(chǔ)上開發(fā)了內(nèi)平動齒輪減速器，不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點，有著電力和重量比較大，同時輸入軸和輸出軸在同一軸上，在國內(nèi)有技術(shù)的領(lǐng)先地位。國外的減速器在德國、丹麥和日本領(lǐng)先。特別是在材料和制造技術(shù)方面占優(yōu)勢。減速器的工作可靠性高，壽命長。但是，其傳動形式還以軸齒輪傳動為中心，體積和重量的問題也沒有解決。現(xiàn)在的減速器正朝著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率、使用壽命水平、高性能、積木式的組合設(shè)計、多樣化、變形設(shè)計多等方向發(fā)展。減速器和馬達(dá)的連接構(gòu)造是被強(qiáng)有力地開發(fā)了的形式，生產(chǎn)著多種構(gòu)造和多種功率模型的產(chǎn)品。近十年來，隨著現(xiàn)代計算機(jī)技術(shù)和數(shù)字控制技術(shù)的發(fā)展，機(jī)械加工的精度大大提高，推動了機(jī)械傳動產(chǎn)品的多樣化。在21世紀(jì)的成套設(shè)備中，齒輪仍然是機(jī)械傳動的基本部件。CNC機(jī)床和工藝技術(shù)的發(fā)展促進(jìn)了機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)的快速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的電子控制、油壓傳動、齒輪、帶鏈條的混合動力是傳輸設(shè)計中最適合的方向。傳達(dá)設(shè)計學(xué)科的交叉是新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。1.4本設(shè)計的研究內(nèi)容設(shè)計題目設(shè)計展開式二級直齒圓柱減速器12年內(nèi)每天16小時（節(jié)假日除外）有三相交流電源表3-1設(shè)計數(shù)據(jù)扭矩T1240N?m速度v1.2m/s直徑D320mm設(shè)計計算步驟：1.確定傳動裝置的傳動方案2.選擇合適的電動機(jī)3.計算減速器的總傳動比以及分配傳動比4.計算減速器的動力學(xué)參數(shù)5.齒輪傳動的設(shè)計6.傳動軸的設(shè)計與校核7.滾動軸承的設(shè)計與校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.聯(lián)軸器設(shè)計10.減速器潤滑密封設(shè)計11.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計傳動方案：圖1-1帶式輸送機(jī)傳動方案采用圖示傳動方式，機(jī)構(gòu)緊湊，減小了電機(jī)的效率損失，齒輪相對于軸承非對稱布置。1.5小結(jié)本次畢業(yè)設(shè)計對減速器的研究的背景及進(jìn)行了闡述，總結(jié)了目前各種減速器的特點及存在的問題，同時提出了自己的設(shè)計思路。通過這次減速器的設(shè)計，綜合訓(xùn)練了我對機(jī)械零件設(shè)計計算，對各零件受力分析、零件圖繪制等專業(yè)能力。培養(yǎng)從理論解決實際工作中的問題，鞏固了四年專業(yè)學(xué)習(xí)的知識。同時對機(jī)械行業(yè)也有了更新的認(rèn)識。2帶式輸送機(jī)減速器概述2.1減速器的分類減速器是在封閉的外殼中，由齒輪、蝸輪、蝸輪、蝸輪——蝸輪組成的裝置，是原動機(jī)和工作機(jī)之間的減速傳遞裝置，起到了與旋轉(zhuǎn)速度和扭矩的傳遞一致的作用。減速器一般是使用低轉(zhuǎn)速大扭矩的設(shè)備，其目的是用減速器輸入軸的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸的齒輪來減速馬達(dá)、內(nèi)燃機(jī)或其他高速運轉(zhuǎn)的動力大部分的減速器也使用同樣的減速原理的齒輪來達(dá)到理想的減速效果。大、小齒輪的齒數(shù)之比為傳動比。減速機(jī)作為常用的傳遞裝置，種類繁多，種類豐富，根據(jù)傳動級數(shù)，主要分為一級、二級、多級。按照傳動方式又可分為齒輪、蝸輪—蝸桿、齒輪—蝸桿、蝸桿—齒輪、行星減速器、等。還有諧波減速器、擺線針輪減速器等單級圓柱齒輪減速器適用于傳動比小于8時；當(dāng)傳動比為8-40時，最好選用兩級減速器，當(dāng)傳動比大于40時，最好選用兩級以上，當(dāng)單級減速器傳動比過大時，減速器的外形尺寸過大，兩級和多級圓柱減速器一般分為展開式、分體式和同軸式。由于展開式齒輪兩側(cè)軸承分布不對稱，所以使得載荷沿齒寬分布不均勻；所以在設(shè)計減速器時軸的應(yīng)該選擇剛度大的材料，輸入軸的高速級小齒輪應(yīng)遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，或者采用斜齒輪的設(shè)計，當(dāng)采用斜齒輪布置時，一側(cè)選左旋另一側(cè)選擇右旋，軸向力就會相互抵消。圖2.1.1二級減速器原理圖。圖2.1.1二級減速器原理圖輸入軸與輸出軸的位置為相交布置的是圓錐齒輪減速器，如圖2.1.2所示。二級或二級以上的圓錐齒輪減速器常常會選擇圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動相結(jié)合的方式，一般我們稱其為圓錐—圓柱齒輪減速器，由于圓錐齒輪常常是懸臂式的裝在軸端，為了使它的受力小一些，通常高速級為圓錐齒輪。此外，圓錐齒輪的精確生產(chǎn)是一個困難的問題，這使得其低圓周速度。圓錐齒輪可以通過模塊系統(tǒng)設(shè)計，可以有很多的發(fā)動機(jī)組件，安裝形式和結(jié)構(gòu)圖，傳輸可以超過詳細(xì)程度，可滿足不同的運行條件，減速機(jī)傳動效率高，耗能低，效率高。2.1.2圓錐齒輪減速器蝸輪蝸桿減速器主要為傳動比大于10的場合，蝸輪蝸桿減速器有著反向自鎖功能，一般我們說蝸輪蝸桿減速器結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大，這只是對于傳動比比較大的渦輪—蝸桿減速器才是對的，當(dāng)傳動比不是很大時，此優(yōu)點并不明顯。但是輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面，傳動效率低，不適用大功率傳動。渦輪—蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。2.1.3蝸輪蝸桿減速器原理行星齒輪減速器如圖2.1.4所示，結(jié)構(gòu)簡單相對與其他減速器具有更高的剛性、高精度、高傳動效率、高扭矩體積比、終身不用維護(hù)的優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于伺服電機(jī)，步進(jìn)電機(jī)、等在保證精密傳動的前提下，降低轉(zhuǎn)速增大扭矩降低負(fù)載與電機(jī)轉(zhuǎn)動慣量。