一级蜗轮蜗杆减速器课程设计492.5%0.7%300（2）
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计492.5%0.7%300（2）,减速器课程设计
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1 机 械 设 计 课 程 设 计 计 算 说 明 书 设计题目： 单级蜗杆减速器 专业班级：机械 设计 092 班 学生姓名： 曹孟杰 学生学号： 09405100213 指导教师： 李历坚 设计时间： 2011 年 12月 28日 机械工程 学院 nts 2 引言 课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机 联轴器 减速器 联轴器 滚筒 ），本人是在 指导老师 指导下完成的。该课程设计内 容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。 蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的 CAD 图形。 计算机辅助设计（ CAD），计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。 该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于 自己 初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。 nts 3 目录 一、 设计任务书 5 二、 电动机的选择计算 5 1、选择电动机系列 5 2、选择电动机功率 6 3、确定电动机转速 6 三、 转动装置的运动和动力参数计算 7 1、确定传动比 7 2、各轴功率、转速和转矩的计算 7 四、传动零件（蜗杆、蜗轮）的设计计算 8 1、选定蜗蜗杆蜗轮类型、精度等级、材料 8 2、齿面接触疲劳强度设计 8 3、蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸 9 4、校核齿根弯曲疲劳强度 10 5、验算效率 11 五、 轴的设计 11 1、蜗轮轴的设计 11 2、蜗杆轴的设计 15 六、 滚动轴承的寿命验算 19 1、减速器低速轴滚动轴承验算 19 2、减速高速轴滚动轴承验算 20 七、 键连接的选择和校核 21 nts 4 1、蜗轮轴上键连接的选择和计算 21 2、蜗杆轴上键连接的选择和计算 22 八、 减速器的各部位附属零件的设计 23 1、箱体 23 2、减速器附件 23 3、箱体的结构尺寸 25 九、 润滑与密封方式的确定 26 1、减速器蜗杆蜗轮 啮合 润滑油的选择 26 2、减速器轴承润滑润滑方式和润滑剂的选择 27 3、减速器密封装置的选择、通气器类型的选择 27 十、 结束语 28 十一、 参考资料 29 nts 5 一、 设 计任务书 1、设计题目 ： 带式运输机上的单级蜗杆减速器 2、 设计简图： 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 单级蜗杆减速器 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 3、原始数据 运输带工作拉力 F=2500N；输 送 带工作速度 v=0.7m/s； 输送机 滚筒直径 D=300mm； 4、已知条件 （ 1）工作条件：常温下连续工作，单向运转，空载起动，工作中有中等冲击， 运输带 工作 速度 允许 误差为 5%， 两班制 （每班工作 8h）， 小批量生产 ； （ 2）使用折旧期：要求减速器设计寿命 8 年，大修期为 2 3； （ 3）动力来源：三相交流电压为 380/220V； 二、 电动机的选择和计算 1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电nts 6 压 380， Y 系列。 2、 选择电动机功率 传动滚筒所需要有效 功率： kWFVP 75.11000 7.025001000 按机械设计基础实训指导表 2-3 确定各部分效率如下： 滚动轴承效率： 98.01 蜗杆传动效率： 8.02 联轴器效率： 99.03 传动滚筒效率： 96.04 传动装置总效率： 738.096.099.08.098.0 22423221 所需电机功率： )(371.2739.0 75.1 kwpp wd 3、 确定电动机 转速： 滚筒轴 的工作转速m in586.4430014.3 7.01 0 0 0601 0 0 060 rD vn w 按推荐的传动比合理范围，取蜗杆传动比 30141 i 故电动机的转速的可选范围为 58.1337204.623586.44)3014( wd nin 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量以及总传动比， 选取电动机的转速为 n = min1000 r ，查机械设计手册，取电动机型号为 Y132M1-6，则所选取电动机部分性能如下： 额定功率 kWPed 4nts 7 满载转速 min960 rnm 电动机 轴： kwppdm 371.2min960 rnm mNnpTmmm 5 8 7.239 6 09 5 5 03 7 1.29 5 5 0 三、 