带式运输机用蜗杆减速器设计说明

1、目录1 、 机械设计课程设计任务书（3）2 电 动 机 的 选 择（5）3、传动装置的运动和动力参数的计算 （7）4 、 传 动 零 件 设 计 计 算（8）5 、 轴的设计计算及校核（13）6 轴 承 的 校 核(19)键 的 选 择 和 校 核（22）8 箱 体 的 设 计（22）9 、 键等相 关标准 的选择（24）10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明（25）附录轴的反力及弯矩、扭矩图 （29）1.设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。1 .L工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装置如下图所示己知条件：1 .工作条件：三班制，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起 动。2

2、.使用寿命：使用期限10年（每年« j300 工作日）；3 .运输带速度允许误差；±5%；/一一。-X1T:rl 一动力及佶动装置三、原始数据已知条件传送带工作拉力尸 (kN)传送带工作速度r (m/s)滚简直径。(mm)参数10. s350附图G计算及说明结果2.1电动机的选择计算2. 1. 1选择电动机2. 1. 1. 1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2. 1. 1.2选择电动机容量工作机所需的功率：匕=L 6kw3= 10000.8x2x1031000kw= 1.6k w由电动机至工作机之间的总效率：%=始&

3、;m其中 1小 小小分别为联轴器,轴承,蜗杆和 卷筒的传动效率。ria =0. 63Pd =2. 54kw查表可知%=0.99 （滑块联轴器）%=0.98 （滚子轴承）773=0. 73 （单头蜗杆）片0.96 （卷筒）所以：11c =0.992a-0.984x0.73a-0.96 =0.63所以电动机输出功率：Pd = kw= 1.6/0.63 = 2.54 kw2. 1. 1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为60*1000Vkw =60 x 1000x0.8笈350r/min = 43.68r/minnw=43. 68r/min结果计算及说明电动机转速可选围：nd*

4、Dd= （10、70） M3. 68=436.83057.6r/nin2. 1. 1.4确定电动机型号查表16-1,可得:方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数1Y100L-23kw3000r/min2870r/min65. 7122Y100L-43kw1500r/min1440r/min32.9743Y132S-63kw1000 r/min960r/min21.986计算及说明结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比 较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大， 结构还比较紧凑。电动机的型号为Y132S-6计算及说明结果2.1.2计算总传动比和各级传动比

5、的分配2. 1.2. 1计算总传动比:rim _ 960 nw 43.68= 21.98(,二21.982. 1.2.2各级传动比的分配2. 1.2.3由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他 不分配传动比。3计算传动装置的运动和动力参数3.1 蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速：qq =43.68"min L1 .yon=43. 68滚筒的转速和蜗轮的转速相同r/min3.2 功率蜗杆的功率：pi=2. 54X0. 99=2. 51KWp,=2. 51KW蜗轮的功率:p2=2. 51X0. 73X0. 98=1. 80kWp2=l. 80KW滚筒的功率：p3=

6、1.8X0. 98X0. 99=1. 75Kwp3=l. 75KWn2 543 3 转矩 =9550 x 必=9550 x 二二二25.27Mm，J 粒和 dn960(=7； X X 7/j = 25.27 X1X 0.99 = 25.02N.mT2=Tx za x q xrj2 = 25.02 x 21.98 x 0.99 x 0.98 = 533 AN.m"二% xx % x %= 533.4 x 1 x 0.99 x 0.96 = 507 N.tn将所计算的结果列表:参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)96096043. 6843.68功率(P/kw)2.542.511.8

7、01.75转矩(Nm)25. 2725. 02533.4507传动比i21.98效率0. 990. 730. 96计算及说明结果4.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1 选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢， 蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC,蜗轮用铸锡磷 青钢ZCuSnlOR,金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈 用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4. 2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSnlOP, 青铜HT100a >31,()2(1)确定作用在蜗轮上

8、的转矩心二533. 4N m(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=L1(3)确定弹性影响系数Zg因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 1Ze =147 MP27； =533. 4N mKA=1. 11 Zp =147 MP，计算及说明结果(4)确定接触系数Z0先假设蜗杆分度圆也和传动中心矩a的比值5=0.3 , a从图11T8可查得Z。=3. 1(5)确定接触疲劳极限Q皿根据蜗轮材料为ZCuSnlOP”蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从Z0=3. 1表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力bhml=265MPa(6)确定接触疲劳最小安全系数根据推荐值可取5同:1-2Siim