一般來說，主機(jī)是高速運轉(zhuǎn)的，比如發(fā)動機(jī)，通過將少齒的齒輪與輸出軸上的大齒輪合并到行星齒輪減速器的輸入軸上，行星齒輪減速器可以在減速的同時增加輸出扭矩。扭矩輸出比乘以發(fā)動機(jī)輸出乘以減速比，但應(yīng)注意扭矩輸出比不得超過行星齒輪減速器的標(biāo)稱扭矩。再降速的同時會降低他的負(fù)載慣量，慣量的減少是減速比的平方。行星減速器還可做多齒箱連接，最高減速比可達(dá)10萬。行星減速器的缺點是采用的材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝比較困難。2.1.4行星齒輪減速結(jié)構(gòu)2.2減速器的結(jié)構(gòu)減速器的雖然外形各異，但是基本結(jié)構(gòu)有軸類零件、箱體及其附件。（1）減速器的軸及軸類零件軸的主要作用是支撐軸上零件進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運動，并且傳遞扭矩。軸上主要安裝齒輪、軸承，軸承端蓋等，輸入軸與輸出軸分別連接原動機(jī)與工作機(jī)。軸和齒輪通過鍵連接聯(lián)合轉(zhuǎn)動，連接區(qū)域受較大的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，是減速器的主要零件。通常軸上會有階梯，便于軸上零件的安裝及拆卸。軸上的軸肩，軸套和軸承蓋對軸的軸向進(jìn)行固定，一般使用深溝球軸承，可以承受徑向載荷和少量的軸向載荷。當(dāng)減速器軸上的軸向載荷較大時，應(yīng)采用角接觸軸承或圓錐滾子軸承。（2）減速器箱體箱體和箱蓋是減速器傳動零件的支撐件和包覆件，要具有很好的剛度，密封性和減震性，大部分減速器箱體選中等強(qiáng)度的鑄鐵鑄成，少量減速器選擇焊接箱體。減速器受力大，振動大，在軸承孔附近加支撐肋，提高油箱剛度。最后都要退火。當(dāng)大量生產(chǎn)時，有時會選擇沖壓箱體。2.2.1減速器箱體的吊孔與吊耳圖（3）減速器的附件除了傳動零件、箱體外，減速器輔助零件也十分重要。檢查孔為了方便觀察齒輪嚙合情況，也可向箱體內(nèi)注潤滑油。當(dāng)工作機(jī)高速轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生大量的熱，腔內(nèi)氣體急劇膨脹壓力隨之升高，如不及時排除，會產(chǎn)生爆裂，損壞減速器，所以在箱體頂部設(shè)置通氣孔，把腔內(nèi)氣壓與外界相通，保持壓力平衡。放油螺栓設(shè)計在減速器底部，孔要低于油箱底部平面，平時不換油時用螺栓堵住，螺栓與箱體之間用墊圈封住，防止漏油。2.2.2通氣孔2.2.3減速器放油螺栓

3原始數(shù)據(jù)的處理3.1電動機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.993閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.99工作機(jī)的效率：ηw=0.93η3.3選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動機(jī)所需額定功率:P工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：n二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40，得：nd=ia×nw=(8～40)×71.62=573～2865r/min。綜合考慮，選定電機(jī)型號為：Y160L-6的三相異步電動機(jī)：額定功率11kW，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。表4-1電機(jī)選擇方案對比方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1YE3-Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930圖4-1電機(jī)尺寸表4-2電動機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160650×385254×25414.542×11012×373.4減速器總傳動比及分配（1）總傳動比的計算i（2）分配傳動裝置傳動比高速級傳動比i則低速級的傳動比i減速器總傳動比i3.5動力學(xué)參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機(jī)軸：n（2）各軸輸入功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P'中間軸：P'輸出軸：P'工作機(jī)軸：P'（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：輸入軸：T'中間軸：T'輸出軸：T'工作機(jī)軸：T'各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表4-3各軸動力學(xué)參數(shù)表軸名稱轉(zhuǎn)速n功率P轉(zhuǎn)矩T電機(jī)軸97010.63104.66輸入軸97010.52103.57中間軸230.9510.34427.57輸出軸72.1710.161344.44工作機(jī)軸72.179.291229.31

4減速器高、低速級齒輪傳動設(shè)計計算4.1高速級齒輪設(shè)計1、選定高速級齒輪參數(shù)①選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。②選用7級精度。③大、小齒輪都選擇20Cr材料（滲碳淬火），齒面硬度為58～62HRC④選小齒輪齒數(shù)z1=31，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=31×4.2=130。2、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計①由式(10-7)試算模數(shù)，即m②確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε：ααεY計算YFa×YSa/[σF]由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y查得小、齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得σσYY兩者取較大值，所以Y③試算齒輪模數(shù)m1)調(diào)整齒輪模數(shù)①計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度νdv=齒寬bb=齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=b②計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=1.934m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.089齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1查得KHβ=3.056；根據(jù)b/h=13.779，得KFβ=1.269。