螺旋运输机传动装置设计书

1、螺旋运输机传动装置设计书一 . 课程设计书设计课题 :设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥 - 圆柱齿轮减速器. 运输机连续单向运转 , 载荷变化不大, 空载起动 , 其效率为 0.92（ 包括其支承轴承效率的损失）, 减速器小批量生产 , 使用期限5年（365天/年），三班制工作，车间有三相交流,电压380/220V。螺旋轴转矩350NJ- m,螺旋轴转速 70r/min 。. 设计要求1 .减速器装配图一（A0）2 . 设计说明书一份。. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 各级

2、齿轮的设计与校核6. 传动轴的设计与校核7. 角接触球轴承校核8. 键联接设计和校核9. 器机体结构尺寸10. 密封设计一.传动装置的总体设计减速器要符合绿色环保，工作时间长，质量好。二.选择电动机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，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率(1)、传动滚筒所需后效功率Pw a 2.57KW9550(2)、传动装置总效率各部分效率如下一®圆锥齿轮传动效率：邛0.97(精度8级)滚动球轴承效率：邛=0.99(一对)齿轮联轴器效率：邛=0.99一般圆柱齿轮传动效率：4 0.97精度8级Pe螺旋

3、输送机：邙=0.92可移式联轴器传动效率：6 0.99得刀=14 3 4 5 6 0.970.994 0.99 0.97 0.92 0.99=0.783(3)、所需电动机功率FdPW2.57 3.28KW40.783Pw=2.57kwT=350N.m n=70r/minPw=2.57kwpd 3.28KW3、确定电动机转速(1)、螺旋输送机转速：n 70r/min(2)、电机输出转速：ndnd i n (713) 70r/min 490910r/mini一二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比范围n 一螺旋输送机转速符合这一围的同步转速为750r/min ,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因

4、数，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为750r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电动机产品目录选定电动机型号为 Y160M1-8型号额定功 率Pe/kW满载时额定转 矩N m质量 kg转速nd /(r/min)电流A(380V)效率功率因数Y160M1-847209.9840.72.0150其主要性能如下表三.确定传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比ind 720i 10.29nW702分配传动比i i1 i2考虑润滑条件，及齿轮 距离相近，取i11.4i2,故ii1.4iii11.4 10.29 3.8010.29 2.713.80四.计算传动装置的运动和动力参数i

5、1=3.80i 2 =2.71P1=3.28KWn1=720r/minT1=43.51N.mP2=3.21KWn2=720r/minT2=42.58 N.m运动条件及运动参数分析计算1轴：1轴即电动机输出轴：P1=Pd=3.28KW, n0 720r/min,P3 28Ti 95501955043.51N.mn07202轴：2轴即减速器输入轴P2 K 邛 3.28 0.98 3.21KWn1 n2 720r/minP23.21T2 955029550 42.58N mn27203轴：3轴即减速器中间轴P3P24a 3.21 0.97 0.98 3.12KWn322- 720 189.5r/mi

6、ni13.8Pa3.12T3 95503 9550 157.23N mP3=3.12KW n3=189.5r/minT3=157.23N.mP4=2.97KWn4=69.9r/minT4=405.77N mP4P3Q443.12 0.98n4%189.569.9r/mini22.71T49550P4n42.97955069.95轴:5轴即传动滚筒*由P5P4%“2.974轴：4轴即减速器输出轴405.77N m69 .9r / min25P5T50.972.97KW0.92 0.992.71 KWPs 2.71KWn5=69.9r/minT5 370.25N m95509550252.71_3

7、70 .25 N m69 .923189.5各轴运动和动力参数汇总表轴名功率P/KW转矩 T/(N - m)转速 n/(r/min)电机轴（1轴）3.2843.517202轴3.2142.587203轴3.12157.23189.54轴2.97405.7769.9卷筒*由（5轴）2.71370.2569.9五.各级齿轮的设计与校核(一).低速级斜齿齿轮传动的设计与校核1 .齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿圆柱齿轮齿轮材料及热处理1. 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质处理，齿面硬度为241-286HBS,取小齿齿数Z1二22齿轮精度为

