斜齿圆柱齿轮减速器说明书.

1、机械设计课程设计说明书题目:带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：级机班学 号：学生姓名：指导教师：教师职称：燕山大学课程设计说明书目录1. 任务说明书22. 传动方案的分析23. 电动机选择及计算24总传动比的确定和各级传动比的 45. 传动装置的动力和运动参数计算 46. 齿轮的选择和计算 5高速级齿轮设计5低速级齿轮设计107. 轴的设计计算148. 轴承的选择和校核219. 键的选择校核计算2310. 润滑和密封选择2511. 拆装和调整的说明 2512. 减速箱体的附件的说明 2613. 设计小结2814. 参考材料29计 算 及 说 明结果一、任务说明书Dro1. 要

2、求设计一个二级展开式齿轮的变速装置2. 原始数据及要求如下：F=1708N，D=0.26m ，V=0.87m/s3. 其他条件 使用地点：室内 使用批量：大量 载荷条件：平稳 使用年限：六年一班二、传动方案分析1 .斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或 要求传动平稳的场合。因此采用斜齿圆柱齿轮作为传动件。2.联轴器联轴器传动效率高，结构简单，工作可靠传动转矩大，装拆比 较方便，所以采用联轴器输入和输出。因此，斜齿圆柱齿轮传动一联轴器传动对外中等冲击环境而 言，这样的传动方案是比较合理的。三. 电动机选择计算1).原始数据如下：运输带牵引力F=1708N输带工作速度V

3、=0.87m/s滚筒直径D=0.26m2).电动机型号选择主要参数：(1 )选择电机类型按照工作要求和工作条件，选择Y系列一般用途全封闭自 冷式三相异步电动机。(2 )确定电机容量电动机的输出功率为F=1708NV=0.87m/sD=0.26m由式4燕山大学课程设计说明书#燕山大学课程设计说明书Pw =Fv1000 w1708 0.871000 0.96=1.548kw式中w为卷筒效率 取w =0.96传动总效率a二；2 ；式中q为联轴器效率，=0.99役为齿轮效率，2 =0.97蔦为轴承效率，3 =0.98所以有 a =0.992 0.972 0.984 -0.85P = 1.548kw厂

4、0.85Fd = 1.82kw"V"82kW(3 )选择转速卷筒轴I工作转速为v 600.87 60 1000n =n Dn 280=63.9068 r /min由二级齿轮减速器i, = 8 40，固电动机转速nd =3.907 (840) =511.2562556.28r/min符合这一范围的同步转速有 750r/min, 1000 r /min, 1500 r / min,其中112M-6 (同步转速1000r/min )与Y100L1-4 (同步转速 1500r/min )均较合适综合考虑选择同步转速为1500 r /min,型号为Y100L1-4电动机主要性能参数n

5、 =63.907 / min5燕山大学课程设计说明书6燕山大学课程设计说明书型号额定功 率（k w）同步转 速（r / mi n）满载转 速（r / mi n）启动功率最大功率额定功率额定功率Y100L1-42.2150014302.22. 3四、总传动比的确定和各级传动比的分配满载时电机转速n=1430 r /min电动机型号Y100L1-4帀=1500r / min1430 =22.38n 63.907由 i总=i1i2Kh = . (1.31.5)i =5.395.79, 取 i 5.50,i 4.07 ,五、运动和动力参数得计算各轴转速如下：1轴转速 n1 = nm /i0 二 nm

6、=1430r /min2 轴转速 n> =/A = 260 r/min3 轴转速 rh 二 n2 / i2 = 63.88r/min卷筒轴的转速n4 =n3 = 63.88r /min电动机输出功率为Pd = 1.82kw1轴输入功率P =Pdl = 1.82汉0.99 = 1.80kw2轴输入功率P2 胡巧逼=1.80x0.97x°.98"71kw3轴输入功率P3 胡 3 2 =1.71 0.97 0.98=1.63kw卷筒轴输入功率 P4 = Fn1.58kw由T -9550 P得，各轴输出转矩值如下nD = 26mm nm =1430 r / minia1112

7、= 22.38= 5.50;= 4.07n1= 1430 r / minn2= 260 r /minn3=63.88r/mi nP1= 1.80kwR= 1.71kwF3= 1.63kw7燕山大学课程设计说明书电动机轴 Td 9550x Pd 9550 x 1.82 12.15 N m nm14301 轴h=Td 灯 1=12.03 N m2 轴T2 =可 x i1 灯2“3 =62.90 N m3 轴T3=T2“2 灯2*= 243.34 N m卷筒轴T4 =T3灯3 = 236.09 N m其运动和动力学参数整理于下表运动和动力学参数P4= 1.58kwTd=12.15N -mT1=12.

