1、33機械設計課程設計全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411題目：鏈板式輸送機用的圓錐斜齒圓柱齒輪減速器設計 目 錄一、設計任務 2二、傳動方案的擬定及說明 3三、電動機的選擇 3四、傳動裝置的總傳動比及其分配 4五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4六、齒輪傳動的設計計算 5七、鏈傳動設計 14八、軸及聯(lián)軸器和軸承的設計計算 15九、滾動軸承的校核 23十、鍵的選擇及強度校核 26十一、箱體設計及附屬部件設計 28十二、潤滑與密封 29十三、端蓋設計 30十四、心得體會 31一、設計任務：設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器。傳動簡圖如下：總體布置簡圖1電動機 2聯(lián)軸

2、器 3減速器 4鏈傳動 5鏈板式輸送機已知條件：組數(shù)輸送鏈的牽引力F（KG）輸送鏈的速度v(m/s)輸送鏈鏈輪節(jié)圓直徑d(mm)第六組80.37351注：1.鏈板式輸送機工作時，運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2.工作壽命15年，每年300個工作日，每日工作16小時。計算工作壽命：二、傳動方案的擬定及說明如上圖課程設計任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用圓錐圓柱齒輪減速箱：圓錐齒輪置于高速極，以免使圓錐齒輪尺寸過大加工困難；第二級采用斜齒輪減速只是為了增加設計難度；鏈傳動的制造與安裝精度要求較低適合遠距離傳動，但只適用在平行軸間低速重載傳動，故用在低速級。三、電動機的選擇根據(jù)動力源和工作條件，參考文

3、獻1,P167選用Y系列三相異步電動機。1、工作機輸出功率2、輸送鏈小鏈輪轉(zhuǎn)速 n輸送鏈鏈輪節(jié)圓周長 c=d=1102.70mm轉(zhuǎn)速 r/min=20.13 r/min 3、傳動效率：查參考文獻1,P:5表1-7錐齒輪傳動：8級精度的一般齒輪傳動(稀油潤滑)；斜齒輪傳動：7級精度的一般齒輪傳動(稀油潤滑)；鏈傳動：滾子鏈；聯(lián)軸器：初選彈性聯(lián)軸器；滾動軸承：滾子軸承（稀油潤滑）（一對）；總傳動效率=0.834、電動機輸入功率5、由參考文獻1P:167表12-1 選Y112M-4型號電動機，主要技術數(shù)據(jù)如下：型號額定功率（kW）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）堵扭轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y112M-414402.2最大

4、轉(zhuǎn)矩質(zhì)量（kg）DEG額定轉(zhuǎn)矩2.343286024四、傳動裝置的總傳動比及其分配1、系統(tǒng)總傳動比=1440/20.13=71.542、由參考文獻1P:5表1-8：對于圓錐圓柱齒輪減速器，為使大圓錐齒輪直徑不致過大，傳動比應取小值，但考慮到使用本題是油潤滑，大錐齒輪和大圓柱齒輪直徑相差不易太大，可以取圓錐齒輪傳動比。對于圓柱斜齒輪，傳動比范圍為2-6，取；所以對于鏈傳動取鏈傳動比，在鏈傳動比范圍內(nèi)，符合要求。五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)由參考文獻1，P:197得：1、各軸轉(zhuǎn)速n（r/min）設：減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為：2、各軸輸入功率P（kW）3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩

5、T（N）六、齒輪傳動的設計計算1、設計對象：（一）高速級錐齒輪傳動 （二）低速級圓柱斜齒輪傳動一、高速級錐齒輪傳動：1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用標準直齒錐齒輪傳動，壓力角取20°，軸交角。（2）齒輪精度由上面三電機選擇時確定為8級。（3）材料選擇：由參考文獻2P:191表10-1 ，選擇小錐齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS；大齒輪材料也為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS，二者硬度差為30HBS。（4）初選小齒輪齒數(shù)Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=3x20=60。2、按齒面接觸強度設計由參考文獻2 P:227計計算公式（10-26）進行試算，即1)

