链式运输传动减速器系统设计

1、链式运输传动减速器系统设计1.设计任务设计一用于链式运输机的传动装置。三班制连续工作，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为运输链速度的。已知数据：运输链牵引力F/(kN):5输送速度v/(m/s):0.6链轮节圆直径D/(mm):280使用年限、年：102.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本装置采用展开式两级圆柱齿轮传动，高速轴端

2、连接选择弹性柱销联轴器，低速轴端采用齿式联轴器。3.原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择设计任务要求减速器的输入功率为3.6kw。而传动装置的效率：=12n式中：1-齿轮传动效率2-滚动轴承的效率3-联轴器的效率常见机械效率参见附表1附表1常用机械传动效率机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.960.98（7-9级精度）开式传动0.940.96圆锥齿轮传动闭式传动0.940.97（7-8级精度）开式传动0.920.95链传动齿形链0.97滚子链0.96滚动轴承（一对）0.980.995联轴器0.99-0.995电动机所需功率为Pd = PW /Pw=Fv/1000w kW 根据链

3、式运输机工作机的类型，可取工作机效率w=0.96.传动装置的总效率=122332齿轮传动效率1=0.99滚动轴承的效率2=0.99联轴器的效率3=0.98=0.992 0.9930.982 =0.913所需电动机的功率为Pd=3.43kW链轮的转速n=601000v /D=41r/minnd=ian=(810)41r/min=3281640r/min查参考书2表(939)初步确定原动机的型号为Y132M1-6额定功率为Pcd =4kW。满载转速nm=960r/min额定转矩为2.0N·m，最大转矩为2.2N·m.3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总

4、传动比：i=nm/n=960/41=23.4，根据i1=一级齿轮传动的传动比：i1=6二级齿轮的传动比:i2=3.94.各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴4.1各轴的转速n=960r/minn= nm/i1=960/6=160r/minn=n/i2=160/3.9=41r/min4.2各轴的的输入功率Pd=4kwP=Pd*01=(4×0.99×0.98) kw =3.88 kwP=P*12= (3.88×0.99×0.99) kw =3.802 kwP=P*23=(3.802×0.99×0.98)kw=

5、3.689kw4.3各轴的转矩T=9.55×*p/n=9.55××3.88÷960=3.85×104N·mmT=9.55×*p/n=9.55××3.802÷160= 22.68×104N·mmT=9.55×*p/n=9.55××3.689÷41= 85.92×104N·mm5 传动零件的计算5.1选高速级齿轮计算选高速级齿轮类型、精度等级材料及齿数按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不

6、高，故选用7级精度（GB 1009588）由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2 = Z1i1=206=120。5.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即5.1.2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=3.88×104N·mm由表107选取齿宽系数。由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度

7、极限。由式1013计算应力循环次数。N1=60njLh=60×960×1×(3×8×300×10)=4.147×10N2=由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1 =0.93；KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（1012）得5.1.2.2计算 5.1.2.2.1试算小齿轮分度圆直径d1t,代入中较小的值。=2.325.1.2.2.2计算圆周速度。5.1.2.2.3算尺宽b。b=5.1.2.2.4算尺宽与齿高之比模数 m= 齿高 h=2.25 mt=2.25，85.1.2.2.5计算载

8、荷系数 根据v=2.25m/s,7级精度，由图108查得动载系数Kv=1.06直齿轮K;由表102查得使用系数KA=1;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.490。由查图1013得实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得,5.1.2.2.6计算模数m。 m=5.1.3按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为5.1.3.1确定公式内的各计算数值由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限由图1018取弯曲疲劳寿命系数K K计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(1012)得5.1.3.1.1计

9、算载荷系数K。5.1.3.1.2查取齿形系数。 由表105查得5.1.3.1.3查取应力校正系数由表105查得5.1.3.1.4计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。5.1.3.1.4.1设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.64并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度计算得的分度圆直径d1 =47.89mm，算出小齿轮齿数 ，大齿轮齿数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强

10、度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4几何尺寸计算5.1.4.1计算分度圆直径 5.1.4.2计算中心距 5.1.4.3计算齿轮宽度B=48mm,B=52mm5.2选低速级齿轮计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数Z3=20,大齿轮齿数Z4 = Z3i2=204=80。5.2.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即