传动装置的运动 和 动力 参数计算 1、 确定传动比 总传动比 5 31.215 86.44 9 60 wmnni2、各轴功率、转速和转矩的计算 蜗杆轴 1：与电动机采用联轴器联接，传动比 11oi，联轴器的传动效率为 99.03 ，则 )(347.299.0371.231 kwpp o m in )/(960196011rinnoo mNnpT .348.23960347.295509550111 涡轮轴 2：滚动轴承 和蜗杆涡轮 啮 合发生 2 次功率损耗，计算效率时都要计入，一对滚动轴承的传动效率为 98.01 ，蜗杆传动的效率为8.02 ，则 )(859.18.098.0371.22112 kwpp m in )/(587.44531.21 960212 rinni 175.398587.44 859.195509550222 npTnts 8 滚筒轴 3：与涡轮轴采用联轴器联接，动力从涡轮轴到滚筒轴经历了涡轮上得一对滚动轴承故发生两次功率损耗，计算效率时都要计入，则 )(804.199.098.0859.13123 kwpp m in )/(587.4423 rnn ).(395.386587.44 804.195509550333 mNnpT 四、 传动零件 （蜗杆、蜗轮） 的设计计算 1 选定蜗杆蜗轮类型、精度等级、材料 A) 选用普通 ZA圆柱蜗杆传动，有 利于保障传动的平稳性； B) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8c GB10089-88； C) 材料选择。 考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆选用 45钢：因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求 淬火 ，硬度为 45-55HBS。 蜗杆用铸锡磷青铜 ZcuSn10P1,金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用金属制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 2、 齿面 接触 疲劳 强度设计 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，在校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 3 22 )(HPE ZZKT （ 1） 蜗轮的转矩 mNT .175.3982 （ 2） 确定载荷系数 K 因为工作中有中等冲击，故去齿向载荷分布系数 3.1K；选取使用系nts 9 数 15.1AK ；由于转速不高，取动载荷系数 1.05；则 57.105.13.115.1 VA KKKK (3)确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故 MPaZ E 160 （ 4）确定接触系数Z先假设蜗杆的分度圆直径 1d 和传动中心 a的比值 35.01 ad， 可查的 9.2Z。 （ 5）确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZcuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从书中表 11-7 查的蜗轮的基本许用应力 MPaH 268 应力循环次数 82 10027.1163008587.4416060 HLjnN 寿命系数 7 4 7 4.0100 2 7.110887 RNK则 303.2002687474.0 M P aKHHNH （ 6） 计算中心距 6965.149303.2009.216010175.39857.13 23 取中心距 mm160 ，因 i=22，故从表 11-2 中取模数 m=6.3,蜗杆的分度圆直径 1d =63mm.这时 394.01 d，可查的接触系数 72.2 ZcaT,半联轴器的 毂孔径按优先数列选取 d=45mm，长度 L=112cm，与配合的孔长度 mmL 841 。 （ 4）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案是：蜗轮、套筒、左右轴承、左端盖半联轴器依次从轴的左端向右安装，右端只装轴承及其右端盖。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和 长度 a、为满足半联轴器的轴向定位要求， 1 轴右端应制出一轴肩，因15.34507.007.0 1 dh ，取 h=3.5mm，故 2 的直径 mmhdd 52212 ，左端用轴端挡圈定位，轴端挡圈直径查手册取 D=55mm，半联轴器与轴配合的 毂 空长度 L=84，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不在轴的端面nts 13 上，故 1-2 段的长度应比 L 略短一些，现取 mmL 821 。 