9、l=l. 2(7)确定寿命系数Lh =3 x 8 x 300x10 = 72000116800z 125000(25000Z. =6=$,*=0.84(1.6,rLh V 72000(8)计算中心距Z 力=0.84芸|肛(弩衿f" = J1.1x533.4( . 147 x3J -elA )2 x103 = 178.4V0.79x0.84 265取中心矩a=200mm这时幺=曰=0.4, ZJ =3. 1a 2000由图11-18查得，因为ZJVZ。，因此以上计算结果可用。a=178. 4mm计算及说明结果4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数Z1Z, =(7 + 2.4质

10、/，= (7 + 2.47225)/21.98= 1.8确定模数m加=(1.41.7.人 =(1.4-1.7)x200=6.36 7.72蜗杆分度圆直径4 = 0.68a0875 = 0.68 x 2000875 =70.13查机械设计书表11-3,取标准值d尸80mm, 直径系数q=10齿顶圆而=m(q+2) = 8x(10+ 2) = 96mm齿根圆df !=m (q-2. 4) =60. 8mm分度圆导程角tgy = zfn/d =2x8/80r = 11.3°蜗杆轴向齿宽4 =2z77A/Z2+l =107.3蜗轮齿数Z2 = Z, X 21.98=44验算传动比441-=2

11、2乙 2注台”、口 . 22 21.98传动比沃差=0.09% ,21.98是允许的取 Z1二2取m二8d 尸 80mmr = 11.3°b =107.3Z.=44 计算及说明结果蜗轮分度圆直径c/)=8X44=352mni 实际中心距a=l/2(dl+d2)=216mm蜗轮宽度b、= 2m 0.5-5- t 4-1 =2x8 0.54- i 4-1 = 61.mm丘8 J蜗杆圆周速度V| =加1% /60x 1000= 3.14x80x960/60x000=4.02 s相对滑动速度vs = /cos/= 4.02/cosll.3°=4.1/72/5当量摩擦系数/, = 0

12、.03查机械设计书表13-6,-夕,=1.6。4.4校核轮齿接触疲劳强度许用接触应力b = Z.Z 5/min*7 AS=0.79 x 0.84 x 1.2= 146.5MPa最大接触应力_ _ ? -K Z% zzy /_ 111.1x533400=147 x3.1x j：V 2003= 123.4MR«bJ2=352mmb2=61. 1mmvl = 4.02 m/s叭=4.1 m/s4 = 0.03 2=16b = 146.5MPacr=123.4合格计算及说明结果齿根弯曲疲劳强度查机械设计书表13-2,取b.= 115MP“ 弯曲疲劳最小安全系数b 卜:=115 Mpa根据机械

13、设计书推荐值，5fmin=1.4许用弯曲疲劳应力FminFmin= 141151.4=82 MPa轮齿最大弯曲应力2KA T2b尸=w _ 2x1.1x533400皿=82 MPa8x61.1x352=6.8% 温度计算传动啮合效率tgyJ1 =fg(r + Pv)合格(11.3°+1.60e= 0.87搅油效率7i =0.87根据机械设计书自定为小=0.99 轴承效率小=0.99根据机械设计书自定为/ 总效率=3方=0.99= 0.87x0.99x0.99= 0.787 = 0.78计算及说明结果散热总面积估算A = 9xl(T，/88= 9xlO-5 x200188=1.906w

14、2箱体工作温度_ 1000(1-7)1000x2.54x(1-0.78) “1.5x1.906=39.5此处取%.=15w/ (m2 c),中等通风环境5 .轴的设计计算及校核5.1 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。选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计书表得0 b=640MPa 0 -1 l=55MPa< A=U5,于是得田47 = 115、/68 =39."轴的最小直径为d”与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器的型号计算转矩,产勺，查机械设计书表，选取则有几二灯:1. 2X9. 550 X IC/

15、x 1. 8/43. 68=472, 3N.m考虑轴头有一键槽，将轴径增大5% ,即 d=39. 7*1. 05=41. 6mm,因轴头安装联轴器,根据联轴器 孔直径取最小直径为d=42mm选联轴器查表GB 4384-1997选WH6滑块联轴器，标准孔径d=42mmA = 1.906/合格45钢ob=640MPa。J l=55MPamin=397?？储=1.2几=472. 3N.mWH6滑块联轴器计算及说明结果dl=42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmLl=l10mmL=131mmL

16、 4=330mm5. 2蜗轮轴的结构设计5. 2.1确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最 小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确定dl=42mm轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=52mm轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3>d2,且与轴承径标准系列相符，故取d3=55mni,(轴承型号选30211)轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d4=60mni轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d5=70mm轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得 d6=64mm轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm5. 2. 2确定各轴段长度为了保证蜗轮

