带式运输机传动装置的设计-机械设计课程设计说明书

1、缓或竣上无/学1972Wuhan Institute of Technology机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级： 机械电子工程 03班学生学号： 学03120333学生姓名：学生成绩：指导教师：秦襄培课题工作时间：2014年12月22日至 2015年1月9日武汉工程大学教务处目 录一、设计任务书一一铸造车间型砂输送机的传动装置 3二、传动装置总体设计51 .系统总体方案的确定52 .电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机） 73 .传动装置的总传动比及其分配 9三、传动零件的设计计算111 . V带传动的设计计算 112 .齿轮传动的设计计算 15四、轴的设计

2、计算 错误!未定义书签。1 .选择轴的材料及热处理232 .初估轴径233 .轴的结构设计244 .减速器零件的位置尺寸 28五、润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择 29六、箱体及其附件的结构设计30七、减速器的箱体的结构尺寸 33附：参考文献35一、设计任务书铸造车间型砂输送机的传动装置1 .设计题目：设计带式运输机的传动装置2 .带式运输机的工作原理L电机 2隹动装置13工作到遨艘4输送带/船砂输送机的传动示意囤Q3.原始数据学号鼓轮直径D (mm)输送带速度v(m/s)输出转矩T(N.m)12031203333500.853804.工作条件(已知条件)1)工作环境：一般条件，通风良好；2

3、)载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转;3）使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4）卷筒效率：刀=0.96;5）运输带允许速度误差：士 5%;6）生产规模：成批生产。5.设计内容1）设计传动方案；2）设计减速器部件装配图（A1）;3）绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4）编写设计计算说明书一份（约 7000字）。二、传动装置总体设计1 .系统总体方案的确定1）系统总体方案：电动机一传动系统一执行机构2）初选的三种方案如下：方案一：展开式两级圆柱齿轮方案二：同轴式两级圆柱齿轮方案三：分流式两级圆柱齿轮3）系统方案的总体评价：以上三种方案：方案一中一般采用斜齿轮，低速级

4、也可采用直齿轮。总传动比较大, 结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽 载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案二中减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。结 构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴肩润滑较困难。方案三中一般为高速级分流，且常用斜齿轮，低速级可用直齿或人 字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。常用于大功率，变载荷场合。方案一结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由 于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿 轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作

5、 用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以 减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。2 .电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）1）电动机类型和结构型式选择最常用的的电动机是 Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、 工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无 腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求 较高起动转矩的机械。2）选择电机容量首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速nw=60x

6、1000xv/ 兀 D=60x1000/ 兀 x350 弋 46.38工作机所需有效功率EPw=Tnw/9550=450x46.38/9550=1.845k W从电动机到工作机主轴之间的总效率刀t = T 1 Xt 2 Xt 3 x- Xtj n查表2-4知，联轴器的传动效率刀1=0.9 7 ,有2个V带传动效率刀2=0.9 6卷筒轴滑动轴承刀3=0.9 9,有2个滚动轴承刀4=0.99,有4 对圆柱齿轮传动刀5=0.9 6 ,有1个卷筒效率刀6=0.96刀=刀 12 Tl 2 T132 Tl 44 Tl 5=0.97 2.0.96.0.99 2.0.99 4.0.96=0.82卷筒轴的输由功

7、率P w = TnM9550=2.06kW故：P d=PM n =2。51kW查表得：Ped 3kw3)选择电动机的转速 '''选择电动机转速时nd (i1*i2*i3*in)nw式中：nd 电动机转速可选范围i1、i2 in各级传动的传动比氾围有表2-1查得V带传动常用传动比范围为 2-4,圆柱齿轮传动比范围为3-6,其他的传动比都等于1,则电动机转速的可选范围为：nd' =i 1i 22nw=7866718r/min可见，同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种4)确定电动机型号

8、由表20-1知，电动机型号相关表格如下方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min电动机质量Kg总传动 比参考比价同步1Y132S-63100096063223.092Y100L2-43150014203832.531.87两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.选定电动机型号为Y100L2-4,其它主要参数列于下表电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴径mm轴外伸长度mm同步Y100L2-431500142010028602.传动装置的总传动比及其分配1）计算总传动比：i总=帚门后1420/43.65=32.532）各级传动比的分配传动比选