則載荷系數(shù)為K③根據(jù)實際載荷系數(shù)來算齒輪模數(shù)m=取m=1.5mm④計算分度圓直徑d3、確定傳動尺寸1)計算中心距a=2)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計算齒寬b=取B1=55mmB2=50mm4、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為σ①T、φd和d1同前v=根據(jù)v=2.36m/s、7級精度，所以動載系數(shù)Kv=1.02齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×4454.624/55=81N╱mm<100N╱mm取齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2用插值法查得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=3.058由此，得到實際載荷系數(shù)K由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Z該材料彈性影響系數(shù)Z計算重合度系數(shù)Zε：ααεZ計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]查得大小齒輪的接觸疲勞極限：σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1;可得接觸疲勞許用應(yīng)力[σH][σH]σ②齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的5、計算齒輪傳動其它幾何尺寸①計算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)hh=②計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd③計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h6、齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m1.51.5螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z31130齒寬B5550齒頂高h(yuǎn)am×ha*1.51.5齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)1.8751.875分度圓直徑d46.5195齒頂圓直徑dad+2×ha49.5198齒根圓直徑dfd-2×hf42.75191.25中心距a125125

4.2低速級齒輪設(shè)計1、選擇低速級齒輪參數(shù)①直齒圓柱齒輪傳動壓力角α=20°。②初選7級精度。③大、小齒輪都為20Cr材料（滲碳淬火），齒面硬度為58～62HRC④選z1=31，z2=z1×i=31×3.2=99。2、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計①由式(10-7)試算模數(shù)，即m②確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε:ααεY計算YFa×YSa/[σF]由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y大小齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σ應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得:σσYY兩者取較大值，所以Y③試算齒輪模數(shù)m1)調(diào)整齒輪模數(shù)①計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度νdv=齒寬bb=齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=b②計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)精度v=7.22m/s，得動載系數(shù)Kv=1.064齒間載荷分配系數(shù)KKHβ=3.058；根據(jù)b/h=13.778得KFβ=1.271。則載荷系數(shù)為K③實際載荷系數(shù)得的齒輪模數(shù)m=取m=2.5mm④計算分度圓直徑d3、確定傳動尺寸1)計算中心距a=2)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計算齒寬b=取B1=85mmB2=80mm4、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為σ①T、φd和d1同前v=由精度速度得Kv=0.99齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×11034.065/85=130N╱mm>100N╱mm齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.1，KHβ=3.06由此，得到實際載荷系數(shù)K取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4920Cr的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa重合度系數(shù)Zε：ααεZ計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]小、大齒輪的接觸疲勞極限：σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：K失效概率1%，安全系數(shù)S=1，則接觸疲勞許用應(yīng)力[σH][σH]σ②齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的5、計算齒輪傳動其它幾何尺寸①計算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)hh=②計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd③計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h6、齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-2齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m2.52.5螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z3199齒寬B8580齒頂高h(yuǎn)am×2.52.5齒根高h(yuǎn)fm×3.1253.125分度圓直徑d77.5247.5齒頂圓直徑dad+2×82.5252.5齒根圓直徑dfd?2×71.25241.25中心距a165165