8、03N -mT2=62.90N -mT3=243.34N - mT4=236.09N - m功率n(r / mi n)转矩T(N m)功率P(kw)传动比i效率n电机轴143012.151.80199 %1轴143012.031.805.5095 %2轴26062.901.714.0795 %3轴63.88243.341.63197 %卷筒轴63.88236.091. 58六、传动零件的设计计算I .高速级齿轮传动的设计1)传动件的选择(1) 由使用条件，选择圆柱斜齿轮(软齿面)(2) 选取8级精度，按GB/T 10095小齿轮45调质250HBS大齿轮45正火210HBS(3) 选取齿数初选

9、小齿轮齿数乙=24大齿轮Z2 =5.50 X24=132, 实际齿数比 i'=132- 20=5.50。对''' X 100% = 5.50 -5.50 100% =0 V 5% 满足要求i5.50(4) 选取螺旋角 初选B = 13° 齿宽系数 书=1.0 (查表6-7)2) 按齿面接触强度设计按式d_32KTU 1 ZeZhZZ -d U U(1 ) 确定载荷系数K由表6-4知使用系数 KA =1.00齿轮为8级精度,估计圆周速度v=3m/s,曰 3 24 = 0.72m/s , 100 100查表6-11b，知动载系数Kv =1.05呂a = 1

10、.88-3.2 丄 + 丄 i cos P =1.6780Z2丿齿轮材料用 45钢，模锻。乙二24Z2=132书=1.0Ka =1.00KV =1.05bsin :n mndfn 24tan 13 = 1.470；-二；-1.678 1.470 =3.118由图6-13知齿间载荷分布系数K 1.43 ,由图6-17齿向载荷分布系数K，1.14 oK 二 Ka K： K ：Kv =1.7117(2) 转矩T1 =1.203 104N mm(3)查图6-19知区域系数ZH =2.44G = 1.43(4)重合度系数因邛=1.470“取邛=1 oKp = 1.14Z 呂=(0.7790K =1.71

11、17(5)1 0(螺旋角系数Z0 = JcosP= 0.9871。查的影响弹性系数T2 =1.23“o4N -mmZe =189.8VMP?Zh=2.44(6)由图可查得接触疲劳极限应力Hlim1 =600MPa ,°H lim2 = 510MPaZ呂=0.7790(7)由公式计算应力循环次数(取Sh =1)Zb =0.98719N1 = 60m jLh =1.2355210Ze =189.8N2 =N =2.2464汇108i2jMPa(8)查图6-25得寿命系数 Khn1 =1, Khn2 =1.11(9)计算接触疲劳许用应力1°H1 - Khn1 * 口日 liml

12、600MPaSHN1 =- -1 1% 1 一 KhN2 汉 H Iim2 X_566.1MpaSh1.23552 心09取 GH 】 = 566.1MPa2.2464汉108(10) 计算小齿轮分度圆直径12燕山大学课程设计说明书13燕山大学课程设计说明书 2 彳鬥"71203空匕卩89.8"44".7790".98" 1Y 1.0=32.187mm5.50566.1(11 )计算圆周速度n d1n1v =- 2.4160 1000m/s(12 )修正载荷系数：按加2.：；。24“578查图 6-11b 得 K；=1.04(13)校正试算的分

13、度圆直径(14 )法向模数 mn= 1.303mm取 mn = 1.5mm(15)计算中心距a = N ® 叫=120.077mm 圆整取 a=120mm 2cos P(16 )按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos2a24 1321.5=arccos=12.83862 120=12° 50' 19 由于B值变化很小,(17)计算分度圆直径所以B值不必修正Z1mn也 cos P cos12750"19r24 汉1536.923mmKHN1 二 1,KhN2 =1.11二 h=566.1 MPad1=32.187mmmn = 1.5mma = 120mm-

14、12°50' 1914燕山大学课程设计说明书15燕山大学课程设计说明书Z2mnCOS :132 1.5cos12 50 19=203.208mm取 di =36.923mmd2 =203.208mm(18)计算齿轮宽度圆整取b2 =37mm,b3)校核齿根弯曲疲劳强度由公式2KT:-F1丫Fa1丫Sal丫 丫,F1 I 二 F2bd1m1(1)重合度系数(2)螺旋角系数(3)计算当里齿数Z1Y； =0.25 075 = 0.697(4)二 45mmF1YFa2YSa2 丫Fa1丫Sa1= 0.8113 ： =25.89cos -Z2Zv2 一3 :cos P= 142.42查