9、取见表2-1, V带传动常用传动比范围为 2-4,圆柱齿轮传动比 范围为3-6,对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相 似的浸油深度，高速级传动比i 2和低速级传动比i 3可按照下列方法分配:i2（1.1 1.5）/取V带传动比i 1=3,i 2=1.3*i 3则减速器的总传动比为i=i总/i 1=32.53/3=10.84双级圆柱齿轮高速级传动比i 12=V1.3i= "1.3x10.84=3.75双级圆柱齿轮低速级传动比i 34=i/i 12=10.84/3.75=2.893）各轴的转速n电动机转轴转速:n0=nm =1420r/min高速轴 I : n 1=n/i

10、 1=1420/3=473.33r/min中间轴 H : n2=n1/i 12 =473.33/3.75=126.22r/min低速轴m：n3=n/n 34 =126.22/2.89=43.68r/min卷筒轴 IV : n4=n3 =43.68r/min4）各轴输入功率P电动机：Ped=3kW高速轴 I : P i=R=3x0.96=2.88kW中间轴 H : P 2=P 3=2.88x0.99x0.97=2.77kW低速轴出:P 3=5、3=2.77x0.99x0.97=2.66kW5)各轴输入转矩T电动机转轴：T0=9950P0/n0=20.18N.m高速轴：T1=9550P1/n1=5

11、8,11N.m中间轴：T2=9550P2/n2=209.58N.m低速轴：T3=9550P3/n3=581.57N.m将以上计算结果整理后列于下表：项目转速n(rpm)功率P(Kw)转矩（N.m）传动比效率电动机轴14202.2415.0620.96高速轴I7102.1528.9230.9603中间轴II2372.0683.01低速轴III612.02316.253.90.9603L61014254063|0QJ60250设计功率珀小火三、传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算1）已知条件设计此V带传动h时，已知条件有一一带传动的工作条件； 传递的额 定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内

12、容包括一一选择带的型号;确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴 力。2）设计步骤传动带初选为普通V带传动5000 4000 31502500 2000 ：600 g 1000SOO 630 5(W4003K 250 200160125 IM确定计算功率pca ka pP为所需传递的额定功率就是电动机额定功率此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本P156表8-8查得，工作情况系数Ka=1.2则 pca kA P=1.2*3=3.6kw选择V带型号小带轮转速即电动机满载转速 口0 =1420r/min根据 Pca KA P=1.2*3=3.6kw 和 n

13、0 =1420r/min 查图 8-9,选取带型 为A型。 确定带轮的基准直径dd ,并验算带速度v根据V带的带型和电动机的中心高100mm，查表8-9选取小带轮的基准直径dd1 =100mm验算带速 上 3.14dd1n0 =3.14*90*1420/60000=7.44m/s v160*1000因为带速不宜过高，一般在5m/s<v<25m/s所以带速合适大带轮基准直径dd2 i1ddi=3*100=300mm查表8-9,圆整后取dd2=315mm 确定中心距a和基准长度Ld根据式 8-200.7(dd1 dd2)a。2(dd1 dd2)可初选中心距比=500mm (Ld =2a

14、0+ * *(d 1+d2)/2+(d2-d1)*(d 2-d1)/4a0=1675mm查表 8-2 得 Ld =1750mm(实际中心距 a=a0+(Ld-Ld)/2=537.5mm验算小带轮上的包角。= 157.08 >120计算带的根数z查表8-4插值得P0=1.30kw查表8-5插值得 P0=0.1676kw查表8-6得k =0.93查表 8-2 得 kl=1.00则 z Pca =2.64(P°P0)K Kl故取z=3根计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以F0=500(2.5-Ka)Pca/KaZv+qv2=141.96

15、N计算压轴力F P 2z F0sin y =2*3*141.96*sin157.08/2=834.78N带计算功带速中心基准长小带轮根小带轮小带轮型率Pca/kWv/(m/s)距a/mm度Ld/mm包角口数z直径dd1/mm直径dd2/mmA3.67.44537.51750157.083100315带轮的结构设计由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用 实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮梢截面 尺寸：e=15 0.3mm, f m. =9mm，bd =11mm，ha =2.75mm, hfmin =8.7mm, =6mm则带轮轮缘宽度 B=(z-1)*e+

16、2f=48 0.9mm,取 B=50mm对小带轮：小带轮的基准直径 dd1 =100mm, 则da1 dd1 2ha=100+2*2.75=105.5mm初选孔径d=28mm则 d 1=(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm对大带轮：大带轮的基准直径dd2=315mm,贝da2 dd2 2ha =315+2*2.75=320.5mm也初选孔径 d=24mm,贝U d1=(1.82)d=46mmD1 da2 2(ha ) =305.5-2* (2.72+6) =288.06mmD。0.5(Di d)=168.53mmd。0.25(D1 d)=59.765mmS=c'=（1

