1、1目录（一）电动机的选择 31、选择电动机的类型 32、确定电动机的转速 33、选择电动机 3（二）计算传动装置的总传动比 并分配传动比 41、计算运动装置的总传动比 42、分配传动比 4（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 41、各轴的转速 42、各轴的输入功率 53、各轴的输入转矩 5（四）传动零件的设计计算 61、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 6（2）按齿面接触面强度设计 6（3）按齿根弯曲强度设计 8（4）几何尺寸计算 102、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 101、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 102、按齿面接触面强度设计 113、按
2、齿根弯曲强度设计 134、几何尺寸计算 14（五）轴的设计 161、中间轴的设计 16（1）作用在齿轮上的力 16（2）确定轴的最小直径 16（3）轴的结构设计 16（4）中间轴的校核 172、高速轴的设计 20（1）作用在齿轮上的力 20（2) 确定轴的最小直径 20（3）选择联轴器 20（4）轴的结构设计 213、低速轴的设计 22（1）作用在齿轮上的力 22（2) 确定轴的最小直径 22（3）选择联轴器 22（4) 轴的结构设 22（六）轴承寿命的校核 241、中间轴承的校核 24（1）轴承所受的轴向力和径向力 24（2）求轴承的当量动载荷 242（3）验算轴承寿命 25(七) 箱体结构
3、及减速器附件设计 .251、减速器箱体结构表 252、箱体附件的设计 263（一）电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件,选用 Y 系列三相异步电动机。1）选择电极的容量工作及输入功率 PW=2.95KW从电动机到工作机之间的总效率为分别为 =1224324式中 1、 2 、 3、 4 分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由相关手册取 1=0.99， 2=0.98， 3=0.97， 4=0.95，则 =0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以电机所需功率为Pd= = =3.651KWPW 2.95KW0.8082、确定电动机的转速由相关手册推荐的传动
4、比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 =840,而工作机的转速min/78rw所以电动机转速可选范围min/)312064(min/78)40( rriwd 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min 四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。3、选择电动机根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号 Y132M1-6。其性能如下表：电动机型号 额定功率/KW 满载转速 nm/（r/min） 启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩4Y132M
5、1-6 4 960 2.0 2.0电动机的主要安装尺寸型号 H A B C D E GFG K b 12h AA BB FA L1Y132M1-6 132 216 178 89 38 80 10 x 833 12 280 210 135 315 60 238 18 515（二）计算传动装置的总传动比 并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比 为 3308.12796wmni式中 为工作机输入转速wn2、分配传动比21i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 ，故214.i高 速 级 的 传 动 比 为 ： 51.308.4.1ii低 速 级 的 传 动 比 为 ： 96.251.12i
6、5（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速轴 min/9601rn轴 in/27.315.412 ri轴 i/896.i/23rin卷筒轴 mi/783w2、各轴的输入功率轴 = =3.651KW0.99=3.614KW1Pd轴 = =3.614KW0.980.97=3.435KW23轴 = =3.435KW0.980.97=3.265KW3卷筒轴 =3.265KW0.990.98=3.168KW卷P123、各轴的输入转矩电动机的输出转矩 为dT mNrKWnpmdd 3620in/9051.5.105.966轴 = =36320 0.99=35.9571TdN 轴 = =35.9
7、57 4.151 0.98 0.97=141.8842i23轴 = = 141.884 2.965 0.98 0.97=399.904 43 mN6卷筒轴 = =399.904 0.99 0.98=387.987卷T312mNmN将上述结果汇总于下表，以备查用。轴名 功率 P/KW 转矩 T/( )转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电机轴 3.651 36320 960 1 0.99轴 3.614 359570 9604.151 0.951轴 3.435 14188400 231.272.965 0.951轴 3.265 39990400 78卷筒轴 3.168 38798700 7
8、81 0.970（四）传动零件的设计计算斜 齿 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 选 用 标 准 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。 标准结构参数压力角 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 。20n*1anh*0.25nc1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 8 级精度2）材料选择。由机械设计第八版表 10-1 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，二者硬度差为 40HBS。3）选小齿轮齿数 z1=24 大齿轮齿数 z2= z1 =244.151=