b、初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力合轴向力的作用，选用径向力较大的单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mmd 522 ，查手册取 30211 型圆锥滚子轴承（ 0 基本游隙），基本尺寸为 55CBTDd 182175.22100 ，故 mmdd 5573 ，而 mmL 75.227 ；右端球轴承采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度 mmdh 85.35507.007.07 ，考虑到便于拆卸轴承，此定位轴肩的高度必须低于轴承内圈的高度 mmd 64max ，故取h=4mm，则 mmhdd 634255276 。 c、按优先数系取安装蜗轮 处轴劲处的轴端 4 的直径 mmd 634 ，左端套筒定位，此轴段长度应略小于蜗轮轮 毂 宽度 94.5mm，故取 mmL 924 ，右端轴肩定位，轴肩高度 mmmmdh 41.46307.007.0 4 ，故取 h=4.5mm，则轴环处的直径 mmd 705 ，轴环宽度 mmhb 3.65.44.14.1 ，取 mmL 105 。 d、轴承端盖的总宽度为 30mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，一般 mml 15 ，取 mml 30 ，则 mml 602 。 e、考虑铸造和安装精度，取蜗轮距箱体内壁的距离为 a=14.75mm，由于轴承用脂润滑，故选轴承距箱体内壁距离 s=15mm，已知轴承宽度T=22.75mm，大齿轮轮 毂 L=94.5mm， 则 mmasTL 55)5.275.141575.22()925.94(3 mmlsaL 5.19)10155.14(56 取 mml 206 3）轴上零件的轴向定位 蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均 采用平键连接，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选蜗轮轮 毂 与轴的配合为67nH，半联轴器与轴nts 14 的配合为67kH，圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。应注意为了减少装夹工件的时间，同意轴端上不同轴端的键槽应布置在轴的同意母线上。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸 231.0012.0231.0 012.0 120120 参照表书 15-2 取轴端倒角为 o452 ，为了减少加工刀具种类和提高生产率，各轴肩处的圆角半径都选为 2mm。 (5)求轴上的载荷 为了防止轴受热膨胀导致卡死，圆锥滚子轴承采用反装。确定轴承的支撑点，由于册中查得 a=21mm，则因此作为简支梁的支撑跨距dccb lll ， 其中 98)1575.14212 5.94( cbl，同理 mmldc 25.98，则 mml 25.196 。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出界面 C 是轴承的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 HM 、vM及 M 的值如下： nts 15 NFF NHNH 5.1 5 2 921 NFF NVNV 5.56721 mmNM H 5.7 4 9 4 5 mmNM v 5.2 7 8 0 7 mmNMMM VH 7 9 9 3 85.2 7 8 0 75.7 4 9 4 5 2222 T=395120N.m (6)按弯矩合成应力校核轴的强度 根据书中式 15-5 及商标中得数据，因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 M PaW TMca 78.15631.0 )3 8 6 3 9 56.0(7 9 9 3 8)( 3 2222 前已选定轴的材料为 45 号钢，由表 15-1 查得 MPa601 ，因此 1 ca，故安全。 2、 蜗杆轴的设计 （ 1）蜗杆轴上的功率 kwp 37.21 ，转速 min)/(9601 rn ，转矩 mNT 348.231 。 （ 2）求作用在蜗杆上的力 由蜗杆的几何尺寸计算知，蜗杆的分度圆直径 mmd 631 则 圆周力 NdTF t 2.7 4 1632 3 3 4 822 1 1 径向力 NFFntr 1.27531.11c o s 20t a n2.741c o st a n 轴向力 NFFta 24.14831.11t a n2.741t a n 各力的方向如图 5-2 （ 3）初步确定轴的最小直径 由前知道蜗杆的材料选用 45 钢，查书表 15-3 MPaAo 112故得 mmnpAdo 09.15960347.2112 3322m i n nts 16 因为该轴上有 一 个 键 槽 ， 故 将 直 径 增 大 ， 则 选 取 直 径mmdd 35.1715.109.15%)151(0 。由图知输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径为了是所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 考虑到有中等冲击，查书中表 14-1 取 9.1AK 则联轴器的计算转矩 mNTKTAca 36.44348.239.11选用 LX1 型的弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250N.mcaT,半联轴器的 毂孔径按优先数列选取 d=20mm，长度 L=52cm，与配合的孔长度 mmL 381 。 （ 4）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案是：蜗杆螺旋面位于蜗杆中间位置，从左端装轴承，左端盖，右端装配轴承、右端盖、半联轴器。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a、为满足半联轴器的轴向定位要求， 1 轴右端应制出一轴肩，因mmdh 4.12007.007.0 1 ，取 h=3mm，故 2 的直径 mmhdd 26212 ，右端用轴端挡圈定位，轴端挡圈直径查手册取 D=28mm，半联轴器与轴配合的毂 空长度 L=38，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 L 略短一些，现取 mmL 361 。 b、初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力合轴向力的作用，选用 径向力较大的单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mmd 262 ，查手册取 30306 型圆锥滚子轴承（ 0 基本游隙），基本尺寸为 30CBTDd 161975.2072 ，故 mmdd 3073 ，轴承面向箱体内壁一侧需挡油环，防止油脂泄入箱体内，挡油环长度 L 取 12mm。两侧采取轴向定位，定位轴nts 17 肩高度 mmdh 1.23007.007.07 ，取 h=4mm，则 mmhdd 384230276 c、查手册知蜗杆的螺旋长 mmZl 8.843.6)4106.011()06.011( 2 取 mml 110 e、箱座壁厚 8304.0 a ，故 4.9316004.0 箱盖壁厚 1 ： 885.0 mm99.74.985.085.0 则取 mm4.9 ， mm81 考虑铸造和安装精度，蜗轮齿顶圆与内箱避间的距离 mml 28.114.92.12.1 取 mml 12 根据以上条件，初步判断箱体内腔长 L=12+12+294mm 由以上结果，定出 4l 、 )(646 lll ； 75.3211075.3224.9294 64 ll 得 mmll 65.6864 3）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接， 半联轴器与轴的配合为67kH，圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过度配合来保 证，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表书 15-2 取轴端倒角为 2 45，为了减少加工刀具种类和提高生产率，各轴肩处的圆角半径都选为 2mm。 5）求轴上的载荷 为了防止轴受热膨胀导致卡死，圆锥滚子轴承采用反装。确定轴承的支撑点，由于册中查得 a=15.3mm，则因此作为简支梁的支撑跨距dccb lll ， nts 18 其中 mmlldccb 95.138)3.1565.682110( ，则 mml 9.277 。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 5-2 从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出界面 C 是轴承的危险截面。现将计算 出的截面 C 处的 HM 、vM及 M 的值如下： NFF NHNH 35.35321 NFF NVNV 15.1 3 121 mmNM H 5.2 4 7 3 4 mmNM v 5.9180 mmNMMM VH 3.2 6 3 8 35.9 1 8 05.2 4 7 3 4 2222 T=22.6N.m 6）按弯矩合成应力校核轴的强度 根据书中式 15-5 及商标中得数据，因轴单向旋转，扭转切 应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 M P aW TMca 19.1631.0 )226006.0(3.26383)( 3 2222 nts 19 前已选定轴的材料为 45 号钢，由表 15-1 查得 MPa601 ，因此 1 ca，故安全。 六、滚动轴承的寿命验算 根据条件，轴承预计寿命 hlh 3 8 4 0 0163 0 08 。 1、减速器低 速轴滚动轴承验算 （ 1）由轴的几何尺寸计算中选 30211 型圆锥滚子轴承，查手册得判断系数 e=0.4，轴向动载荷系数 Y=1.5，基本额定动载荷 C=90800N，基本额定静载荷0C=115000N。 