17、/7-1/4）B=50/5=10mm据1式（8-14）,带传动实际平均传动比为n°dd2i1 一ni dd1（1 ）1%2%,取 0.015,则 i1四 一d=3.19ni dd1（1）n1=no/ii=1420/3.19=445.14r/minT1=9550P1/n1=9550x2.88/445.14=61.79N.m2.齿轮传动的设计计算1）.材料及热处理：选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为200HBS,软齿面小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8级精度2）初选高速级小齿轮齿数Z1=20,则高速级大齿轮齿数Z2=

18、i12*z1=3.75*2=75,所以取 Z2=75,则齿数比 u1=3.753）初选低速级小齿轮齿数Z1=25,则低速级大齿轮齿数Z2=i34*Z1=2.89*25=80.1,所以取 Z2=73，则齿数比 u2=2.92按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值a.试选 Kt = 1.3b.查表选取尺宽系数% = 11/ 2c.查表得材料的弹性影响系数 ZE =189.8 Mpd.按齿面硬度查表10-25d得小齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim2 = 550MPa ;e.计算应力循环次数高速轴：N1 60n1j Lh 60X 473.33

19、X 1 X (2X8X300X8) =1.33x109N1 = N1/i12=1.33x109/3.75=3.54x108低速轴：N2 60n2j Lh 60X 126.22X 1 x (2X 8X300X8) =3.54x108N 2 = N2/i34 = 3.54x108/2.89=1.22x108式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小 时f.查表得接触疲劳寿命系数高速轴 :Khni = 0.97；KhN2 = 1.06低速轴：KhnJ=1.05; Khn2'=1.09g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1b ='阳口、m1高速轴

20、：§=582Mpa=636Mparft许一定点独时的结构钢;调质飒i耳,铸铁（珠牝体.同氏体）；珠北体可破错铁,满碳淬火的 渗碳钢2培构钢M调质刷;港碳作史铜；火焰或感应淬火的钢、球提铸铁;球墨铸铁（球光以J1氏体）二联 光体可畿铸铁3一氏铸帙：球墨铸唉（铁素体）；渗流的滂氮钢；调度纲、陞破邨4一氨玻其海的调度策、漂碳区b J '触口 Am 1低速轴：§=577.5MpaQJ=599.5Mpa4）计算计算两级小齿轮分度圆直径2323=48.78mmd2t=78.10mm计算圆周速度V=兀 *d1t*n1/(60*1000)=兀 *48.78*473.33/60000

21、=1.21m/sV2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=兀 *78.10*126.22/60000=0.52m/s计算齿宽b及模数齿高hbidd1t =1*48.78=48.78mmb2dd2t =1*78.10=78.10mmm1d 1td-=48.78/20=1.88mmzim2电=78.10/25=2.50mmZ2H=2.25*mi=4.23mmh2=2.25*m2=5.625mmbi/h 1=48.78/4.23=11.53b2/h 2=78.10/5.625=13.88计算载荷系数Kh=Ka*Kv*Kha*Khb已知载荷平稳，取Ka=1根据Vi=1.21m/s, 8级精度，

22、由图10-8查得动载系数 心=1.06同理有 V2=0.52m/s,得 Kv2=1.03直齿轮有Kha=KFa=1查表 10-4 插值得到 Khb1 = 1.417, Khb2=1.426由图 10-13 知 KFb1 = 1.3,KFb2=1.4故载荷系数：Kh1=Ka*Kv1*Kha*Khb1=1*1.06*1*1.417=1.502Kh2=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.03*1*1.426=1.469 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d1=d1t3 VKn/Kt =51.186mmd 2=d2t3v/Kh2/Kt=81.347mm计算模数md1mi d=48.78/20

23、=1.88mmZ1d2 ccc 八八m2 d-=78.10/25=2.50mmZ25）按齿根弯曲强度设计ffl E " r1确定计算参数由图10-24c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限（T F1=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度（T F2=530MPa由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：Kfni=0.87, Kfni'=0.89 ,Kfn2=0.88, Kfn2'=0.9 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4FlKfn1 F1 =500*0.87/1.4= 290MPaSF1Kfn1=500*0.89/1.4=293.33MpaFN 2 F1 f 2=0.88*40

