设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

一 设计任务书一 设计任务书 一 一 题目 题目 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 二 二 原始数据 原始数据 运输机工作轴转矩 T 800N m 运输带工作速度 V 0 70m s 卷筒直径 D 350mm 三 三 工作条件 工作条件 连续单向运转 空载启动 中等冲击 使用期限为 10 年 双班制工作 运输带速度允许误差为 5 二 传动方案的分析与拟定二 传动方案的分析与拟定 1 为满足工作机的工作要求 如所传递的功率及转速 且综合考虑其在结构简单 尺 寸紧凑 加工方便 高传动效率 使用维护方便等方面的要求 对本次设计采用展开式二级圆 柱齿轮减速器 该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作 且使用维护方便 传动方 案简图如下所示 对传动简图中各标号零件的说明 1 电动机 2 联轴器 3 二级圆柱齿轮减速器 4 运输带 5 带筒 三 电动机的选择计算三 电动机的选择计算 一 一 选择电动机的类型和结构形式 选择电动机的类型和结构形式 根据工作要求采用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 电压 380V 二 二 选择电动机的容量 选择电动机的容量 按照 机械设计课程设计 中式 2 4 电动机所需工作功率为 W d P P 按照 机械设计课程设计 中式 2 1 计算结果 计 算 结 果 工作机所需功率为 800 38 22 3 22 95009500 w W Tn Pkw 传动装置的总效率为 0 825 所需电动机效率为 3 22 3 90 0 825 d Pkw 因载荷平稳 电动机的额定功率 Ped 选略大于 Pd 即可 由表 16 1Y 系 列电动机技术数据 选电动机的额定功率 Ped 为 3 90kw 三 三 确定电动机的转速 确定电动机的转速 按照 机械设计课程设计 中式 2 3 卷筒轴工作转速 60 1000 38 22 min w v nr D V 带传动比 2 4i带 二级圆柱齿轮减速器为 则总传动比的范围为 8 40i减 16 160ii i 带减 故电动机转速的可选范围为 16 160 38 22611 52 6115 2 min dw ninr 符合这一范围的同步转速有 1000r min 1500r min 3000r min 三种 方案对比 如下表所示 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 和价格以及 总传动比 可以看出 如为使传动装置结构紧凑 选用方案 1 效果较 好 如考虑电动机重量和价格 则应选用方案 2 现选用方案 2 选 定电动机的型号为 Y132M 4 电动机数据及总传动比 电动机数据及总传动比 四 传动装置的运动及动力参数的选择和计算四 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 一 一 传动装置总传动比的确定和分配 传动装置总传动比的确定和分配 1 传动装置总传动比 1440 37 68 38 22 m w n i n 总 其中 为选定的电动机的满载转速 m n 2 分配传动装置各级传动比 减速器的传动比为i减 电 机 转 速 n r min 方 案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 Ped KW同步转速满载转速 1Y132S2 27 530002920 2Y132M 47 515001440 3Y160M 67 51000970 0 825 3 90 d Pkw 38 22 min w nr Y132M 4 37 68i总 0 38 68 12 89 3 i i i 总 减 取两级圆锥 圆柱齿轮减速器高速级的传动比 0 50 5 1 1 4 4 25ii 减 1 4 12 89 则低速级的传动比 2 1 12 89 3 03 4 25 i i i 减 二二 传动装置运动及动力参数的计算 传动装置运动及动力参数的计算 1 0 轴 电机轴 0 3 90 d PPkw 0 1440 min m nnr 0 0 0 3 90 9550955025 86 1440 P TN m n 2 1 轴 高速轴 01010 3 90 0 963 74PPPkw 0 1 0 480 min n nr i 1 1 1 3 74 9550950074 41 480 P TN m n 3 2 轴 中间轴 212311 3 90 0 96 0 993 70PPPkw 1 2 1 480 112 94 min 4 25 n nr i 2 2 2 3 70 95509500312 87 112 94 P TN m n 4 