课程设计-链式输送机上的蜗杆减速器

机械设计课程设计 课程名称 : 机械设计课程设计 题目名称 : 链式输送机上的蜗杆减速器 学 院 : * 专业班级 : * 学 号 : * 姓 名 : * 指导教师 : * 目录 第一章 . 3 1.1 机械设计课程设计 任务书 . 3 1.1.1 设计题目 . 3 1.1 .2 题目数据 . 3 1.1.3 运输机工作条件 . 4 1.1.4 设计内容： . 4 1.1.5 设计成果要求 . 4 1.2 机构运动简图： . 5 第二章 . 5 2 2.1 传动装置的运动和动力参数计算： . 5 2.1.1 选择电动机的类型 . 5 2.1.2 选择电动机容量 . 5 2.1.3 确定电动机转速 . 6 2.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比： . 7 2.2.1 计 算总传动比 . 7 2.2.2 各传动部件传动比的分配 . 7 2.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 . 8 2.3.1 各轴转速 . 8 2.3.3 各轴转矩 . 8 2.3.4 将上述所计算的结果列表如下 . 8 第三章 传动零件的设计计算 . 9 3.1 链轮传动的设计计算： . 9 3.1.1 选择链轮齿数 . 9 3.1.2 确定当量的单排链的计算功率功率 . 9 3.1.3 选择链条型号和及其主要参数计算 . 9 3.1.4 计算链节数和中心距 . 10 3.1.5 计算链速 v，确定润滑方式 . 10 3.1.6 计算链传动作用在轴上的压轴力 . 10 3.1.7 滚子链链轮的设计： .11 （ 2） .11 3.2.1 确定计算功率 . 12 3.2.2 选择 V 带的带型： . 12 3.2.3 确定带轮的基准直径 . 12 3.2.4 确定 V 带的中心距 . 12 3.2.5 验算小带轮上的包角 . 13 3.2.6 计算带的根数 z： . 13 3.2.7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 . 13 3.2.8 计算压轴力 . 14 3.3 蜗杆传动的设计计算： . 14 3.3.1 选择蜗杆 传动类型 . 14 3.3.2 选择材料 . 14 3.3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 . 14 3.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 15 3.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 . 16 3.3.6 验算效率 . 17 3.3.7 校核蜗轮的齿面接触强度 . 17 3.3.8 热平衡校核，初步估计散热面积 A . 18 3.3.9 精度等级公差和表面粗糙度的确定 . 18 第四章 轴的设计计算及校核 . 18 4.1 蜗轮轴的设计计算： . 18 4.1.1 轴的材料的选择，确定许用应力 . 18 3 4.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 . 18 4.1.3 轴承类型及其润滑与密封方式 ： . 19 4.1.4 轴的结构设计 : . 19 4.1.5 轴、轴承、键的强度校核： . 21 4.2 蜗杆轴的设计 . 24 4.2.1 轴的材料的选择，确定许用应力 ： . 24 4.2.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 . 24 4.2.3 轴承类型及其润滑与密封方式： . 25 4.2.4 轴的结构设计 . 25 4.2.5 蜗杆、轴承、键的强度校核 . 26 第五章 箱体的设计计算 . 28 5.1 箱体的结构形式和材料 . 28 5.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 . 28 第六章 键等相关标准的选择 . 29 6.1 键的选择 . 30 6.2 联轴器的选择 . 30 6.3 螺栓，螺母，螺钉的选择 . 30 6.4 销，垫圈垫片的选择 . 31 第七章 减速器结构与润滑的概要说明 . 31 7.1 减速器的结构 . 31 7.2 减速箱体的结构 . 32 7.3 轴承端盖的结构尺寸 . 32 7.4 减速器的 润滑与密封 . 32 7.5 减速器附件简要说明 . 32 第八章 设计总结 . 33 附录：参考文献 . 34 第一章 1.1 机械设计课程设计任务书 1.1.1 设计题目 ： 链式运输机减速器 1.1 .2 题目数据 ： 原始数据 题 号 4 B1 曳引链拉力 F（ N） 6400 曳引链速度 v（ m/s） 0.26 曳引链链轮齿数 Z 15 曳引链节距 P（ mm） 80 1.1.3 运输机工作条件 ： 运输器工作平稳，经常满载，不反转；两班工作制，使用期 5 年。曳引链速度容许误差 5%。减速器由一般厂中小批量生产。 