单级减速器课程设计完美

单级减速器课程设计圆满单级减速器课程设计圆满单级减速器课程设计圆满标准文档长安大学课程设计说明书课程名称：机械设计/原理题目名称：单级圆柱齿轮减速器学院：工程机械学院姓名：学号：班级：01体系（1）班指导老师：2003年12月22日合用文案标准文档目录1设计任务书---------------------------------------------------4传动装置整体设计方案2.1拟订传动方案-----------------------------------------------4电动机的选择计算3.1所需电动机的输出功率---------------------------------------5工作机的功率---------------------------------------------5传动装置的总效率-----------------------------------------5所需电动机的输出功率-------------------------------------53.2选择电动机的转速-------------------------------------------5计算传动滚筒的转速---------------------------------------5选择电动机的转速-----------------------------------------63.3选择电动机的型号-------------------------------------------6传动装置的运动和动力参数计算4.1分配传动比-------------------------------------------------6总传动比-------------------------------------------------6各级传动比的分配-----------------------------------------64.2各轴功率、转速和转矩的计算---------------------------------7传动部件的设计计算5.1V带传动的设计----------------------------------------------85.2圆柱齿轮传动的设计计算------------------------------------126轴的设计计算6.1高速轴传动轴的设计----------------------------------------176.2低速轴传动轴的设计----------------------------------------21转动轴承的选择及其寿命计算7.1高速轴轴承的计算------------------------------------------257.2低速轴轴承的计算------------------------------------------26键联接的选择和验算8.1电动机与小带轮的键联接------------------------------------288.2大带轮与高速轴轴伸的键联接--------------------------------28合用文案标准文档8.3低速轴轴伸与联轴器的键联接--------------------------------298.4大齿轮与低速轴的键联接------------------------------------298.5小齿轮与低速轴的键联接------------------------------------309联轴器的选择------------------------------------------------30其他零部件的设计计算10.1箱体-----------------------------------------------------3110.2检查孔及其盖板-------------------------------------------3310.3通气器---------------------------------------------------3310.4轴承盖和密封装置-----------------------------------------3310.5轴承挡油盘-----------------------------------------------3410.6定位销---------------------------------------------------3410.7起箱螺钉-------------------------------------------------3410.8油面指示器-----------------------------------------------3410.9放油螺钉-------------------------------------------------3410.10油杯----------------------------------------------------3510.11起吊装置------------------------------------------------35润滑与密封11.1减速器齿轮传动润滑油的选择-------------------------------3511.2减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择-------------------------3511.3轴承密封装置的选择---------------------------------------3512保护与注意事项---------------------------------------------3613设计小结---------------------------------------------------3614参照资料---------------------------------------------------37合用文案标准文档1、设计任务书题目A：设计用于带式运输机的传动装置。数据：运输带工作压力F=1500N，运输带工作速度V=1.7m/s，卷筒直径D=280mm。工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用限时：十年。大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7——8级精度齿轮。动力本源：电力，三相交流（220/380V）。运输带速度赞同误差：±5%。设计工作量：1.减速器装置图1张。部件图1张——3张。设计说明书1份。2、传动装置整体设计方案采用单级圆柱齿轮减速器合用文案标准文档计算及说明结果电动机的选择3.1所需电动机的输出功率3.1.1工作机的功率传动滚筒所需的有效功率Fv15001.72.55(KW)Pw2.55Pw10001000KW3.1.2传动装置的总效率传动装置的总效率212345确定各部分的效率以下：（1）联轴器的效率：1=0.99（2）一堆转动滚子轴承的效率：2=0.98（3）闭式齿轮传动的效率：3=0.98（暂定齿轮精度为7级，稀油润滑）（4）V带传动的效率：4=0.95（5）传动滚筒的效率：5=0.96传动总效率：0.990.9820.980.950.960.86720.86723.1.3所需电动机的输出功率Pw2.55所需电动机的功率Pr2.94(KW)0.86722.94Pr按工作要求及工作条件采用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，KW电压380V，Y系列。依照Y电动机功率，可选Y100L2-4型，或Y132M-8额定功率均为3KW，均满足P0Pr要求3.2选择电动机的转速nw=76.42计算传动滚筒的转速(r/min)合用文案标准文档传动滚筒的工作转速60v601.7115.96(r/min)nw0.35D选择电动机的转速现以同步转速为750r/min和1500r/min两种方案进行比较方案号电动机额定功同步转满载转电动机总传动号率/KW速速质量比/(r/mi/(r/mi/kgn)n)1Y132M-37507108012.5782Y100L23150014303412.57-4综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较合适。此选定电动机型号为Y100L2-4。3.3选择电动机的型号采用Y100L2-4型三相异步电动机的数据和安装尺寸额定功率3外伸轴直径28j6P0/KWD/mm满载转速1430外伸轴长度60n0/(r/min)E/mm额定扭矩N/m2.2外伸轴键槽宽8度F/mm电动机中心距0外伸轴键槽深7H/mm100-0.5度G-D/mm传动装置的运动和动力参数计算总传动比

