机械设计基础课程设计二级齿轮减速器说明书

1、青岛理工大学琴岛学院青岛理工大学琴岛学院 课程设计说明书课程设计说明书 课题名称：带式输送机传动装置设计课题名称：带式输送机传动装置设计 学学 院：机电工程系院：机电工程系 专业班级：专业班级： 学学 号：号： 学学 生：生： 指导老师：指导老师： 青岛理工大学琴岛学院教务处青岛理工大学琴岛学院教务处 2014 年年 6 月月 28 日日 机械设计机械设计课程设计评阅书课程设计评阅书 题目带式输送机传动装置设计 学生姓名 学号 指导教师评语及成绩 指导教师签名： 年 月 日 答辩评语及成绩 答辩教师签名： 年 月 日 教研室意见 总成绩 ： 室主任签名： 年 月 日 目目 录录 摘摘 要要.i

2、 1 1 设计说明书设计说明书.1 1.1 设计题目.1 1.2 工作条件.1 1.3 原始技术数据.1 1.4 设计工作量.1 2 2 机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案.2 2.1 电动机选择.2 2.2 传动比分配.3 2.3 运动和动力参数计算.3 3 3 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算.5 3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计.5 3.2 轴系结构设计.12 3.3 键、键槽的选择及其校核.17 4 4 减速器箱体及其附件的设计减速器箱体及其附件的设计.18 4.1 箱体结构设计.18 4.2 减速器附件的设计.19 5 5、运输、安装和使用维护要求、运输

3、、安装和使用维护要求.20 5.1 减速器的安装.20 5.2 使用维护.20 5.3 减速器润滑油的更换.20 总总 结结.21 致致 谢谢.22 参参 考考 文文 献献.22 摘摘 要要 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的 重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列 课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、 方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械 设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了 机械构思设计和创新设计。 本课

4、程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由 电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、 冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领 域。 本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知 识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的 基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我 们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械 设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 由于缺乏经验、水平

5、有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝 贵意见。最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学 表示衷心的感谢。 关键字：关键字：机械设计 二级圆柱齿轮减速器 1 1 设计说明书设计说明书 1.11.1 设计题目设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图 1-1 所示。 图 1-1 传动装置简图 1.21.2 工作条件工作条件 连续单向运转，有轻微振动，空载启动,经常满载，使用期限为 10 年，小批量生产， 两班制工作。 1.31.3 原始技术数据原始技术数据 表 1.1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 数据组编号 123

6、4567 卷筒驱动的牵引 力 f（kn） 2.72.42.32.71.52.22.3 运输带工作速度 v(m/s) 1.951.951.951.951.11.11.1 卷筒直径 d（mm） 360320300280220240300 本设计说明书以第 2 组数据为设计依据，齿轮类型为斜齿软齿面齿轮 1.41.4 设计工作量设计工作量 （1）减速器装配图一张（a0 号图纸） （2）零件工作图二张（a3 号图纸） （3）设计说明书一份。 2 2 机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案 2.12.1 电动机选择电动机选择 2.1.12.1.1 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求选用 y

7、系列（ip44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机 的工作条件为：环境温度-15- +40，相对湿度不超过 90%，电压 380v，频率 50hz。 2.1.22.1.2 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率（kw）为 d p w d p p 工作机所需功率（kw）为 w pkwfpw68 . 4 v 传动装置的总效率为 4 2 3 2 2 3 1 按机械课程设计手册表 2-4 确定各部分效率为: 滚动轴承，联轴器效率99 . 0 1 为，闭式齿轮传动效率， ，卷筒效率，代入得99.0 2 97 . 0 3 96 . 0 4 87 . 0 69 . 079 . 099 .

8、099 . 0 232 所需电动机功率为 kw kwp p w d 38 . 5 87 . 0 68 . 4 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表 20-1，y ed p d p 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kw。 ed p 2.1.32.1.3 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 min)/(38.116 32014 . 3 95 . 1 100060100060 r d v nw 通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为63 2 i min/)47881197(min/133)63( 22 rrnin wd 符合这一范围的同步

9、转速有 1000r/min 和 1500r/min,其中减速器以 1500 和 1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计手册第二十章相关资料 查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2.1： 表 2.1 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案电动机型号 额定功率 /kw 同步转速 /(r/min) m n 满载转速 /(r/min) m n 电动机质量 /kg 1y132s-45.51500144068 2y132m-47.515001440 81 表 2.1 中，方案 1 与方案 2 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及 总传动比，为使传动装置

10、结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案 1，即所 选电动机型号为 y132s-4。 2.22.2 传动比分配传动比分配 2.2.12.2.1 总传动比总传动比 12.37 116.38 1440 w m a n n i 2.2.22.2.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 12.37,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的，i 21 )5 . 11 . 1 (ii 为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比，低速 21 2 . 1 ii 01 . 4 1 i 级的传动比。08 . 3 2 i 2.32.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算