3 轴 低速轴 323322 3 90 0 99 0 973 55PPPkw 2 3 2 112 94 37 27 min 3 03 n nr i 3 3 3 3 55 95509500909 64 37 27 P TN m n 5 4 轴 滚筒轴 434433 3 55 0 99 0 993 48PPPkw 1 4 25i Y112M 6 0 3 90Pkw 0 1440 minnr 0 25 86 TN m 1 3 74Pkw 1 480 minnr 1 74 41 TN m 2 3 70Pkw 2 112 94 minnr 2 312 87 TN m 3 3 55Pkw 3 37 27 minnr 3 909 64 TN m 4 3 48Pkw 43 37 27 minnnr 4 4 4 3 48 95509500891 71 37 27 P TN m n 6 说明 1 3 轴的输入功率或输出转矩 分别为各轴的输入功率或输入转矩乘 轴承效率 0 99 7 将运动和动力参数的计算结果加以总结 列出表格如下所示 各轴运动和动力参数各轴运动和动力参数 功 率 P KW转 矩 T N m 轴 名 输 入输 出输 入输 出 转 速 n r min 传动比 i 效率 电机轴 3 9042 841440 1 轴 3 743 5974 4171 43 480 2 轴 3 703 55312 87300 36112 94 3 轴 3 553 41909 64873 2537 27 卷筒轴 3 483 41869 54852 1537 27 3 4 25 3 03 1 0 96 0 96 0 96 0 98 五 传动零件的设计计算五 传动零件的设计计算 减速箱内传动零件设计减速箱内传动零件设计 一 一 圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动 1 选择材料 确定许用应力 由 机械设计 表 10 1 得 小齿轮用 40cr 表面淬火 硬度为 48 55HRC 取为 55 大齿轮用 45 钢表面淬火 硬度为 40 50HRC 取为 45 小齿轮许用接触应力 1 500 11 551105 H MPa 4 37 27 minnr 4 891 71 TN m 1 1105 H MPa 计 算 结 果 大齿轮许用接触应力 2 500 11 45995 H MPa 小齿轮许用弯曲应力 1 1602 5 55297 5 f MPa 大齿轮许用弯曲应力 2 1602 5 45272 5 f MPa 2 齿面接触疲劳强度设计 1 选择齿数 通常 取 1 20 40Z 1 20Z 3 24Z 211 4 25 2295Zi Z 423 3 03 2474Zi Z 2 小齿轮传递的 T1 6 1 1 1 9 55 1074410 P TN m n 6 2 3 2 9 55 10312865 P TN m n 3 选择齿宽系数 由于齿轮为非对称分布 且为硬齿面 所以取 d 0 5 4 确定载荷系数 K K 1 3 1 6 由于齿轮为非对称布置 所以取 K 1 5 5 计算法面膜数 一般 取 00 1 8 20 0 1 12 1 cos0 978 当量齿数 1 24 v Z 2 78 v Z 齿型系数由 1 表 9 7 查的 1 2 67 F Y 2 2 27 F Y 取 1F Y 取 1 2 3 1 1 6cos 2 33 IF dF KTY Mnd z 1 2 5Mn 一般 取 00 1 8 20 0 1 12 1 cos0 978 当量齿数 3 26 v Z 4 61 v Z 齿型系数由 机械设计 查图 10 17 的 3 2 60 F Y 4 2 28 F Y 取 3F Y 2 995 H MPa 1 297 5 f MPa 2 272 5 f MPa 1 20Z 3 24Z 2 95Z 2 74Z 1 2 5Mn 2 3 5Mn 取 1 2 3 2 1 6cos 3 08 IF dF KTY Mn z 2 3 5Mn 6 齿轮几何尺寸的计算 确定中心距 取 121 1 1 115 03 2cos ZZMn a 1115a 342 2 2 145 2cos ZZMn a 2 3 5Mn 1115a 2145a 计 算 结 果 计算 角 12 10 1 1 cos11 96 2 ZZMn ar a 1 cos0 978 12 20 2 2 cos12 13 2 ZZMn ar a 1 cos0 978 分度圆 11 1 1 53 680 cos Z Mn dmm 21 2 1 183 937 cos Z Mn dmm 32 3 2 85 890 cos Z Mn dmm 42 4 2 203 988 cos Z Mn dmm 齿顶圆直径 1 11 253 6802 2 558 680n a ddmmm 1 22 2178 9372 2 5183 937n a ddmmm 332285 8902 3 592 