17、固定可靠，轴段4的长度应小于蜗的轮毂宽度 2mm,取 L4=60mm为了保证蜗轮端面与箱体壁不相碰及轴承拆装方便，蜗 轮端面与箱体壁间应有一定间隙，取两者间距为23mni为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取 轴承端面与箱体壁的距离为2涧.根据轴承宽度B=21mm,取轴段7长度L7=21mm,因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3= (2+23+2+21) =48mmo为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2=22+46=68mm。根据联轴器轴孔长度112mm,取Ll=110mm。因此，定出轴的跨距为L= ( 10. 5+25+60+25+10. 5 )=131min.(一般情况下

18、，支点按照轴承宽度中点处计算)蜗轮轴的总长度为L *=131+21+68+110=330mmo轴的结构示意图如图所示：计算及说明结果5. 2.3轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图见 下图)(a)绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d=352nini；转矩T=533. 4Nm蜗轮的切向力Ft=2T/d=2X533. 4/352=3030. 7N蜗轮的径向力Fr=FtXtana=3030. 7Xtan20°=1103.IN蜗轮轴向力Fa=Ft X tan B=3030. 7Xtanl 1.3° =605. 6N(b)求水平面H的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对

19、称布置，故两端支承反力相等。6/ Fhb =FM2 = 3030.7 4-2 = 1515 .4nC截面处的弯矩Mllc = Fua % = 1515.4 x 0.131 + 2 = 99.3 N(C)求垂直平面V的支反力及弯矩支反力由=0得工2%+%°% =。+ )/(1103.1x131 y/ +605.6 x 352 八)%=1365.2NFva = Fr2 -Fv/? = 1103.1-1365 .2 = 262.IN截面C左侧的弯矩Mvd =尸u”% = -262.1 x 0.131 -s- 2 = -17.17N Ft=3030. 7NFr=1103. INFa=605.

20、 6NF/m = 1515.4NFb = 1515.4NMc=99. 3计算及说明结果截面C右侧的弯矩Mvc2 = Fvb% = 1365.2 x 0.131 + 2 = 89.42/V m求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩MA =+=9932+(-17.17)2 = 100.77/Ve/n截面c右侧的合成弯矩+ M，; = J" 32 + 89.422 = 133.63/V 小计算转矩T = 9550%2=955()xl.8468 = 393.54N？求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 。=0. 6,危险截面C处的当量弯矩为：+(。7尸=133.632 +(0.6

21、x 393.54 了=271. 31N*m计算截面C处的直径，校验强度1 Mec1271.31x1000 ”d, =3= 3= 36.67mm"0.1x55因此处有一键槽，故将轴径增大5%,即：d=36. 67*1. 05=38. 51mm而结构设计中，此处直径已初定为60所，故强度足够5.3蜗杆轴的设计5.3. 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。选取轴的材料为45钢，淬火处理。Mi2=89.42N7Ma= 1OO.77N 利M" = 133.63N？T=393.54N”Mc=271.31N*m"a

22、=36. 67mm强度足够45钢计算及说明结果按扭转强度，初步估计轴的最小直径dA、也= 115= 15.84桶Tc=l. 2*9550*2. 51/960=29. 96mm5. 3. 2确定各轴段直径查表GB 4384-1997选用WH6滑块联轴器，标准孔径 d=40mm,即轴伸直径为40mm联轴器轴孔长度为：84mmo轴的结构设计从轴段dl=40mn)开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0. 070. 1) d围， 故c!2=40+0. ldl=44mm,该直径处安装密封毡圈，取标准直 径。应取d2=45mm；d3与轴承的径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承 型号为 3

23、0310。< d3=50mmod4 起定位作用，由 h= (0. 070. 1) Xd3= (0. 070. 1)X50=3. 55mm,取 h=4mm, d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm；d7段装轴承，取d7=d3=50mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm；5. 3. 3确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度84mmL2安装端盖取L2=40mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6= 138mmL7也安装轴承和端盖L7=30mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5= 107mm定出轴的跨度为；L=L4+L6+L5+1/2L

24、3+1/2L3=403mm蜗杆的总长度为：L 思=1>40+30+84=557mm5. 3. 4蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图 和蜗轮轴相似，故不再作图)d=15. 84mmdl=40mmd2=45mmd3=50mmd4=54mmd6=54mmd7=50mmd5=96mmLl=84mmL2=40mmL3=20mm L4=138mm L7=30mm L5=107mmL 总.557mm计算及说明结果(a)绘制轴的受力图(b)求水平面H的支反力及弯矩Ftl=Fa2=605. 6NFrl=Fr2=U03. INFal=Ft2=3030. 7N由于蜗杆相对支撑点对称