24、0/1.4=237.33MpaS'F2 KfN2 F2 =0.9*400/1.4=240 Mpa S计算载荷系数K1=Ka*Kv1*Kfa*Kfb1=1*1.07*1*1.4=1.498K2=Ka*Kv2*Kfa*Kfb2=1*1.03*1*1.4=1.442查图10-18取应力校正系数：高速级 Ysa1=1.55； Ysa1=1.77低速级 Ysa2 = 1.59, Ysa2=1.76查图10-17取齿形系数：高速级 YFa1=2.8, YFa1=2.22低速级 YFa2=2.62, YFa2=2.23计算大、小齿轮的并加以比较F1Y Fa1 Y sa1Y1 =2.8*1.55/29

25、0=0.01497,YFa2 Y sa2F2YFa2 Y sa2F2=2.23*1.76/240=0.01635YFalYsa1 =2.22*1.77/237.33=0.01656 Fl=2.62*1.59/293.33=0.01420都是小齿轮的数值大，所以取较大者,高速级取0.01656,低速级取0.01635,设计计算m1 >3 v/2x1.378x58110/1x2C2=1.88m2 > 3/2x1.442.209580/1x25=2.50由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm,彳氐

26、速级 m2=2.5mm几何尺寸计算a.高速级小齿轮齿数 Z1 生=51.186/2=26, m1大齿轮齿数 z1 zi 01=3.75*26=98,计算分度圆直径d1 m1 Z1 =2*26=52mm' , _ d 1 Z1 m1 =2 98=196mm'计算中心距 a1 d1 d1= (52+196) /2=124mm 2大齿轮齿宽b1dd1=1*52=52mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽(5-10) mm所以 bi=57mmb.低速级小齿轮齿数Z2 生=81.347/2.5=33 m2大齿轮齿数 Z2 Z2U2=33*2.89=96计算分度圆直径d2 m2

27、Z2=2.5*33=83mm' , _ _ 一d2 z2 m2 =83*2.5=240mm'计算中心距 32 d2 d2= (83+240) /2=162mm 2大齿轮齿范b2dd2=1*95=83mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10） mm所以 b2=88mm综上，齿轮传动的参数如下：名称 参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z4012030125模数m1122分度圆直径d4012060250» b50407060中心距a80155圆周速度v四、轴的设计计算1,选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，

28、故高速轴、低速轴和中间轴都选择 40Cr钢，调质处理。2 .初估轴径1）高速轴查表 15-3,取 A=120d>Ao3v/Pi/ni=12O*3v/2.88/473.33=21.97mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键梢。取d 1 min =22mm2）中间轴查表 15-3,取 Ao=12OdAA03Vzp2优=1203V/2.77/126.22=33.60mm中间轴安装齿轮，轴上设有两个键梢。取 d2min =35mm3)低速轴查表 15-3,取 A0=120d>A03v/P3/n3=1203v/2.66Z43.68=47.21mm,低速轴安装有联轴器和齿

29、轮，轴上设有两个键梢。取 d3min =50mm.3 .轴的结构设计1)高速轴的结构设计各轴段直径的确定a. d11最小直径，安装大带轮的外伸轴段，dn = d1min =22mmb. d12密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位高度 h=(0.07-0.1)d11,选取 d12=26mmc. d13为滚动轴承处轴段直径，d13=30mm,所以选取轴承为6206,其尺 寸 d*D*B=30mm*62mm*16mmd. d14为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s,滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取 d14=36mm。e. d15齿轮处轴段，齿轮孔

30、径d的关系有d1=1.6d, d15=34mm。f.齿轮轴肩 d6=34+4=38mmg.滚动轴承处轴段d17=30mm各轴段长度的确定a.由大带轮的轮毂孔宽度 B=60mm确定Ln=60mmb,由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直径d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm螺钉数为4,由装配关系取带轮与箱体距离为 60mm ,轴承处轴段缩进2mm,则 Li2=7.2+31+2+60=100mm.c,由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定 L3 = 16+12=28mm。d,根据高速级小齿轮宽度 B1=57mm,确定L14=57mm.e. L15=8mm为小齿轮轴肩

31、长度。f,由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定 L16 = 16+10=26mm.键的尺寸设计齿轮选用普通平键，尺寸为 b*h*L=8*7*40mm大带轮选用普通平键，尺寸为 b*h*L=8*7*32mm. 齿轮与轴配合为 H7/n6,轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为 m6.2）低速轴的设计各轴段的直径确定：a. d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d31=d3min=50mmb. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm,故选轴承为 6211,其尺寸为dXDXB=55mrH 100mm< 21mm。C. d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准， d32=54mm。

