圆锥圆柱齿轮减速器课程设计说明书

第页目录设计任务书……………….2传动方案的拟订及说明…………….3电动机的选择……………4计算传动装置的运动和动力参数……………..6传动件的设计计算……………………15滚动轴承的选择及计算……………34键联接的选择及校核计算……….38联轴器的选择………….41润滑与密封…………………42箱体大体尺寸计算…………………..42参考资料目录………………44设计任务书设计题目设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=12000N，带速v=16cm/s，卷筒直径D=240mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），两班制。传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为二级圆锥圆柱减速器。电动机的选择1选择电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2确定传动装置的效率查《机械设计课程设计》表2-3得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.98闭式圆锥齿轮的传动效率：η3=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率：η4=0.97开式圆柱齿轮传动效率：η5=0.95工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率η3选择电动机的容量工作机所需功率为P4确定电动机参数电动机所需额定功率:P工作转速：n由《机械设计课程设计》表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据,并记录备用。5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以则低速级的传动比为i减速器总传动比i计算传动装置运动学和动力学参数1电动机输出参数功率：转速：扭矩：2各轴功率pPPPw=P3×ηw×η1×η2^2=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98=3.2kW3各轴转速nnnn4各轴扭矩TTTT减速器高速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3=73。实际传动比i=3.042（3）压力角α=20°。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即d（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KHT=1.32）查教材图标选取区域系数ZH=2.5T=9550000×4）选齿宽系数φR=0.3由《机械设计（第九版）》图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ6）由《机械设计（第九版）》表10-5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa^0.57）计算应力循环次数NN8）由《机械设计（第九版）》图10-23查取接触疲劳系数：9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入[σH]中较小的值d2）计算圆周速度vdv3）计算当量齿宽系数φdb=φ4）计算载荷系数查由《机械设计（第九版）》表10-2得使用系数KA=1.25查《机械设计（第九版）》图10-8得动载系数KV=1.113查《机械设计（第九版）》表10-3表得齿间载荷分配系数：KHα=1查《机械设计（第九版）》表10-4表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.42实际载荷系数为5）按实际载荷系数算得的分度圆直径d6）计算模数m=3确定传动尺寸（1）实际传动比u=（2）大端分度圆直径dd（3）齿宽中点分度圆直径dd（4）锥顶距为R=（5）齿宽为b=取b=29mm4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1）K、b、m和φR同前2）圆周力为σ齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:Z大齿轮当量齿数:Z查《机械设计（第九版）》图10-17,10-18表得：YY由《机械设计（第九版）》图20-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由查机械设计（第九版）》图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。5计算锥齿轮传动其它几何参数并备录.减速器低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=23×4.52=104。实际传动比i=4.522（3）压力角α=20°。2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②T=9550000×③选取齿宽系数φd=1④由《机械设计（第九版）》图10-30选取区域系数ZH=2.46⑤查《机械设计（第九版）》表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数ZεααεZ⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由《机械设计（第九版）》图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ计算应力循环次数NN由《机械设计（第九版）》图10-23查取接触疲劳系数：K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=517MPa2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①查机械设计（第九版）》表10-2表得使用系数KA=1.25②查《机械设计（第九版）》图10-8得动载系数Kv=1.077③齿轮的圆周力。FK查《机械设计（第九版）》图10-8得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查《机械设计（第九版）》表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.442实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d4）确定模数m=3确定传动尺寸（1）计算中心距a=（2）计算小、大齿轮的分度圆直径dd（3）计算齿宽b=取B1=75mmB2=70mm4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1）K、T、m和d1同前齿宽b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查《机械设计（第九版）》表10-17表得：YY得重合度系数Yε=0.685查《机械设计（第九版）》图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由《机械设计（第九版）》图10-22查取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高h=（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径开式圆柱齿轮传动设计计算，有传动比与扭矩可以根据上面的计算计算出开式齿轮的参数（这里就不详细计算）轴的设计1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=1440r/min；功率P=4.05kW；轴所传递的转矩T=26859.38N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故根据《机械设计（第九版）》表15-3取A0=112。d由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30（4）轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm第4段：d4=47mm（轴肩），L4=77mm第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=18mm第6段：d6=35mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=47mm（6）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力F小锥齿轮所受的径向力F小锥齿轮所受的轴向力F第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=95mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=41.5mmc.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力R轴承B在水平面内的支反力R轴承A在垂直面内的支反力R轴承B在垂直面内的支反力R轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Rd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩M截面B在水平面内弯矩M截面C在水平面内弯矩Me.绘制垂直面弯矩图截面B在垂直面内弯矩M截面B处合成弯矩M截面C处合成弯矩Mg.绘制扭矩图T=26322.19N•mmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩M截面B处当量弯矩M截面C处当量弯矩M截面C处当量弯矩Mi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=480r/min；功率P=3.85kW；轴所传递的转矩T=76598.96N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，根据《机械设计（第九版）》表15-3故取A0=115。d由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=25mm（与轴承内径配合），L1=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=31mm（与小锥齿轮内孔配合），L2=73mm（比小锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第3段：d3=41mm（轴肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=54mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力F大锥齿轮所受的径向力F大锥齿轮所受的轴向力F齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）F齿轮3所受的径向力Fc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=59.