一级圆柱斜齿减速器课程设计11.25%1.5%240%157.5.doc
一级圆柱斜齿减速器课程设计11.25%1.5%240%157.5
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减速器课程设计
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一级圆柱斜齿减速器课程设计11.25%1.5%240%157.5,减速器课程设计
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1 目 录 一、设计任务书 . 2 二、拟定传动方案 . 2 三、选择电动机 . 3 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 . 4 六、 V 带传动设计 . 5 七、齿轮传动设计 . 8 八、高速轴轴承的设计 . 9 九、高速轴直径和长度设计 . 11 十、高速轴的校核 . 12 十一、低速轴承的设计 . 14 十二、低速轴直径和长度设计 . 15 十三、低速轴的校核 . 16 十四、键的设计 . 18 十五、箱体的结构设计 . 19 十六、减速器附件的设计 . 21 十七、润滑与密封 . 23 十八、课程设计总结 . 24 十九、参考文献 . 24 nts 2 一、设计任务书 运输带工作拉力（ F/N） 运输带工作速度（ m/s） 卷筒直径（ mm） 1250 1.50 240 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期 10 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 5%。 二、拟定传动方案 为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速 nw ，即 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 5 0 1 1 9 . 4 / m i n240w vnrD 一般常选用转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总在传动比约为 8.1 或 12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。 如图 2-12所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案 b 不宜在长时间连续工作 ，且成本高；方案 d 制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a 和 c 两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案 a。 据此拟定传动方案如图： 传动装置拟定方案 nts 3 三、选择电动机 1、电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（ IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。 2、电动机容量 （ 1）工作机所需功率wp1 2 5 0 1 . 5 0 1 . 8 81 0 0 0 1 0 0 0w FVp K W （ 2） 电动机输出功率dpwdpp 传动装置的总效率 543221 式中， 21 、 为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表 2-42查得： V 带传动 1 =0.95；滚动轴承 2 =0.99；圆柱齿轮传动 3=0.97；弹 性连轴器 4 =0.99；卷筒轴滑动轴承 5=0.98,则 总效率 20 . 9 5 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 8 7 6 故 1 . 8 8 2 . 1 50 . 