二级蜗杆齿轮减速器设计_机械设计课程设计说明书.doc

燕山大学 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 题目：题目： 二级蜗杆齿轮减速器设计二级蜗杆齿轮减速器设计 学院（系）：学院（系）：机械工程学院机械工程学院 年级专业：年级专业： 1010 级机控（级机控（1 1）班）班 学学 号：号： 学生姓名：学生姓名： 指导教师：指导教师：韩晓娟韩晓娟 教师职称：教师职称：教授教授 目录目录 一、传动方案分析一、传动方案分析1 1.斜齿轮传动斜齿轮传动1 2.蜗杆传动蜗杆传动1 二电动机选择计算二电动机选择计算1 1原始数据原始数据1 2电动机型号选择电动机型号选择1 三总传动比确定及各级传动比分配三总传动比确定及各级传动比分配3 四传动装置的运动和动力参数四传动装置的运动和动力参数3 五传动零件的设计计算五传动零件的设计计算5 1蜗杆蜗轮的选择计算蜗杆蜗轮的选择计算5 2齿轮传动选择计算齿轮传动选择计算10 六轴的设计和计算六轴的设计和计算16 1初步计算轴径初步计算轴径16 2轴的结构设计轴的结构设计17 33 轴的弯扭合成强度计算轴的弯扭合成强度计算18 七七. 角接触轴承的选择校核角接触轴承的选择校核23 八键的选择及其大齿轮键校核八键的选择及其大齿轮键校核25 九传动装置的附件及说明九传动装置的附件及说明 26 十联轴器的选择十联轴器的选择27 十一润滑和密封说明十一润滑和密封说明28 1润滑说明润滑说明28 2密封说明密封说明28 十二拆装和调整的说明十二拆装和调整的说明28 十三设计小结十三设计小结 28 十四参考资料十四参考资料 29 燕山大学 机械设计课程设计 0 一、传动方案分析一、传动方案分析 1.斜齿轮传动斜齿轮传动 啮合性能好：斜齿圆柱齿轮轮齿之间是一种逐渐啮合过程，轮齿上的 受力也是逐渐由小到大，再由大到小；因此斜齿轮啮合较为平稳，冲击和噪 声小，适用于高速、大功率传动。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。因此斜圆柱齿轮传动，这样的传 动方案是比较合理的。 2.蜗杆传动蜗杆传动 蜗杆传动平稳，适用于中小功率间歇运转的场合。当与齿轮传动同时 使用时若要求减速器结构紧凑，可布置于低速级。因此，在传动方案中设置 蜗杆齿轮传动是合理的。 二电动机选择计算二电动机选择计算 1原始数据原始数据 传输带牵引力 f=1842n 传输带工作速度 v=0.34m/s 滚筒直径 d=0.38m 2电动机型号选择电动机型号选择 1. 选择电动机类型 由于 y 系列三相异步电动机具有高效节能按工作要求和工作条件，选用 y 系列三相异步电动机 2. 确定电机容量 f=1842n v=0.34m/s d=0.38m 燕山大学 机械设计课程设计 1 电动机的输出功率 pd=pw / a 其中，传输带所需功率 p = kw 1842 0.34 0.652 10001000 0.96 w w fv pkw d 1000 a fv 式中为卷筒效率（不包括轴承） ，取=0.96 w w 传动装置的总效率 a=（1）22 3 (4)4 式中 1 为联轴器的效率 1=0.99，2 为齿轮传动效率（8 级精度齿轮传 动）2=0.97 , 3 为蜗轮蜗杆传动效率（双头蜗杆）3=0.75，4 为轴承效率 （滚动轴承）4=0.993,； a=0.9920.970.750.9934=0.694 电动机功率 pd=pw / a=0.626/0.694=0.94kw 3. 选择电动机转速 卷筒轴的工作转速为 60 100060 0.34 17.1 / min 0.38 v nr d 按推荐的传动比合理范围，i=6090，故电动机可选转速范围为 (60 90) 17.110261539 / min da ninr: 符合这一范围的同步转速有 1500r/min。因此选用同步转速为 1500r/min 的电动机。综合考虑电动机和传动装置尺寸的重量、价格、功率等因素，决 定选用型号为 y90s-4 电动机。其主要性能如表： 功率 0.626kw i2=4.55 i1= 18 燕山大学 机械设计课程设计 2 三总传动比确定及各级传动比分三总传动比确定及各级传动比分 配配 总传动比为（满载转速 nm=1400r/min） ia=nm/n=1400/17.1=81.87 取齿轮传动比 i2=(0.040.07)ia=(0.040.07)81.87=3.275.73 取 i2=4.55，i1=i/i2=81.87/4.55=18 四传动装置的运动和动力参数四传动装置的运动和动力参数 设蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，圆柱齿轮轴为 3 轴,卷筒轴为 4 轴， 1.各轴转速： n1=nm =1400 r / min n2=n1 / i1=1400 /18=77.78 r / min n3=n2 / i2=77.78 /4.55=17.10r / min n4=n3=17.10r/min 2.