Y112M-6型电动机Y100L2-4型电动机i12.33i13i24.11合用文案标准文档选定电动机的满载转速n01430r/min，总传动比in0143012.33nw115.96各级传动比的分配选定V带的传动比i13，则减速器的传动比i2i12.334.11i13计算及说明4.2各轴功率、转速和转矩的计算（1）0轴：电动机轴P0Pr2.94KWn01430r/minT09550P095502.9419.63Nmn01430（2）1轴：减速器高速轴动力从0轴到1轴经历了V带传动和一对转动轴承，估发生两次耗费10.950.980.931P1P012.940.9312.737KWn1n01430476r/mini13T19550P195502.73754.91Nmn1476.66（3）2轴：减速器低速轴动力从1轴到2轴经历了1轴上的一对转动轴承和一对齿轮传动0.980.980.9604P2P1122.7370.96042.6286KWn2n1476115.81r/mini24.11T29550P295502.6282221.16Nmn2115.814）3轴传动滚筒轴动力从2轴到3轴经历了2轴上一对转动轴承和联轴器

结果P02.94n01430T019.63P12.737n1476.66T154.91P22.63n2115.81T2221.16合用文案标准文档230.990.980.9702P32.55P3P2232.630.97022.55KWn3115.81n3n2115.81T3211i01115.81r/min1T39550P395502.55211Nmn3115.81计算及说明结果运动和动力参数计算结果整理于表：轴序号功率P/KW转速n/(r/min)转矩T/(N.m)02.94143019.6312.73476.6654.9122.63115.81221.1632.55115.81211.29传动形式与传动比汇总传动形式传动比效率联轴器10.97齿轮传动4.110.96V带传动30.95传动部件的设计计算5.1V带传动的设计已知：电动机的功率P=3KW，转速n01430r/min，减速器输入轴转速n1476r/min，赞同误差±5%，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，一班制。1、确定计算功率Pca。由表5-4查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.1×3kW=3.3kWPca=3.3kW2、选择V带的带型。合用文案标准文档依照Pca、n1由图5-9采用A型3、确定带轮的基准直径dd，并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1。由表5-3和表5-5，取小带轮的基准直径dd1=95mm>dmin=75。dd1=95计算及说明结果2）验算带速v。按式（5-17）验算带的速度vdd1n1=951430=7.11m/sV=7.11601000601000因为5m/s<v<30m/s；故带速合适3）计算大带轮的基准直径dd2，依照式（5-5）；dd2=n1·d1·(1-ε)/n2=i0·d1·(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.3mm依照表5-7，圆整为dd2=280mm4确定V带的中心距a和基准长度Ld。dd2=2801）依照式（5-2），初定中心距a0=500mm0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)262.5mm≤a0≤750mm初定a0=400mm由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0(dd1dd2)(dd2dd1)24a02[2400(95280)(28095)2]mm244001410.44mm由表5-2选带的基准长度Ld1430mm3）按式（5-22）计算实质中心距aaaLdLd0(40014301410mm02)4102合用文案标准文档中心距的变化范围为amina0.015Ld388amaxa0.03Ld452388mm<a<452mm计算及说明5、依照式（8-7）验算小带轮上的包角11180(dd2dd1)57.3180(28095)57.315490a4106、计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=95mm和n0=1430r/min，查表P01.07kW依照n0=1430r/min，i3和A型带，查表P00.17kW查表5-6得Ka0.93，表5-7得KL0.96，于是Pr(P0P0)KaKL[(1.070.17)0.930.96]kW1.107kW计算V带的根数zPca3.32.9取3根z1.107Pr7、计算单根V带的初拉力的最少值(F0)min由表5-1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以由式（5-25）得(F0)min500(2.5Ka)Pcaqv2Kazv[500(2.50.93)3.30.1(7.11)2]N0.9337.11135.65N应使带的实质初拉力F0(F0)min8、计算压轴力FP依照式（5-26）压轴力的最少值为(FP)min2z(F0)minsin1[23135.65sin153]N791.41N22