890anddmmm 42 4 2203 9882 3 5210 988anddmmm 齿根圆直径 1 11 2 553 6802 5 2 547 430n f ddmmm 21 2 2 5176 3802 5 2 5172 687n f ddmmm 2 33 2 585 8902 5 3 577 140n f ddmmm 42 4 2 5203 9882 5 3 5195 238n f ddmmm 齿宽 取 2d1 b d0 5 53 68026 840mm 2 30bmm mm355305bb 21 取 4d3 b d0 5 85 89042 945mm 4 45bmm 34 bb545550mm 齿面接触疲劳强度校核 满足强度要求 1 11 11 1 610 HH KTi bid d 满足强度要求 1 22 222 1 610 HH KTi b d d i 0 1 11 96 0 2 12 13 1 53 680dmm 2 183 937dmm 3 85 890dmm 4 203 988dmm 2 30bmm 1 35bmm 4 45bmm 3 50bmm 满足强度要求 2 33 33 1 610 HH KTi bid d 满足强度要求 2 44 44 1 610 HH KTi bid d 验证速度误差 32 3 14 85 89 112 94 0 51 60 100060 1000 d n vm s 由表 19 8 取 10 级精度 4 3 14 350 37 27 0 683 60 100060 1000 Dn vm s 0 690 683 100 1 0 5 0 69 v A 齿轮设计满足工作要求 二二 高速级普通 高速级普通 V V 带传动的设计计算带传动的设计计算 1 确定设计功率 c P 由 机械设计 查表 10 2 已知1 1 A K 3 90 d PPkw 根据 1 式 8 15 设计功率为 1 1 3 904 29 cA PKPkW 2 选定带型 根据 机械设计 表 8 1 确定为 A 型 V 带 3 小带轮和大带轮基准直径 取小带轮基准直径 1 112 d dmm 则大带轮基准直径 取 2 3 112336 d dmm 2 355 d dmm 4 验算带速 根据 机械设计 式 8 13 带速 v 为 1 0 8 44 60 1000 d d n vm s 带速太高则离心力大 使带与带轮间的正压力减小 传动能力下降 带速太低 在传递相同功 率时 则要求有效拉力 Fe 过大 所需带的根数较多 载荷分布不均匀 则一般带速在 5 25m s 范围内 符合要求 5 初定中心距 中心距过大 则结构尺寸大 易引起带的颤动 中心距过小 在单位时间内带的绕转次数 会增加 导致带的疲劳寿命或传动能力降低 中心距 a 直接关系到传动尺寸和带在单位时间内 的绕转次数 根据 机械设计 式 8 20 中心距 0 a 为 2121 27 0 0dddd ddadd 0 326 9934a 取 0 550amm 4 29 c PkW 1 112 d dmm 2 355 d dmm 8 44 vm s 0 550amm 6 初算带基准长度 根据 1 式 7 14 带的基准长度 0d L 为 0 2 00 42 2 12 21 a dd ddaL dd ddd 2 355 112 2 5501123551860 402 24 550 mm 由 机械设计 式 8 2 选取标准基准长度 d0 L1800mm 7 实际中心距 由 机械设计 式 8 23 实际中心距 a 为 dd0 0 L L1800 1860 402 a550519 799mm 22 a 考虑到安装 调整和补偿张紧的需要 实际中心距允许有一定变动 取 a 520mm 8 验算小带轮包角 由 机械设计 式 8 25 小带轮包角 1 为 21 1 355 112 18057 318057 3153 23120 550 dd dd a 故小带轮包角 120 1 符合要求 9 V 带根数 由 机械设计 式 8 26 V 带根数 Z 为 L d KKPP P Z 00 取 0 1 62PKW 0 0 17PKW 0 93K 1 01 L K 所以根 取根 4 907Z 5Z 10 单根 V 带张紧力 初拉力 Fo 过小 传动能力小 易出现打滑 初拉力 Fo 过大 则带的寿命低 对轴及轴承的压 力大 一般认为 既能发挥带的传动能力 又能保证带寿命的单根 V 带的初拉力 由 机械设计 式 8 27 单根 V 带的张紧力 0 F 为 2 0 5 2 500qvP ZvK K F C 由 机械设计 表 8 3 查得 mkgq 10 0 0 1800 d Lmm a 520mm Z 5 计 算 结 果 故 0 F 213 394N 11 作用在轴上的压力 由 机械设计 式 8 31 带作用在 V 带上的压力 Q F 为 1 0 153 23 2sin2 213 394 5 sin2076 22 Q FF ZN 六 轴的计算六 