11、0 轴（电动机轴）： mmn n p t rnn kwpp m d 4 0 0 0 0 0 103.6489550 min/1440 5 . 5 1 轴（高速轴）： mmn n p t rnn kwkwpp 4 1 1 1 01 101 10611 . 3 9550 min/1440 5.44599 . 0 5 . 5 2 轴（中间轴）： mmn n p t r i n n kwpp 4 2 2 2 1 1 2 3212 10 9 . 139550 min/10.359 01 . 4 1440 23 . 5 3 轴（低速轴）： mmn n p t r i n n kwpp 4 3 3 3 2

12、2 3 3223 10 1 . 419550 min/59.116 02 . 5 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 2.2 如下： 表 2.2 各轴运动和动力参数 项目电动机轴高速轴中间轴低速轴 转速 （r/min）10116.59 功率(kw) 5.55.4455.23 5.02 转矩(n*m) 3648036110139000411000 3 3 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 3.13.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 3.1.13.1.1 高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度

13、等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88） 。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿 轮的大齿轮材料用 45 钢，小齿轮材料用 40cr，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs,280hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。24z24.962401 . 4 2 z97 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 32 1 1 1 ) ( 1 . 2 h eh d ht t zzzz u

14、 utk d (1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3 . 1 ht k 2) 由以上计算得小齿轮的转矩mmnt 4 1 10611. 3 3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面1d 2 1 8 .189 mpaze 硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 700 1lim 。.055 2lim mpa h 4)计算应力循环次数 9 11 10147.4)1030082(114406060 h jlnn 91 2 1003 . 1 04 . 4 1472 . 4 n n 5) 按接触疲劳寿命系数 29 . 0 1 hn59 . 0 2 h

15、n 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 s nlim mpa s mpa s hn h hn h 5 . 225 644 2lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h 1 t d 08.34) ( 1 . 2 32 1 1 1 h eh d ht t zzzz u utk d 2) 圆周速度： sm nd t /57 . 2 100060 144008 . 4 314 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 08.3408.341 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m

16、 t t 42. 1 42 08.34 1 1 齿高: mmmh t 195 . 3 42 . 1 25 . 2 25 . 2 67.10 h b 5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查得 动载系数 sm/57. 21 . 1v 对于斜齿轮 2 . 1; 5 . 1 fh 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置1a 时， 由， 可查得 416 . 1 h 67.10 h b 416 . 1 h 34 . 1 f 故载荷系数 92 . 2 hhvah 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t h t 63.44 3 . 1 92 . 2 08.34 3 3 11

17、7） 计算模数： mm coscosd m80 . 1 24 1463.44 1 1 。 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 1 2 1 2 1 2 f safa d ft nt yy z cosyytk m （1）确定公式内的各计算数值 1) 查图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;500 1lim mpa f ;mpa f 380 2lim 2) 查图取弯曲疲劳寿命系数;88 . 0 ,85 . 0 21 fnfn kk 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 s=1,得 mpa s k mpa s k ffn f ffn f 86.238 1 380

18、88. 0 57.303 1 50085 . 0 2lim2 2 1lim1 1 4) 计算载荷系数 k. 17. 2 ffvaf kkkkk 5) 查取齿形系数. 查表得 18 . 2 ;62 . 2 21 fafa yy 6) 查取应力校正系数. 查表得 83 . 1 ; 6 . 1 21 sasa yy 7) 计算大、小齿轮的并加以比较. f safay y 017 . 0 014 . 0 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大. (1)设计计算 mmmm cos mnt114 . 1 017 . 0 241 14778 . 0 681 . 0 106

19、11 . 3 3 . 12 3 2 24 。 实际计算 mmmm ft f ntn 322 . 1 3 . 1 17 . 2 114 . 1 3 3 取标准的模数， 。分度圆直径 ,算出小齿轮齿数 5 . 1 n mmmd63.44 1 ，29 5 . 1 1463.44 1 1 。 cos m cosd z n 大齿轮齿数 ，取. 3 . 1162901. 4 2 z117 2 z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并 做到结构紧凑,避免浪费。 4. 几何尺寸计算 （1）中心距： mm coscos mzz a n 2.85211 142 5 . 111

20、729 2 21 。 将中心距圆整为 115mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 79.17 a2 arcos 21 n mzz （2） 分度圆直径： mm coscos m d mm coscos mz d n n 31.184 79.17 5 . 1117 68.45 79.17 5 . 129 2 2 1 1 。 。 （3）齿轮宽度： mmdb d 68.45 1 取 , mmb45 2 mmb50 1 3.1.23.1.2 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7