11、5.2.2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩T2=22.68×10N·mm由表107选取齿宽系数。由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式1013计算应力循环次数。N1=60njLh=60×160×1×(3×8×300×10)=6.91×10N2=由图1019取接触疲劳寿命系数KHN3 =0.93；KHN4=0.98计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,

12、由式（1012）得0.98×550MPa539MPa5.2.2.2试算小齿轮分度圆直径d3t,代入中较小的值。=2.325.2.2.3计算圆周速度。5.2.2.4计算尺宽b。b=5.2.2.5算尺宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25 mt=2.2585.2.2.6计算载荷系数 根据v=0.694m/s,7级精度，由图108查得动载系数Kv=1.06直齿轮K;由表102查得使用系数KA=1;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.490。由查图1013得实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得,5.2.2.7计算模数m。 m=5.

13、2.3按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为5.2.3.1确定公式内的各计算数值由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限由图1018取弯曲疲劳寿命系数K K计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(1012)得5.2.3.1.1计算载荷系数K。5.2.3.1.2查取齿形系数。由表105查得5.2.3.1.3查取应力校正系数由表105查得5.2.3.1.4计算大、小齿轮的 大齿轮的数值大。5.2.3.1.5设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能

14、力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.97并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度计算得的分度圆直径d3 =87.71mm，算出小齿轮齿数 ，大齿轮齿数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿轮弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算5.2.4.1计算分度圆直径 5.2.4.2计算中心距 5.2.4.3计算齿轮宽度取B=95mm, B=90mm5.3减速器高速级轴的设计 由以前的设计计算有下列已知齿轮机构的参数如下表示；级别Z1Z2mt/mm齿宽/mm高速级241442201B1=48,B2=52级别Z3Z4

15、mt/mm齿宽/mm低速级301203B3=90,B4=94由前面可知轴上的功率P、转速n和转矩T求作用在齿轮上的力 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图5.3-1示；图5.3-1初步确定轴的最小直径根据式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时,轴径要增大10%15%;取轴径增大10%。则为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T

16、5015-2003或手册，选用弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴的结构设计.1拟定轴上零件的装配方案 选用如5.3-2图所示的装配方案。.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取。（2）初步选择滚动轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承

17、。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6306，脂润滑，其基本尺寸为，故。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6306型轴承的定位轴肩高度，因此，取。（3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07,故取，则轴环处的直径。轴环宽度，故取。（4）轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离，故取。（5）取齿轮1和3分别均距箱体内壁的距

18、离，圆柱齿轮2与圆柱齿轮3之间的距离（参5.3-2图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，已知滚动轴承宽度，又因轴承为脂润滑所以需封油盘，封油盘外侧端面与箱体内壁距离为2mm，封油盘的右端采用轴肩定位=2，故所以圆柱齿轮3的齿宽为，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.3轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的

19、直径尺寸公差为m6。.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5.3-3。图5.3-35.4减速器轴的设计求作用在齿轮上的力.1作用在齿轮2的力而 .2作用在齿轮3的力而 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示5.4-1；图5.4-1初步确定轴的最小直径根据式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时,轴径要增大10%15%;取轴径增大10%。则轴的结构设计.1拟定轴上零件的装配方案在图5.3-2已示出。.2根据轴向定位的要求确定

20、轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承因为轴的两端直接装轴承，且此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6307，脂润滑，需封油盘其基本尺寸为，故。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取。（2）取安装齿轮3处的轴段2-3的直径；知齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07,故取，则轴环处的直径，且轴环宽度为。（3）接下来取安装齿轮2处的轴段4-5的直径，齿轮2的轮毂宽度为48mm,所以（5）从上的步骤已知，圆

21、柱齿轮2与圆柱齿轮3之间的距离（参看5.3-2图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.3轴上零件的轴向定位齿轮与轴向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样齿轮2与轴的连接，选用平键为，齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5.4-2。5.5减速器轴的设计求作用在齿轮上的力而 径向载

22、荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示5.5-1；初步确定轴的最小直径根据式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时,轴径要增大10%15%;取轴径增大10%。则为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5015-2003或手册，选用固定式联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴的结构设

23、计.1拟定轴上零件的装配方案在图5.3-2已示出。.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段右端需制出一轴肩，故取6-7段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径取轴承直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比略短一些，现取。（2）初步选择深沟球轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212，其基本尺寸为，故。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得621