15、图6-21取齿形系数可得丫Fa1 = 2.58，YFa2= 2.17(5) 查图6-22取应力修正系数可得YSa1 =1.59, Y = 1.80(6) 查图6-28b与图6-28c取弯曲疲劳极限应力及寿命系数可得二Fiim1 =530MPa，匚Fiim2 =400MPa；(7) 查图 6-26 Kfn1 二 Kfn2 =1( N1、N2>107)(8) 计算弯曲疲劳许用应力取失效率为1 %，安全系数S=1,由公式得(9 )卜 F1】=Kfn1f Iim1 = 530MPa 卜 F 2 = Kfn 2F Iim2 = 400MPa(10)计算弯曲应力d1=36.923mmd2 =203.

16、208 mmb1=37mmb2=45mm丫广 0.697丫 =0.811% = 25.89Z/ 142.42YFa1 =2.58YFa2 =2.1716燕山大学课程设计说明书Ysa1 =匸59,Ysa2=1.80KFN1 = K FN1=1g = 530MPa<jF2 =400MPa F1 =4.63MPa% =10.4MPa齿轮材料用 45钢，模锻。乙=30 Z2 =122书=1.0KA =1.°；F1 = 46.60MPa ： l；F1 I；f2 =44.37MPa ： 1；十2 I故设计的高速级齿轮合乎要求，即该对齿轮合格。n .低速级齿轮传动的设计1)传动件的选择(1)

17、 由使用条件，选择圆柱斜齿轮(软齿面)(2) 选取8级精度，按 GB/T 10095小齿轮45 调质250HBS大齿轮45 正火210HBS(3) 选取齿数 初选小齿轮齿数 乙=30 Z2 =4.07 X30=122.1，取 122,i'=122-30=4.067，对 口 X 100% =0.25% V5% 满足要求i(4) 选取螺旋角 初选B = 12 ° 齿宽系数 书=1.02)按齿面接触强度设计 按式d _ 3 2KT L1 ZeZhZ Z丄 Y陷U 1 $】H(1 )确定载荷系数K由表6-4知使用系数 Ka =1.00齿轮为8级精度,估计圆周速度v=1m/s竺=0.3

18、m/s，100 100查图6-11b知动载系数Kv =1.02%= 1.88 -3.2 丄+ 丄cosP =1.702<Z1互丿18燕山大学课程设计说明书bsin :n mn= dZlta n0 =2.2097nKV =1.02；=；_= 3.732由图6-13知齿间载荷分布系数K：. =1.45 ,由图6-17知齿向载荷分布系数K =1.13K 二 KA KK Kv =1.671(2) 转矩T2 =9.55 106 P2 =6.29 104 N mmrh(3) 查的区域系数Zh =2.37(4)重合度4-；：1-厂 + -1.0923二(5)螺旋角系数 Z cos 1 =0.9890。

19、查的影响弹性系数Ze =189.8. MPa(6)由图6-27C可查得接触疲劳极限应力J H lim1 - 590MPa，' H lim2 - 470MPa(7)由公式计算应力循环次数N 60n2jLh =2.2464 108N2 =N1 =5.506 107i2G = 1.45Kp = 1.13K =1.671T2 =6.29"04N mmZh=2.37Z呂= 1.092Zb =0.9890ZE =189.8 JMPa20燕山大学课程设计说明书21燕山大学课程设计说明书(9)计算接触疲劳许用应力(S=1)1DKHN1 "Sh 66MPa1二Khn2 "m

20、2 ST612Mpa取=I -612MPa(10)计算小齿轮分度圆直径由公式可得 4 _ 60.178mm(11)计算圆周速度一怎"81汗"(12)修正载荷系数：按益二唱Eg57查表得Kv =1.015可查得(13) 校正试算的分度圆直径d； = d13= 59.981mm(14 )法向模数mnd1, cos P11.956mm取 mn = 2.0mm(15)计算中心距z« z2 mna = 12 一 - =155.395mm 圆整取 a=155mm2cos PN1 二2.2464 108N 2 =5.506 107KHN1 =匸11 ,KHN2 = 1.20；h