21、级精度（gb 10095-88） 。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿 轮的大齿轮材料用 45 钢，小齿轮材料用 40cr，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs,280hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。24z92.7308 . 3 24 2 z74 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 32 2 2 2 ) ( 1 . h eh d ht t zzzz u utk d 2) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数3 . 1 th k 2） 由以上计算得小齿轮的

22、转矩mmnt 4 2 10 9 . 13 3） 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面1d 2 1 8 .189 mpaze 硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 700 1lim 。.055 2lim mpa h 4） 计算应力循环次数 9 21 1003 . 1 )1030082(110.3596060 h jlnn 9 1 2 1033 . 0 n n 5) 按接触疲劳寿命系数 19 . 0 1 hn0.93 2 hn 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 s nlim mpa s mpa s hhn h hhn

23、h 1.515 736 lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h t d2 mm zzzz u utk d h eh d ht t 446.55) ( 1 . 3 2 2 2 2 2) 圆周速度： sm nd t /04 . 1 100060 2 3) 计算齿宽： mmdb td 446.55446.551 2 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 3 . 2 24 55.446 1 2 齿高: mmmh t 20 . 5 25. 2 67.10 h b 5) 计算载荷系数： 查得 动载系数 05. 1v 对于斜齿

24、轮 2 . 1;42 . 1 fh 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置1a 时， 由， 可查得 420 . 1 h 67.10 h b 420 . 1 h 31 . 1 f 故载荷系数 237 . 2 hhvah 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd th h t 437.663 22 7） 计算模数： mm coscosd m686 . 2 24 14437.66 1 2 。 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 2 1 2 2 2 f safa d ft nt yy z cosyytk m (2)确定公式内的各计算数值 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度

25、极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;500 1lim mpa f ;查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用mpa f 380 2lim ; 88 . 0,85 . 0 21 fnfn kk 应力. 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得 mpa s k mpa s k fn f fn f 86.238 57.303 2lim2 2 1lim1 1 计算载荷系数 k. 12 . 2 ffvaf kkkkk 8) 查取齿形系数. 查表得 . 3 2 . 2;62 . 2 21 fafa yy 9) 查取应力校正系数. 查表得 77 . 1 ; 6 . 1 21 sasa yy 10)计算大、小齿轮的并加以比

26、较. f safay y 017 . 0 014 . 0 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大. (3)设计计算 748 . 1 2 3 2 2 1 2 2 f safa d ft nt yy z cosyytk m 实际模数 mmmm ft f ntn 06 . 2 3 . 1 12. 2 748 . 1 3 3 取标准的模数， 。分度圆直径 ,算出小齿轮齿数 5 . 2 n mmmd437.66 1 ，26 1 1 n m cosd z 大齿轮齿数 ，取.08.802608 . 3 2 z81 2 z 4. 几何尺寸计算 （1）中心距： mm cosc

27、os mzz a n 8 .137 142 5 . 28126 2 21 。 将中心距圆整为 140mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 8 1 . 17 a2 arcos 21 n mzz （2） 分度圆直径： mm coscos m d mm coscos mz d n n 96.211 18.17 5 . 281 03.68 18.17 5 . 226 2 2 1 1 。 。 （3）齿轮宽度： mmdb d 03.68 1 取 ，mmb70 2 mmb75 1 3.23.2 轴系结构设计轴系结构设计 3.2.13.2.1 高速轴的轴系结构设计高速轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结

28、构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分 7 段,其中第 6 段为齿 轮轴,如图 3-1 所示: 图 3-1 高速轴结构简图 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为 45 钢,热 处理为调制处理, 材料系数为 112。 0 a 所以,有该轴的最小轴径为: 标准化取 m n p ad48.393 1 1 011 mmd85.41%)61 (48.39 11 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表 3.1 高速轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 1 1 011 n p ad 2 11 ll 22 36 第 2 段 由

29、 r 角尺寸确定12d rh hd 32 4242 12 l 25 50 第 3 段由 r2 和轴承孔径确定 31 d 30 48.75 1 13 bl 第 4 段 由轴承孔径和确定 41 d 3 r 由定位尺寸 a-b 确定 14 l 35 46 第 5 段 由 51 d确定和 414 rd hl4 . 1 15 45 10 第 6 段 由齿轮轴和确定 14 d 确定由定位尺寸bal- 16 38 77 第 7 段 角确定由轴承孔径和rd17 确定由轴承宽度和定位尺寸bal 17 30 20.75 3.2.23.2.2 中间轴的轴系结构设计中间轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构

30、几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分 5 段,其中第 2 段是齿轮 轴，第 4 段安装齿轮。如图 3-2 所示: 图 3-2 中间轴结构简图 由于结构及工作需要材料均为 45 钢,热处理为调制处理,取材料系数 112 0 a 所以,有该轴的最小轴径为: 27.40a0 2 2 21 n p d 因键槽开在中间，其影响不预考虑，标准化取30 21 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表 3.2 中间轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 2 2 021 n p ad h bbl 121 27 45 第 2 段 32 2 1 2122 rh hdd