1.1.4 设计内容： 1）传动方案的分析 ； 2）电动机的 选择（类型、具体型号），传动比分配； 3）传动装置动力参数计算； 4）传动零件（皮带轮、齿轮）的设计； 5）轴的设计和计算； 6）轴承及其组合部件设计； 7）键、联轴器的选择和校核； 8）减速器箱体、润滑和附件等的设计； 9）装配图（ 2 号图纸）、零件图（ 3 号图纸）的绘制； 10）编写设计计算说明书（ 5000-7000 字） 。 1.1.5 设计成果要求 ： 1）每人 单独 一组数据，要求独立认真完成； 2）图纸要求：减速器装配图一张（ A2），零件工作图两张（ A3，传动零件、轴），应按设计获得的数据用计算机绘 图。 5 1.2机构运动简图： 第二章 2.1传动装置的运动和动力参数计算： 2.1.1 选择电动机的类型 ： 按工作要求和条件选取 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。 2.1.2 选择电动机容量 ： 工作机所需的功率： kwFVPw 1000 =6400*0.26/1000 kw =1.664 kWw 从电动机到工作机输送带间的总效率为： 5433221 式中， 1 ， 2 ， 3 ， 4 ， 5 分别是联轴器、 V 带传动、轴承、蜗杆传动、滚子链（开式） 的传动效率。 查机械手册有 1 =0.99，2=0.95， 3 =0.98， 4 =0.80， 5 =0.90， 所以5433221 = 90.080.098.095.099.0 32 =0.631。 6 故所需电动机功率 kW64.2kW631.01000 26.06400kW1000 FvP d 2.1.3 确定电动机转速 ： 链轮的输出转速为 m i n )/r(138015 26.0100060Pz v100060n 。 查表传动比合理范围，取带传动的传动比 42i1 ，蜗杆传动的传动比407i 2 ，链传动的传动比 52i3 ，则总传动比的合理范围是 80028i 。 故电动机转速的可选范围是： m in )/(1040036413)80028(n d rni 。 符合这一范围的同步转速有 750 min/r ， 1000 min/r ， 1500 min/r 和 3000 min/r ，根据容量和转速，由机械设计课程设计查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，入下表 1 所示： 表 1 方案 电动机型号 额定功率 ）（ kWPd 电动机转速（ r/min） 电动机重量 总传动比i 同步转速 满载转速 1 Y100L-2 3 3000 2882 330 221.69 3 Y100L-4 3 1500 1420 380 109.23 3 Y132S-6 3 1000 960 630 73.85 4 Y132M-8 3 750 710 790 54.62 设计中常选用同步转速为 1000 或 1500r/min 的电动机，如无特殊要求，一般不选用转速为750 和 3000r/min 的电动机，故初选转速为 1500r/min 的电动机，则方案 2 比较合适，因此选定电动机信号为 Y100L-4，其主要性能参数如下表 2 所示： 表 2 型号 额定功率 /kW 满载情况 额定电流堵转电流 /A 额定转矩堵转转矩 /N m 额定转矩最大转矩/N m 转速r/min 电流/A 效率 /% 功率因素 Y100L-4 3 1420 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.2 该电动机为卧式，机座带底脚，端盖上无凸缘的 Y 系列三相异步电动机，外形特征如下 7 主要安装尺寸如下表 3 所示： 表 3 单位： mm 中心高 外形尺寸 HDAD2/ACL ）（ 底脚安装尺寸 BA 地脚螺栓孔直径 K 轴申尺寸ED 装链部位尺寸 GDF 100 2451802/205380 ）（ 140601 12 6028 009.0 004.0 428 2.2 计算传 动装置的总传动比并分配传动比： 2.2.1 计算总传动比 因为选用的电动机型号是 Y100L-4，满载转速为 r/min1420n m ，故总传动比是 23.109131 4 2 0 nni mn 2.2.2 各传动部件传动比的分配 查机械设计课程设计表 2-3，知链传动的传动比是 24， V 带传动的传动比是 25，蜗杆减速器推荐的传动比范围是 740，所以 210 iiiin 式中，0i， 1 i ， 2 i 分别是链传动、 V 带传动、减速器的传动比。 链传动的传动比由其齿数决定： 根据机械设计（第八版）可知，为了减少动载荷，小链轮的齿数 25z1 ，故取 25z1 ；为了不发生脱链， 1z 不宜过大，又因为链节通常是偶数，则 2z 最好为奇数，由链轮齿数优先序列选择 57z2 ，所以 8 28.22557zzi120 为了使 V 带传动外轮廓尺寸不至于过大，初步选 395.2i1 ，蜗杆减速器 20i2 ，故 212.10916328.2i i ii210 实 速度验算 ）（实实r / m in002.1344.1091420inn m 05.00 0 0 1 5.013)002.1313(n)nn( 实误差率 经验算可知，分 配的传动比符合条件要求。 