8、8级大齿轮选用ZG35CrMo钢，齿面硬度190-240HBS,大齿轮齿数Z2 Z1 i2 22 2.71 59.62。因乙和Z2要互为质数，取Z261 .2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计d3 3 2Kli2 1i2(ZEZH)2a.确定各参数算数值(1)计算小齿轮传递的转矩 T3=157.23N.m T4=405.77N m(2)(3)(4)(5)初选齿宽系数， 初选螺旋角 初选载荷系数 计算应力值环数由表查得=1初定螺旋角=14Kt =1.4N3=60n3j Lh =60X 189.5 X1 X (5X365X24) =4.99 108 (次)N4= 60n4j L, =

9、60 X 69.9 X 1 X ( 5X 365X 24) =1.84X108(次)(6)弹性系数和节点区域系数为ZeZh1/2189.8Mpa2.49(7)端面重合度11.88 3.2( 乙一)cos 1.645 2(8)查取接触疲劳系数(允许局部点蚀)Zn3=1.08 Z nzf1.13(9)查表得齿轮接触疲劳极限Hlim3800MPaHlim4560MPaZ122Z2 61T3=157.23N.mT4=405.77N m14二1N3=4.99108(次)N4=1.84 义108(次)Zn2=1.08Zn3=1.131 /2Ze= 189.8MpaZh=2.49Hlim3 800MPaHl

10、im4 560MPa(10)安全系数Sh=1H3=ZN3 Him3 =1.08 800 864MPaSh1H4=ZN4 Hlm4 1.13 560 =632.8 MPaSh1b.确定传动尺寸初算小齿轮分度圆宜径必 3.|2KT3 i21/ZeZh、2d3tli(r 1 ) di2 H 43 t32 1.4 157.23 1032.71 1189.8 2.49.2 CQ n=I ()58.9mm11 1.6452.71632.8圆周速度V d 58.9 189.5 0.584 动载荷系数K =1.0660 100060 1000齿间载荷分部系数K =1.4使用系数Ka=1.25齿间载荷分部系数K

11、 =1.07K=KAK K K =1.25 X1.06 X 1.4 X1.07 =1.98A按K值对d3T修正，即 3 j3 1k198d3 d3t J 58.9 i 66.11mmk kt 1.4C.确定模数_ _ . . cos14一一mn=d3cos /Zi=66.11=2.92,取 mn=2.522d.确定螺旋角和中心距amn (Zi Z2) =-25 22 61 =106.93mm2 cos2 cos14圆整取a=110mm止匕时，i'2 -61 2.7727, 上 2.31% <5%传动比误差在允 22i2许围。前mn(Z1 Z2)2.5 22 61 匚。贝1 arc

12、cos '/ arccos =14.15912a2 107, .2.5 22d3=mnZ1/ cos =53.33mmcos14.1591d42a d.2 107 53.33 160.67mm43e.确定齿宽由 b=d3=53.33mm取 b4=60 b 4=55mh 3=864MPaH 4=632.8PMaK =1.06K =1.4Ka=1.25K =1.07d3=53.33mmd4=160.67mma=110mm =14.1591°m 2.5mmb3 60mmb4 55mm3.齿根弯曲疲劳强度校核KFtF3 -tYfYsY bmn aSFa.确定各参数(1)查取齿形系数和

13、应力校正系数Zv3=Zi/(cos 3 )= 3-22=29.32,查表得cos 14.1591Yf3 2.56,Ys3 1.6361Zv4=Z2/(cos 3 )= 一L61=81.30,查表得cos314.1591Yf4 2.20,Ys41.77(2)接触疲劳系数 Yn3=0.88Yn4=0.92(3)取安全系数Sf=1.25(4)查表得齿轮弯曲疲劳极限Flim 3600MPaFlim 4 480 MPa(5)由纵向重合度S = _dZ® 1 22 tan14591 1.77mn查表得螺旋角系数Y= 1(6)计算许用弯曲应力F3=YN000422.4MPaSF1.251_Yn4