9、99.624,取 z2=97.，则齿数比i， 可满足要求。042.9712z %5371544） 选取螺旋角，初选螺旋角 。7（2）按齿面接触面强度设计 3211 HEadtt ZTK确定公式内的各计算值1）试选 4.t2）计算小齿轮传递的扭矩95500003.614/960=3.595x1046I9.501nI PTmN3）由表 10-7 选取齿宽系数 =1.0d4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 189.8EZ21MPa5）由图 10-30 选区域系数 ZH=2.433.6）由图 10-26 查得 ， ，则 1.62.75.01a865.02a21aa7）由图 10-21d 查得小齿
10、轮的接触疲劳强度极限 =600MPa；齿轮的接触疲劳强度limH极限 =550MPa。2limH8）由式 10-13 计算应力循环次数。=60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109hjLnN160=1.682x109/4.042=4.16x10829) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 =0.91； =0.941HNK2HN10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为 1%，安全系数 s=1）=0.91x600MPa=546MPaSH1lim1=0.94x550MPa=517MPakHN2li2（2）设计计算1) 计算小齿轮分度圆直径时代入 中较小值H8= 32112HEadtt
11、 ZTK3 245178.943.02.6.10594. =39.512 m2）计算圆周速度=3.14 x 39.512 x 960/60 x 1000 m=1.985 106nvt sm/s/3)计算齿宽 b 及模数 nt=1.0 x 39.512 =39.512tdb1=1.59741cos5.39cos1zmtntm4) 计算齿宽齿高比=2.25 x 1.597 =3.593nth25.=10.99793.1b5) 计算纵向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan14=1.903tan8.01zd6) 计算载荷系数由工作条件，查表 10-2 得使用系数 =1.00。根据 v=
12、1.985 m/s,8 级精度，由图 10-8 查得AK动载系数 =1.15；vK由表 10-3 查得 =1.2FH由表 10-4 利用插值法查得 =1.4498K由图 10-13 查得 =1.38。故载荷系数F=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.0HVAK7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 10-10a 得=44.5003314.125.9ttdm8) 计算法面模数=1.799zmn2cos0.cos19（3）按齿根弯曲强度设计321cosFSaadn YzKTm（1）确定计算参数1） 计算载荷系数=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.
13、904FVAK2) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=380MPa。2FE3）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.91， =0.95。 1FNK2FN4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=325MPaSFENF4.15091=257.857KFEF.3822 a5) 根据纵向重合度 =1.903，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.88 Y6) 计算当量齿数=26.27214cos2331zv=106.18497332zv7）查取齿形系数由表 10-5 利用插值法算得 =2.592， =2.17
14、51FaY2Fa8）查取应力校正系数由表 10-5 利用插值法算得 =1.596， =1.7951Sa2Sa9）计算大小齿轮的 并加以比较。FaY=0.0127332596.1.1FSa10=0.01514857.2912FSaY大齿轮的数值大。（2）设计计算 mYzKTmFSaadn 3 2321 0154.6.10cos94.1cos =1.198由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取 =1.5 ，已可满足n弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =44.5 来计1d算应有的齿数。于是=28.78555.14coscs1nmdz取 =2
15、9，则 =4.042 x 29=1171z12z（4）几何尺寸计算（1）计算中心距=112.852mmzan14cos25.79cos21将中心距圆整为 113 。m（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=1417511325.79arcs2arcs1 zn因 值改变不多，故参数 等不必修正。HZK,（3）计算打、小齿轮的分度圆直径=44.890“15174cos.29nmzdm=181.109“2.n（4）计算齿轮宽度=1 x 44.890=44.8901dbm11圆整后取 =45 ； =502Bm12、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数1)选用 8 级精度2）材料
16、选择。由机械设计第八版表 10-1 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，二者硬度差为 40HBS。3）选小齿轮齿数 z1=24 大齿轮齿数 z2= z1 =242.965=71.16,取 z2=72.，则齿数比 ，i 32471z可满足要求。 %532.965.4）选取螺旋角，初选螺旋角 。142、按齿面接触面强度设计 32112HEadtt ZTK（1）确定公式内的各计算值1）试选 4.t2）计算小齿轮传递的扭矩95500003.435/231.27=3.595x10426105.9nPT mN3）由表 10-7 选