2.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 2.3.1 各轴转速 ： 蜗杆轴 m i n )/(902.592m in )/(395.21420n 11 rrin m 蜗轮轴 m i n )/(645.29m in )/(20395.2 1420212 rrinn 链轮轴 m i n )/(002.13m i n )/(28.220395.2 1420023 rrinn 2.3.2 各轴输入功率 ： 蜗杆轴 ）（）（ kW41.2kW98.095.099.064.2PP 23221d1 蜗轮轴 ）（）（ kW89.1kW80.098.095.099.064.2PP 224312 链轮轴 ）（）（ kW67.1kW90.098.095.099.064.2PP 325323 2.3.3 各轴转矩 ： 电动机输出 )(176.20)(142039550nP9550T dd mNmN 蜗杆轴 )(092.44)(98.095.099.0395.2176.20TT 232211d1 mNmNi 蜗轮轴 )(363.691)(98.080.020092.44TT 43212 mNmNi 链轮轴 )(303.1390)(98.090.028.2363.691TT 53023 mNmNi 2.3.4 将上述所计算的结果列表如下 ： 9 轴名 功率 P（ kW） 转矩（） 转速（） 传动比 效率 电动机轴 3 20.176 蜗杆轴 44.092 592.902 20 蜗轮轴 691.363 645 2.395 链轮轴 1390.303 3.002 第三章 传动零件的设计计算 3.1 链轮传动的设计计算： 3.1.1 选择链轮齿数 ： 前面已经选 取了小链轮齿数 25z1 ，大链轮的齿数为 57z2 。 3.1.2 确定当量的单排链的计算功率功率 ： AzcapKKP K P 式中：AK 工况系数 zK 主动链轮齿数系数 pK 多排链系数，双排链时 pK =1.75，三排链时 pK =2.5 P 传动的功率， 查机械设计（第八版）表 -得，AK 1.0, zK=1.1, 单排链 pK =1,所以 kW079.2kW89.11 . 0 1 . 11 . 0PK KKPpZAca 3.1.3 选择链条型号和及其主要参数计算 ： 根据 kW079.2Pca 及主动链轮转速 r/min645.29n 2 ，查机械设计手册 可选用 48A 1 型号。 该型号滚子链规格和主要参数如下表： ISO 链号 节距 P 滚子直径 d1 max 内链节圆宽 b1 min 销轴直径 d2 max 排距 Pt 内链板高度 h2 max 抗拒载荷 单排min 双排min mm kw 48A 76.2 47.63 47.35 23.81 87.83 72.39 500.4 1000.8 10 3.1.4 计算链节数和中心距 初选中心距 mm38102286mm2.765030p50300 ）（）（a 取 mma 30000 。则相应的链节数为 746.1193000 2.762 25572 57252.7630002p2 zz2 zzP2L 202122100p aa 取链长节数 120pL节。 链传动的最大中心距为： 21p1 zzL2pf a 式中：1f为中心距计算系数，由 969.2255725120zzzL121p ，查机械设计手册（第八版）表 9-7得 24795.0f1 。 所以，链传动的最大中心距为 mma 219.2985572512022.762 4 7 9 5.0zzL2pf 21p1 3.1.5 计算链速 v，确定润滑方式 ： smpznv /941.0100060 2.7625645.29100060 11 式中 1n 是小链轮的转速，根据链速 smv /941.0 和链号 48A 1，查机械设计手册可知应采用油池润滑或飞溅润滑。 3.1.6 计算链传动作用在轴上的压轴力 ： eFp FKpF 式中： eF 有效圆周力， N fpK 压轴力系数，水平传动 fpK =1.15，垂直传动 fpK =1.05。 有效圆周力为 NNvPF e 708.1774941.0 67.110001000 所以，压轴力 NNFKeFp 914.2040708.177415.1F p 11 3.1.7 滚子链链轮的设计： （ 1）链轮的基本参数及主要尺寸 由于选用单排链结构，因此链轮的基本参数是配用链条的节距 p，套筒的最大外径 d1、 排距 pt及齿数 z，则 mm2.76p ， 251 z ， pt =87.83mm， mmd 63.471 分度圆直径mmzpd 979.60725180s in2.76180s in11 齿顶圆直径 mmdzpdd a 026.48963.47)25 6.11(2.76979.607)6.11( 11m i n1 mmdpdd a 599.65563.472.7625.1979.60725.1 1max1 齿根圆直径 mmddd f 349.56063.47979.60711 齿高 mmdph a 285.14)63.472.76(5.0)(5.0 1m i n1 mmz pdph a 248.2625 2.768.063.475.02.76625.08.05.0625.011m ax1 最大轴凸缘直径 mmhzpd g 139.52776.039.7204.125180c o t2.7676.004.1180c o t 211 齿宽 mmbbf 983.4435.4795.095.0 11 齿侧倒角 mmpba 906.913.0 公称 齿侧半径 mmprx 2.76公称 齿全宽 mmbpnbftfn 983.44983.440)1( 1 （ 2） 链轮的 材料 材料应能保证轮齿具有足够的强度和耐磨性，用 15 号钢，齿面多经渗碳、淬火、回火的热处理。