a=410结果=154oz=3(F0)min=135.65NFP=791.4合用文案标准文档计算及说明结果5.2圆柱齿轮传动的设计计算、选定齿轮传动种类、资料、热办理方式、精度等级。所设计齿轮传动属于闭式传动。平时小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，采用价格低价便于制造的资料，小齿轮的资料为45号钢调质，齿面硬度为210HBS，大齿轮采用45号钢正火，齿面硬度为180HBS。齿轮精度初选8级由Hmin1560MPa,Hmin2H得540MPa,s=1.1[σH1]=σHlim1/sH=560/1.1Mpa=509.1Mpa[σH2]=σHlim2/sH=540/1.1Mpa=490.9Mpa由Fmin1180MPa,Fmin2F170MPa,S=1.3[σF1]=σFlim1/SF=180/1.3Mpa=138Mpa[σF2]=σFlim2/SF=170/1.3Mpa=131Mpa按齿面接触强度进行设计设齿轮按8级精度制作，去载荷系数K=1.2,齿宽系数ψa=0.4T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.73/476.66=5.46×104N·mmT1=9.55×106×P/n2=2.16×104N·mm（3）按齿面接触疲倦强度设计准则kT13352a(u1)3uΨa［σH］1042=(4.181)31.25.463354.180.4［490.9］=136.62mm取Z1=21，则Z2=uz1=4.18×21=87.78,取Z2=88。故实质传动比i=Z2/Z1=88／21=4.19m2a2136.62模数Z1Z2212.51mm88查表5-1取m=3mm确定中心距a=mZ2）=3(2188)=163.5mm（Z122齿宽b=ψ×a=0.4×163.5=65.4a