17、取齿宽系数 =1.0d4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 189.8EZ21MPa5）由图 10-30 选区域系数 ZH=2.433.6）由图 10-26 查得 ， ，则 1.60575.01a85.02a21aa7）由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa；齿轮的接触疲劳强度limH12极限 =550MPa。2limH8）由式 10-13 计算应力循环次数。=60x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x108hjLnN160=4.052x109/3=1.351x10829) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 =0.94； =0.961HN
18、K2HN10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为 1%，安全系数 s=1）=0.94x600MPa=564MPaSH1lim1=0.96x550MPa=528MPakHN2li2（2）设计计算1) 计算小齿轮分度圆直径时代入 中较小值H= 32112Eadtt ZTK3 258.1943.60.148=63.136m2）计算圆周速度=3.14 x 63.136 x 231.27/60 x 1000 m=0.764 106nvt sm/s/3)计算齿宽 b 及模数 nt=1.0 x 63.136 =63.136tdb1=2.553241cos36.cos1zmtntm4) 计算齿宽齿高比=2.25
19、 x 2.553 =5.744nth25.=10.99274.136b5) 计算纵向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan14=1.903tan8.01zd6) 计算载荷系数13由工作条件，查表 10-2 得使用系数 =1.00。根据 v=0.764 m/s,8 级精度，由图 10-8 查得AK动载系数 =1.06；vK由表 10-3 查得 =1.2FH由表 10-4 利用插值法查得 =1.458K由图 10-13 查得 =1.4。故载荷系数F=1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.458=1.855HVAK7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 10-10a 得
20、=69.3453314.1856.ttdm8) 计算法面模数=2.804zmn2cos.9cos13、按齿根弯曲强度设计321cosFSaadn YzKTm（1）确定计算参数1） 计算载荷系数=1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.781FVAK2) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=380MPa。2FE3）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.93， =0.97。 1FNK2FN4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=332.143MPaSFENF4.150931a=263.286KFEF.
21、8722145) 根据纵向重合度 =1.903，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.88 Y6) 计算当量齿数=26.27214cos2331zv=78.8177332zv7）查取齿形系数由表 10-5 利用插值法算得 =2.592， =2.2221FaY2Fa8）查取应力校正系数由表 10-5 利用插值法算得 =1.596， =1.7691Sa2Sa9）计算大小齿轮的 并加以比较。FaY=0.01245143.25961FSa=0.014938.72FSaY大齿轮的数值大。（2）设计计算 mYzKTmFSaadn 3 2321 01493.4605.1cos7.cos =1.891由
22、于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取 =2 ，已可满足弯n曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =69.345 来计1d算应有的齿数。于是=33.642214cos35.69cos1nmdz取 =34，则 =3 x 34=1021z12z154、几何尺寸计算（1）计算中心距 =140.163mmzan14cos203cos21将中心距圆整为 141 。m（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=15181414203arcs2arcs1zn因 值改变不多，故参数 等不必修正。HZK,（3）计算打、小齿轮的分度圆直径=70.5“11485cos23n
23、mzdm=211.5“20n（4）计算齿轮宽度： =1 x 70.5=70.51db圆整后取 =71 ； =762Bm齿轮的主要参数高速级 低速级齿数 z29 117 34 102中心距 a112.852 140.163法面模数 nm1.5 2端面模数 t 1.579 2.553螺旋角 141751 151814法面压力角 n2020端面压力角 t 203511 204027齿宽 b 50 45 76 71齿根高系数标准值 *anh1 116齿顶高系数 ath*ncos0.9690 0.9810齿顶系数标准值 0.25 0.25当量齿数 vz26.272 106.184 26.272 78.8
24、17分度圆直径 d44.89 181.109 70.5 211.5齿顶高 ah1.5 2齿根高 f 1.875 2.5齿全高 3.375 4.5齿顶圆直径 ad47.89 184.109 74.5 215.5齿根圆直径 f41.14 177.359 65.5 206.5（五）轴的设计1、中间轴的设计（1）作用在齿轮上的力高速级齿轮上的力 NFdTtatrt 4.07“514tan76.1598n6cos2.cs.435962212 低速级齿轮上的力 NFdTtatrt 56.10“485tan3.402n91cos.cs.402121 （2）确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特