8 7 6wd pp K W （ 3）电动机额定功率edp依据表 20-12选取电动机额定功率 2.2edp KW3、电动机的转速 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表 2-12查得 V 带传动常用比 为范围 ,421 i 单级圆柱齿轮传动 632 i 则电动机转速可选范围为 12 7 1 6 2 8 6 6 / m i ndwn n i i r 初选同步转速分别为 1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较如下表： 结果 ： 1.88wp kw0.876 2.2edp kwnts 4 方案 电动机 型号 额定 功率 （ KW） 电动机转速 （ r/min） 电动机 质量 （kg） 传动装置的传动比 总传动比 V 带传动比 单级减速器 同步 满载 1 Y100L2-4 3 1500 1420 38 12.7 3 4.23 2 Y112M-6 3 1000 940 45 7.9 2.5 3.4 由表中数据可知两个方案均可行，但方案 2 传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案 2，选定电动机型号为 Y112M-6。 4、 Y112M-6 电动机的数据和外形，安装尺寸如下表。 型号 额定功率 （ KW） 转速（ r/min） 质量（ kg） 同步 满载 Y112M-6 2 2 1000 940 45 尺寸 H A B C D E FFG G K AB AD AC HD AA HA L 112 190 140 70 28 60 878 24 12 245 190 115 265 50 15 400 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动 比 1、传动装置总传动比： 940 7 . 91 1 9 . 4mwni n 结果： nts 5 i=7.92、分配各级传动比： 取 V 带传动比 i1=2.5。则单级圆柱齿轮减速器的传动比为 2 17 . 9 3 . 1 62 . 5ii i 所得 i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。 五、传动装置 的 运动和动力参数 1、各轴转速 按电动机额定功率为 0 轴，减速器高速轴为一轴，低速轴为 2 轴，各轴转速为 0 9 4 0 / m i nmn n r011122960 3 7 6 / m i n2 . 5384 1 1 9 / m i n3 . 1 6nnrinnri 各轴输入功率 按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即 P0=Ped=2.2kw P1=P0 1=2.2 0.95 2.09kw P2=p1 2 3=2.88 0.99 0 .9 7 2 .0 1 KW 2、各轴转矩 00011122239 5 5 0 9 5 5 0 2 2 . 3 59402 . 0 99 5 5 0 9 5 5 0 5 3 . 0 83762 . 0 19 5 5 0 9 5 5 0 1 6 1 . 3 1119pT N mnpT N mnpT N mn 六、 V 带传动设计 1、计算功率cp1 . 2 2 . 6 4c e dp p k w 2、选普通 V带型号 根据12 . 6 4 , 9 4 0 / m i n ,cp k w n r由 1 图13-15 查出此坐标点位于 A 型与 Z型交界处，现暂按选用 A型计算。 3、求大、小带轮基准直径 12 dd、 。 结果： nts 6 1239 4 0 / m in3 7 6 / m in1 1 9 / m innrnrnr0122.22.092.01p kwp kwp kwnts 7 由 1表 13-7，取1 112 ,d mm由 1式 13-9得 122( 1 ) 9 4 0 / 3 7 6 1 1 2 ( 1 0 . 0 2 ) 2 7 4 . 4nd d m mn 由表 13-7取2 280d mm4、验算带速 v 11 1 1 2 9 4 0 5 . 5 1 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 带速在 525m/s范围内，合适。 5、求 V带基准长度dL和中心距 a 初步选取中心距 0 1 21 . 5 1 . 5 ( 1 1 2 2 8 0 ) 5 8 8a d d m m 取0 600a mm，符合 )(2)(7.021021 ddadd 。 由 1式 13-2得带长 220 0 2 1 2 1 0( 2 8 0 1 1 2 )2 ( ) ( ) / 4 2 6 0 0 ( 1 1 2 2 8 0 ) 1 8 2 82 2 4 6 0 0L a d d d d a m m 查 1表 13-2， 对 A型带选用 2000dL mm在由 1式 13-16 计算中心矩 00 2 0 0 0 1 8 2 86 0 0 6 8 622dLLa a m m 6、验算小带轮包角1由 1式 13-1得 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 3 1 8 0 ( 2 8 0 1 1 2 ) / 6 0 0 5 7 . 