NFF NHNH 5.1 5 2 921 NFF NVNV 5.56721 n=63.69r/min （ 2）求两轴承受到径向载 荷 1rF 、 2rF NFFFFNVNHrr 4.16315.5675.1529 222 22 121 （ 3）求两轴承的计算轴向力 查书中表 13-7，轴承派生轴向力YFF rd 2则 NFFdd 8.5435.12 4.1 6 3 121 由于22 dda FFF ，轴承 1 被压紧 则 NFFFdaa 6.11558.5438.61121 ， NFFda 8.54322 （ 4）求轴承当量动载荷 1P 和 2P 因 eFF ra 7.04.1 63 1 6.1 15 511， eFF ra 33.04.16 31 8.54 312，故查表 13-1 的 对轴承 1 11X , 01Y 对轴承 2 4.02 X ， 5.12 Y 工作有中等冲击，查表 13-6，取 5.1pf NFYFXfP arp 1.2447)4.16311(5.111111 nts 20 NFYFXfP arp 35.2202)8.5435.14.16314.0(5.122222 （ 5）验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以只计算轴承 1 的寿命 由书中表 13-9 查的寿命修正系数 11a ； =310hPCnaL h 384001036.61.244790800587.4460 1106010 73106116 所选轴承的寿命满足要求。 2、减速器高速轴滚动轴承 （ 1）由轴的几何尺寸计算中预选 30306 型圆锥滚子轴承，查手册得判断系数 e=0.31，轴向动载荷系数为 1.9，基本额定动载荷 C=59000N， 基本额定静载荷 NCo 63000NFF NHNH 35.35321 NFF NVNV 15.1 3 121 n=960r/min （ 2）求两轴承受到的径向载荷 NFFFF NVNHrr 37615.13135.353 222 22 121 （ 3）求两轴承的计算轴向力 查书中表 13-7，轴承派生轴向力YFF rd 2则 NFFdd 18.999.12 9.37621 由于12 dda FFF ，轴承 1 被压紧 则 NFFFdaa 52.2 5 018.9934.1 4 121 ， NFFda 18.9922 （ 4）求轴承当量动载荷 1P 和 2P 因 eFF ra 6 65.09.3 76 52.2 5011， eFF ra 26 3.09.37 6 18.9912，故查表 13-1 的 对轴承 1 11X , 01Y 对轴承 2 4.02 X ， 9.12 Y nts 21 工作有中等冲击，查表 13-6，取 5.1pf NFYFXfP arp 35.565)9.3761(5.111111 NFYFXfP arp 8.508)18.999.19.3764.0(5.122222 （ 5）验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以只计算轴承 1 的寿命 由书中表 13-9 查的寿命修正系数 11a ； =310hPCnaL h 384001062.559.41459000587.4460 1106010 93106116 所选轴承的寿命满足要求。 七、键连接的选择和校核 1、 蜗轮轴上键连接的选择和计算 （ 1）外伸部分与联轴器的连接 此段轴径为 45mm，外伸轴长 8mm，由书中 6-1 选 A 型圆头普通平键 )(70914 3mmlhb 。联轴器传递的转矩 )(175.3981 mNT ，由于连接为静连接，且载荷有中等冲击，查书表 6-2 得键的许用应力为 MPap 100 。则kldTp 2其中 1 为键的工作长度， mmbLl 561470 ； k 为键与槽的接触 高度nts 22 mmhk 5.495.05.0 ， pp M P a 22.7045565.4 3 9 8 17 52 故该键能安全工作 （ 2）蜗轮与低速轴的连接 蜗轮与轴的连接处轴径为 63mm，齿轮轮 毂 宽度为 94.5mm， 由书中 6-1 选A 型 圆 头 普 通 平 键 )(801118 3mmlhb 。 联 轴 器 传 递 的 转 矩)(175.3981 mNT ，由于连接为静 连接，且载荷有中等冲击，查书表 6-2得键的许用应力为 MPap 100 。则kldTp 2其中 1 为键的工作长度， mmbLl 621880 ； k 为键与槽的接触高度mmhk 5.5115.05.0 ， pp M P a 07.3763625.5 3 9 8 1 7 52 故该键能安全工作 2、蜗杆轴轴上键连接的选择和计算 外伸部分与联轴器的连接 此段轴径为 20mm，外伸轴长 36mm， 由书中 6-1 选 A 型圆头普通平键)(3266 3mmlhb 。联轴器传递的转矩 )(348.231 mNT ，由于连接为静连接，且载荷有中等冲击，查书表 6-2 得键的许用应力为 MPap 100 。则kldTp 2其中 1 为键的工作长度， mmbLl 26640 ； k 为键与槽的接触高度mmhk 365.05.0 ， pp M P a 42.3716263 233482 故该键能安全工作 nts 23 八、 减速器的各部位附属零件的设计 1、 箱体 箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度 。该减速器箱体采用铸造，为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿蜗轮传动的轴线水平剖分式，由箱体和箱盖组成，上箱盖与下箱座用普通螺栓连接成一整体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承孔，而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为了保证箱体具有足够的刚度，在轴承座附近加支撑肋。