21、=612MPad1=60.178mm22燕山大学课程设计说明书(16)按圆整后的中心距修正螺旋角R(Zi+Z2)mn(30+122 2.0P =arccos= arccos=11.29112a2x155=11° 17' 28由于B值变化很小，所以B值不必修正(17) 计算分度圆直径z1mn30父2.0d1 = & ： = = 61.184mmcos P cos11.2911Z2mn122 7.0_cc"d2 =d = = 248.816mmcosP cos11.2911(18) 计算齿轮宽度匕=屮抽=1.0域61.184 = 61.184mm圆整取b2 =

22、60mm, b| = 65mm3)校核齿根弯曲疲劳强度由公式S1泉1乞丫并乞&F升2=bd1 mnYFaMa1(1 )重合度系数丫呂“公十075 0.6907(2) 螺旋角系数甲=1.44 >1,取邛=1,所以 Y0=1 邛20° = 0.8090(3) 计算当量齿数Zv1 '_-3'-31.81cos3 戸 cos311.2911?Z2122Zv2 一3 B 一3? 一 129.37cos Pcos 11.2911mn = 2.0mma =155mmB =11°17' 28d1=61.184mmd2 =248.816 mmb1=65m

23、mb2=60mm丫 = 0.690723燕山大学课程设计说明书Z/ 31.81Z/2 = 129.37YFa1 二 2.50YFa2 =2.15丫sa1 = 1.66?Ysa2 -1.83KfN1 = K FN1二 1二 F1】=500MPam = 400MPa；F1 = 66.39MPa* 二 73.19MPa(4) 查图6-21取齿形系数可得YFa1 =2.50, YFa2 =2.15(5) 查图6-22取应力修正系数可得Ysai =1.66, 丫竝=1.83(6) 查图6-28b与图6-28c取弯曲疲劳极限应力及寿命系数可得二 Flim1 =500MPa，二 Flim2 =400MPa

24、；由图按 2=2.2464 1 08, N2 =5.506 107分别查得Kfn1二Kfn2 =1(7) 计算弯曲疲劳许用应力取失效率为1 %，安全系数S=1,由公式得(8 )二 F1= Kfn1；F Iim1 =500MPa 匚F2= KFN2；Flim2 =40°MPa(9)计算弯曲应力有公式可得cF1 =66.39MPa ： LF1 丨；F2 二 73.19MPa ： I；f2 I七. 轴的设计和计算及校核1).初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：dC 3及= l

25、l.553mm nid2 ZC2 £31 = 22.108mmd3 ZC3 x 3空=34.739mmrn3考虑到i轴要与电动机联接，初算直径 联轴器空相匹配，所以初定di必须与电动机和di=20mm d2 =30mm da =35mm2).轴的结构设计输出轴的初步设计如下图:1-00CZ73LOLO0000607555.5 16 58 1- 35.5= 20mm d2 = 30mm d3 =35mm装配方案是：联轴器、轴承、无零件、无零件、齿轮4轴承依次从轴的左端到右端安装轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承 受轴向力时，直径变化值要大些，可取58) mm否则可取(

26、13) mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=25燕山大学课程设计说明书(13) mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。ABcR、p3) 键连接，齿轮或联轴器与轴间采用 A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键14 X 50GB1096-79,键10 X 50GB1096-79.4) 输出轴的受力分析画出轴的受力简图如图所示，计算支撑反力。水平面受力:M c 二 R； AC -Fr BC Fa d =0 2M A =

27、 Fr AB Fa d R2 AC =02竖直面受力:AC-Ft BC=O MA=Ft AB-R' AC=O其中 T=243.34N?m28燕山大学课程设计说明书R129燕山大学课程设计说明书(5) 由弯矩图与转矩图可知齿轮中点处应力最大，从应力集中对轴的影 响来看，齿轮两端过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响度相当 大，其左端面不受扭矩故不用校核。中点处虽然应力较大但应力集中不是太大，且轴径较大，故也不许 校核。又因键槽应力集中系数比过盈的小，故只需校核齿轮右端面处 即可。(6) 校核轴强度 轴材料选用45钢，调质处理，bb =650MPaQs =360MPa查机械设计表 10-5

28、知弯曲极限应力 b丄=0.45口b =292.5MPa,<r0 =0.8何b =526.5MPa扭剪极限应力=0.2gb =169皿卩&,® = 0.58b =325MPa由公式屮口屮2J-5得屮 旷0.111，導兀=0.04-0.5538,Is】取值氾围在1.41.8之间，取1.8暫 650 齿轮右端截面应力106173.94 工“ 60)Mt汉，108-76681.18N mm1 108 1 2 丿M176681.18坊=3 =8.415MPa ,° =0a W0.1 汉453mT 243340t= 一3 =13.35MPaW 0.2 汉 453% =略=