3 1 6 6 1 2 0 ,dd a 合适 7、求 V带根数 z 由 1式 13-15得 LacKKpppz)( 00 令119 4 0 / m i n , 1 1 2 ,n r d m m查 1表 13-3得 0 1.15p kw由 1式 13-9得传送比 结果： 12112280d mmd mm 0 1828L mmnts 8 21280 2 . 2 5( 1 ) 1 1 2 ( 1 0 . 0 2 )di d 查 1表 13-4得 kwp 11.0 由 01 166 查 1表 13-5 得 ;97.0aK查 1表 13-2 得 1.03lK ，由此可得 002 . 2 5 1 . 7 4( ) ( 1 . 1 5 0 . 1 1 ) 0 . 9 7 1 . 0 3cLpz p p K K 取 2根。 8、求作用在带轮上的压力QF查 1表 13-1得 q=0.10kg/m,故由 1式 13-17得单根 V带的初拉力 220 5 0 0 5 0 0 2 . 22 . 5 / 1 2 . 5 / 0 . 9 7 1 ) 0 . 1 5 . 5 1 2 1 6 0 . 42 5 . 5 1 2cpF K q v Nzv （作用在轴上的压力 10 1662 s i n 2 2 1 6 0 . 4 s i n 6 3 6 . 8 222QF z F N 七、齿轮传动设计 1、选择材料、精度及参数 小齿轮： 45 钢，调质， HB=220 （ 1表 11-1） 大齿轮： 45 钢，正火， HB=190 （ 1表 11-1） 先采用 9级精度 因125 6 0 , 5 4 0H l i n H l i nM P a M P a（ 1图 11-7c）， 1.1hs（ 1表 11-4），故 1 l i m 12 l i m 2 / 5 6 0 / 1 . 1 5 0 9 / 5 4 0 / 1 . 1 4 9 1H F HH F HS M P aS M P a 因1 l i m 21 9 0 , 1 6 0F l i n FM P a M P a（ 1图 11-10c） , 3.1FS (1表 11-4）。故 1 l i m 12 l i m 2 / 1 9 0 / 1 . 3 1 4 6 / 1 6 0 / 1 . 3 1 2 3F F FF F FS M P aS M P a 2、按齿面接触强度设计 设齿轮按九级精度制造。取载荷系数 K=1.2，齿宽系数 4.0有 上式知小齿轮的转矩 31 5 3 . 1 1 0T N m m ，按式 1（ 11-5）计算中心距（已 结果： 2z 6 3 6 .8 2QFN9级精度 nts 9 知21/ 3 .2u z z） 322 313 3 3 5 3 3 5 1 . 2 5 3 . 1 1 0( 1 ) ( 3 . 2 1 ) 1 2 0 0 . 4 3 . 2H a HKTa u m mu 齿数1 30z ，则21 3 . 2 3 0 9 6 ,z u z 故实际传动比 i=84/28 3 .2 模数122 2 1 2 0 1 . 9 03 0 9 6am m mzz 按 1表 4-1取 m=2.5mm. 确定中心矩 12 2 . 5( ) ( 3 0 9 6 ) 1 5 7 . 522ma z z 齿宽 0 . 4 1 5 7 . 5 6 3ab a m m 取217 0 , 6 3b m m b m m则齿轮直径可得 12 u ad1212 1 2 0 574 . 25 7 3 . 2 1 8 2 . 4d m md d u m m 3、验算齿轮弯曲强度 齿形系数 122 .6 , 2 .2FFYY（ 1图 11-9） 按 1式 11-8验算齿轮弯曲强度 3112212 2 1 . 2 5 1 . 3 1 0 2 . 6 2 8 6 3 2 . 5 3 0FK T Y M P ab m z 4、齿轮的圆周速度 1 2 . 5 3 0 3 7 6 1 . 4 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 八、高速轴轴承的设计 （轴从右至左依次为 1， 2， 3， 4， 5， 6， 7） 带轮作用在轴上的力 636.82FN 高速轴的齿轮直径为1 75 ,d mm扭矩1 5 3 .1T N M则作用于齿轮上的圆周力： 结果： 1230963.22.5zzim mmnts 10 3112 2 5 1 . 3 1 0 1 8 6 3 . 270tTFNd 径向力： 11 t a n 1 8 6 3 . 