14、Flim 40.92 480f 4 353.3MPaSf1.25(7)圆周力 Ft 2T3 157.23 L 2 5896.494N d353.33验算：KFt1.98 5896.494F3 t-YF3YS3Y2.56 1.63 0.882 195.9MPabmn aSF53.33 2.5 1.645F4LyF4YS4195.92.20 1.79 182.8MPaYf3Ys32.56 1.63F 3 < F 3F4< F 4结论：弯曲强度足够取齿顶图系数ha*=1顶隙系数c*=0.25齿顶圆直径 da3=(Z1+2ha*)m= (22+2X 1) x 2.5=60mmda 4=(Z

15、2+2ha*)m= (61+2X 1) X2.5=157.5mm齿根圆直径 df3=(Z1-2ha*-2c*)m=(22-2 X 1-2 X0.25) X2.5=48.75mmdf4 =(Z2-2ha*-2c*)m=(61-2 X 1-2 X 0.25)义 2.5=146.25mmYf3 2.56,Ys3 1.63Yf4 2.20, Ys4 1.77f3=422.4MPf4=353.3MPF3 <F 3F4< F 4 结论：弯曲强度 足够9 ,（5X365X24） =1.89 X 10 次）8,（5X365X 24） =4.98 X10 （次）1/2189.8Mpa2.49Hlim

16、2 800MPah lim 3 560MPa= 0.3Kt =1.4N1=1.89 X109（次）N?=4.98 X 108（次）ZH=2.43Hlim2 800MPaHlim3 560MPaZni=0.98Zn2=0.95h 1=784 MPah 2=532 MPa低速级齿轮的主要参数小齿轮大齿轮大四牝小四轮齿数z2261中心距a110mmb60mm55mm模数m2.5分度圆直径d53.33mm160.67mm压力角20齿顶圆直径da60mm157.5mm螺旋角14.1591°齿根圆直径df48.75mm146.25mm(二)、高速级锥齿轮设计与校核1 .齿轮材料，热处理及精度考虑

17、此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软面渐开线圆锥齿轮(1) 齿轮材料及热处理 材料：高级小齿轮选用40Cr调质处理，硬度280HBs取小齿齿数 乙=24。高速级大齿轮选用 ZG35CrMoffl,硬度 200HBS Z 2 =i1 X Z1=3.80 X 24=91.2，取Z2=92。齿轮精度为8级2 .设计计算1.按齿面接触强度设计3d I 4KT2-eZh 2d 12()、di(1 0.5 r)2 ha.确定各参数算数值(1)初选齿宽系数，由表查得r = 0.3(2)初选载荷系数Kt =1.4(3)计算应力值环数N260nl jLh =60 X 720X 1 XN3 60n3

18、 jLh =60X189.5 1(4)弹性系数和节点区域系数为zEZh(5)查表得齿轮接触疲劳限(6)查取接触疲劳寿命系数(允许局部点蚀)Zni=0.98Z N2=0.95(7)安全系数Sh=1H 2=ZN Hlim2 =0.98 X 800=784MPaShH 3=ZN,0.3 3.80 (1 0.5 0.3) Hlim3 =0.92 X 560=532MPaShb.确定传动尺寸初算小齿轮分度圆直径d2t3.d 2t4KT2di(1 0.5 r)2(ZEhZ；3)24 1.4 42580189 8 2 49 2(189.8)228.36 mm532圆周速度V60 1000齿间载荷分配系数Kd

19、n 1.07m/s动载荷系数Kv=1.05=1使用系数Ka=1.25齿间载荷分部系数K=1.01K=KaK1.251.05 1 1.01=1.33按K值对d1t修正d2 d2tkt28.363 1.33,27.88mm 1.4Q1.05K =1Ka=1.25K =1.01K=1.33c.确定模数m=d/Z1=27.88/24=1.16取 m=1.25m=1.25则大端分度圆直径d2=mZ=30mm3=mZ=115mm锥距R=1/2.2. 2,.d2 d3 =59.424mm锥角d22arctan-2- 14.6209d3d3arctan-75.3791d2d二30mm d2=115mmd.确定