6、確定公式的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)已知小錐齒輪轉(zhuǎn)矩圓錐齒輪傳動的齒寬系數(shù):取常用值已知齒數(shù)比由參考文獻2P:201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由參考文獻2圖1021d)按齒面硬度查小錐齒輪的接觸疲勞強度極限大錐齒輪的接觸疲勞極限由參考文獻2式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 由參考文獻2圖1019查得取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1，由參考文獻2式（10-12）得可見大錐齒輪的許用接觸應力小。試算小錐齒輪的d1t，由計算公式，得2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度vm1。當量齒輪的齒寬系數(shù)d。錐距齒寬d=b/dm=31.60/53.58=0.5903）計算載荷

7、系數(shù)由參考文獻2表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，由于錐齒輪，需降低一級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)直齒圓錐齒輪的齒間載荷分配系數(shù)由參考文獻2表10-4用差值法查得軸承系數(shù)，因為是直齒錐齒輪，取。故載荷系數(shù)按實際載荷系數(shù)校正所算得的計算大端模數(shù)。取標準值m=3。3、校核齒根彎曲強度由參考文獻2 P:266式（10-24）1）確定公式中各計算數(shù)值計算載荷系數(shù) 由參考文獻2 圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S1.4,由參考文獻2式（10-12），得計算大小齒輪的值，加以比較：由分錐角和，可得當量齒數(shù)

8、為查取齒形系數(shù)由參考文獻2表10-5查得應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得 小齒輪的數(shù)值較大。2）代入數(shù)值計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，但由于按齒面接觸強度與齒根彎曲強度算的相差較大，保險起見可取由彎曲強度算得的模數(shù)擴大到，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。）代入數(shù)值計算計算分度圓直徑計算錐距R計算齒寬B取整平均分度圓直徑 4.計算各主要幾何尺寸列表備用名稱代號小錐齒輪大錐齒輪分錐角齒頂高ha齒根高hf分度圓直徑d60mm180mm平

9、均分度圓直徑齒頂圓直徑da齒根圓直徑df錐距R齒根角f頂錐角a根錐角f頂隙c分度圓齒厚s當量齒數(shù)Zv=21.08=189.73齒寬B二、低速級斜齒圓柱齒輪傳動1、選定齒輪類型、旋向、精度等級、材料及齒數(shù)1）按照給定的設計方案可知齒輪類型為斜齒圓柱齒輪；2）為盡量減少中間軸上的軸向力，即讓小斜齒輪的軸向力方向與大錐齒輪軸向力方向相反，故選小齒輪為左旋，則大齒輪為右旋；3）電動機為一般工作機，速度不高，選擇7級精度；4）材料選擇。由參考文獻2表10-1選取，小齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS，二者硬度差為30HBS；5）選小齒輪的齒數(shù)

10、為則大齒輪的齒數(shù)為 2、按齒面接觸強度設計按參考文獻2式（10-21）試算1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）已知小斜齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)（4）查參考文獻2圖10-26得端面重合度為所以，（5）齒數(shù)比（6）由參考文獻2P:201表10-6查得材料彈性影響系數(shù)（7）由參考文獻2圖10-30得區(qū)域系數(shù)（8）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限（9）由參考文獻2式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)（10）由參考文獻2圖10-19查得（11）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S1，由參考文獻2

11、式（10-12）有： 2）計算（1）計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b及模數(shù)m（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)K由參考文獻2表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8得由參考文獻2表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由參考文獻2表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)由，查參考文獻2圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)K校正速算的得分度圓直徑，由參考文獻2式（10-10a）得 （7）計算法面模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由參考文獻2式（10-17）1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）計算載荷系數(shù)K由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的

12、彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）查參考文獻2圖10-18得（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由參考文獻2式（10-12）得（4）根據(jù)縱向重合度，查參考文獻2圖10-28的螺旋角影響系數(shù)（5）計算當量齒數(shù)（6）查取齒形系數(shù)由參考文獻2表10-5查得（7）查取應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得（8）計算大、小齒輪的,并加以比較小齒輪數(shù)值大。2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取已可滿足彎曲強度。但為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有：，取，則4、計算幾何尺