各轴输入功率： p1=pd01= pd1=1.10.99=1.089kw p2=p112= p134=1.0890.9930.75=0.811kw p3=p223= p224=0.8110.9930.97=0.78kw 电动机电动机 型号型号 额定功率额定功率 /kw 同步转速同步转速 /(r/min) 满载转速满载转速 /(r/min) 堵转转矩堵转转矩/ 额定转矩额定转矩 最大转矩最大转矩/ 额定转矩额定转矩 y90s-41.1150014002.22.3 蜗轮副传动 比 18 齿轮副传动 比 4.55 pd =0.94 kw 电动机 型号 y90s-4 燕山大学 机械设计课程设计 3 p4=p334= p314=0.780.9930.99=0.767kw 3.各轴输入转距： 电动机轴输出转矩为： td=9550pd/nm=95501.1/1440=7.5nm t1=td01= td1=7.50.99=7.425 nm t2=t1i112= t1i134=7.425180.750.993=99.54 nm t3=t2i223= t2i224=99.544.550.970.993=436.24 nm t4=t334= t314=436.240.990.993=428.85 nm 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴号 功率 p /kw 转矩 t /（nm ） 转速 n /(rmin) 传动比 i效率 电机轴1.7.51400 1.000.99 1 轴1.0897.4251400 180.74 2 轴0.81199.5477.78 4.550.96 3 轴0.78436.2417.10 卷筒轴0.767428.8521.28 1.000.98 运动和动力 参数 渐开线蜗杆 蜗杆用 45 钢 蜗轮用铸锡 青铜 zcusn10p1 燕山大学 机械设计课程设计 4 五传动零件的设计计算五传动零件的设计计算 1蜗杆蜗轮的选择计算蜗杆蜗轮的选择计算 (1).选择蜗杆的传动类型 根据 gb/t 100851988 的推荐,采用渐开线蜗杆(zi)。 (2).初选材料、精度等级和蜗杆头数 蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，调质处理， 蜗轮用铸锡青铜 zcusn10p1，沙模铸造。轮芯用灰铸铁 ht100 制造。 精度等级：初选 9 级 蜗杆头数 z1=2 z2=iz1=182=36 (3).按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再 校核齿根弯曲疲劳强度。 2 3 2 2 9.47cos e h z m qkt z =9.26 由 z1=2 得。9.47cos 确定载荷 k 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 k=1，由于所选用 为电动机， 机械设计查表 6-4 取 ka=1，取 kv=1.1，预估 v23m/s；则 k=kakkv =11.11=1.1 确定作用在蜗轮上的转距 t2=99540n/mm 确定弹性影响系数 ka=1 kv=1.1 ze=155mpa1 /2 z1=2 z2=36 燕山大学 机械设计课程设计 5 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ze=155mpa1/2 确定许用接触应力 h= 7 8 2 10 (0.75 0.9) b n 根据蜗轮材料为铸锡青铜 zcusn10p1，砂模铸造，可查得 =220mpa b 应力循环次数 2 7 2 2 60t60 77.78 6 300 1 86.72 10nn 则 7 8 7 10 0.8 220130 6.72 10 h mpa 3232 2 2 150 9.47cos()9.26 1.1 99.54 10 ()1041 36 130 h e z m qkt z 取,查表得9.47cos9.26 3 11 1250,5,10,2,50m qmmm qzd (4). 传动基本尺寸确定 1.d2=mz2=536=180mm 2.a=1/2（d1+d2）=1/2（50+180）=115 3. 11 1 2 tantan11.31111835“ 10 z q 4.确定精度等级 =220mp b =1250 3 m q a=115mm 9 级精度合 适 燕山大学 机械设计课程设计 6 v2= 22 87.5 160 0.733/1.5/ 60 100060 1000 n d m sm s 滑动速动 2/sin 4.675 s vv 初选 9 级精度合适 （5）复核 m3q 啮合效率1.30o v 1 tantan11.31 0.872 tan()tan(11.311.30 ) o oo v 取其中 2为滚动轴承效率，5为搅油效率 23 0.955 则= 123=0.8720.955=0.833 则 2 3 2 2 2 9.47cos 0.833155 9.47 cos11.31 1.1 (88480) () 0.7532 136.68 13971575 e h z m qkt z 应力无问题，不必再修正。 （6）.校核齿根弯曲疲劳强度 2 12 1.64 fff kt y y d d m 当量齿数 2 3 36 33.22 coscos11.31 v o z z 由此，查表可得齿形系数。1.91 f y 1.744 f y m=4mm d1=50m q=12.5 燕山大学 机械设计课程设计 7 螺旋角系数 1/1401 11.31/1400.936y 许用弯曲应力 6 9 2 6 9 7 10 (0.250.08)1.25 10 (0.25 1400.08 220)1.25 7.56 10 32.53 fsb n mpa 由表 7-2 查得=140mpa =220mpa sb s b 1.25 是蜗杆硬度45hrc 时所乘的系数 1.64 1.1 88480 1.91 0.936 63 160 5 11.421mpa1 取=1 4 1 3 z 11 0.783 1.65 z 螺旋角系数coscos140.985 o z =189.82.410.7830.985=352.79 eh z z z z 计算接触疲劳许用应力 =1.07k =189.8 e z mpa =2.41 h z =600 lim1h mpa 燕山大学 机械设计课程设计 11 lim hnh h h k 接触疲劳强度极限 lim1 lim2 h h =600mpa =390mpa lim1h lim2h 寿命系数 khn1= khn2=1 n1=60n2jln=6077.81(83006)=6.72107 n2=60n3jln=1.48107 取安全系数 sh=1，取失效概率为 1% 1lim1 1 2lim2 2 726 640 hnh h h hnh h h k mpa s k mpa s 12 min640 hhh mpa 试算小齿轮分度圆直径，代入 1 d h 2 3 1 2 2.03 995404.55 1 189.8 0.985 0.783 2.41 57.2 0.84.55640 dmm 校正试算的分度圆直径 校正齿轮圆周速度 12 57.2 77.78 0.2329/4/ 60 100060 1000 d n vm sm s 修正载荷系数 1.02 1.601.53 1.07 v v k kk k =390 lim2h mpa sh=1 失效概率为 1% =1.01 v k 分度圆直径 55.57mm 燕山大学 机械设计课程设计 12 =1.01vz1/100=0.232920/100=0.047 v k 校正分度圆直径 33 11 1.01 57.255.57 1.07 k ddmm k （2）确定主要参数尺寸 1.计算法向模数 1 1 cos55.57 cos14 2.69 20 o n d mmm z 取第二系列 mn=3mm 2.计算中心距 12 ()(2091) 3 170 2cos2cos14 n zzm amm 圆整取 a=170mm 3.按圆整后的中心距修正螺旋角 12 ()(2091) 3 arccosarccos11.6511 3847“ 22 170 n zzm a 因 值改变不多，故等值不必修正。, h kz 4.计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 20 3 61.26 coscos11.65 91 3 278.74 coscos11.65 n o n z m dmm z m dmm 5.计算齿轮宽度 b1=b2+(510)mm 1 0.8 61.2649 d bdmm mn=3mm a=170mm 1 61.26dmm 2 278.74dmm 2 1 49 55 bmm bmm 燕山大学 机械设计课程设计 13 所以取 21 49;55bmm bmm （3）校核齿根弯曲疲劳强度 1 1111 1 122 22 11 2 ffasaf n ffasa ff fasa kt yy y y bd m yy yy 1.重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.63=0.71y 2.螺旋角系数=1-=1-1.2711.65o/120o=0.877y 120o 3.当量齿数 1 1 33 2 2 33 20 21.29 coscos 11.65 91 96.86 coscos 11.65 v v z z z z 4.查取齿形系数 由图 6-21 查得 12 2.69,2.18 fafa yy 4.查取应力修正系数 由图 6-22 查得 12 1.58,1.84 sasa yy 5.