z1=21z2=88a=0.4合用文案标准文档取b2=66mm，b1=70mm波折疲倦强度计算：查图5-26得Kt=1.2YF1=2.87,YF2=2.27,Kt=1.2F1=2KtTY/(b*m2*Z)1F1121.25.611042.8765.43221=31.26Mpa<[F1]F2=F2F131.262.27F2]，F124.72Mpa<[2.87故吻合强度要求。齿轮的圆周速度V=πd1n1/(60×1000)=3.14×3×21×484.75/60000=1.60m/s应采用8精度是合适的（５）几何尺寸计算中心距:a=163.5mm模数:m=3mm齿数：Z1=21Z2=88分度圆直径：d1=63mmd2=264mm齿顶圆直径：da1=3×(21+2)=69mmda2=3×(88+2)=270mm齿根圆直径：df1=3×(21－2.5)=55.5mmdf1=3×(88－2.5)=256.5mm齿宽：b1=70mmb2=66mm计算及说明结果轴的设计计算6.1高速轴传动轴的设计1.输出轴上的功率P12.73KW，转速n1476.66r/min和转矩T154.91Nm求作用在齿轮上的力因为已知小齿轮的分度圆直径d163mm合用文案标准文档Ft2T1254910d11743N63Ft1743FrFttan1743tan20635NFr635FnFt1743cos1798Ncos20初步确定轴的最少直径，采用轴的资料为45钢，调质办理，取A0113。dmin(15%)A03P11.051132.73，圆整为22mmn1321.6mm476.66dmin21.6输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的结构设计（1）拟订轴上部件的装置方案②⑦③⑤④图1⑥计算及说明结果1).为了满足大带轮的轴向定位要求，1段左端需制出一轴肩，轴肩高度h0.07d，故取h1.5mm故取2段的直径d122mmd2d12h2221.525mm；右端用轴端挡圈定位，且大带轮L180mm与轴配合，所以1段得长度L180mmd225mm合用文案标准文档2).第3段的直径d3d22h2521.528mm，初步选择滚动轴承.依照工作要求并依照d328mm，查手册采用深沟球轴承6006，其尺寸为dDB30mm55mm13mm，故第三段的直径改为d3=30mm,d=30mm，L=13mm。而为轴向定位左边的轴承，取d=34mm,dd30mm77637L6=5mm。3).取安装齿轮处的轴的直径d435mm；齿轮的右端与右轴承L713mm之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=68。齿轮的左端采d634mm用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h2.5mm，则轴环处的d435mm直径d540mm。轴环宽度b1.4h，取L5=5mm。L468mm4).轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而d540mm定)。依照轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故L2=53。L55mm5).取齿轮距箱体内壁的距离a11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定转动轴承地址时，应距箱体内壁一段距离s，取s11mm，已L253mm知转动轴承宽度B13mm，则L3Bsa13111135mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。d122mml180mmL335mmd225mml253mmL65mmd330mml335mmd435mml468mmd540mml55mmd634mml65mm合用文案标准文档d730mml713mm由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=113mm计算及说明结果按弯矩复合强度计算①求齿轮分度圆直径：已知d1=63mm②求转矩：T15.41104N.mm③求圆周力：Ft=2T1/d1=108200/63=1717.46N④求径向力FrFr=Fttanα=1717.46×tan200=625.11N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=50.5mmLB=62.5mm绘制轴受力简图（如图a）(2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=625.11/2=312.55NFAZ=FBZ=Ft/2=858.73N截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyLA=312.55×50.5=15783.76N·mmMC2=FByLB=312.55×62.5=19534.38N·mm取最大的值MC2=19534.38N·mm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）合用文案标准文档截面C在水平面上弯矩为：M′C1=FAZLA=858.73×50.5=43365.87N·mm′C2=FBZLB=858.73×62.5=53670.63N·mm取最大的值M′C2=53670.63N·mm绘制合弯矩图（如图d）C22=(19534.38220.5M=Mc2Mc2+53670.63)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.73/476.66=5.46×104N·mm绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：MeMc2T21253570.6320.65460020.562793.55N.mm校核危险截面C的强度由式合用文案标准文档M0.1

e62793.55322mm1b0.160d435mm＞22mm∴该轴强度足够。计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFAY=FBY=Fr/2=312.55NFAZ=FBZ=Ft/2=858.73N弯矩MM′=53670.63N·mmM=19534.38N·mmC2C2总弯矩M19534.38253670.63253670.63Nmm扭矩TT154100Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，平时只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力d3bh(db)2353108(3510)2W2d322353494.957532M12(T1)259226.852(0.654100)2caW3494.9520MPa