25、布置，故两端支承反力相等。F. = Fhb = H/2 = 605.6 + 2 = 302.8NC截面处的弯矩Mllc = Fha % = 302.8 x 0.403 + 2 = 61.0IN (C)求垂直平面V的支反力及弯矩 支反力由二0得Fvb=( *% + % )/(1103.lx% +3030.7 x 80% =852.36/VFva = Fri- Fvb = 1103.1- 852.36 = 250.74N截面C左侧的弯矩Mvd =八。 = 250.74 x 0.403 + 2 = 50.52N in截面C右侧的弯矩Mvc2 = Fvb% = 852.36 x 0.403 + 2 =

26、 171.75N m求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩ci = yiMHc+Mvci2 =761.012+50.522 =79.21N”截面c右侧的合成弯矩Ft1=605. 6NFr1=1103.INFal=3030. 7NF. =302.8N 八M mc =61.0 IN mFva = 250.74NMvd= 171.75N"?M'ci=7921Nm=个Mk+Mv/ = v61.012 + 171.752 = 182 .26N m M% = 182.26N m计算转矩：7 = 9550 % = 9550 x 2-5 = 24.97 N m求当量弯矩Mfec =172.4N*m强

27、度足够因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 。二0.6,危险截面C处的当量弯矩为：M9ec =+ (2 = J17L752 +(0.6x24,97 )2=172. 4N*m计算截面C处的直径，校验强度.< Mec x )172.4x1000 _ a = 3= 1= 31.53/?/10.1司1 V 0.1x55因此处有一键槽，故将轴径增大5%,即：d=31. 53*1. 05=33. 11mm而结构设计中，此处直径已初定为96mm,故强度足够蜗杆轴的结构示意图如下图所示:6 .轴承的校核6. 1 校核 30311查表 GB/T297-1994额定动载荷Cr=90. 8X10, N

28、基本静载荷Cor=U5*103 N(1)求两轴承受到的径向载荷Fn和F/ 由前面设计蜗轮时求得的：Fnv=R，A =-262.1N计算及说明结果Fr2v=Fv/? =1365.2 NFriH=FZM=1515. 4 NFr2H=FWjf=1515.4 N+=（262.1）2+1515.4? =1537.9NFrFr2v2 + Fr2H2 = 13652.2 + 1515.42 = 2039.63N（1）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa,查表GB/T297T994 可知e=0. 4附加轴向力153791 2Y 2x1.5至二理竺= 679.89N-2Y 2x1.5轴向力FA=605. 6NFS +

29、Fa =512.63 + 605.6 = 1118.23 A>FS2轴承2端被压紧，故Fal=FSl =512.63 ATF0,=FS、+F. =1118.23求当量动载荷Pl和P2Fq _51263_U.33 6Fr11537.9查表 GB/T297-1994,取 X= 1, Y=0Fa. 1118.23-=0.55 > eFr2 2039.66查表 GB/T297T994, <X=0.4,Y=1.5计算Pl、P2,由于载荷平稳取fp=l,则Fr2V = 1365.2 NFnH=1515.4 NFr2H=1515. 4 NFr 产 1537.9NFn = 2039.63 N

30、e=0. 4FSI =512.637V尼2=679.89NFa =512.63?7% =1U8.23N计算及说明结果P, = xFrl + yFai =1537.9Np2 = 0.4Fr2 + yFal) = 0.4 x 2039.66 + 1.5x1118.23= 2493.2 IN验算轴承寿命 因为P1<P2,所以按轴承的受力大的计算：T _ 16670_ 16670 1 908007% 乙 n 1P) 43.68 V 2493.21/= 6.1x107/i>lJ = 72000所以轴承满足寿命要求。6.2 校核 303110查表 GB/T297-1994额定动载荷Cr=73.