2 t a n 2 0 6 7 8 . 1rtF F N 法向力： 11 1 8 6 3 . 2 1 9 4 1 . 6c o s c o s 2 0tn FFN 由已知条件知道工作时间为 8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为 3 6 1 0 8 2 5 7 6 0 0hLh 考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为 11 678 33922rr FFN 向心轴承只承受径向载荷时 1rFP 由式 16-31知基本额定动载荷 NLnf PfC htp /16 )1060( 查表 16-9， 16-101得 轴承的外形如图： r aD1D2dDBBB/260A/2Ad D结果： 1111 8 6 3 .26 7 8 .11 9 4 1 .6trnFNFN9.0c kN nts 11 从表 15-32中选深沟球轴承 轴承型号 外形尺寸（ mm） 安 装 尺 寸（ mm） 额定动载荷 Cr（ kN） 额 定 静 载 荷Cor(kN) 原标准 新标准 d D B D1 min D2 max ra max 106 6006 30 55 13 36 49 1 10.2 6.88 九、高速轴直径和长度设计 轴承的内径为 30mm， d3=30mm 最细的轴径由 14-21 32 npCd 查表 14-21C=118 332 2 . 0 91 1 8 2 1376pd C m mn 取标准化（表 11-22） mmd 4.221 轴 1与 轴 2相接处有定位轴肩 则 2 25d mm轴 3与周 4 处有套筒定位 43 2 2 3 4d d m m 54 5 3 9d d m m 6 30d mm高速齿轮宽为 60mm,取其长度4 56L mm由 V带轮的结构知 111 . 52 2 . 41 . 5 2 2 . 4 3 3 . 6ssLdd d m mL m m 先初定 6 20L mm3L的长度要大于轴和套筒的总合： 结果： 305513d mmD mmB mm12345622.42130343930d mmd mmd mmd mmd mmd mmnts 12 3 40L mm确定 2L 的长度：表 3-12 地脚螺钉直径 mmadf 1712140036.012036.0 箱盖、箱座连接螺栓直径 mmdd f 5.8175.0)6.05.0(2 则计算后估计mmLmmLmmL112235572 十、高速轴的校核 L2F af1VF a F r FaFA=F aF2vFtF1HF2HF1FF2HFFM avM avMaHMaFM aM2FM2M aF aa)b)c)d)e)f)aa轴的跨度73 4 5 6 7 13622BLL L L L L L m m （ 1）求垂直面的支承反力 11211 6 7 82 33922339rvvvLFFrFNLF F N （ 2）求水平面的支撑反力 112 1 8 6 3 . 2 9 3 1 . 622tHH FF F N 结果： 123456739354058112422L mmL mmL mmL mmL mmL mmL mmnts 13 （ 3） F在支点产生的反力 1216 3 6 . 8 2 6 5 4 3 1 . 2966 3 6 . 8 2 4 3 1 . 2 1 0 6 8FFFFKFNKF F F N 外力 F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。 （ 4）绘垂直面弯矩图 20 . 0 9 63 3 9 1 6 . 2 7221 6 . 2 7a v va v a vLM F N mM M N m （ 5） 绘水平弯矩图 1 0 . 0 9 69 3 1 . 6 4 4 . 7 222a H H LM F N m （ 6） F力产生的弯矩 2 6 3 6 . 8 2 0 . 0 6 5 4 1 . 3 9FM F K N m 危险截面 F力产生的弯矩 1 0 . 0 9 64 3 1 . 2 2 0 . 7 022a F F LM F N m （ 7）求合成弯矩： 考虑最不利情况，把aFM与 22aHav MM 直接相加。 2 2 2 2 2 2 2 2221 6 . 2 7 4 4 . 7 2 2 0 . 7 0 6 8 . 2 91 6 . 2 7 4 4 . 7 2 2 0 . 7 0 6 8 . 2 94 1 . 