计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳极限应力 lim1 lim2 500 320 f f mpa mpa 小齿轮调质 大齿轮正火 寿命系数 查得=1 1fn k 2fn k =0.71y =0.877y 1 2.69 fa y 2 2.18 fa y 1 1.58 sa y 2 1.84 sa y lim1 lim2 500 320 f f mpa mpa 小齿轮调质 大齿轮正火 sh=1 燕山大学 机械设计课程设计 14 安全系数 sh=1 取失效概率为 1% 11lim1 22lim2 500a 320a ffnf ffnf kmp kmp 计算弯曲应力 1 111 1 1 122 2 11 2 2 2 2.03 99540 1.58 2.69 0.71 0.877 49 61.26 3 118.77 118.77 2.18 1.84 2.69 1.58 112.1 ffasa n f ffasa f fasa f kt yy y y bd m mpa yy yy mpa 合适 （4）齿轮的主要参数和几何尺寸 齿顶圆 * 61.262 3 167.26mm /cos2 278.742 3 1284.74mm ana dzmh 小齿轮 大齿轮 齿根圆 61.262 3 1.2553.76mm d/cos2 278.742 3 1.25271.24mm fnf zmh 小齿轮 大齿轮 分度圆 3/61.26 d/cos 91 3/cos11.65=278.74mm tn mm zmzm 小齿轮=20cos11. 65 大齿轮 齿根高 * 3 1.254.75 fnannn hmhcxmm 齿顶高 * 3 13 anann hmhxmm 齿轮的 主要参 数和几 何尺寸 中心距 a=170 0.315m m 螺旋角 = 11.65 燕山大学 机械设计课程设计 15 齿宽 1 2 49mm 55mm b b 小齿轮 大齿轮 中心距 a=1700.315mm 螺旋角=11.65o 六轴的设计和计算六轴的设计和计算 1初步计算轴径初步计算轴径 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： 3 p dc n 1，3 轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，查表取 c=118。 1 3 3 1 1 2 3 3 2 2 3 3 3 3 3 1.089 11810.9 1400 0.81 11825.8 77.78 0.78 11842.4 17.10 p dcmm n p dcmm n p dcmm n 考虑到 1 轴要与电动机联接，初算直径 d1必须与电动机轴和联轴器空相 匹配，所以初定 d1=20mm d2 =30mm d3 =45mm 2轴的结构设计轴的结构设计 蜗杆的初步设计如下图： 燕山大学 机械设计课程设计 16 装配方案是：甩油环、轴承、联轴器、端盖、密封圈依次从轴的左端向右端 安装，甩油环、轴承依次从轴的右端安装。 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（38）mm，否则可取（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=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 2 轴的初步设计如下图： 装配方案：左端从左到右依次安装蜗轮、套筒、挡油板和角接触轴承，右端 从右到左依次安装斜齿轮、套筒、挡油板、角接触轴承。 3轴的初步设计如下图 燕山大学 机械设计课程设计 17 装配方案：左端从左到右依次安装挡油板、角接触轴承、端盖、密封圈和联 轴器，右端从右到左依次安装大齿轮、挡油板、角接触轴承。 33 轴的弯扭合成强度计算轴的弯扭合成强度计算 由 3 轴两端直径 d=55mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为 7211c，d=100mm，b=21mm 求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： 转矩 t2=436.24nm=436240nmm 圆周力 2 2 22 436240 =3135 278.74 t t fn d 径向力 tantan20 31351165 coscos11.65 n rt ffn 轴向力tan3135 tan11.65646.37 at ffn 由此可画出大齿轮轴的受力图 r 1 r “ 1 ft fr fa r “ 2 r 2 q t2=436240n mm 燕山大学 机械设计课程设计 18 计算轴承支反力 水平面 1 278.74 3684 118.5646.371165 165 2 1408 72.5 165 rn 2 278.74 1165 72.5 3684 (72.5 165 118.5) 646.37 2 6257 72.5 165 r 垂直面n “ 12 “ 2 3135 165 2178 272.5 165 3135 2178957 t f rr r 画出水平弯矩图图，垂直面弯矩图，和合成弯矩图 xy m xz m 图 22 xyxz mmm 水平面受力图 燕山大学 机械设计课程设计 19 燕山大学 机械设计课程设计 20 判断轴的危险截面，初步分析截面 3 有较大的应力和应力集中。 