31、 齿轮轴齿顶高 2- 222 bl 70 65 第 3 段 由齿轮轴分度圆直径确定 23 d 由定位尺寸 a-b 确定 13 l 53 10 第 4 段 由齿轮圆和确定 4 r 2 325 bl 48 43 第 5 段 2126 dd 由轴承宽度和套筒长度确定 套筒长度取 50 40 50 3.2.33.2.3 低速轴的轴系结构设计低速轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共七段,如图 3-3 所示: 图 3-3 低速轴结构简图 考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数 112 0 a 所以,有该轴的最小轴径为: 标准化取423

32、3 3 031 n p ad24 31 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表 3.3 低速轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 3 3 031 n p ad (由联轴器宽度尺寸确定) 31 l 42 82 第 2 段 13132 322rdd 32 l 50 50 第 3 段 由轴承尺寸和确定33d 2 r 2 33 轴承宽度bl 55 59.5 第 4 段 33334 322rdd 由定位尺寸 a-b 确定 67 77 第 5 段 44353 322rdd 4 35 32 4 . 1 rh hl 72 12 第 6 段 有分度圆和齿轮确定 齿宽

33、-236l 60 66 第 7 段 3337dd l 55 31.5 二、轴的强度校核 低速轴的受力模型简化及扭矩图 图 3-4 低速轴的受力模型简化及扭矩图 强度校核：小于，故安全。 pa88.14 22 1 ca m w tm mpa60 1 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为 3 年即 14400h. 校核步骤及计算结果见下表: 表 3.4 轴承寿命校核步骤及计算结果 计算结果 30311 计算步骤及内容 a 端b 端 由手册查出 cr、c0r 及 e、y 值 cr=145kn c0r=112kn e=0.68 确定 x、y 值 x=1 y=0 查载荷

34、系数 fp 1.2 计算当量载荷 p=fp(xfr+yfa) pa=3469 pb=1849 计算轴承寿命 )max( 16670 1 10 ba r h pp c n l 243991h 大于 14400h 由计算结果可见轴承 30311 合格。 3.33.3 键、键槽的选择及其校核键、键槽的选择及其校核 一轴处键的选择： 联轴器处的键取,键长 28,gb/t1096-200366hb 二轴处键的选择： 齿轮处键取，键长 50，材料选 45 钢(键)、40cr(轴)810hb 三轴处键的选择： 联轴器处的键取，键长 56；齿轮处键取，812hb1118hb 键长 40。材料选 45 钢(键)

35、、40cr(轴) 键的校核： 键的许用应力校核,查手册其mpa p 110 低速轴联轴器处键校核： 67 068311 4184000 4000 31pp mpa lkd t 故安全。 4 4 减速器箱体及其附件的设计减速器箱体及其附件的设计 4.14.1 箱体结构设计箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间 位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=225） 表 4.1 箱体结构尺寸 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 10.02a+388 箱座凸缘厚度 b1.512 箱盖凸缘厚度 b11.512 箱座底凸缘厚度 b22.5

36、20 地脚螺栓直径 df0.036a+1220 地脚螺栓数目 n a250 时，n=4 4 轴承旁联结螺栓直 径 d10.75df10 箱盖与箱座联接螺 栓直径 d 2 (0.50.6)df 14 轴承端盖螺钉直径 和数目 d3，n(0.40.5)df,n 5,4 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.30.4)df 6 定位销直径 d (0.70.8) d 2 7 轴承旁凸台半径 r1c224 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操 作为准 40 外箱壁至轴承座端 面距离 l1 c1+c2+ (510) 25 大齿轮顶圆距内壁 距离 1 1.2 10 齿轮端面与内壁距 离 2 45 箱

37、盖、箱座肋厚 m1 、 m m10.851 =8.5 m0.85=8.57 轴承端盖凸缘厚度 t (11.2) d3 12 轴承端盖外径 d2 d+(55.5) d3 92,102,160 安装螺栓 直径 dxm8m10m12m16 至外箱壁 距离 c1min13161822 至凸缘边 距离 c2min11141620 螺栓扳 手空间 与凸缘 厚度 沉头座直 径 dmin20242632 4.24.2 减速器附件的设计减速器附件的设计 图 4-1 油塞 图 4-2 通气螺塞 5 5 运输、安装和使用维护要求运输、安装和使用维护要求 5.15.1 减速器的安装减速器的安装 （1）减速器输入轴直接

38、与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作 机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 （2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循 环流畅。 （3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用 补偿量。 （4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。 （5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转 13h 后方 可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不 得超过 100；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。 5.25.2 使用维护使用维护 本类型系列减速器结构简单