20、齿宽b= r R=0.30 X 59.424=17.83mm圆整齿宽 b1=20m,b2=20mm92i'13.8333-3.800.88%5%;传动比误差在允许围。i 1- 3.8333, -124i13.803.按齿根弯曲强度校核(1)由表查取齿形系数和应力校正系数Zv2=Zi/(cos2 )=24.80,查表得Yf2 1.605,Ys2 2.61Zv 3=Z2/(cos 3)=364.47,查表得Yf3 1.93,Ys3 2.063(2)接触疲劳系数 Yn2=0.88 , Y n3=0.90(3)取安全系数Sf=1.25(4)查表得齿轮接触疲劳极限Flim 2420MPaFlim

21、 3 320MPamamar_ YN 2 F lim 20.88 420F2 295.68MPaSF1.25F3 = * 530.90 320 230.40MPaSF1.25(5)齿宽中点分度圆宜径dm2 d2(1 0.5 r) 25.500mmdm3 d3(1 0.5 R) 97.750mm(6)圆周力 Ft2T2 3339.61Nd m2(7)当量齿轮模数 mvm (1 0.5 r) 1.063验算齿根弯曲强度KFt1.33 3339.61F2 tYF2YS2 1.605 2.61 96.30MPabm(1 0.5 R)20 1.25 (1 0.15)F2 1Yf2YS2 90.79MPa

22、YF1YS1Fl < F 1F2 < F 2结论：弯曲强度足够高速级齿轮的主要参数YF2 1.605,Ys22.61Yf3 1.93,YS3 2.603Y n2 =0.88,Yn3=0.90Flim2 420MPaFlim3 320MPaF 2=2950.68MPaF 3=230.40MPaF1< f 1F2< F 2 弯曲强度足够小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2453锥距R82.270mmb30mm30mm模数m3mm锥角24.362565.6375当量模数2.55mm分度圆直径72.000mm159.000mm当量齿数26.35128.49中点分度圆61.2

23、00mm135.150mm直径六.轴的初步设计计算选取轴的材料及热处理：选取45号钢，调制处理，按许用切应力估算轴的 最小直径:d min C3 110 n由表查取CI轴:d1 min110II轴:d 2min1103 3.604.9603 3.426:440.417.10mm,取 d1min 17.10 (121.80mm,取d2min 21.80HI轴:d 3min。3.257110 3 11034.03mm,取d3min 34.03 (1IV轴:d4min110隋32.99mm,取 d4min32.99 (10.05) 17.95mm(1 0.1) 23.98mm0.05) 35.73m

24、m0.1) 36.29mm初选联轴器和轴承:1 .高速输入轴联轴器选择减速器输入轴与电动机 输出轴采用弹性t套柱销联轴器，其型号 可按以下方式选择:查表取 K 1.5, Tc KT 1.5 35.85 53.775N m电机输出轴直径为38mm,输入轴联轴器选择为LT6,高速轴外伸直径为35mmT 250N/m,n 3800r/min.2 .低速输出轴联轴器选择减速器输出轴与滚筒输入轴采用十字滑块联轴器，其型号可按一下方式选择：取 K 1.5, Tc KT 1.5 282.77 424.155N m选择联轴器 KL6,直径为 38mm,T 500N/m,n 3800r/min .3 .轴承选择

25、角接触球轴承25I轴选择角接触球轴承7208ACII轴选择角接触球轴承7208ACIII轴选择角接触球轴承7209AC（轴I）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案下图为I轴上的装配方案1.轴的材料选用45号钢，调制处理,B 650Mpa, S 360Mpa根据轴的初步设计：2.轴的长度的确定A.由联轴器的L决定联轴器白长度L 82mm,则取li 80mm,为键槽预留一定长度我们可确定d1 35mm,li 80mmB.由轴承决定前面选取的轴承7208AC,可确定d3 d5 40mm,l3 l5 17mm(一般为利于固定13比B小1mm)C.由经验公式算轴肩高度：h4(0.07d3 3)(0.1d3