5傳動軸及軸系零件的設(shè)計5.1輸入軸設(shè)計計算1)由前面計算可知，P1=10.52kW；n1=970r/min；T1=103.57N?m2)初步確定軸的最小直徑：選擇20Cr材料（滲碳淬火），齒面硬度為58～62HRC取A0=110，于是得d因為最小軸徑處有鍵槽，故軸徑增大5%d根據(jù)最小軸徑選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T1，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T查標(biāo)準(zhǔn)或手冊，選用LX3型聯(lián)軸器?？讖綖?8mm，故取d12=28mm配合長度為112mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖圖6-1高速軸示意圖①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，取d23=33mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=112mm,取l12=110mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由d23=33mm，選深溝球軸承6207，參數(shù)d×D×B=35×72×17mm；故d34=d78=35mm。取擋油環(huán)寬度s1為12,則l軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。6207軸肩高度h=3.5mm，取d45=42mm。5)由于齒輪的直徑較小，故加工成齒輪軸。所以l56=55mm，d56=49.5mm6)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與傳動部件右端面有一定距離，取l23=60mm7)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=10mm。高低速級齒輪距離c=15mm。因為鑄造存在誤差。取距箱體內(nèi)壁一段距離s=10mm。小齒輪寬度b3=85mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑2833354249.54235長度1106029105.555829高速級小齒輪所受的圓周力F高速級小齒輪所受的徑向力F由軸承6207壓力中心a=8.5mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點距離:l齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①求水平支反力及彎矩，做水平面彎矩圖（圖b）RRM②求垂直支反力及彎矩，做垂直面彎矩圖（圖c）RRM③計算合成彎矩，作合成彎矩圖（圖d）M④計算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）T=103570N?mm⑤計算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖（圖f）。取α=0.6MMMM圖6-2高速軸受力及彎矩圖8)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由圖可知危險截面在C左側(cè)。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1×抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度。5.2中間軸設(shè)計計算1)由前面計算可知，P2=10.34kW；n2=230.95r/min；T2=427.57N?m2)初步確定軸的最小直徑選擇45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS。取A0=110，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖圖6-3中間軸示意圖4)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑安裝滾動軸承的直徑。中間軸不受軸向力的作用，選深溝球軸承。由dmin=39.06mm，選深溝球軸承6208：d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。5)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=43mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=50mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=43mm。取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=53mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。該的定位軸肩高度h=1.5mm，取d23=43。7)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。由之前計算b3=85mm。為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，取l23=83mm。8)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁Δ=10mm。高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁Δ2=12.5mm。兩齒輪距離c=15mm。由于鑄造存在誤差，軸承應(yīng)離箱體內(nèi)壁一段距離，取s=10mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-2軸的直徑和長度軸段12345直徑4043534340長度4083154842.5高速級大齒輪所受的圓周力F徑向力F低速級小齒輪所受的圓周力F徑向力F6208軸承壓力中心a=9mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l小齒輪中點到大齒輪中點距離:l高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①求水平面支反力及彎矩MH。做水平彎矩圖RRMM②求垂直支反力和彎矩MV。