29、6.68MPa2 截面有效应力集中系数因在此截面有轴径变化，过渡圆角半径r=2mm其应力集中可由机械设计表10-9查得D =5° =1.11d 45-= = 0.044d 45由插值法可得心=1.8980=1.37 表面状态系数B及尺寸系数名口、由机械设计表 10-13与表10-14( Ra_1.6»m, b_650MPa)可得吩= 0.84% =0.78P =0.91875,取 B =0.92 求安全系数N0=107，硬度兰350HBS,N=60njLh =60 汉 63.88 汉 1 汇8汉 300 汉 6=5.519 汉 107 >N0故取N=107查机械设计

30、P44 ，m=9，故kN -Jn "屮肯0.111,屮 1=0.0432燕山大学课程设计说明书K：厂1.898K =1.37Sk=14.15er ki 898-a 匸m8.415 0.111 0_-0.92 0.841 169 12.98 1 376.68 0.04 6.680.92 0.78kN 1S _ ki i +屮 I: a .m.-0.84.=0.78=0.92即综合安全系数为S SS =9.57 S八、轴承的选择轴承的校核（轴皿）选择使用角接触球轴承，根据轴直径 d=40mm角接触球轴承的型号为 7008C （15°），N=1071） 查7008C轴承得C=20

31、.0kN，C0错误！未找到引用源。 =15.2kN33燕山大学课程设计说明书#燕山大学课程设计说明书S=9.57>S 该轴合乎要 求Fr1 =Jr'2 +R，2 =1568.52NF2 =龈22 R22 -983.09NFa = Fa4 = 465.33N轴承1，2的内部轴向力分别为3 =0.4片=627.41NS2=0.4Fr2=393.24N因为 S+Fa=1092.74N>S故轴承i“放松” n “压紧”。则两轴承的轴向力分别为Fa1=S=627.41N 错误！未找到引用源。Fa2 =S1+Fa=1092.74N2）计算当量动载荷查机械设计表 11-7取fp = 1.

32、2iFaiCo=0.0305,Fa1 =0.40=e,查表 11-6得，X1=1, Y1=034燕山大学课程设计说明书#燕山大学课程设计说明书iFa2C0=0.0538,區=1.11>e，Fr2查表11-6得,X2=0.44, Y2 =1.314#燕山大学课程设计说明书#燕山大学课程设计说明书S1 =627.41NS2=393.24NF；1=627.41NE2 =1092.74N则轴承1的当量动载荷为P1.2 X1Fr1 +YFa1 =1882.224N则轴承2的当量动载荷为P 2 = 1.2 X2Fr2+Y2Fa2 =2242.104N故 P=2242.104N3）校核轴承寿命球轴承故

33、；： =3106 fC f则轴承的寿命为 Lh10 =1.852 105h 14400h60n P寿命合乎要求九. 键的选择校核计算1）.联轴器I其中d=20mm普通平键（铸铁）b=6h9mm, h=6h11mm L=45mm接受长度丨=L-b=45-6=39mm键与轮毂接触高度h' =0.5h=3mm查机械设计表3-1取 回p=80MPa2T X103- n% =L, =10.28MPa £ cpphl d- p-合格2）齿轮U其中d=35mm普通平键（铸铁）b=10h9mm, h=8h11mm L=28mm接受长度l =28-10=18mm键与轮毂接触高度h' =

34、0.5h=4mm查机械设计表3-1取 少p=80MPa32T x106 =49.92MPa "p phl d- p -合格3）齿轮川 其中d=35mm普通平键（铸铁）b=10h9mm, h=8h11mm L=56mm接受长度l =56-10=46键与轮毂接触高度h' =0.5h=4mm查机械设计表3-1取 少p=80MPa32TF03- np , ,19.53MPa £ |竹丨phl dIP=2242.104NS0=1.8520h轴承合格p = 10.28MPa合格4）.齿轮W 其中d=45mm普通平键（铸铁）b=14h9mm, h=9h11mm L=50mm接受长

