蜗轮蜗杆减速器

1、机械设计课程设计2010-2011第2学期 姓 名： 李轶范 班 级： 12机制2班 指导教师： 毛瑞卿 成 绩： 日期：2014 年12月摘 要这篇课程设计的论文主要阐述的是一套系统的关于蜗轮蜗杆减速器的设计方法。下置式蜗轮蜗杆是减速器的一种形式，它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s。在论文中，首先，对此次课程设计要求作了简单的介绍，接着阐述了蜗轮蜗杆的结构和条件。然后对其结构粗设计，接着就按课程设计准则和设计理论进行尺寸的计算和校核。代表着减速器的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上

2、，国内与国外先进水平相比仍有较大的差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器的过程中存在着很大程度的缺点，问题如：轮齿根切；蜗杆毛坯的正确设计；刚度的条件；蜗轮蜗杆的校核。关键词：滚子轴承、蜗轮蜗杆减速器、蜗杆、蜗轮、键、联轴器 目 录1、 机械设计课程设计任务书 -（6）2、 传动方案的拟定与分析-（8）3电动机的选择及传动比-（8）3.1、电动机类型的选择-（8）3.2、电动机功率选择-（8）3.3、确定电动机转速-（9）3.4、总传动比-（10）4、运动学与动力学计算 -（10）4.1、蜗杆蜗轮的转速-（10）4.2、功率-（11）4.3、 转矩-（11）5.三角带设计计算-（12）5.1确定计

3、算工率 -（12）5.2选择V带的带型-（12）5.3确定带轮的基准直径并验算带速-（12）5.4确定V带的中心距和基准长度-（12） 5.5验算带轮包角-（13） 5.6计算带的根数-（13） 5.7确定带的初拉力和压轴力-（13） 5.8带轮的结构设计-（13）6涡轮蜗杆的设计-（14） 6.1、选择蜗杆传动类型-（14） 6.2、选择材料-（14） 6.3、按齿面接触疲劳强度进行设计-（14） 6.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸-（15） 6.5、校核齿根弯曲疲劳强度-（16） 6.6、验算效率-（17） 6.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定-（17） 7、轴的设计计算及校核-（1

4、8） 7.1、连轴器的设计计算-（18） 7.2、输入轴的设计计算-（18） 7.3、输出轴的设计计算 -（21）8、轴承的校核 -（24） 8.1、计算输入轴轴承 -（24） 8.2、计算输出轴轴承 -（26）9、联轴器及键等相关标准的选择-（28） 9.1、输出轴与联轴器连接用平键连接-（28） 9.2、输出轴与涡轮连接用平键连接-（28）10、减速器结构与润滑的概要说明-（28）10.1、箱体的结构形式和材料-（28）10.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系-（28）10.3、齿轮的润滑-（29）10.4、滚动轴承的润滑-（29）10.5、密封-（29）10.6、注意事项-（30）11、设计

5、小结-（31）12、参考资料-（31）前 言国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。本设计是蜗轮蜗杆减速器

6、的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零件等的设计。 专业班级12 机制2班学生姓名李轶范学号05课题名称一级蜗轮蜗杆减速器设计起止时间课题类型工程设计课题性质真实一、原始数据已知条件滚筒圆周力（KN）滚筒圆周速度（m/s）滚筒直径(mm)数据90.7320工作条件：1） 机器功用 由输送带传送机器的零、部件；2） 工作情况 单向运输、轻度振动、环境温度不超过350C；3） 运动要求

7、输送带运动速度误差不超过5%；4） 使用寿命 十年，每年300天，每天16小时；5） 检修周期 一年小修，两年大修；6） 生产批量 单件小批生产；生产厂型 中型机械厂二、基本要求要求每位学生在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力及创造能力，对每个问题都应进行分析、比较，并提出自己的见解，反对盲从，杜绝抄袭。在设计过程中必须做到：（1） 随时复习教科书、听课笔记及习题。（2） 及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性。（3） 认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。按预定计划循序完成任传动方案的拟定与分析电动机的选择及传动比电动机的选择及传动比四动力学参数计算带传动传动