轴的计算 一一 初步计算轴的最小直径 初步计算轴的最小直径 A 高速轴设计 1 选择轴的材料 45 号刚调质处理 2 轴径的初步计算 确定 A 值 45 号刚 A 103 126 因为为减速器的高速轴 所以 A 取较大值 A 120 初步计算直径 1 3 3 1 3 74 12023 79 480 P dAmm n 取 d 35mm B 中间轴设计 1 选择轴的材料 45 号钢调质处理 2 轴径的初步计算 确定 A 值 45 号钢 A 103 126 因为为减速器的中间轴 所以 A 取中间值 即 A 105 初步计算直径 1 3 3 1 3 70 10533 59 112 94 P dAmm n 考虑键槽 两个 对轴强度削弱的影响 应将直径加大 7 取 d2 50 mm C 低速轴设计 1 选择轴的材料 45 号刚钢调质处理 2 轴径的初步计算 确定 A 值 45 号钢 A 103 126 因为为减速器的中间轴 所以 A 取中间值 即 A 105 初步计算直径 1 3 3 1 3 55 10547 95 37 27 P dAmm n 考虑键槽对轴强度削弱的影响 应将直径加大 3 取 d2 60 mm 二 二 选择滚动轴承及联轴器 选择滚动轴承及联轴器 1 角接触球轴承 因为是斜齿齿轮传动 所以角接触球接触轴承 初步选定三轴轴承分别为 7208C 7210C 7212C 0 F 213 394N NFQ2076 D1 35mm D2 50mm D3 60mm 选用轴承 7208C 7210C 7212c 2 联轴器 a 选联轴器类型 运输机的安装精度一般不高 易用挠性联轴器 输出端转速低 动载荷小 转矩 较大 选用结构简单 制造容易 具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱 销联轴器 b 输出轴端联轴器的选择计算 i 计算转矩 c T T 848 02Nm 由 机械设计 表 14 1 查取工况系数 K 1 5 mNKTTc 03 127202 8485 1 c 选择型号 由 P141 查得 HL2 型 型号公称直径 Nm许用转速 r min轴孔直径 mm轴孔长度 mm HL231556003062 三 三 输出轴的校核计算 输出轴的校核计算 1 画出轴的结构简图 确定轴上的作用力 主动轮上的转矩为 T 909 64N m 作用在齿轮上的圆周力 t F 径向力 r F 轴向力 a F 分别为 3 4 22 909 64 1000 8 92 203 988 t T FkN d tan cos3 55 rtn FFakN tan9 60 0 3143 02 at FFkN 2 作水平面内的弯矩图 支承反力 94 5 6 35 52 594 5 t HA F RkN 8 926 352 57 HBtHA RFRkN 截面 C 处的弯矩 52 5333 38 HCHA MRN m 3 作垂直面内的弯矩图 支承反力 4 3 553 02 194 97 244 8 2222 52 594 5 ar VAtHAVA F dF RFRRkNN l 截面的弯矩 4 3 553 02 194 97 3764 2 2222 52 594 5 ar VBtHAVA F dF RFRRkNN l 左侧 3 VA R52 5 244 8 52 5 1012 85N m VC M 左 右侧 3 94 53764 2 94 5 10355 71 VBVC MRN m 右 4 作合成弯矩 M 图 截面 C 左侧的合成弯矩 2222 1 333 3812 85333 62N CHCVC MMMm 左 截面 C 右侧的合成弯矩 2222 2 333 38355 71487 52N CHCVC MMMm 右 5 作转矩 T 图 T 899 77N m 6 作当量弯矩 Me 图 因单向传动 转矩可认为按脉动循环变化 所以应力校正系 数取 6 0 危险截面 C 处的当量弯矩 22 2 22 487 52 0 6 899 77 727 41 ECC MMT N m 7 校核危险截面轴径 3 3 1 727 41 1000 45 99 0 1 0 1 75 EC b M dmm 在结构设计草图中 此处轴径为 65mm 故强度足够 四 四 轴承的校核 轴承的校核 低速轴 1 滚动轴承的选择 7212C 型 轴承采用正装 2 验算滚动轴承寿命 1 确定 Cr 由表 11 4 查得 7212C 型轴承 基本额定动载荷 kNCr 0 61 基本额定静载荷 kNC r 5 48 0 2 计算 r a C F 0 值 并确定 e 值 kNFa84 2 059 0 5 48 84 2 0 r a C F 由表 12 12 查得 727 41 EC MN m kNCr 0 61 kNC r 5 48 0 kNFa84 2 r a C F 0 0 0580 087 e0 430 46 用线性插值法确定 e 值 e 0 432 24 1 Y 3 