31、 2X10, N基本静载荷Cor=92. 0*10：' N(2)求两轴承受到的径向载荷Fm和Fm 由前面设计蜗轮时求得的：Fr1V= Fva = =250.74NFr2v= Fvb = 852.36 NFr】H二 Fa=302. 8 NFr2H= Fs=302.8NFr1二J /? 2 +=v250.742+302.82 =393.14NFr2=xv2 + Fr2H2 = 7852.362 + 302.82 = 904.55 N求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知e=0. 42p2 =2493.2 IN4 = 6.1 x 107 h轴承满足寿命要求Fn =

32、 393.14NFr2= 904.55 N计算及说明结果附加轴向力G=殳=受M = 140.41N51 2Y 2x1.4Fs，=& = 323.O52V门 2Y 2x1.4轴向力 FA=3030. 7NFS +Fa =140.41+3030.7 = 3171 AN>FS2 轴承2端被压紧，故FaX =FSl=40.4NFal = FS2 +Fa =3171 .UN求当量动载荷Pl和P2F% 140.41.-=0.36 <eFr 393.14查表 GB/T297-1994, < X=1,Y=OFa2 3171.11 1-=3.5 > eFr2 904.55查表 G

33、B/T297T994, < X=0.4,Y=1.4计算Pl、P2,由于载荷平稳取fp=l,则Pi =xFrX + yFnl =393.14Np2 =0.4 工 2 +）几=0.4x904.55 + 1.4x3171.11= 4801.4N验算轴承寿命 因为P1<P2,所以按轴承的受力大的计算：T _ 16670_ 16670 / 73200 x1%H n 1尸1 960 V 4801.4/=15.2 x104/i>£/? = 72000 所以轴承满足寿命要求。4=140.417V 力1FS1 =323.05Np2 =4801.4NLh =15.2x10%轴承满足寿命

34、要求计算及说明结果7.键的选择和校核1 .1蜗轮与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003： A型普通平键根据轴的最小直径d=42mm，选择键b*h= 12mm X 8mmL=80mml=L-b=80-l2=68mmk=0. 5 X h=0. 5 X 8=4mm。=27x103 = 2x533.4x0 = Mpa<CT =noMPa' Kid4 x 68 x 420合格7 . 2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003： A型普通平键根据轴的最小直径d=40mni,选择键b*h=12mmX8mmL70mml=L-b=70-12=58mmk=0. 5 X h=0.

35、 5 X 8=4mm2rxi()32x25.05 x 1()3/r , 心b = 5.4MPa< <r. = llOMPap Kid4x58x40合格8.箱体的设计计算8. 1箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm, < 6=10mm8. 2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：A型普通平键 b*h=12mmX8mm合格A型普通平键b*h=12mmX8mm合格名称减速器型式及尺寸关 系箱座壁厚66 =10mm箱盖壁厚616 1=0. 8 6 =9. 6nun 取 6 1=10mm箱座凸缘厚度bl, 箱盖凸缘厚度b, 箱座

36、底凸缘厚度b2bl=1.5X 6 l=15mm b=l. 5X5 =15mmb2=2. 5 X 6 =2. 5 X10=25mm地脚螺钉直径及数目df=0. 036a+12=21mm取 df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径dl=0. 75df=18. 75mm 取 dl=20mm盖与座联接螺栓直径d2= (0.5-0. 6) df 取 d2=16nun联接螺栓d2间的间距1=150200mm轴承端盖螺栓直径d3= (0.4-0. 5) df 取 d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4= (0.3-0. 4) df 取 d4=8mniDf, dl, d2至外壁距离df, d2至凸缘边缘距离Cl=

37、26,20,16C2=24,14轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径Rl=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和 扳手空间的要求由结 构确定箱盖，箱座筋厚m2=9mm蜗轮外圆与箱壁间距离A i=16mm蜗轮轮毂端面与箱壁距离A 2=30mm9 .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，具体容如下：键的选择查GB1095-2003蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型普通 平键，b*h=12mmX8minA型，12mmX8mmGB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接b*h=12mmX8mniA型，12mm

38、X8mm联轴器的选择WH6根据轴设计中的相关数据，查GB4323-1997,选用联轴器的GB4323-1997型号WH6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Ml0*35因素的影响选用M12*100螺栓GB5782-86, Ml0*35, 数量为3个MIOM12*100, 数量为6个M12螺母GB6170-86M10数量为2个M6*20M12,数量为6个M8*25螺钉GB5782-86M6*20数量为2个M6*16M8*25,数量为24个M6*16数量为12个6.4销，垫圈垫片的选择GB117-86选用销GB117-86, B8*30,数量为2个B8*30选

39、用垫圈GB93-87数量为8个GB93-87选用止动垫片1个止动垫片选用石棉橡胶垫片2个石棉橡胶垫片选用08F调整垫片4个08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明具体结构详见装 配图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后附装 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），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1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 油面的高低；为了排除油液和清洗减速器腔，在箱体底部 设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的 提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固 定在机架或地基上。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轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图减速器的润