24、2型轴承的定位轴肩高度，因此，取。（3）取安装齿轮处的轴段2-3的直径。已知齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07,故取，则轴环处的直径。轴环宽度，故取。（4）轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离，故取。（5）已知齿轮距箱体内壁的距离，圆柱齿轮2与圆柱齿轮3之间的距离（参看上图）。封油盘的外侧端面与箱体内壁距离为2mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，已知滚动轴承宽度，圆柱齿轮2的齿宽为，则至此，已初步确

25、定了轴的各段直径和长度。.3轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5.3-2。求轴上的载荷首先根据轴的结构参看图5.5-2做出轴的计算简图5.5-3。图5.5-3在确定轴承的支点位置时，参看图（5.5-2）因采用的是深沟球轴承故支承点即轴承中心点。因

26、此，作为简支梁的轴的支承跨距.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图5.5-3。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计出的截面处的、及的值列入下表（参看图5.5-3）。载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴单向的材料45钢，调质处理，由表15-1查得。此,故安全。精确校核轴的疲劳强度.1判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的

27、疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中日均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由第三章【1】附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。.2截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应由于轴的材料为45钢，调质处

28、理，由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因经插值后查得。又由附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴末经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，根据式（15-6）至（15-8）则得可知1.5，故安全。.3截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应

29、过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工， 由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为可知1.5，故该轴在截面右侧的强度也是足够的。绘制轴的工作图。5.6轴承、键的校核计算轴承寿命校核计算.1轴上轴承寿命校核计算知轴上的滚动轴承型号为6306，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷。求两轴承受到的径向载荷将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图5.6-1）两个平面力系。由力的分析可知：图5.6-1前面已知；。则 2)求轴承的当量动载荷因为轴承只受纯径向载荷故，故3)验算轴承的寿命因为,所以按轴承2的受力大小验算。知寿命要求是10

30、年，则故所选轴承满足寿命要求。.2轴上轴承寿命校核计算知轴上的滚动轴承型号为6307，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷。1)求两轴承受到的径向载荷将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图5.6-2）两个平面力系。由力的分析可知：图5.6-2前面已知；。则 2)求轴承的当量动载荷因为轴承只受纯径向载荷故，故3)验算轴承的寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算。知寿命要求是10年，则故所选轴承满足寿命要求。.3轴上轴承寿命校核计算知轴上的滚动轴承型号为6212，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷。1)求两轴承受到的径向载荷在前面轴的校核中以求出轴上轴承的受力（图5.6-

31、3）分别如下；图5.6-32)求轴承的当量动载荷因为轴承只受纯径向载荷故，故3)验算轴承的寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算。知寿命要求是10年，则故所选轴承满足寿命要求。.键联接强度校核计算.1轴键联接强度校核计算普通平键连接的强度条件为式中：传递的转矩，。键与轮毂键槽的接触高度，键的工作长度为键的宽度，；轴的直径，；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表。 对于键已知；于是有；（合适） 对于键已知；于是有；（合适）.2轴键联接强度校核计算对于键已知；于是有；（合适） 对于键已知；于是有；（合适）.3轴键联接强度校核计算对于键已知；于是有；（合适） 对于键已知；于是有；（合适）6.

32、箱体及附件设计设计中应按先箱体、后附件；先主体、后局部；先轮廓、后细节的结构设计顺序。并应注意视图的选择、表达及视图的关系。表4-1【2】铸铁减速器箱体结构尺寸mm名称符号减速器类型及尺寸关系圆柱齿轮减速器圆锥齿轮减速器蜗杆减速器箱座壁厚一级0.025a+180.0125（dm1+dm2）+18或0.01（d1+d2）+18dm1、dm2小、大圆锥齿轮的平均直径d1、d2小、大圆锥齿轮的大端直径0.04a+38二级0.025a+38三级0.025a+58考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚1一级0.02a+180.01（dm1+dm2）+18或0.0085（d1+d2）+18蜗杆在上：

33、蜗杆在下：0.858二级0.02a+38三级0.02a+58箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.5地脚螺栓直径df0.036a+120.018（dm1+dm2）+112或0.015（d1+d2）+1120.036a+12地脚螺栓数目na250时，n4a>250500时，n6a>500时，n8200300箱座底凸缘周长之半n 44轴承旁联接螺栓直径d10.75 df箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df联接螺栓d2的间距l150200轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df定位销直径d（0.70.8