3 9a a v a H a Fa a V a H a FFM M M M N mM M M M N mM M N m 轴传递的转矩 T=53.1 mN (8)求危 险截面的当量弯矩 可知齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数 6.0 2 2 2 2( ) 6 8 . 2 9 ( 0 . 6 5 3 . 1 ) 7 5 . 3 5eaM M T N m （ 9）计算危险截面处的轴直径。材料为 45 钢，调质表 14-11，表 14-31查得 MPaMPabb 60 6501 则 33317 5 . 3 5 1 0 2 3 . 2 40 . 1 0 . 1 6 0ebMd m m 结果： 1212123393399 3 1 .69 3 1 .64 3 1 .21068VVHHFFFNFNFNFNFNFN221 6 . 2 71 6 . 2 74 9 . 14 1 . 3 92 0 . 7 06 8 . 2 96 8 . 2 94 1 . 3 97 5 . 3 5avavaHFaFaaeM N mM N mM N mM N mM N mM N mM N mM N mM N mnts 14 考虑到键槽对轴的削弱，将 d加大 4%，故 1 . 0 4 2 3 . 2 4 2 4 . 1 7d m m 设计中取得直径大于此值，所以设计中的数值符合。 十一、低速轴承的设计 带轮作用在轴上的力 636.82FN 高速轴的齿轮直径为2 182.4d mm扭矩2 1 6 1 .3T N m则作用于齿轮上的圆周力： 322 22 2 1 6 1 . 3 1 0 1 7 6 8 . 6 41 8 2 . 4tTFNd 径向力： 22 t a n 1 7 6 8 . 6 4 t a n 2 0 6 4 3 . 7rtF F N 法向力： 22 1 7 6 8 . 6 4 1 8 8 2 . 3 3c o s c o s 2 0tn FFN 由 条件知道工作时间为 8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为 3 6 0 1 0 8 2 5 7 6 0 0hLh 考虑到最不利的情况，单个轴承的所受的径向力为 22 6 4 3 . 76 3 6 . 8 2 9 5 8 . 6 722rr FF F N 向心轴承只承受径向载荷时 2rFP 由式 16-31得知基本额定动载荷 NLnf pfC htp /161060 查表 16-9， 16-101得 13611 . 21 . 2 6 4 3 . 7 6 0 1 1 7 . 55 7 6 0 0 5 7 2 0 5 . 71 1 0tpffC N K N 低速深沟球轴承的外型尺寸如图所示： 结果： 2221 7 6 8 .6 46 4 3 .71 8 8 2 .3 3trnFNFNnts 15 r aD1D2dDBBB / 26 0 A / 2Ad D从表 15-32中选深沟球轴承 轴承型号 外型尺寸（ mm） 安 装 尺 寸（ mm） 额定 动载 荷 )(kNCr 额定 静载 荷 )(kNCor 原标准 新标准 d D B D1 Min D2 Max ra Max 104 6004 20 42 12 25 37 0.6 7.22 4.45 十二、低速轴直径和长度设计 轴承 的内径为 35mm，则3 35d mm最细的轴径由 14-213 npCd 查表 14-21C=118 331 2 . 0 11 1 8 3 0 . 4376pd C m mn 取标准化（表 11-22） 1 31.5d mm轴 1与轴 2相接处有定位轴肩 则 2 32d mm轴 3与轴 4处有套筒定位 mmdd 392234 5463 4 238d d m md m m 高速齿轮宽为 56mm，取其长度 4 68L mm结果： 203712d mmD mmB mm123457631.533.53539423538d mmd mmd mmd mmd mmd mmd mmnts 16 由 V带轮的结构知 111 . 53 1 . 5L 1 . 5 3 1 . 5 4 6 . 0ssLdd d m mmm 先初定 mmL 246 3L的长度要大于轴和套筒的总合： mmL 523 确定 2L 的长度：表 3-12 地脚螺钉直径 0 . 0 3 6 1 2 0 . 0 3 6 1 5 7 . 5 1 2 1 7 . 6 7fd a m m 箱盖、箱座连接螺栓直径 2 ( 0 . 5 0 . 6 ) 0 . 5 1 7 . 6 7 8 . 