13、寸1）計算中心距將中心距圓整為130mm。2）按圓整后的中心距修正螺旋角 誤差在5%以內(nèi)，螺旋角值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后，取5、計算所得結(jié)果匯總?cè)缦卤韨溆谩ＣQ符號小齒輪大齒輪螺旋角14°15法面模數(shù)mnmn=2mm端面模數(shù)mtmt= mn/cos=2.063法面壓力角20°分度圓直徑d齒頂高hamm齒根高hfmm齒頂圓直徑da齒根圓直徑df齒寬B七、鏈傳動設計鏈傳動傳遞功率： 傳動比（1），選擇鏈傳動齒數(shù)，取根據(jù)傳動比（2）確定計算功率 由參考文獻2P：178表9-6知，由參考文獻2P:179圖9-13知，

14、初選為單排鏈傳動。（3）選擇鏈條節(jié)數(shù)和中心距 根據(jù) 查參考文獻29-11可選20A1， 查表9-1 鏈節(jié)距P=31.75（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距取，相應的鏈長節(jié)數(shù)所以 取鏈長節(jié)數(shù)， 查機械設計表9-7 并用差值法得中心距系數(shù)取整a=995mm。(5)計算鏈速，確定潤滑方式， 由和鏈號20A1 查參考文獻2圖9-4 采用滴油潤滑(6)計算軸向力，有效圓周力為： 鏈輪水平布置時軸力系數(shù)則周向力為八、軸的設計計算(在本次設計中為減輕設計負擔，只進行低速軸的強度校核)由參考文獻2P：362表15-1選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBs，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，

15、許用彎曲應力=60MPa（一）高速軸的設計計算1、求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1，2、求作用在齒輪上的力因已知高速級小錐齒輪齒寬中點處的分度圓直徑為則3、初步確定軸的最小直徑根據(jù)參考文獻2表15-3，由于最小直徑處只受扭矩作用,取，根據(jù)P：370公式（15-2）于是得 考慮到這個軸上有兩個鍵槽，設計值要加大15%；由圖可知，軸最小直徑處與聯(lián)軸器相連，考慮到聯(lián)軸器是標準件，故取為了使聯(lián)軸器的孔徑與所選的軸直徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻2表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，并滿足電動機要求，因處于高速級，小功率，選取

16、彈性柱銷聯(lián)軸器，查參考文獻1表85，選取LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號：LX2聯(lián)軸器，其公稱扭矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度（其余尺寸按表中取值）。4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬訂軸上零件的裝配方案選用如下圖所示裝配方案小圓錐齒輪采用懸臂結(jié)構(gòu)，軸裝于套杯內(nèi)，一對圓錐滾子軸承支撐（正裝）。（）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度選取原則：定位軸肩的高度h=(0.070.1)d ,非定位軸肩高度一般取12mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩所以 處與滾動軸承配合，考慮到滾動軸承是標準件，內(nèi)徑為5的倍數(shù)，故取選取相應的軸承，因軸承同時受有徑向力和軸

17、向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參考工作要求，并根據(jù)，查參考文獻1 P：75表6，取基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為因此取同理， 取 （用于小錐齒輪的軸間定位） (考慮到套杯的尺寸)5、軸上零件的周向固定1)齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。I-II段平鍵，按,由參考文獻2表6-1查得平鍵的截面b=6mm，h=6mm，由該軸段長度取L =28mm 。VII-VIII段平鍵，按，由參考文獻2表6-1查得平鍵的截面b=6mm，h=6mm，由該軸段長度取L=22mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。2)滾動軸承與軸的周向定