35、度丨=50-14=36mm键与轮毂接触高度h' =0.5h=4.5mm查机械设计表3-1取 抄p=80MPa2T X103- n p =l,=66.76MPa £ 叭 1 phid- p-合格5）.联轴器U 其中d=35mm普通平键（铸钢）b=10h9mm, h=8h11mm L=50mm接受长度i =50-14=36mm键与轮毂接触高度h' =0.5h=4mm查机械设计表 3-1取pp=140MPa2TF03- n% =, ,=96.56MPa £phid-合格十.润滑和密圭寸说明1）.润滑说明因为第二轴上浸油齿轮分度圆圆周速度n 4 dV= n2 d -

36、2.41m/s>2m/s60 勺 0000 p = 49.92Mpa仃 p = 19.53Mpa p = 66.76MPa故取润滑油润滑取浸油深度h=50mm大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑； 润滑油使用普通工业齿轮油 SH-15 0滑油。轴承采用润滑油飞溅润滑，结构设计油沟。匚 p = 96.56MpaV=2.41m/s油润滑2) 密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。 剖分面允许涂以密圭寸胶或水玻璃。轴伸处密圭寸应涂上润滑脂。透盖处选用合适的有骨架的旋转式唇形密封圈密封。十一.拆装和调整的说明1) .在安装调整轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游 隙大小将影响轴

37、承的正常工作。对第二轴和第三轴(中间级和低 速级)轴直径分别为30mn和40mm寸，可取游隙为0.040.07mm； 对高速级的角接触轴承轴直径为 30mm可取游隙为0.050.1mmo2) .在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点， 侧隙和接触斑点是由传动精度确定的， 可查手册。当传动侧隙及 接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整 传动件的啮合位置。3) .其他要求1. 装配前，应按图纸检验零件的配合尺寸，合格零件才能装配。 所有零件要用煤油或汽油清洗，机体内不许有任何杂物存在，内 壁应涂防蚀的材料。2. 应调整轴承轴向游隙：7005C为0.03-0.05mm，70

38、06C为 0.04-0.07mm，7008C为 0.04-0.07mm；3. 机座与箱盖划分面上的定位销加工时，应将上箱体和下箱体 固定后配钻、配铰。4. 所使用铸件不允许有缩孔、沙眼和渗漏现象。5. 用涂色法检查斑点。按齿高接触斑点不小于35%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时，可用研磨或刮研。6. 减速器在使用前加HJ-50润滑油至规定高度处。7. 减速器表面涂灰色油漆。十二.减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度， 箱体的一些 结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工 作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响，但由于其形状 的不规则和应力分布的复杂

39、性，未能进行强度和刚度的分析计 算。但是可以根据经验公式大概计算出尺寸， 加上一个安全系数 也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的 尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。窥视孔盖尺寸是以 保证可以看到传动件啮合取位置，并有足够大小保证能伸手操 作，原则上孔盖长度L>140mm取160mm放油螺塞安排在油池最 低处并且不予其他零件干涉的区域，以便放油，加密封圈加强密 圭寸，尺寸参照标准。油标尺高度及角度保证油孔位置在油面上，同时油标尺应足 够长深入油液中，油液咼度对低速齿轮可淹没至大齿轮 2个齿咼 到1/3齿轮半径处，尺寸参照有关标准。油标尺座孔倾斜位置考 虑便于加工，

40、如铣沉孔应避开箱体凸沿；通气器结合使用环境选 择，保证箱体内气体自由膨胀溢出，同时避免灰尘进入，尺寸参 照图册尺寸；启盖螺钉螺纹长度大于机盖凸缘厚度， 头部做成圆 柱形，避免顶坏螺纹。疋位销配置在相体联接凸缘对角线方向以提咼疋位精度，长度打英语箱座和箱盖联接凸缘厚度，便于拆卸。箱盖上铸造吊耳， 尺寸参照图册和有关标准。铸铁减速器箱体结构尺寸如下表部位名称符号公式尺寸值箱座厚度60.01© +d2 )兰810箱盖厚度Ze(0.8-0.85© >810箱座凸缘厚度k'v1.5615箱盖凸缘厚度bi1.5d15箱座底凸缘厚度b22.5625地脚螺栓直径df0.0154 +d2 )+11216地脚螺栓数目n6轴承旁连接螺栓直径di0.75df12箱盖和座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df10联接螺栓d2的间距l150-200160轴承端盖螺钉的直径d3(0.4-0.5)df8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4 pf5定位销直径d(0.7-0.8 )d8df至外壁距离Ci22did2至凸缘边缘距离C224轴承旁凸台半径Rii8凸台高度h40外箱壁至轴承座端面距li50大齿轮顶圆与内机壁距ii3齿轮端面与内机壁距离i2箱盖、箱座肋厚mimmi 化 0.85®m 常