8、零件的设计计算蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸校核齿根弯曲疲劳强度验算效率热平衡核算轴的设计计算输出轴的设计计算滚动轴承的选择及校核计算计算输出轴轴承键及联轴器连接的选择及校核计算速器结构与润滑的概要说明2、 传动方案的拟定与分析1-电动机22-联轴器3单级蜗杆减速器4-联轴器5-卷筒66-运输带7- 带轮38 -V带75178表格 1图一由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V4-5 m/s,这正符合本课题的要求。三、电动机的选择及传动比3.1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异

9、步电动机，电压380，型号选择Y系列三相异步电动机。3.2、电动机功率选择（1）电动机输出功率： kw工作机所需的功率： （2）电动机至工作机之间的总效率：总效率按下式计算：带=0.95,蜗杆=0.80,对轴承=0.98, 联轴器=0.99则有3.3、确定电动机转速卷筒轴的工作转速 蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=1040，电动机的转速的范围 因为 N=(1040)*n=（1040）*41.80=418-1672/min对Y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量，由【4】机械零件设计手册表19-11

10、查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见表1：方 案电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min同步转速满载转速1Y160L-61110009702Y160M-41115001460综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y160L-6,所选电动机的额定功率P = 11kw，满载转速n= 970r/min 。 机型HABCDEF×GDGY160L1602542541084811010×833KbhAABBHA152802101353157031520585表2 图二3.4、总传动比计算总传动比和各级传动比的分配（

11、1） 计算总传动比：四、动力学参数计算4.1、蜗杆蜗轮的转速：大带轮转速= I轴转速= 蜗杆转速r/minII轴转速= 蜗轮转速：r/minIII轴转速=II轴转速4.2、功率：I轴的功率= 蜗杆的功率：p蜗杆=pdX带= 9.75x0.95=9.26kwII轴的功率=蜗轮的功率：p涡轮=9.26*0. 80*0.98=7.26kWIII轴功率= 滚筒的功率：p=7.26*0.99*0.98=7.04kW4.3、 转矩：电动机转I轴转矩= 蜗杆转矩=II轴转矩= 蜗轮转矩III轴转矩=滚筒转矩表3：参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min97048541.8141.81功率P/kw9.759.26

12、7.267.04转矩N.m96182166161传动比i23.2效率0.990.890.98五、传动零件的设计计算带传动5.1.确定计算工率由5表88查的工作情况系数根据（8-21）5.2选择V带的带型根据，=970r/min 由5图811选用B型。5.3确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径。由1表87和表89，取小带轮的基 。2.验算带速。按1式（813）验算带的速度因为，故带速合适。3计算大带轮的基准直径。由5式（815a）,计算大带轮的基准直径 根据5表89，圆整为。5.4确定V带的中心距和基准长度1.根据5式（820）初定中心距为。2.由5式（822）计算所需基准长度由

13、5表82选带轮基准长度。3.按5式（823）计算实际中心距。按式（8-24），中心距的变化范围为。5.5验算带轮包角5.6计算带的根数1.计算单根V带的额定功率由和，查1表84a得根据，和B型带查1表85得查的5表86得，表82得，于是2.计算V带的根数Z 取6根5.7确定带的初拉力和压轴力由表5表83得A型带单位长度质量，所以 计算 压轴力最小值5.8带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照5表811图814确定。 ( 大带 轮结构简图如图21)5.1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推

14、荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。5.2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用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4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3、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。由教材【1】P186式(8-22),传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩 Nm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,由【1】表87选取使用系数，由于转速不高,冲击不大,可取动载系数

15、;则由【5】P194得,(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,【1】表8-9故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从【1】P186图8-10中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力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,可从从教材【1】P187表8-10查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【5】P254应力循环次数寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=180mm,因i=12,故从教材【1】P177表82中取模数m=6.3mm, 蜗杆分度圆直径=63mm这时=0.35从教材

16、【1】P186图810中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;蜗杆齿宽B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;(2) 蜗轮蜗轮齿数48;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为, 是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=315mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径具体数据如下：（参考文献【2】29图和文献【3】P238的经验公式）表4：d3=（1.6-1.8）d99-112mm取100mme=2-3mmmmn=2-3mml=（1.2-