34、）d2df、d1、 d2至外箱壁距离c1见表4-2df、d2至凸缘边缘距离c2见表4-2轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+（510）大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与箱体内壁距离11.2齿轮端面与箱体内壁距离2箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851，m0.85轴承端盖外径D2、 D3凸缘式：D2D+(55.5) d3；嵌入式：D3 D+812；D为轴承座孔直径轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD2注：多级传动时，a取低速级中心距；对圆锥圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮传动中心距取值。表4-2【

35、2】 c1、c2值mm螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c1min14161822263440c2min12141620242835沉头座直径182226334048616.1箱体结构设计箱体结构设计时，要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封和良好的工艺性。箱体的刚度为了避免箱体在加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，使齿轮产生偏载，影响减速器正常工作，在设计箱体时，首先应保证轴承座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体结构，当轴承座是剖分式结构时，还要保证箱体的联接刚度。.1轴承座应有足够的壁厚 当轴承座孔采用凸缘式轴承盖

36、时，由于安装轴承盖螺钉的需要，所确定的轴承座壁厚已具有足够的刚度（图6.1-1）。图6.1-1 轴承座孔壁厚.2加支撑肋板或采用凸壁式箱体提高轴承座刚度 为提高轴承座刚度，一般减速器采用平壁式箱体加外肋结构（见图6.1-2a） 。大型减速器也可以采用凸壁式箱体结构（见图6.1-2b），其刚度大，外表整齐、光滑，但箱体制造工艺复杂。.3为提高剖分式轴承座刚度设置凸台 为提高剖分式轴承座的联接刚度，轴承座孔两侧的联接螺栓要适当靠近，相应在孔两旁设置凸台。1） s值的确定 轴承座孔两侧螺栓的距离s不宜过大也不宜过小，一般取s=D2，D2为凸缘式轴承盖的外圆直径。s过大（见图6.1-3），不设凸台，轴

37、承座刚度差。s过小（见图6.1-4），螺栓孔可能与轴承盖螺孔干涉，还可能与输油沟干涉，为保证扳手空间将会不必要地加大凸台高度。2） 凸台高度h值的确定凸台高度h由联接螺栓中心线位置(s值)和保证装配时有足够的扳手空间(c1值)来确定（见图6.1-5）。为制造加工方便，各轴承座凸台高度应当一致，并且按最大轴承座凸台高度确定。凸台结构三视图关系如图6.1-6所示。位于高速级一侧箱盖凸台与箱壁结构的视图关系如图6.1-7（凸台位置在箱壁外侧）所示。图6.1-2 提高轴承座刚度的箱体结构a) 平壁式箱体加外肋 b）凸壁式箱体图6.1-3 s值过大 图6.1-4 s值过小图6.1-5 凸台高度的确定过程

38、图6.1-6 箱盖凸台 图6.1-7 凸台在箱壁外侧3）凸缘应有一定厚度为了保证箱盖与箱座的联接刚度，箱盖与箱座的联接凸缘应较箱壁厚些，约为（见图6.1-8a）。为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为，底面宽度B应超过内壁位置，。为地脚螺栓扳手空间的尺寸。图6.1-8b为正确结构，图6.1-8c所示结构是不正确的。图6.1-8 箱体联接凸缘及底座凸缘c）不正确.箱体的密封 为了保证箱盖与箱座接合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度应有一定要求，一般要精刨到表面粗糙度值小于，重要的需刮研。凸缘联接螺栓的间距不宜过大，小型减速器应小于。6.2附件的功用和结构设计视孔和视孔盖视孔用于检查传动件

39、的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油。视孔应设在箱盖的上部，以便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸应足够大，以便于检查和手能伸入箱内操作。6.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。如图6-9为简易式通气器，其通气孔不直接通向顶端，以免灰尘落人，所以用于较清洁的场合。图6.2-1 简易式通气器 综上述及参考文献【2】表4-3、表4-4，设计的视孔、视孔盖及通气器如下图6.2-2示。图6.2-26.3油标尺油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。圆形及长形油标油尺为间接检查式油标，圆形、长形油