32、d. d34过渡段，需要考虑挡油盘的轴向定位，取 d34=65mm。e. d35轴环，根据齿轮的轴向定位要求 d35=75mm。f. d36低速级大齿轮轴段d36=60mm。g. d37为滚动轴承与套筒轴段，d37=d33=55mm.各轴段长度的确定。a. L31由d3i=40mm。选取TL8型弹性套柱销联轴器，则联轴器的毂孔宽 Li=112mm,取 L3i=8=112mm。b. L32由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，轴承盖总宽度46mm,端盖外端面与半联轴器的右端面间距为 30mm,取L32=80mm。c. L33由滚动轴承宽度 B=21mm。d. L34过渡段长度L34=50mm。e.

33、 L35由轴环宽度取L35=10mm。f. L36由低速轴大齿轮的毂孔宽B2=83mm,取L36=83mm。g. L37由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L37=21mm+20mm=41mm. 键的设计：L31段需与外部的联轴器连接，故选用 C型普通单圆头平键，尺寸为 bxhxl=14mm >9mm>80mm.L36段为大齿轮轴段，故选用 A型普通平键，尺寸为 b h l=18mm 11mm 45mm. 齿轮与轴的配合为H7/h6,半联轴器与轴的配合为H7/k6,轴承 与轴过渡配合，轴的尺寸公差为 m6.3）中间轴的设计。各轴段直径的确定。a. d21最小直径，滚动轴承处轴段，d

34、21=d2min=35mm滚动轴承选取6207,其尺寸 dXDXB=35X72X17mm.b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=40mm.c. d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求 d23=48mm.d. d24高速级大齿轮轴段，d24=42mm.e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm.各轴段长度的确定。a. L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚动轴承B=17mm,所以 l_2i=17+12=29mm.b. L22由低速级小齿轮的毂孔宽度 B2=88mm,故L22=88mm.c. L23轴环宽度 L23=10mm.d. L24由高速级的大齿轮的毂孔宽度 B1=52mm,故L24=52mm

35、.e. L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+20=37mm.键的尺寸设计。选2个普通平键：低速级小齿轮上：b xh XL=12X 8>6mm高速级大齿轮上：b冲XL=12X8>2mm齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6,轴承与轴过 渡配合，轴的尺寸工差为 m6.减速器零件的位置尺寸代号名称取值mm代号名称取值mm 1齿顶圆至箱体内壁的距离107箱底至箱底内壁距离20 2齿轮顶端面至箱体内壁距离10H减速器中心高160 3轴承端面 至箱体内 壁距离10L1箱体内壁至轴承座孔端面间的距离664旋转零件 间轴的距 离15e轴承端盖凸缘厚度125齿顶圆

36、至轴表面距离10L2箱体内壁轴向距离175大齿轮齿 顶圆至箱底内壁的 距离40L3箱体轴承座 孔端面间的 距离433五、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1 .齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v<12m/s,并且传动装置属于轻型的，且转速较 低，故采用油润滑。查表，选用全损耗系统用油(GB/T 433-1989),代 号为L-AN32 ,装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的约一个齿高，三分之一 齿轮半径，大齿轮的齿顶到油地面的距离>3060mm。2 .滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以采用脂润滑。查表，选用钙基润滑脂(GB/T 491-1987),代号为 L-XAMHA1 。3 .

37、密封为避免油池中有稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环，输入轴与输出轴处用毡圈密封六、箱体及其附件的结构设计1.减速器的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计:1）确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：=4v/0.1T>8mm （T为低速轴转矩，N.m）可取 =8mm。为了保证接合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部 分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计的更厚些。2）合理设计肋板在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。加厚肋厚计算为：箱座 m=0.85,=6.8,箱盖 mi=0.85,=6.8,3）箱体上径孔的计算地脚螺钉的直径df=0.036ax 12=20mm,地脚螺钉有四个轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75df=0.75 x 20=15mm箱盖箱座联接直径d2=12mm轴承盖螺钉直径d3i=10mm, 6个，d32=8mm, 4个，d33=6mm, 4 个轴承盖外径，由输入轴到输出轴分别为 92mm, 112mm, 160mm观察孔盖螺钉直径为d4= （0.30.4） df=8mm至