26、 5) (5.8 9.0)mm,取轴肩高 8mm,确定 d4 48mm由机械设计课程设计要求可得114 2d3 2 1363mm.取 14 80mm。2D.根据轴承安装方便的要 求，取2比3小2mm,得d2 38mm,根据安装轴承旁螺栓的 要求，取12 35mm.根据齿轮与内壁的距离 要求及齿轮孔的轴径和 长度，确定d6 36mm, 16 46mm轴各段的长度如下:(II轴)轴的结构设计:1 .轴的材料选用:45号钢，调制处理b 650Mpa, s 360Mpa根据轴的初步设计:2 .做轴的设计：1.由轴承7208AC可知，还要预留9mm的挡油板，当然轴应当 小1mm,但是 大圆锥齿轮会占 2

27、mm,所以还是取11 25mm, d1 40mm.2 .由齿轮的厚度为50mm,轴应小2mm,所以取12 48mm,又考虑到11到12的过渡, 取 d2 42mm.3 .13长度适量取30mm,而轴肩应大于 8mm,我们就取d3 50mm.4 .由小齿轮的厚度58mm决定，我们就取14 58mm, Md4 d2 42mm.5 .由轴承7209AC的厚度决定，再加上挡 油板厚度10mm,和大齿轮多出的 2mm,取 1527mm.,d5 40mm.可以得到下图h 25如4830589（iii轴）轴的结构设计：（一）.轴的材料选用：45号钢，调制处理b 650Mpa, s 360Mpa根据轴的初步设

28、计：11L7isUIA L5 W三节-w吊1. Li的尺寸由联轴器L确定，则可取Li=58mm,d1由联轴器的径确定取d1=38mm2. L2的尺寸由挡油板宽度，轴承宽度和轴承端盖的宽的确定， 挡油板8mm轴承宽度 为21mm端盖24mm在这之上加上 2mm,L=50mm,d由轴承确定为45mm.3. L3的尺寸由2轴的尺寸确定让它们轴承之间的尺寸相减得到，L3=80mm,dM高出dz58mm|fe们取 d3=50mm.4. L4的尺寸取L4 10,d4应高出d358mm,所以取d4 55mm.5. L5由大齿轮的宽度决定，大齿轮的宽度应小于小齿轮5mm所以大齿轮宽度为55mm我们取 Ls=5

29、3mm,d=47mm6. L6由轴承的宽度16mm和挡油板12.5mm再加齿轮的余量1mm,L=30mm,d由轴 承的径决定d6=45mm.7. L7 的尺寸取 L7 54,取d7 42mm.可以得到下图：J的E4507053.30 _g ss11-8与1-低速轴的校核T3=282766.8 N mm d 4=204.80mrm=14.8060(1) .计算齿轮受力大圆柱齿轮的受力计算2T 3圆周力Ft= =2761N d 4径向力 Fr= Ft tan n=1039N cos轴向力 Fa= Ft tan =730N(2) .计算支承反力M=Fd4/2=74752 N mm由水平方向Fh+Fh

30、尸Fr和 132.5Fr+ M=173FH解得Fhi=-189N ,Fw = 1228N由垂直方向Fv i + F v 2 =FtFt=2761N和 132.5Ft+173 Fv2=0解得 Fvi =-646N, Fv2 =-2115N(3) .回弯矩图合成弯矩图由m=(Mh+Mv)1/2(4) .画转矩图T=282766.8N mm(5) .许用应力查表的ob=102.5MPa,ib=60MPa,折合系数=60/102.5=0.59.(6) .回当量转矩T=166832N mmFr=1039NFa=730N、T里牛儿因3十，取小里牧见力：=193992N mmmm小于轴的最小直径，满足要求。

31、MCd车二，7).校核''M 2 ( T)2轴径=3" 1b=31.86力的大体尺、如下：EE.S450抑IDSS36;二*FnT8轴/J如下:水平方向受力及弯矩图: Fr=1039N_ . |fFhjf1228N204.8/2FUi=189NtL .Fa=7 赤垂直方向受力及弯矩图:FW761NFhi=-189N,Fyl-616NFto=211uNFh2= 1228NFv i = -646N,Fv2 =-2115N合力矩图:满足要求转矩图:当量转矩图:七.轴承的设计与校核轴承的寿命计算轴承参数如下表轴承代号 及轴d/mmD/ mmB/ mmCr/KNCOr/KNn/