25、殊要求，故选 45 钢，调质处理，取 C=135.17取 =35 mnpCd09.3427.15332mi mind（3）轴的结构设计轴的装配方案如下：1）查手册取 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30307.其尺寸 d x D x T= 35 x80 x22.75 。故 。轴承用套mmmlmdVIDAIVII 75.235。筒定位。2）取 。齿轮用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.07-0.1) =3。轴环宽度dVII40 Idb1.4h=6.左端齿轮宽度 B1=76,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴 II-III 段的尺寸应略短于齿轮宽度故取 =74 ，同样由 B2=45 取 =
26、43 。IlmmVIl3）齿轮端面距机体内壁的距离 2 =8 取 2=10 ，滚动轴承与内壁应有一段距离 s=4m4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查得平键截面 b x h=12 x8 键长 L=63 ，Idmm键槽距轴肩距离为 5 ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合m为 ，同样按 选用平键 b x h x L=12 x8 x36 ，键槽距轴肩距离为 3 。67nHVIdm18齿轮与轴配合为 。67nH5）确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒角为 C1.6，轴环两侧倒圆角 R=4 ，其余倒圆角 R=2mm（4）中间轴的校核为使中间轴上的轴向力
27、相互抵消，高速级上小齿轮用左旋，大齿轮用右旋。低速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。根据轴的结构，做出轴的计算简图1920水平方向：=22NFFtth 1576.1598.3.402.375653.64.375211 62.26N=40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51N1212htth铅垂方向：将各力移到轴心，产生附加弯矩 21aM、=388005.706.1dFa mN241002422则N=-15159024380.65.375.37645.6.3712121 rAarvF1260N=600.5N-1519N-（-1260N）=314.5N12vrvB 截面的
28、弯矩 mNmNFMvvhh 411 510678.605322.C 截面的弯矩 vvhh 422 314.7.5扭矩 mNT50419由弯矩、扭矩图可知 B 截面为危险截面。按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面。 （危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a=0.6。B 截面的总弯矩 ： MPaMavhB 52121 06.轴的计算应力： =25.04PaWTBca 325241.109.).(MPa前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 。 ，故安全。Pa6011c212、高速轴的设计（1）作用在齿轮上的力 NFdTtatr
29、t 4.07“514tan76.1598n6cos2.cs.435962212 （2) 确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选 45 钢，调质处理，取 C=135.mnpCd7.196041332mi 该段轴上有一键槽，将计算值加大 3%， 应为 18.32indm（3）选择联轴器根据传动装置的工作条件拟用 HL 型弹性柱销联轴器。计算转矩为mNKTC 7.598.351式中：T联轴器所传递的名义转矩nPm8.360490K工情况系数，查有关教科书得：工作机为带式运输机时 K=1.251.5.该处取 K=1.5.由手册 HL 型联轴器中 HL1 型联轴器就能满足传动转
30、矩的要求（Tn=160NmTc） 。但其轴孔直径范围为 d=(1222)mm,满足不了电动机周径（d=38）的要求，最后选择 HL3 型联轴器（Tn=630Nm,n=5000 r/minn）.其轴孔直径 d=(3042)mm,可满足电动机的轴径要求。半联轴器长度 L=112 mm,半联轴器与轴配合的孔毂长度 。最后确定减速器高速轴轴伸处的mL841直径d30in22（4）轴的结构设计轴的装配方案如下1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故 II-mdI30III 段的直径 ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mdI3D=40 。为了保证轴端挡圈不压在轴的断
31、面上，I-II 段的长度应比 L1 短一些，现取。mlI822）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据 ，mdI3由手册查取 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30307 其，故 mTDd75.2835 lmdVIVII 75.235。3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离 ，齿轮端面到内4壁的距离 。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联12=轴器的距离为 30mm.所以 mlI44）轴承用轴肩定位，取轴肩高度为 3 ，则 .至此已经初步确定了轴的各段直径mmdVI41和长度。5）齿轮与轴的周向定位
32、采用平键连接。按 查得平键截面 b x h=8 x7 键长I mL=70 ，键槽距轴肩距离为 5m6) 确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒角为 C1.6，定位轴承的轴肩倒圆角 R=2 ，其余倒圆角 R=1m233、低速轴的设计（1）作用在齿轮上的力 NFNdTtatrt 56.10“485tan3.402n91cos0.cs.71492211 （2) 确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选 45 钢，调质处理，取 C=112.mnpCd9.387265.1332mi （3）选择联轴器取 K=1.3 由 =38.9mind联轴器的计算转矩： mNKTC 57.09.