ca23.95合用文案标准文档从前已经选定轴的资料为45钢，调质办理，由表15-1查得[1]60MPa。所以ca[1]，故安全。计算及说明结果6.2低速轴的计算1.输出轴上的功率P12.63KW，转速n1115.82r/min和转矩T1221.16Nm求作用在齿轮上的力因为已知小齿轮的分度圆直径d2264mm2T12221160Ft1675Ft1675NFr609d1264Fn1782FrFttan1675tan20609NFt1675Fn1782Ncoscos20初步确定轴的最少直径，采用45#调质，硬度217~255HBS，取A0112。dmin(13%)A0P11.0311232.63332.62mm，圆整为33mmn1115.82轴的结构设计（1）拟订轴上部件的装置方案合用文案标准文档⑦⑤③④②①⑥图3计算及说明结果1).输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时采用联轴器型号。查手册，采用GYH5的Y型凸缘联轴器。所以d=35mm，L=82mm。1段左d240mm11端需制出一轴肩，轴肩高度h0.07d，故取h2.5mm故取2段L182mm的直径d2d12h3522.540mm；2).第3段的直径d3d22h4022.545mm，初步选择滚L12110mm动轴承.依照工作要求并依照d345mm，查手册采用深沟球轴承6009，其尺寸为dDB45mm75mm16mm，故第三段的直径改L65mm为d3=45mm,d7=45mm，L7=16mm。而为轴向定位左边的轴承，取d6=50mm,L6=5mm。L716mm3).取安装齿轮处的轴的直径d450mm；齿轮的右端与右轴承d3d745mm之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为66mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=65mm。齿轮的左端d650mm采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h3.5mm，则轴环处d450mm的直径d557mm。轴环宽度b1.4h，取L5=5mm。L465mm4).轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而d557mm定)。依照轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求，取端盖的L55mm合用文案标准文档外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故L2=53。L253mm5).取齿轮距箱体内壁的距离a11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定转动轴承地址时，应距箱体内壁一段距离s，取s11mm，已知转动轴承宽度B16mm，则L3Bsa16111138mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。d135mml182mmd240mml253mmd345mml338mmd450mml465mmd557mml58mmd650mml65mmd745mml716mm由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=116m计算及说明按弯矩复合强度计算①求齿轮分度圆直径：已知d2=264mm②求转矩：T22.164N.mm10③求圆周力：Ft=2T2/d2=43200/264=163N④求径向力FrFr=Fttanα=163×tan200=59N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=54mmLB=62mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=29.5NFAZ=FBZ=Ft/2=81.5N截面C在垂直面弯矩为

L338mmL6713mm结果合用文案标准文档MC1=FAyLA=29.5×54=1593N·mmMC2=FByLB=29.5×62=1829N·mm取最大的值MC2=1829N·mm截面C在水平面上弯矩为：M′C1=FAZLA=81.5×54=4401N·mmM′C2=FBZLB=81.5×62=5053N·mm取最大的值M′C2=5053N·mm(3)MC=Mc2222+50532)0.5=5053N.mmMc2=(1829转矩：T2=9.55×106×P/nⅡ=9.55×106×2.63/115.81=2.16×105N·mm转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：221220.5250530.6216000MeMcT129698.46N.mm校核危险截面C的强度由式Md30.1

e129698.46327.85mm1b0.160d450mm＞27.85mm∴该轴强度足够计算及说明结果从轴的结构图以及弯矩图和扭转图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C出的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFAY=FBY=29.5NFAZ=FBZ=81.5N弯矩MM′C2=5053N·mmMC2=1829N·mm总弯矩M=22Mc2Mc2=5053N.mmC扭矩TT2=2.16×105N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，平时只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强合用文案标准文档度。依照式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力d3h*b*(db)2353108(3510)2W2d3223494.95753235M12(T1)2113538.8022(0.6503590)214.34MPacaW22506.29从前已经选定轴的资料为45钢，调质办理，由表15-1查得[1]60MPa。所以ca[1]，故安全。计算及说明转动轴承的选择及其寿命计算依照条件，轴承预计寿命Lh=8×365×16=46720小时输入轴的轴承设计计算（1）因该轴承在此工作条件下只碰到Fr径向力作用，所以P=Fr=947.63N（2）查课本表P112，选择6006轴承，基本额定载荷Cr=12.3KN由课本式11-3有Lh106fpCr)106112300360n(（1.1）56487.4346720fdP60484.75947.63