8fd d m m 则计算后估计 mmL 352 5 13L mm十三、低速轴的校核 （ 轴 从 右 至 左 依 次 为 1 ， 2 ， 3 ， 4 ， 5 ， 6 ， 7 ）L2F af1VF a F r FaFA=F aF2vFtF1HF2HF1FF2HFFM avM avMaHMaFM aM2FM2M aF aa)b)c)d)e)f)aa轴的跨度 L 119mm 结果： 123475646355254221324L mmL mmL mmL mmL mmL mmL mmnts 17 （ 1） 求垂直面的支持反力 11216 5 8 . 52 32922329ri rVVVLF FFNLF F N （ 2） 求水平面的支持反力 112 1 8 0 9 . 2 9 0 4 . 622tHH FF F N （ 3） F 在支点产生的反力 1216 3 6 . 2 2 6 5 3 4 7 . 8 41196 3 6 . 8 2 3 4 7 . 8 4 9 8 4 . 6 6FFFFKFNLF F F N 外力 F 作用方向与带的布置有关，在未具体确定 前，按最不利的情况考虑。 （ 4） 绘垂直面弯矩图 20 . 1 1 93 2 9 1 9 . 6221 9 . 6a V Va V a vLM F N mM M N m （ 5） 绘制水平弯矩图 1 0 . 1 1 99 0 4 . 6 5 3 . 822a H H LM F N m （ 6） F 力产生的弯矩 2 6 3 6 . 8 2 0 . 0 6 5 4 1 . 4FM F K N m 危险面上 F 力产生的弯矩： 1 0 . 1 1 93 9 8 2 0 . 722a F F LM F N m （ 7） 求合成弯矩图 考虑最不利的情况，把aFM与 22aHaV MM 直接相加。 aM 22 aHaV MM + 221 9 . 6 5 3 . 8 2 0 . 7 7 7 . 6 4aFM N m 2 2 2 2221 9 . 6 5 3 . 8 2 0 . 7 7 7 . 6 44 1 . 4a a V a H a FFM M M M N mM M N m 轴传递的转矩 T=165 mN （ 8） 求危险截面的当量弯矩 可知齿轮的中间为危险面 aa 面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取 其中折合系数 6.0a 2 2 2 2( ) 7 7 . 6 4 ( 0 . 6 1 6 5 ) 1 2 5 . 8eaM M a T N m 结果 : 1112123293299 0 4 .69 0 4 .63 4 7 .8 49 8 4 .6 6VVHHFFFNFNFNFNFNFN21 9 .61 9 .65 3 .84 1 .42 0 .77 7 .6 47 7 .6 41 2 5 .8aVaVaHFaFaaeM N mM N mM N mM N mM N mM N mM N mM N mnts 18 （ 9） 计算危险截面处的轴直径，材料为 45 钢，调制表 14-11，表 14-31查得 MpaMpabh 60 6501 则 33311 2 5 . 8 1 0 2 7 . 60 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 考虑到键槽对轴的削弱，将 d 加大 4 %，故 1 . 0 4 2 7 . 6 2 8 . 7d m m 设计中取的直径大于次值，所以设计中的数值符合。 十四、键的设计 在高、低速轴的 1， 4段都需要连接 选用 A型的圆头键 轴 键 键槽 公 公 宽度 b 深度 半径 公 极限偏差 轴 毂 轴 H9 毂 D10 轴 N9 毂 Js9 公 称 尺 寸 公 称 尺 寸 min max 22 30 8*7 8 +0.036 0 +0.098 -0.040 0 -0.036 0.018 4.0 3.3 0.16 0.25 30 38 10*8 10 +0.036 0 +0.098 +0.040 0 -0.036 0.018 5.0 3.3 0.25 0.4 38 44 12*8 12 +0.043 0 +0.120 +0.050 0 -0.043 -0.018 -0.061 5.0 3.3 0.25 0.4 键的外型图和键槽的安装图： dtbhd-td+tt1hbLR = b / 2结果： d=29mmnts 19 （ 1） 高速轴 轴 1段键的长度： L=32mm 轴 4段键的长度： L=56mm 平键连接的挤压条件： 4pP dhlT 由已知条件知有轻微冲击，则 M Pap 120100。 3111312444 4 5 3 . 5 9 1 0 4 7 . 82 0 7 3 24 4 3 5 . 5 9 1 0 1 7 . 23 4 7 5 6ppT M P ad h lT M P ad h l 高速轴的21 pp的验证结果均满足条件的要求。 （ 2）低速轴 轴 1段键的长度： L=40mm 轴 4段键的长度： L=50mm 32111322444 4 1 6 5 1 0 5 9 . 53 1 . 5 8 4 04 4 1 6 5 1 0 4 2 . 33 9 8 5 0ppT M P ad h lT M P ad h l 低速轴的21 pp的验证结果均满足条件的要求。 十五、箱体的结构设计 （ 1）箱座高度 27*2*( 3 0 5 0 )2( 2 ) ( 9 6 2 1 . 0 ) 3 2 9 4( 2 2 ) ( 9 6 2 2 0 . 2 5 ) 3 2 8 0 . 52943 0 2 0 1 9 72aaafadHd z h m m md z h c m m mH m m 齿高为： 2 2 9 4 2 8 0 . 5 1 3 . 5afh d d m m 则齿轮浸油深度 1 3 .5h h m m 符合条件齿轮浸油深度大于 10mm 的要求。 总的油深 3 0 4 3 . 5h h m m 箱体内储油宽度大约为 57+20*2=97mm 箱体内储油长度大约为12 3 0 3 1 7aad d m m 结果： 123256L mmL mm144050L mmL mm197H mmnts 20 则储藏的油量 339 7 3 1 7 4 3 . 5 1 3 3 7 5 8 1 . 5 1 3 3 7 . 6Q m m c m 单级减速器每传递 1kw的功率所需的油量： .700350 3cm 336 5 8 . 92 . 0 33 5 0 6 5 8 . 9 7 0 0QQ c mcm符合要求 （ 2）箱体的刚度设计（表 3-12） 1、箱座的壁厚 0 . 0 2 5 0 . 0 2 5 1 5 7 . 5 1 5a m m 按要求墙壁厚至少取 8mm。 箱座的壁厚 为 9mm. 2、箱盖壁厚 1 0 . 0 2 0 . 0 2 1 5 7 . 5 1 4a m m 箱盖 的厚度至少为 8mm。 取其壁厚 1 为 8mm. 3、箱体凸缘厚度 箱座 mmb 5.1395.15.1 箱盖 mmb 1285.15.1 11 箱底座 mmb 5.2295.22 4、加强肋厚 箱座 mmm 6.7985.085.0 箱盖 mmm 8.6885.085.0 11 5、地 脚螺钉直径 1 0 . 0 3 6 1 2 0 . 0 3 6 1 5 7 . 5 1 2 1 7 . 7d a m m 6、地脚螺钉数目 因为 mma 250 时， n=4 取 4颗螺钉 7、轴承旁边连接螺栓直径 1 0 . 7 5 0 . 7 5 1 7 . 7 1 3 . 3fd d m m 8、箱盖、箱座连接螺栓直径 2 0 . 5 0 . 5 1 7 . 7 8 . 8 5fd d m m 9、轴承盖螺钉直径和数目（表 9-92） 结果： 112111234581 3 . 5122 2 . 57 . 66 . 81 7 . 7n4d 1 3 . 3 m md 8 . 8 5 m md 6 m md 5 . 3 m mmmmmb m mb m mb m mm m mm m md m m地 脚 螺 钉 数 目连 接 螺 栓 直 径箱 盖 、 箱 座 螺 钉 直 径轴 承 盖 螺 钉 直 径数 目四 颗观 察 孔 盖 螺 钉的 直 径nts 21 所选的轴承外径为 55mm 455565mm 所以 463nmmd 10、轴承盖外径 由表 15-32知所选的轴承外径 2 49 .D mm11、观察孔盖螺钉的直径 4 0 . 3 0 . 3 1 7 . 7 5 . 3fd d m m 12、2dddf至箱外的距离：2ddf至凸缘边缘的距离 mmCmmC1218min2min1 13、轴承旁凸台半径 mmCR 1221 14、箱体外壁至轴承座端面的距离 mmCCl 37718127211 十六、减速器附件的设计 （ 1）窥视孔及视孔盖 AhA0A1B1BB01-2Md4取 A的宽度为 100mm 140114015 1 0 0 5 5 . 3 1 2 6 . 50 . 5 ( ) 0 . 5 (1 0 0 1 2 6 . 5 ) 1 1 35 2 0 0 5 5 . 3 1 7 3 . 50 . 5 ( ) 0 . 5 ( 2 0 0 1 7 3 . 5 ) 1 8 6 . 82A A d m mA A A m mB B d m mB B B m mh m m （ 2）通气 器 由已知选 5.118M 型号 结果： mmlmmRmmCmmC3712121811min2min1nts 22 外型安装图： DCb
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