对此截面进行安全系数校核。 m1=436211 nmm 0 m 5.11 2 am mpa kn=1 燕山大学 机械设计课程设计 21 轴的材料选用 45 钢调质，由表 10-5 所列650,360 bs mpampa 公式可求的疲劳极限 1 0 1 0 0.450.45 650293 0.810.81 650527 0.260.26 650169 0.500.5 650325 b b b b mpa mpa mpa mpa 由式得 1010 00 22 , d 0.11， 2 293527 527 d 2 169325 0.04 325 求截面的应力中 弯矩 m1=436211nmm ， 1 3 436211 23.55 0.1 57 a m mpa w 0 m 3 436240 11.78 0.2 57 t mpa w 5.89 2 am mpa 求截面的有效应力集中系数，因在此截面处有轴直径的变化， 过渡圆角半径 r=2mm，其应力集中可由表 10-9 查得 d/d=63/57=1.1 r/d=2/57=0.035 由查得，650 b mpa1.66,1.24kk 求表面状态系数及尺寸系数由表 10-13 查得0.92, 由表 10-14 查得0.78,0.74 求安全系数 由式 10-5（设为无限寿命，kn=1）得 s=0.7fr 1.2 p f 燕山大学 机械设计课程设计 22 1 1 293 5.38 1.66 23.55 0.92 0.78 n am k s k 1 1 187 17.06 1.24 5.890.04 5.89 0.92 0.74 n am k s k 由式 10-6 得综合安全系数 2222 5.38 17.06 5.131.5 5.3817.06 s s ss ss 因此轴的强度满足要求 七七. 角接触轴承的选择校核角接触轴承的选择校核 校核 3 轴轴承 7211c，查手册得 0 0 lim 52800,40500, 5600r/min,25 cncn n 基本额定动载荷基本额定静载荷 脂润滑 1.寿命计算，计算内部轴向力 由表 11-4 知，7211c 轴承 s=0.7fr，则 ， 12a 1406,6257646.37 rr fn fnfn， 12 0.7 1406984.2,0.7 62574379.9sn sn s=0.7fr 1.2 p f 燕山大学 机械设计课程设计 23 12a sfs 轴承 i 被压紧，轴承 ii 被放松 12 3733.53 ,4379.9 aa fn fn 计算当量动载荷 由表 11-7 ，由表 11-61.2 p f ， 1 1 3733.53 2.650.68,0.41,0.87 1406 a r f xy f 2 2 4379.9 0.690.68,0.41,0.87 6257 a r f xy f ， 1 1.20.41 14060.87 3733.533824.63pn ， 2 1.20.41 62570.874379.97651pn 计算寿命，取中较大的值代入寿命计算公式 1 p 2 p 3 66 10 101052800 32033119200 6060 17.17651 h c lhh np 2.静载校核 ， 00 0.5,0.38xy 0101010 0.5 14060.38 3733.532121.74 ra px fy fc 0202020 0.5 62570.38 43794792 ra px fy fc 3.极限转速校核 ，由图 11-4 查得 12 3824.637651.67 0.07,0.14 5280052800 pp cc 1112 1,0.89ff 12 12 12 3520.232496.23 tan2.65,tan0.69 1891.421891.42 aa rr ff ff 燕山大学 机械设计课程设计 24 由图 11-5 查得 2122 0.95,0.99ff ， 1121lim 1 0.95 5600532017.1f f n 2122lim 0.89 0.99 5600403417.1ff n 轴承的各项指标均合格，选用 7211c 型轴承符合要求。 八键的选择八键的选择及其大齿轮键校核及其大齿轮键校核 普通平键具有靠侧面传递转矩。对中良好，结构简单、装拆方便的特 点。 因此减速器的键连接选用普通平键。 1. 输入轴与联轴器联接采用平键联接 选择 a 型平键联接 根据轴径 d =20mm ，l =52mm，查手册得，选用 gb1096-79 系列 的键 640，键高 h=6。 2. 2 轴与蜗轮、齿轮联接采用平键联接 选择 a 型平键联接，根据轴径 d =32mm ，与蜗轮配合的轴长度 l =48mm，查手册选用 gb1096-93 系列的键 1040，键高 h=8。 与小齿轮配合的轴的长度 l=74mm，轴径 d=32 查手册选用 gb1096- 93 系列的键 1040，键高 h=8。 3. 3 轴与大齿轮、联轴器联接采用平键联接 与大齿轮的连接：选择 a 型平键联接根据轴径 d =57mm ，l =68mm，查手册得，选用 a 型平键，选用 gb1096-93 系列的键 1656，则键 高 h=10。 与联轴器的联接：选择 a 型平键联接根据轴径 d =45mm ，l =112mm，选用 gb1096-93 系列的键 12100，则键高 h=9。 4.大齿轮键校核 键的接触强度 l=l-b=(56-16)=40,由表 3-1 取联接的许用挤压应力 ,=712.5n.m436125 p mp 1 0.25 10 40 57 125 4 thl dp .24 燕山大学 机械设计课程设计 25 所以选取的键符合要求。 九传动装置的附件及说明九传动装置的附件及说明 1窥视孔盖 为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在减速器箱盖顶 部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点级齿 侧间隙等。 窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能 深入操作。 减速器内的润滑油也有窥视孔注入，为了减少油的杂质，可在窥视孔装 一过滤网。 平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加 装防渗漏的纸质封油垫片。 2放油螺塞 放油孔的位置设置在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近 的一侧，以便于放油。螺塞材料采用 q235a。 3油标 油标尺常放置在便于观测减速器油面级油面稳定处，对于多级传动油标 安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面 常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时 检测油面。 4通气器 减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。 为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增 大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气 器。 通气器设有金属滤网，可减少停车后灰尘随空气吸入机体。 5起盖螺钉 箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在 箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可 方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为 45。螺杆顶部做成半圆形，以免顶坏 螺纹。 燕山大学 机械设计课程设计 26 6定位销 为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的 长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在不对称位置。定位 销为圆公称直径（小端直径）可取 2 (0.7 0.8)dd ， 2 d 为箱座，箱盖 凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于 装 7起吊装置 吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。 8轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（ht200） 。 9调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为 08f。 十联轴器的选择十联轴器的选择 为了改善减速器的缓冲性能，因此选择弹性柱销联轴器，这种联轴器 机构简单、成本低。 1 轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择 hl1 轴孔直径 20mm 轴孔长 度 52mm 3 轴的联轴器选择 hl4 轴孔直径 45mm，轴孔长度 112mm 十一润滑和密封说明十一润滑和密封说明 1润滑说明润滑说明 蜗杆采用浸油润滑，大、小斜齿圆柱齿轮采用甩油环润滑。 1 号轴轴承选择油润滑，其余轴轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速 v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的 1/22/3。 燕山大学 机械设计课程设计 27 2密封说明密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