ca14.34结果∴预期寿命足够∴此轴承合格输出轴的轴承设计计算（1）因该轴承在此工作条件下只遇到Fr径向力作用，所以P=Fr=917.86N2）查课本表P112，选择6009轴承，基本额定载荷Cr=21KN由课本式11-3有Lh106(fpCr)106121000360nfdP（1.1）1293052.454672060115.98917.86合用文案标准文档∴预期寿命足够∴此轴承合格计算及说明结果键联接的选择和验算输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=22mm,L1=80mm查书P204得，采用A型平键，得：键6×50GB1096-2003T=5.61×104N·mmh=6mm依照课本P243（10-5）式得p=4·T/(d·h·L)=4×5.61×104/（22×6×（50－6））=38.64Mpa<[σR](100Mpa)所以吻合要求。2、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径d3=35mmL3=68mmT=5.61×104N·mm查书P204采用A型平键键10×50GB1096-2003L=50mmh=8mmσp=4·T/（d·h·l）=4×5.61×104/（35×8×（50－10）=20.54Mpa<[σp](100Mpa)所以吻合要求。3、输出轴与齿轮2联接用平键联接5轴径d4=50mmL4=65mmT=2.23×10N.mm键14×50GB1096-2003L=50mmh=9mmp=4·T/（d·h·l）5=4×2.23×10/（50×9×（50－14））=55.06Mpa<[σp](100Mpa)所以吻合要求。合用文案标准文档4、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径d1=35mmL1=82mmT=2.23×105N.mm查书P204选A型平键GB1096-2003键10×50GB1096-2003L=50mmh=8mmp=4·TⅡ/（d·h·l）=4×2.23×105/（35×8×（50－10））=79.64Mpa<[σp](100Mpa)所以吻合要求。所以所选的键吻合强度要求键的标记为：键870GB/T1096-2003计算及说明10其他零部件的设计计算10.1箱体箱体由灰铸铁铸造而成，其结构设计以下表所示：名称符号下箱体壁厚上箱体壁厚1下箱座剖面处凸缘厚b度上箱座剖面处凸缘厚b1度机座底凸缘厚度b2地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承旁联系螺栓直径d1机盖与机座联接螺栓d2直径联轴器螺栓d2的间距L

P79..64结果数值881212202041612160合用文案地脚螺栓数目轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径df，d1,d2至外机壁距离df，d2至凸缘边缘距离承旁凸台半径凸台高度外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离

标准文档nd3d4dC1C2R1hL1△1△2M1，M2D2S计算及说明

4108826,22,1824,1624,16依照低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准60，4418158，890,98尽量凑近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般S=D2结果合用文案标准文档10.2检查孔及其盖板为了检查传动部件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的上箱顶盖可以直接观察到齿轮啮合部分的地址设置检查孔。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。检查孔的大小应赞同将手伸入箱内，以便检查齿轮啮合的情况。10.3通气器减速器工作时，箱体内温度高升，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸也许其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。通气器是拥有垂直相通气孔的通气螺塞。通气螺塞旋紧在检查孔盖板的螺孔中。这种通气器结构有滤网，用于工作环境多尘的场合，防尘收效较好。选M12*1.2510.4轴承盖和密封装置为了固定轴系部件的轴向地址并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承比较方便。计算及说明结果10.5轴承挡油盘合用文案标准文档为了防范箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内的一侧安装挡油盘。10.6定位销为了精确地加工轴承座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔向来保持加工时的地址精度，应在精加工轴承座前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上装置定位销。两个定位圆锥销部署在箱体纵向两侧联系凸缘上，并呈非对称部署以加强定位收效。销GB/T117-2000A10*6010.7起箱螺钉为了加强密封收效，平时在装置时于箱体剖面上涂以水玻璃或密封胶，所以在拆卸时经常因胶结亲密使分开困难。为此在箱盖联结凸缘的合适地址，加工出1~2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉即可将上箱盖顶起。螺钉GB/T86-1988M10*3010