18、位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。6、軸上倒角與圓角根據(jù)參考文獻2表15-2，取軸端倒角C1，各軸肩處的圓角半徑取C0.5。（二）中速軸的設計計算1、求輸入軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2,2、求作用在齒輪上的力大錐齒輪小斜齒輪3、初步確定軸的最小直徑因為選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得考慮到這根軸有一個鍵，設計值加大10%，又因為最小直徑處為兩端，因為與軸承相連，所以取=25mm。、軸的結(jié)構(gòu)設計（）擬定軸上零件的裝配方案因為考慮到小齒輪的尺寸限制，所以這根軸做成齒輪軸，具體結(jié)構(gòu)見圖。（）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 同時選取相應

19、的軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參考文獻1表6，取基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為 （要考慮軸的整體布置） （小斜齒輪部分數(shù)據(jù)） 5、軸上零件的周向固定1)齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。V-VI段采用普通平鍵聯(lián)接，按,由參考文獻2表6-1查得平鍵的截面，b=8mm，h=7mm，由該軸段長度取L=32mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。2)滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。6、軸上倒角與圓角根據(jù)參考文獻2表15-2，取軸端倒角C1，各軸肩處的圓

20、角半徑取C0.5。（三）低速軸的設計計算1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T，2、求作用在齒輪上的力因已知中速軸小斜齒輪的力已算出，則大斜齒輪上的力3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表參考文獻2公式15-3，取，于是得考慮到這根軸上有兩個鍵槽，設計值加大15%，又因為是低速軸扭矩最大，所以取4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬訂軸上零件的裝配方案選用如下圖所示裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求初步確定軸的各段直徑和長度 (滿足大斜齒輪軸向定位) （推薦值） (滿足小鏈輪的安裝)軸的I-II、V-VI處套有軸承，故同時選取此處的軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐

21、滾子軸承。參考文獻1表6，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309型號，其尺寸為d×D×T=45mm×100mm×27.25mm5、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從參考文獻1中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，查得a=21.3mm。因此， , , 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（1）受力簡圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出各截面的值列于下表。載荷水平面Z垂直面Y支反力F彎矩M總彎矩扭矩6、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常

22、只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度，根據(jù)式參考文獻2(15-5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻2表15-1查得。因此，故安全。7、軸上零件的周向固定1)齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。II-III段采用普通平鍵聯(lián)接，按,由參考文獻2表6-1查得平鍵的截面，b=16mm，h=10mm，由該軸段長度取L=40mm。VI-VII段采用普通平鍵聯(lián)接，按,由參考文獻2表6-1查得平鍵的截面，b=12mm，h=8mm，由該軸段長度取L=45mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。2)滾動

23、軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。8、軸上倒角與圓角根據(jù)參考文獻2表15-2，取軸端倒角C1，各軸肩處的圓角半徑取C0.5。九、滾動軸承的校核（一）高速軸上的軸承由軸的設計計算可知高速軸滾動軸承選用30205型圓錐滾子軸承，根據(jù)參考文獻1P：76表6-7查得 e=0.37 Y=1.6在設計高速軸的時候已經(jīng)算得由參考文獻2P：322表13-7得所以 由圖： 軸承2壓緊，軸承1放松 由參考文獻2書P:321表13-5查得：軸承運轉(zhuǎn)中有載荷穩(wěn)定，按參考文獻2書P：321表13-6查得，取滾動軸承當量動載荷 所以 計算軸承壽命：對于圓錐滾子軸承 只需校核受力大的軸承，

24、所以由此可見，軸承滿足壽命要求（二）中速軸上的軸承由軸的設計計算可知高速軸滾動軸承選用30305型圓錐滾子軸承，根據(jù)參考文獻1P：76表6-7查得 e=0.3 Y=2前面在設計中間軸的時候已經(jīng)算得由參考文獻2P：322表13-7得所以 由圖： 軸承2壓緊，軸承1放松 由參考文獻2書P:321表13-5查得：軸承運轉(zhuǎn)中有載荷穩(wěn)定，按參考文獻2書P：321表13-6查得滾動軸承當量動載荷所以：計算軸承壽命：對于圓錐滾子軸承， 只需校核受力大的軸承，所以由此可見，軸承滿足壽命要求（三）低速軸上的軸承由軸的設計計算可知高速軸滾動軸承選用30309型圓錐滾子軸承，根據(jù)參考文獻1P：76表6-7查得 e=