工作时，小链轮轮齿参与啮合的次数比大链轮多，磨损、冲击较严重，所以小链轮的材料选用 20 号钢，进行正火热处理，齿面硬度较高。 12 3.2 V 带的设计 3.2.1 确定计算功率caP： 由机械设计（第八版）表 8-7 查得工作情况系数 2.1AK ，故 kWkWPKP Aca 6.332.1 3.2.2 选择 V 带 的带型： 根据caP、 min/14201 rn 由图 8-11 选择 A 型。 3.2.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 v： 1）初选小带轮的基准直径 1dd 。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径mmdd 901 。 2）验算带速 v。按照公式 100060 111 ndv d 验算带的速度 smsmndv d /692.6/1 0 0 060 1 4 2 0901 0 0 060 111 因为速度 5m/svP2，故按轴承的受力大小验算，轴承的基本额定动载荷通过查表可得NC 59250 则轴承的寿命为 YFF rd 2 24 要求。则选择的轴承满足工作由于 ,2 4 0 0 05163002 9 7 1 5 6852.5695 9 2 5 0645.2960106010 31063106hhhhLLhhLhPCnL （ 6）键的强度校核： 按轴段 mmd 694 由 GB1095-2003， 查得键平面 mmmmhb 1220 ，即键宽 b=20mm；键高 h=12mm，因为涡轮轮毂的长度为 90mm，故取 标准键长 80mm。 l=L-b=80-20=60mm， k=0.5h=0.5 12=6mm M P adlkTp 665.5569606 6 9 1 3 6 32102 324 查得静荷时的许用挤压应力 p=150 4F ，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深 t=7.5 2.00mm，毂槽深1t=4.9 2.00mm。 4.2 蜗杆轴的设计 4.2.1 轴的材料的选择，确定许用应力 ： 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材 45 钢，淬火处理。 b=600MPa 1b =55MPa 4.2.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，淬火处理。根据设计手册，取 A=112，于是得： mmnpAd 874.17902.592 41.2112 33110 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查表 14-1，取AK=1.5，则 mNTKT Aca 138.66092.445.11 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表 GB/T 5014-2003 选用 HL1 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mN160 ，半联轴器的孔径 d= 22mm， 25 即轴向直径取1d=22mm，半联轴器长度 L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为： 1L =38mm。 4.2.3 轴承类型及其润滑与密封方式： 采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。 4.2.4 轴的结构设计 蜗杆轴简图 （ 1）从轴段1d=22mm 开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，1d右端需制出一轴肩，故取2d=28mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1L的长度应比 L 略短一些，现取1L=36mm。 （ 2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据2d=28mm,初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30207，其尺寸为 mmmmmmTDd 25.187235 ，故 3d 9d=35mm；而 mmmmLmmL 5.3625.182,25.1893 。 轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得 30207型轴承的定位轴肩高度为 h=4mm，因此，取 84 dd 43mm。轴环宽度 hb 4.1 ,取84 LL =10mm。 （ 3） 5和 7 处有退刀槽 ,因 mmdddf )42(175 ，所以选 mmdd 6.3775 。 26 （ 4）6d取蜗杆齿顶圆直径16 60 admmd 。 （ 5）轴承端盖总宽度取 24.6mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器左端面间的距离 l=30mm ，故 mmL 6.54306.242 。 （ 6）4d和5d为退刀槽那段轴端长度： L7+L8=L4+L5=70mm，所以5L=7L=60mm。 （ 7）6d轴段的长度：查手册 ， 412 z，又 因为 mmmmmzL 108255411.05.12251.05.12 26 所以取6L=110mm。 （ 8）蜗杆总长 L=（ 36+54.6+18.25+10+60+110+60+10+36.5） mm=395.35mm 其中 轴径 1d=22mm； 2d=28mm； 3d=35mm； 4d=43mm； 5d=37.6mm； 6d=60mm； 7d=37.6mm； 8d=43mm； 9d=35mm。 长度 mmL 361 mmL 6.542 mmL 25.183 ； mmL 104 mmL 605 mmL 1106 ； mmL 607 mmL 108 mmL 5.369 。 4.2.5 蜗杆、轴承、键的强度校 核 （ 1）校核 30207 查表 GB/T297-1994 表 12-4 额定动载荷 Cr=54.2 103 N； 基本静载荷 Cor=63.5 103 N,e=0.37,Y=1.6,oY=0.9。 （ 2）求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF 由前面设计蜗轮时求 得的： VrF1= 1NVF =240.916N；VrF2=2NVF=-0.522N 27 HrF1=1HF=381.396N；HrF2=2HF=279.204N NFFFNFFFHvHv204.279204.279522.0114.451396.381916.2402222222111 （ 3）求两轴承计算轴向力1aF和2aF 查表 GB/T297-1994 12-4 可知， e=0.37 NYFFNYFFrdrd251.876.12204.2792/973.1406.12114.4512/2211 由公式2221 2dTFF ta 求蜗杆受轴向力 NFF NFFF da daea 251.87 851.747251.876.66022 21 (4)求当量动载荷1P和2P eFFra 658.1114.451 851.74711 eFFra 312.0204.2798 7 .2 5 122 由表 13-5 分别计算1P、2P，取pf=1.0,则 1P=pf(X11rF+Y11aF) =1.0 （ 0.4 451.114+1.6 747.851） =1377 N 2P=pf（ 12rF） =1.0 279.204=279.204 N （ 5）验算轴承寿命 因为1P2P，所以按轴承的受力大小计算：hhpCnL h 192007 1 1 8 7 4137728840902.59260 106010 3106116 28 所以轴承满足寿命要求（ c为基本额定动载荷，由设计手册选择）。 （ 6）键的强度校核 键选择的是： b h=6mm 6mm； L=32mm l=L-b=32-6=26mm； k=0.5 h=0.5 6=3mm M P aM P aK ldT p 110834.8322263 719302102 3 因此，键的强度足够。 第五章 箱体的 设计计算 5.1 箱体的结构形式和材料 采用上置式蜗杆减速器。铸造箱体，材料 HT150。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 8 10mm，取 =11mm。 5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系（ mm） 箱座壁厚 =11 箱盖壁厚 1 1=10 箱座凸缘厚度 b， 箱盖凸缘厚度 b1， 箱座底凸缘厚度 b2 b=1.5 =16.5 b1=1.5 =16.5 b2=2.5 =27.5 地脚螺钉直径及数目 df=17.76 n=4 箱座、箱盖上的肋厚 m=9.5、1m=9 轴承旁联接螺栓直径 d1=13.32 箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10 螺栓间距 L=150 轴承端盖螺钉直径 d3=8 螺钉数目 6 视孔盖螺钉直径 d4=6 29 df， d1， d2至外壁距离 C1=26,22,16 d1， d2至凸缘边缘距离 C2=16,14 轴承端盖外径 （蜗轮轴）凸缘式： D2=132，嵌入式： D2=122.5 (蜗杆轴 )凸缘式： D2=126，嵌入式： D2=116.25 轴承旁联接螺栓距离 S=127 轴承旁凸台半径 R1=30 轴承旁凸台高度 h 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 蜗轮外圆与 箱内壁间距离 1 =14 蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2 =12 地脚螺栓通孔直径 fd =30 地脚螺栓沉头座直径 oD=60 地脚螺栓底座凸缘尺寸 C1=35,C2=30 联接螺栓直径 d=16 联接螺栓通孔直径 d =17.5 联接螺栓沉头座直径 D=33 联接螺栓底座凸缘尺寸 C1=35， C2=30 定位销直径 d=7.5 吊环螺钉直径 D5= 箱体外壁至轴承座端面的距离 L1=70 轴承端盖外径 (蜗轮轴 )D2=130； (蜗杆轴 )D2=125 第六章 键等相关标准的选择 本部分含键的选择联轴器的选择，螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下： 30 6.1键的选择 查表 10-33机械设计基础课程设计： 1、涡轮轴与 齿轮相配合的键 A型普通平键， b*h*l=20*12*140 2、轴与蜗轮相配合的键： A 型普通平键， b*h*l=20*12*56 3、涡杆轴与联轴器相配合的键 A型普通平键， b*h*l=6*6*32 4、齿轮轴与齿轮相配合的键 A型普通平键， b*h*l=22*14*140 5、齿轮轴与联轴器相配合的键 A型普通平键， b*h*l=20*12*100 6.2联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据， 查表 GB/T 5014-2003，蜗杆 选用 HL1 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160N.mm，半联轴器的孔径 d= 22mm，即 轴向直径取1d=22mm，半联轴器长度 L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为： 1L =38mm。 齿轮轴 选用 HL6 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 3150N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取1d=70mm，半联轴器长度 L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为： 1L =107mm。 6.3螺栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓 GB5782-86， M6*12,数量为 12 个 M6*18,数量为 12 个 M8*25,数量为 2 个 M8*30,数量为 4 个 M8*50，数量为 12 个 M16*100,数量为 4个 M20*15， 数量为 1个 螺母 GB6170-86 M8 数量为 4个 31 M16 数量为 4个 M36 数量为 1个 螺钉 GB5782-86 M6 20 数量为 2 个 M8 25， 数量为 24 个 M6 16 数量为 12 个 *（参考机械设计基础课程设计图 19-24 配图） 6.4销，垫圈垫片的选择 选用销 GB117-86， B8*30，数量为 2 个 选用垫圈 GB93-87 数量为 6个 选用毡圈 2个 选用 08F 调整垫片 6 个 *（参考机械设计基础课程设计图 10-8 装配图） 有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图 第七章 减速器结构与润滑的概要说明 在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。 7.1 减速器的结构 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计课程设计手册图 19-24 装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆、圆柱齿轮），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。 箱体为剖分式结构，由 箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气 32 器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊耳用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。 7.2减速箱体 的结构 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式 具体结构详见装配图 7.3轴承端盖的结构尺寸 详见零件工