计算内部轴向力 S F 已知 6 35 HA RkN 2 57 HB RkN 244 8 VA RN 3764 2 VB RN 则 2222 1 244 8 63506354 71 rVAHA FRRN 2222 2 25703764 24557 96 rVBHB FRRN 1 1 6354 71 2562 38 22 1 24 r S F FN Y 2 2 4557 96 1837 89 22 1 24 r S F FN Y 4 计算轴承所受的轴向载荷 因为 21 2840 1837 89 aSS FFF 此时整个轴有向左移动的趋势 所以轴承 1 被 压紧 而轴承 2 被 放松 12 2840 1837 89 4677 89 aaS FFFNN 22 1837 89 aS FFN 5 计算当量动载荷 Pr 轴承 1 1 1 4677 89 0 736 6354 71 a r F e F 查表 12 12 得 22 1 44 0 11 YX 11111 Pr 0 44 6364 71 1 22 4677 898503 10 ra X FY F N 轴承 2 2 2 1837 89 0 403 4557 96 a r F e F 查表 12 12 得 22 1 44 0 22 YX 22222 Pr 0 44 4557 96 1 22 1837 894247 73 ra X FY F N 12 PrPr 轴承 1 危险 6 验算轴承寿命 因为轴承 1 比轴承 2 危险 所以在此只校核轴承 1 若其寿命满足工作要求 则低速轴所选轴承合适 1 选择温度系数 t f 载荷系数 p f 寿命指数 e 0 432 24 1 Y NFr 2 5993 1 NFr 8 5030 2 NFS 8 2324 1 NFS 3 2043 2 认为轴承的工作温度 t 120 所以 0 1 t f 工作时有轻微冲击 取 0 1 p f 对于球轴承 3 2 预期寿命 h L 双班制工作 使用期限为 10 年 54750 h Lh 3 计算轴承 1 寿命 3 16667166671 61000 165103 37 27 1 8503 10 t hh p f C LL nf P 所以所选轴承满足寿命要求 七 键连接的强度校核七 键连接的强度校核 一 中间轴 一 中间轴 从动轮段从动轮段 1 选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键 A 型 根据 mmd50 及该轴段长度 取键长 mmL40 2 校核强度 键的材料为 45Cr 轴的材料是 20Cr 且轻微振动 由表 14 2 查得许用应力取 MPa p 120 mNT 7 411 mmthk4610 mmbLl261440 34 158 26450 10007 41122 pp MPa dkl T 故采用双键 按 180 布置 按 1 5 个键计算 56 1055 1 pp pMPa 强度符合要求 二 低速轴 二 低速轴 齿轮段齿轮段 1 选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键 A 型 根据 mmd60 及该轴段长度 取键长 mmL55 2 校核强度 键的材料为 45Cr 轴的材料是 20Cr 且轻微振动 由表 14 2 查得许用应力取 MPa p 120 mNT 3 912 mmthk5611 mmbLl371855 164 37560 10003 91222 pp MPa dkl T 故采用双键 按 180 布置 按 1 5 个键计算 3 1095 1 pp pMPa 强度符合要求 三 低速轴 三 低速轴 联轴器段联轴器段 1 选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键 A 型 根据 mmd40 及该轴段长度 取键长 mmL105 2 校核强度 键的材料为 45Cr 轴的材料是 20Cr 且轻微振动 由表 14 2 查得许用应力取 MPa p 120 mNT 3 912 mmthk448 mmbLl9312105 9 117 93440 10003 91222 pp MPa dkl T 强度符合要求 八 润滑方式 润滑剂及密封装置的选择八 润滑方式 润滑剂及密封装置的选择 一 齿轮的润滑 一 齿轮的润滑 1 润滑方式 闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度 v 12m s 采用浸油润滑 2 浸油深度 对双级齿轮减速器 当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过 10mm 较大齿轮的浸油深度 不得超过其分度圆半径的 1 3 即 1 3 194 97 65 0 mm 3 油池深度 大齿轮顶圆距油池底面距离 h 30 50mm 避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物 