17、1.8）d75-112mm取90mma=b=2m12.6mm<=+m321.3mmd4=（1.2-1.5）m7.56-9.45mm取8mmB<=0.6750.6mm取50mmd6=(0.075-0.12)ds5.625-9mm取8mmC=1.7m10mm10.71mm取10mmR1=0.5（d1+2.4m）45.36mm=（2-3）d416-24mm取20mmR2=0.5（d1-2m）31.5mmd5=d2-2.4m-2a262mmD0=0.5（d5-2b+d3）168.4mmB2<=0.6750.06mm取50mm由以后的设计知：其中d=62mm蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。

18、由参考文献【5】P266图11-23蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个5.5、校核齿根弯曲疲劳强度由【1】8-27 当量齿数6根据从【1】图1117中可查得齿形系数螺旋角系数从【1】知许用弯曲应力从教材【1】P189表812查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=51.7由教材【5】寿命系数<31.50Mpa可见弯曲强度是满足的。5.6、验算效率由教材【5】P268公式得已知=;与相对滑动速度有关。从教材【5】264表1118中用插值法查得=0.040, 代入式中得=0.86,大于原估计值,因此不用重算。5.7、精度等级公差

19、和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。6、 轴的设计计算6.1、连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材【5】P366（15-2）式，并查表15-3，取A0=115考虑有键槽，将直径增大5%，则d=30.74*（1+7%

20、）mm=32.89mm标准孔径d=35mm，即轴伸直径为35mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用。输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材【4】P366页式（15-2），表（15-3）取A0=115轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tca=KAT2=1.5×1.66×=249Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。参考【4】P497表5：型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度GL81000N.m50070112mm2、载荷

21、计算公称转矩T1=182，T2=166。由书中表14-1查得=1.5，输出轴1.5*166=249N.m<1000N.m满足要求。6.2、输入轴的设计计算轴的结构设计：（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度1段：直径d1=35mm 长度取L1=114mm（带轮）2段：由教材5P360 表15-2得 C=1.2直径d2=d1+2h=35+2×1.2=37.4mm,长度取L2=50 mm3段：初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，a宽度为16.9mm，T

22、宽度为19.75mm取18mm加上冲压挡油环薄壁2mm；故III段长：L3=20mm4段：由教材P360得：h=1.2d4=d3+2h=40+2×1.2=42.4mm长度取L4=80mm5段：直径d5=76mm 长度L5=120mm>B1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴)6段：直径d6= d6=48mm 长度L6=80mm7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm图三初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=289.70mm=290

23、mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（272.2-332.6）mm,则290mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m求转矩：已知T2=166N·m T1=182N·m求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：=2T1/d1=2*182/0.063=5777.8N=2T2/d2=2*182/0.3024=1203.7N求径向力Fr根据教材【5】P250（11-7）式得：Fr2=Fr1=·tan=1203.7×tan200=438N因为该轴两轴承对

24、称，所以：LA=LB=160mm1、绘制轴的受力简图2、绘制垂直面弯矩图轴承支反力：由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC2=Fr1hL=555.6×145×=375N·m3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft1/2=5777.8*63*/2=181N·m4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=409N·m5、绘制扭矩图转矩：T= TI=163N·m校核危险截面C的强度 图四由教材5P369式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6

25、,前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。该轴强度足够。6.3、输出轴的设计计算轴的结构设计：（1）轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒， 右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1、段：直径d1=70mm2、段：由教材P360表15-2得：R=2直径d2=d1+2h=75+2×2=79m,该直径处安装密封毡圈，查参考

26、文献3知标准直径83。3段：直径d3=90mm ，由4P404页,表8-29初选用30218型单列圆锥滚子轴承，其内径为90mm，T为32mm，B=32m。4、段：由参考文献5图35知：d4=d3+5=90+5=95mm，5、段:起定位作用，R=2.55mm直径d5=d4+5=100mm6、段：d6=90图五1、从前面所选取联轴器知长度取L1=112mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴长度取L2=50 mm3、由B=32mm，轴承 离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm，再加上与蜗轮轮毂端面间隙2mm，得L3=56mm(安装套筒定位）4、由轮毂的宽度L=90mm则

27、此段长度要比L小2mm， 取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L5=8mm6、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L6=46m由上述轴各段长度及正装T=32mm，a=30可由L=（L4+2）+L5+（套筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=138mm.（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=302.4mm求转矩：已知T2= TII=166N·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=1097.9N =5777.8N求径向力Fr：根据教材5P250（11-7）式得Fr=·tan=1097.9