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=82.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=50mm轴承A在水平面内支反力R轴承B在水平面内支反力R轴承A在垂直面内支反力R轴承B在垂直面内支反力R轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Rd.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩M截面C右侧在水平面内弯矩M截面C左侧在水平面内弯矩M截面D右侧在水平面内弯矩M截面D左侧在水平面内弯矩Me.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩M截面C在垂直面内弯矩M截面D在垂直面内弯矩Mf.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0N•mm截面C右侧合成弯矩M截面C左侧合成弯矩M截面D右侧合成弯矩M截面D左侧合成弯矩Mf.绘制扭矩图Tg.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩M截面C右侧当量弯矩M截面C左侧当量弯矩M截面D右侧当量弯矩M截面D左侧当量弯矩Mh.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。3低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=106.19r/min；功率P=3.66kW；轴所传递的转矩T=329155.29N•mm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，根据《机械设计（第九版）》表15-3故取A0=112。d由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%d查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=12×8mm(GB/T1096-2003)，长L=90mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（轴肩），L2=60mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=20mm（轴承宽度）第4段：d4=57mm（轴肩），L4=81.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=67mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（与大齿轮内孔配合），L6=68mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第7段：d7=50mm（与轴承内径配合），L7=39.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）F齿轮4所受的径向力Fc.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=63.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=137.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=125mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Re.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：M在水平面上，轴截面B处所受弯矩：M在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：M在水平面上，轴截面D处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：M在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：M截面A处合成弯矩弯矩：M截面B处合成弯矩：M合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为M截面D处合成弯矩：M转矩为：T=322572.18N•mm截面A处当量弯矩：M截面B处当量弯矩：M截面C处当量弯矩：M截面D处当量弯矩：Mh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。滚动轴承寿命校核1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863根据前面的计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020525521532.2查手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3021050902073.2查得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。键联接设计计算1高速轴与联轴器配合处的键连接高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=55mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ2高速轴与齿轮1配合处的键连接高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长28mm。键的工作长度l=L-b=18mm齿轮1材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ3中速轴与齿轮2配合处的键连接中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长56mm。键的工作长度l=L-b=46mm齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ4中速轴与齿轮3配合处的键连接中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=30mm齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ5低速轴与齿轮4配合处的键连接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长56mm。键的工作长度l=L-b=40mm齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σp6低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=78mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ联轴器的选择1高速轴上联轴器（1）计算载荷由查《机械设计（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取计算转矩Tc=KA×T=34.92N•mm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为GY5凸缘联轴器（GB/T5843-2003），公称转矩Tn=400N•m，许用转速[n]=8000r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=34.92N•m<Tn=400N•mn=1440r/min<[n]=8000r/min2低速轴上联轴器（1）计算载荷由查《机械设计（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取计算转矩Tc=KA×T=427.9N•mm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LT7型弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=500N•m，许用转速[n]=3600r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=40mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。Tc=427.9N•m<Tn=500N•mn=106.19r/min<[n]=3600r/min减速器的密封与润滑1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。3.箱体大体尺寸箱座壁厚δ0.025a+3≥88mm箱盖壁厚δ10.02a+3≥88mm箱盖凸缘厚度b11.5δ112mm箱座凸缘厚度b1.5δ12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ20mm地脚螺栓的直径df0.036a+12M20地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.5∽0.6)dfM12轴承端盖螺钉直径d3(0.4∽0.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.3∽0.4)dfM6定位销直径d(0.7∽0.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表24mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径R1C220mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准36mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5∽10)47mm大齿轮顶圆与内箱壁距离△1>1.2δ10mm齿轮端面与内箱壁距离△2>δ10mm箱盖、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm轴承端盖外径D2D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径134mm、92mm、130mm参考文献[1]《机械原理》，孙桓等编，高等教育出版，2011[2]《机械设计》，濮良贵主编，高等教育出版,2013[3]《机械设计课程设计》，周元康、林昌华、张海兵主编，重庆大学出版社，2011[4]《机械设计手册》（第5版），机械工业出版社，2005[5]《机械设计课程设计图册》（第三版），龚溎义主编，高等教育出版，2011基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现单片机监测系统在挤压机上的应用MSP430单片机在智能水表系统