造成齿面磨 损 4 油量 二级传动 传递每千瓦功率需油量为 L 2 0 35 0 7 升 0 7 1 4 升 二 轴承的润滑方法及浸油密封 二 轴承的润滑方法及浸油密封 1 润滑方式 高速级 92 148040 nd 查表 3 4 采用脂润滑 中间级 66 0 69 14745 nd 查表 3 4 采用脂润滑 低速级 35 0 66 6355 nd 查表 3 4 采用脂润滑 2 密封类型 采用挡油环 三 轴外伸处的密封设计 三 轴外伸处的密封设计 1 类型 采用毡圈油封 适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑 2 型号 低速轴 毡圈 45JB ZQ4606 86 高速轴 毡圈 30JB ZQ4606 86 四 箱体 四 箱体 为保证密封 箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度 联接螺栓的间距亦不应过大 以保证 足够的压紧力 为保证轴承座孔的精度 剖分面间不能加垫片 可以选择在剖分面上制处回油 沟 使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内 但这种方法比较麻烦 为提高密封性能 选择在 剖分面间涂密封胶 五 通气器 五 通气器 减速器运转时 由于摩擦发热 箱内温度升高 气体膨胀 压力增大 对减速器的密封极为不 利 因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器 使箱体内的热胀气体自由排出 以保证箱体内 外压力相等 提高箱体油缝隙处的密封性能 选择材料为 Q235 的 M18 1 5 通气器 这种通气 器结构简单适用于比较清洁的场合 六 放油孔螺塞与油面指示器 六 放油孔螺塞与油面指示器 为将污油排放干净 应在油池的最低位置处设置防油孔 平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封 选用圆柱螺塞 配置密封垫圈 采用皮封油圈 材料为工业用革 螺塞直径约为箱体壁厚的 2 3 倍 选用 18mm 设计放油螺塞在箱体底面的最低处 并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜 并在其附近做出一小凹坑 以便攻丝及油污的汇集和排放 选择螺塞 M18 1 5JB ZQ4450 86 箱体设计中 考虑到齿轮需要一定量的润滑油 为了指示减速器内油面的高度 以保持向内正 常的油量 应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器 选用带有螺纹的杆式油标 最低油面为传动零件正常运转时所需的油面 最高油面为油面静止时高度 且游标位置不能太 低 油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面 油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油 溢出 又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工 选择杆式油标 M12 九 箱体设计九 箱体设计 一 结构设计及其工艺性 一 结构设计及其工艺性 采用铸造的方法制造 应考虑到加工时应注意的问题 例如壁厚应 均匀 过度平缓 外形简单 考虑到金属的流动性 避免缩孔 气孔的出现 壁厚要求 8 铸 造圆角要求 mmr5 还要考虑到箱体沿起模方向应有 1 20 的起模斜度 以便方便起模 要 保证箱体有足够的刚度 同时要保证质量不会过大 因为初始设计时此减速器各个零件都较大 综合考虑壁厚取 10mm 并在轴承座附近加支撑肋 选用外肋结构 另外 为提高轴承座处的联 接刚度 座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近 但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉 为此 轴承座附近做出凸台 有一定高度以留出足够的扳手空间 但不超过轴承座外圆 凸台高度取 40mm 箱盖 箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度 设计箱体结构形状时还应尽量减 小机械加工面积 减少工件和刀锯的调整次数 保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量 一致 以便镗孔并保证镗孔精度 各轴承座外端面应位于同一平面 箱体两侧应对称 便于加 工检验 尽量减少加工面积 螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑 结构设 计满足连接和装配要求 螺纹连接处留出足够的扳手空间等等