28、×tan200=400N两轴承对称则LA=LB=69mm图六1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC2=Fr1hL=548.5×69×=37.8N·m3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=1097.9*302.4*/2=331.6N·m4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（37.82+331.62）1/2=333.7N·m5、校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材5P369式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1,前已选定轴的

29、材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查得,因此<,故安全。此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×8=46720小时。7.1、计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【4】可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)表6：轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本额定/kNdDTa受力点eY动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.030218901403230.00.421.4170270 图七(1)求两轴承受到的

30、径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N Fr2h= （2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P318表13-7,其中,e为教材P317表13-5中的判断系数e=0.40,因此估算按教材5P322式(13-11a)908.7N(3)求轴承当量动载荷和因为<e由教材【5】P317,表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.40, =1.6对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教

31、材P318表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=4990.04N<63000N=2908.5N<63000N(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)>48000h故所选轴承满足寿命要求。7.2、计算输出轴轴承图八初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力

32、分析知: N（2）求两轴承的计算轴向力对于30213型轴承,按教材5P318,表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a)=2046.2N(3) 求轴承当量动载荷和 >e对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =0.4 =1.5因轴承运转中有轻微冲击,按教材P318表13-6, ,取。则由教材5P317式(13-8a)=1.1*(0.40*2046+1.5*7824.4)=13810.5N<170KN=5897.1N<270KN(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)>

33、48000h故所选轴承满足寿命要求8、 键及联轴器连接的选择及校核计算8.4输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=70mm L1 =112 T=166N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=14 h=9 L=80 轴槽深t=7mm，轮毂槽深=4.4mm根据教材5P106（6-1）式得p=4000T/hld=4000X166/9X80X70=13.7Mpa<p (45)(110Mpa)表7：名称键宽b键高h键长L轴槽深t毂槽深连电机轴1085053.3输入轴87704.43.3输出轴149805.53.8轮处87704.43.39、 减速器结构与润滑的概要说明9.1、箱体的结构形式和材料采

34、用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s4m/s）铸造箱体，材料HT150。9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系（参考文献【3】P26）表8：名 称符 号尺 寸 关 系计 算 结 果机座壁厚0.04a+3810机盖壁厚0.85810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度15机座底凸缘厚度p2.525地脚螺钉直径0.036a+1217.76取 M20地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径16 M16机盖与机座连接螺栓直径12 M12轴承端盖螺钉直径10 M10窥视孔盖螺钉直径8 M8Df，d1，d2至外壁距离C1见表26,22,16df，d1,d2至凸边缘距离C2见表24,20,14轴承端盖外径D2轴

35、承座直径+（5-5.5）杆：134轮：174定位销直径d8联接螺栓间距LL=150-200150mm蜗轮外圆与内机壁距离1.215蜗轮轮毂端面与内机壁距离12机盖机座肋厚、m0.850.858.58.5轴承端盖凸缘厚度e（11.2）12外机壁到轴承端面的距离L1c1+c2+(5-8)48蜗轮离顶壁距离SSS>2m+>15.6取18mm9.3、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。9.4、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮

36、）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑，在轴承内侧加一个挡油环，宽为+L5=14mm9.5、密封轴承盖上均装垫片，参考文献3P165知：输入轴处d1=34mm，D=47mm；输出轴d1=54mm，D=71mm。透盖上装密封圈。9.6、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合则隙用铅丝检验，高速级则隙应不小于0.211mm，低速级则隙也不应小于0.211mm；（3）齿轮的齿则间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（4）30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（6）减速器外表面涂灰色油漆；（7）按减速器的实验规程进行试验。（8）最低浸油一个齿高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm电动机型号： Y160L6I蜗=11.6K=1.05mmmmd1=35L1=114mmd2=37.4mmL2=50 mmd3=40mmL3=18mmd4=42.4mmL4=80mmd5=76mmL5=120mmd6=42.4mmL6=80mmd7=40mmL7=20mmMC=409N·md1=70mmd2=83mmd3=90mmd4=95mmd5=100mmd6=90mmL1=1