为了保证减速器安置在基座上的稳定性，并尽可能减少箱体低座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面，采用两块矩形加工基面。 2、 减速器的附件 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组 合和箱体的结构设计应给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、检修拆装时上下箱的精确定位、吊运等辅助零件的合理选择和设计。 （ 1） 检查孔及其盖板 为了检查传动零件的 啮 合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖能够直接观察到齿轮 啮 合的部位的地方。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。检查孔为长方形，其大小应允许将手深入箱内，以便检查齿轮 啮 合情况。 （ 2） 放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以nts 24 便放油，放 油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。油塞使用一件，材料为 Q235A，尺寸为 M16 1.5。 （ 3） 油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上得油面刻度线应按传动件侵入深度确定。 （ 4） 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，集体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。本减速器使用一件，材料 为 Q235A。 （ 5） 启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，顶杆端部要做成圆柱形半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。 在轴承端盖上也可以安装取螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，装上二哥螺钉，便于调整。材料为 Q235A，螺栓 GB5783-86-M10 25。 （ 6） 定位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度 ，如机体是对称的，销孔位置不应该对称布置。销 GB117-86-B10 30。 （ 7） 环首螺钉、吊环和吊钩 nts 25 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环、并在机座上铸出吊钩。起吊装置使用两件，材料为 Q235A，螺栓 GB825-88-M10。 （ 8） 调整垫片 用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用。 （ 9） 轴承盖和密封装置 为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。轴承盖数量为四件，材料为 HT200。 3、 箱体 的结构尺寸 名称 代号 尺寸 关系 计算 箱体 壁厚 8304.0 a 9.4 上 箱盖壁厚 1 885.01 8 箱体 凸缘厚度 b 5.1b 14.1 箱盖凸缘厚度 b 15.1 12 箱低座 凸缘厚度 2b 5.2p23.5 箱座上的肋厚 m 85.0m 7.99 箱盖肋厚 1m 11 85.0 m 6.8 地脚螺栓孔直径 fd 1203.0 a 17.76 地脚螺钉数目 n 5300200 )( BLn （ L、 B 为箱座下部的长度和宽度 ） 1 轴承旁连接螺栓直径 1d 17.0 d 13.32 盖与座连接螺栓直径 2d （ 0.5 0.6） 1d 9.968 连接螺栓 2d 的距离 I 125 200 150 nts 26 轴承端盖螺钉直径 3d （ 0.4 0.5） 1d 7.992 检查孔盖联接 螺钉直径 4d 14 )4.03.0( dd 6.16 定位销直径 d 5d （ 0.7 0.8） 2d 7.476 fd 、 1d 、 2d 至外箱壁距离 1C 查指导书 4-7 20 fd 、 2d 至凸 缘边距离 2C 查指导书 4-7 14 凸台高度 h 根据低速轴轴承座外径由结构确定，以便于扳手操作为准 7.2 轴承旁凸台半径 1R 2C 14 轴承端盖螺钉分布直径 oD 35.2 dD ， D 为轴承直径 125 轴承端盖外径 2D 35.2 dDo 150 轴承旁联接螺栓距离 S 一般取DS （ 2 2.5） 1d 82 外箱壁至轴承座端面的距离 1l 21 CC （ 5 10） 30 蜗轮圆与内箱壁的距离 1 2.1 12 蜗轮轮 毂 端面箱体内壁的距离 2 10 表 2 九、润滑与密封方式的确定 1、 减速器蜗杆蜗轮 啮合 润滑油的选择 该传动装置为闭式齿轮传动，采用 浸油 润滑。转速较小，调质钢，齿面硬度 280HBS，所以选用代号为 150 的工业齿轮用油，应有适当的油量，这样不仅有利
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