做垂直面彎矩圖RRMM③計算合成彎矩，作合成彎矩圖MM④計算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖T=427570N?mm⑤計算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖。取α=0.6MM圖6-4中間軸受力及彎矩圖9)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，危險截面在B右側(cè)。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1×抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度。5.3輸出軸設(shè)計計算1)由前面計算可知，P3=10.16kW；n3=72.17r/min；T3=1344.44N?m2)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；取A0=110，得:d輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=63mm輸出軸最小軸徑為安裝聯(lián)軸器軸段。計算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩，取KA=1.3，則:T查得LX4型聯(lián)軸器符合?？讖綖?3mm，故取d12=63mm，轂孔長度為142mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖圖6-5低速軸示意圖①聯(lián)軸器的軸向需定位，故d23=68mm。半聯(lián)軸器輪轂長度L=142mm,軸端擋圈不能壓在軸端面。故取l12=140mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。因d23=68mm，所以選6214深溝球軸承。（d×D×B=70×125×24mm）所以d34=d78=70mm。取擋油環(huán)寬度為22.5,則l6214型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm5)取安裝齒輪處直徑d67=73mm；齒輪的右端與右軸承之間采用檔油環(huán)定位。因為b4=80mm，此軸段應(yīng)短于齒厚。取l67=78mm。齒輪的左端采用軸肩定位，取h=10mm，則軸環(huán)處的直徑d56=93mm。軸環(huán)寬度l56=10mm。6)取軸承端蓋厚度e=10。端蓋墊片厚度Δt=2。方便軸承裝卸，軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器間距，取K=24。螺釘C1=20mm，C2=18mm。箱座壁厚δ=8mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取齒輪距箱體距離Δ2=12.5mm。高、低速級小齒輪距離c=15mm。在鑄造箱體時有誤差，軸承應(yīng)離箱體存在距離，取s=10mm。低速齒輪齒寬差一半為2.5mm,則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑63687079937370長度1405346.557.5107848.5低速級大齒輪所受的圓周力F低速級大齒輪所受的徑向力F根據(jù)6214深溝球查手冊得壓力中心a=12mmlll①水平支反力及彎矩，做水平面彎矩圖（圖b）RRM②垂直平面支反力及彎矩，做垂直面彎矩圖（圖c）RRM③計算合成彎矩，作合成彎矩圖（圖d）M④計算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）T=1344440N?mm⑤計算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖（圖f）。取α=0.6MMMM圖6-6低速軸受力及彎矩圖8)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度危險截面在C左側(cè)。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1×抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度。

5.4軸承壽命校核1、輸入軸軸承的校核表6-4軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D（mm）寬度B（mm）額定動載荷Cr（KN）額定靜載荷Cor(KN)620735721725.515.2要求壽命為Lh=57600h。計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP軸承壽命計算:L由此可知該軸承的工作壽命足夠。2、中間軸的軸承校核表6-5軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)額定靜載荷(kN)620840801829.518要求壽命為Lh=57600h。計算合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP軸承壽命計算L由此可知該軸承的工作壽命足夠。3、輸出軸的軸承校核表6-6軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)額定動載荷Cr(kN)額定靜載荷Cor(kN)6214701252460.845要求壽命為Lh=57600h。合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP軸承壽命計算L由此可知該軸承的工作壽命足夠。5.5各軸鍵與聯(lián)軸器鍵連接校核1、輸入軸與聯(lián)軸器鍵的校核選用A型鍵b×h×L=8×7×100mm（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=92mm聯(lián)軸器材料為45。鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ2、中間軸上鍵的校核1）中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，b×h×L=12×8×70（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=58mm低速級小齒輪材料為20Cr。鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ2）中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵b×h×L=12×8×36（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=24mm高速級大齒輪材料為20Cr，鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ3、輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵b×h×L=20×12×63mm（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=43mm低速級大齒輪材料為20Cr鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ2）輸出軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵b×h×L=18×11×125mm（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=107mm聯(lián)軸器材料為45鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ5.6聯(lián)軸器的選擇1、輸入軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×103.57=134.64N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）。公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m。許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min。Y型軸孔，主動端孔直徑d=42mm。軸孔長度L=112mm。從動端孔直徑d=28mm，軸孔長度L=112mm。Tc=134.64N?m<1250N?mn=970r/min<4700r/min2、輸出軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×1344.44=1747.77N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3870r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=63mm，軸孔長度L=142mm。從動端孔直徑d=63mm，軸孔長度L=142mm。Tc=1747.77N?m<2500N?mn=72.17r/min<3870r/min

6減速器的潤滑密封及附件6.1減速器的潤滑(1)齒輪的潤滑齒輪圓周速度v=通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<=12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸油深度不超過一個齒高，且大于10mm。同時可以防止齒輪箱轉(zhuǎn)動時攪動儲油器底邊的污垢，從而降低齒面磨損。大齒輪與箱體底部的距離取30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=5.625mm<10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm由齒輪圓周速度選則中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB5903-2011)。100號潤滑油，粘度薦用值為81.5cSt(2)軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤滑。為了防止齒輪油稀釋油脂，使用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。軸承保持距離與油箱內(nèi)壁。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。6.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。由于上下箱體無相對運動，通常我們采用密封膠、耐油橡膠墊圈等接觸式密封。輸入軸輸出軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。

6.3減速器附件的設(shè)計與選取(1)檢查孔和視孔蓋檢查孔在箱體上蓋上，可以觀察齒輪傳動情況，檢查潤滑情況，也可添加或注入潤滑油。在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置設(shè)置，尺寸應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相應(yīng)尺寸計算如下：圖6-1窺視孔蓋示意圖L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm(2)放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。為防止漏油，放油塞為六角頭細(xì)牙螺紋。在六角頭與放油孔的接觸面處，加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：圖6-2放油塞(3)油標(biāo)(油尺)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：圖6-3桿式油標(biāo)(4)通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下：圖6-4通氣器(5)起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。小型減速器或吊起箱蓋也可用螺釘加吊環(huán)得方式。下圖時本設(shè)計中所采用吊孔和吊耳的。尺寸如下圖所示：圖6-5起蓋螺釘?shù)蹩壮叽缬嬎悖篵≈d=b=16mmR=吊耳尺寸計算：K=H=0.8K=0.8×30=24mmh=0.5H=0.5×24=12mmr=0.25K=0.25×30=7.5mmb≈(6)起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘頭部應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下：圖6-6起蓋螺釘(7)定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體鏈接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。定位銷長度大于鏈接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下：圖6-7銷6.4減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機(jī)體通過地腳螺栓固定，地腳螺栓間距離由齒輪得中心距計算。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：表6-1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×165+3≥88mm箱蓋壁厚δ10.02a+3=0.02×165+3≥88mm箱蓋凸緣厚度b11.5δ112mm箱座凸緣厚度b1.5δ12mm箱座底凸緣厚度b22.5δ