32、（r/min）脂滑润n/（r/min）油滑润7208AC（I轴）40801835.224.57500100007208AC（II 轴）40801835.224.57500100007209AC（III 轴）45851936.827.267009000轴承的受力如下:低速轴上轴承的校核由轴的计算可知Fn = jFHi2 Fvi2=，1892 6462673NFr2=v'FH22 FV22 =J122821152446 N,基本额定动载荷为C=36800N(1) .计算部轴向力查表得e=0.68,贝 F 0.68Fr , FA=Fa=730NF10.68FM 458N, F20.68F.2

33、1663N(2) .计算单个轴承的轴向载荷比较F2 Fa与巳的大小：由52 FA 1663 730 F1因此可知，R轴承被“压紧”，I轴承“放松”Fa1F2 Fa 2393N,Fa2F2 1663N。(3) .计算当量动载荷 P=XF r+YBFa1 2393=3.56>e,Fr1 673查表得 X1=0.41 , Y1=0.87.Fa2 1663°=0.68=e,Fr2 2446查表得X=1, Y2=0.P1= X1Fr1 +YFa1=2358NP2= X2Fr2+Y>Fa2=2446N(4)计算寿命 查表得ft=1,f p=1.1Lh=10 ( ftC)3101 36

34、800612698>43800h(5 年为 43800h)60n fPP60 110 1.1 2446结论：所选轴承7208ACf合要求。八.键的校核查表知键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压强度为p=120MPa(1)高速轴上键的校核A.和联轴器相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为d=35mm查表选择键的类型为：10 50 GB/T 1096-2003则 T=36588.4Nmm b=10mm h=8mm L=50mm k=0.5h=4mm,键 的有效长度为 l=L-b=40mni(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=13.07MPa< p,符合强度条件。B.和

35、小锥齿轮相连的键的校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为d=36mm查表选择键的类型为：10 28 GB/T 1096-2003则 T=35852.3Nmm b=10mm h=mm L=28mm k=0.5h=4mm,键 的有效长度为 l=L-b=18mnr(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=27.67MPa< p,符合强度条件。(2)中间轴上键的校核A.和大锥齿轮相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为d=42mm查表选择键的类型为：12 40 GB/T 1096-2003则 T=74292.2Nmm b=12mm h=8mm L=40mm k=0.5h=4mm,键的

36、有效长度为 l=L-b=28mnr(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=31.59MPa< p,符合强度条件。B.和小圆柱齿轮相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为d=42mm查表选择键的类型为：12 45 GB/T 1096-2003则 T=74292.2Nmm b=12mm h=8mm L=45mm k=0.5h=4mm,键的有效长度为 l=L-b=33mmt(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=28.60MPa< p,符合强度条件。(3)低速轴上键的校核A.和大斜齿轮相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为47mm查表选择键的类型为：14 45

37、GB/T 1096-2003则 T=282766.8Nmm b=14mm h=9mm L=45mm k=0.5h=4.5mm,键的有效长度为 l=L-b=31mmt(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=86.26MPa< p,符合强度条件。B.和联轴器相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为38mm查表选择键的类型为：10 50 GB/T 1096-20037209AC符合寿命要求则 T=282766.8Nmm b=10mm, h=8mm L=50mm k=0.5h=4mm,键的有效长度为 l=L-b=40mmE(2)按键的强度条件校核：p=2T/kld=93.02MPa&

38、lt; p,符合强度条件。九.减速器机体结构尺寸减速器的箱体采用铸造(HT20。采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端键的类型为：1050 GB/T1096-2003键的类型为：1028 GB/T1096-2003键的类型为：1240 GB/T1096-2003盖和机体采用Hz配合. r61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起， 齿顶到油池底面的距离 H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创， 其表面粗糙度为6.33

39、. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=S机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间， 以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油, 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的 支承面，并加封油圈加以密封。C通气孔：由于减速器运转时，机体温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体为压力平衡.D盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向 各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .键的类型为：12 45 GB/T 1096-2003键的类型为：