33、3813按照计算转矩小于联轴器公称转矩，由 =38.9 查表选取 LH3 型联轴器，其公称转矩为 630 mind。半联轴器孔径 d1=40 ,轴孔长度 L1=84 N（4) 轴的结构设计轴的装配方案如下241） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII 轴段左端需制出一轴肩，mdVI401故 VI-VII 段的直径 ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50 。I6 m为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，VII-VIII 段的长度应比 L1 短一些，现取。mlVI822）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据，由手册查取 0 基本游隙组，标准精度
34、等级的单列圆锥滚子轴承 30310 其dVI46，故 mTD25.9150 mldVIVII 25.950。3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离 ，齿轮端面到内43壁的距离 。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联2=轴器的距离为 30mm.所以 mlVI44）取 。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.07-0.1) =5。轴环宽度dI56 Idb1.4h=10.左端用套筒定位，齿轮宽度 B2=71,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴 II-III 段的尺寸应略短于齿轮宽度故取 =69 ，至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。 Ilm5）联轴
35、器与轴的周向定位采用平键连接。按 查得平键截面 b x h=12 x8 键长 L=70VId m,键槽距轴肩距离为 5m6）确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒角为 C1.6，轴环左侧倒圆角 R=5 ，轴环右侧倒圆角 R=4 ，定位轴承的轴肩倒圆角 R=4，其余倒圆角 R=2m25（六）轴承寿命的校核1、中间轴承的校核选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。（1）轴承所受的轴向力和径向力1）求出轴承所受的径向力 21rF，2589.5NFHVr 2216.0354.9r 222 54.32) 求出轴承所受的轴向力 21aF，派生轴向力 ，由轴承代号 30307 查表得 Y=1.9 ，e
36、=0.35 YFrd2因此： Nrd 54.6819.51YFrd3242外加轴向载荷 1101.56N-407.44N=694.12N, 因 ，所以轴承1aae 12daeF1 被压紧，轴承 2 被放松。于是NNFdae 51.78396945812（2）求轴承的当量动载荷查表 e=0.3592.1.354680721NFrar由表查得：1 轴承 X=1，Y=0262 轴承 X=0.4，Y=1.9因轴承在运动中有轻微冲击 ，取 =1.12.10pfpfNYFXfPNarp 57.18054.689.354.812211 （3）验算轴承寿命因 ，故只需验算轴承 1， （ ）21P30hLh28
37、45368 轴承因具有的基本额定动载荷hhPCnLh 5.394825.284107.36016012 由表查得 30307 轴承的基本额定动载荷 N满足寿命要求。hL(七) 箱体结构及减速器附件设计1、减速器箱体结构表减速器形式及尺寸关系名称 符号 齿轮减速器机体壁厚 8m机盖壁厚 1 8机座凸缘厚度 b 12机盖凸缘厚度 1 12机座底凸缘厚度 p 20m地脚螺钉直径 fd1727地脚螺钉数目 n 4轴承旁连接螺钉直径 1d12m机盖与机座连接螺钉直径 2 10连接螺栓 的间距2d l 180轴承端盖螺钉直径 3d8m窥视孔盖螺钉直径 4 6定位销直径 d 12至外机壁距离fd,21 1c
38、18至凸缘边缘距离, 2 16m轴承旁凸台半径 1R16凸台高度 h 140外机壁至轴承座端面距离 1l 40内机壁至轴承座端面距离 2 48m大齿轮顶圆与内机壁距离 110齿轮端面与内机壁距离 2 8机盖、机座肋厚 m，1 mm.6,.1轴承端盖外径 2D50轴承端盖凸缘厚度 e 8轴承旁连接螺栓直径 s 12、箱体附件的设计1）窥视孔和窥视孔盖窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油2）通气器28由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、
39、压力增大，所以必须采用通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上3）起吊装置起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。4）油标油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。5）油塞与排油孔为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为 20mm6）定位销为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体联接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在不对称位置，以便于定位精确。销 A6357）起盖螺钉为了便于起盖，在箱盖侧边的凸缘上装 1 个起盖螺钉。起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。