25、0.35 Y=1.7前面在設計中間軸的時候已經(jīng)算得由參考文獻2P：322表13-7得所以 由圖： 軸承2壓緊，軸承1放松 由參考文獻2書P:321表13-5查得：軸承運轉(zhuǎn)中載荷穩(wěn)定，按參考文獻2書P：321表13-6查得取滾動軸承當量動載荷,所以計算軸承壽命：對于圓錐滾子軸承 只需校核受力大的軸承，所以由此可見，軸承滿足壽命要求十、鍵的選擇及強度校核鍵、軸、輪轂材料都是鋼，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力，取。說明：本次全部選擇圓頭普通平鍵，由于鍵是標準件，其寬和高是按軸的直徑來取的。鍵的長度一般比連接的輪轂略小，自行取定。(一)高速軸上的鍵聯(lián)接1、與聯(lián)軸器相連處的普通圓頭平鍵：軸的按參考

26、文獻2表6-2由軸的設計計算可知所選平鍵為按參考文獻2公式6-1校核鍵連接強度的公式其中k=0.5h；l=L-b強度滿足，該鍵合理。2、與小錐齒輪相連處的普通圓頭平鍵：軸的按參考文獻2表6-2由軸的設計計算可知所選平鍵為校核鍵連接強度的公式其中k=0.5h；l=L-b強度滿足，該鍵合理。（二）中速軸上的鍵聯(lián)接與大錐齒輪相連處的普通圓頭平鍵：軸的按參考文獻2表6-2由軸的設計計算可知所選平鍵為校核鍵連接強度的公式其中k=0.5h；l=L-b強度滿足，該鍵合理。（三）低速軸上的鍵聯(lián)接1、與大斜齒輪相連處的普通圓頭平鍵：軸的按參考文獻2表6-2由軸的設計計算可知所選平鍵為校核鍵連接強度的公式其中k=

27、0.5h；l=L-b強度滿足，該鍵合理。2、與鏈輪相連處的普通圓頭平鍵：軸的按參考文獻2表6-2由軸的設計計算可知所選平鍵為校核鍵連接強度的公式其中k=0.5h；l=L-b強度滿足，該鍵合理。十一、箱體及附屬部件設計設計:參考參考文獻1表11（鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱蓋壁厚：，取，箱體凸緣厚度：箱座，箱蓋，箱底座加強肋厚度：箱座，箱蓋，地腳螺釘直徑：，取，型號為：螺栓GB578286 M1660 采用標準彈簧墊圈，型號：墊圈GB9387 18地腳螺釘數(shù)目：因，取軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：型號為：螺栓GB578286 M12115 采用標準彈簧墊圈，型號：墊圈GB9

28、387 14箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑： 型號為：螺栓GB578286 M840 采用標準彈簧墊圈，型號：墊圈GB9387 10螺栓間距觀察孔蓋螺釘直徑起重吊耳:采用吊耳環(huán)，見參考文獻1P116表11-3取尺寸d=b=15mm，R=18mm，e=15mm吊鉤：取尺寸K=34mm,H=27.2mm,h=13.6mm,r=5.7mm,b=15mm其余尺寸參見裝配圖。參照參考文獻1P89表7-9取油標管式游標。齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離：，取,齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離：，取窺視孔及視孔蓋，參照參考文獻1P:161表11-4取 通氣器用通氣塞，查參考文獻1表115，得以下數(shù)據(jù)：取，s=14，L=19，l=10，a=2 ，d1=4。啟蓋螺釘：型號為：螺栓GB578286 M620十二、潤滑與密封減速箱內(nèi)的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止腐蝕，降低噪聲。雖然高速軸上的大錐齒輪齒頂線速度大于2m/s，根據(jù)參考文獻2P: