1、精品資料推薦機械基礎課程設計說明書題目名稱：皮帶運輸機械傳動裝置5豳工程及a孰學號班級:學生姓名:指導教師姓名：期:評定成績：11機電工程系機械基礎課程設計說明書指導教師評語從課程設計工作態度、工作量，說明書結構、數據處理、論點論據、圖表和格式，圖紙質量及存在不足的綜合評語：指導教師評閱成績（按五級評分）指導教師：（簽名）年 月日設計任務書擬定傳動方案電動機的選擇八、目錄計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數計算V帶傳動設計齒輪傳送設計及潤滑設計軸的結構設計和強度計算滾動軸承的壽命計算、潤滑密封設計聯軸器類型及型號的選擇 、普通平鍵連接設及校核計算十二、減速器附件的

2、選擇 十三、潤滑與密封 十四、設計小結 十五、參考資料-、設計任務原始數據：所設計的為二級齒輪減速器，最大有效應力F=8600N.速率:V=0.22m/s。圓筒直徑 D=320mm。1'完成減速器裝配草圖一張（手繪）2、工作圖：正是減速器裝配圖一張、軸和齒輪零件圖兩張（CAD繪制）3、編寫設計說明書一份二、電動機設計步驟傳動裝置整體設計方案：本人設計數據：電動機最大有效應力 F=8600N。速率:V=0.22m/s。圓筒直徑：D=320mm。1'外傳動機構為聯軸傳動2、減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。3、該方案的優缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩、傳動準確可靠、徑向尺寸小、結構

3、緊湊、重量輕、節約材料。軸向尺寸大，要 求 良機傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪侵油 深度可以大 致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大，高級齒輪 的承載能力不能充分 利用，中間軸承潤滑困難，中間軸較長，剛度差，不僅能有一個輸入和 輸出端，限制了傳動布置的靈活 性，原動機部分為丫型，封閉式結構， 三相籠型異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求， 適應工作條件，工作可靠，此外還結構簡單，尺寸緊湊，成本低傳動率 高。三、電動機的選擇1'選擇電動機類型根據工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構丫型,電壓380V。2、選擇電動機容量電動機所需工作效率為：Pd=

4、亞kwnaPw= FV kw=1 .89kw 1000 XnPd= Pw=i.89x .n a=0.96X 0.984 X 0.972 X 0.96X 0.99=0.79nana所以:Pd=1.89/0.79=2.4kw因載荷平穩，電動機核定功率Pw只需稍大于Pd即可，根據表12-1選取 Pw=3kw。3、輸送機卷筒軸的轉速：60X1000V - A / /、nw= =13.14 (r/min) n D按表1推薦的傳動合理范圍取V帶傳動的傳動比ii=24,二級圓柱 齒輪 減速器的傳動比i2=840,貝口總傳動比合理范圍ia=16160,故電動機轉 速可選范圍為:ia二鳥 na=n wia=13

5、.14X( 16-160) =210-2100 %(r/min)符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500、和3000r/min。綜合考慮電動機的傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動減速器的傳動比，因此選定電動機的型號Y132S.6,其性能：電動機型號額定功率kw滿載轉速r/minY132S-63960堵轉轉據最大轉矩質量kg額定轉矩額定轉矩2.02.063四、計算傳動裝置的總傳動比i總并分配傳動比1、總傳動比i總二匹J60=73.06nw 16.042、分配傳動比i總二iv , i劍，V帶適合的傳動比"24,取iv=2.8。(i 減=26.09 ), i 減=1 1 齒，i2

6、齒。 iv按展開式布置'h齒.(1.31.5) i2齒.取ii齒=6.5i2齒，可計算出i2齒=3.92,卜齒=26.09/6.5=4.01五、計算傳動裝置的運動和動力參數1'各軸轉速：I 軸： n 1 =門電二 =342.86 (r/min) iv 960/2.8I 軸：n1： ='1 =52,75 ( r/min) h齒皿軸：nm =n =13.15 (r/min) i2齒卷筒軸：m : =nm=13.15 (r/min)2、各軸輸入功率：I 軸 Pi = 2.4 Xn v 帶=0.96(kw)U 軸 Pz= Pi Xn 軸承 Xn i 齒=2.304x 0.98X

7、 0.97 2.19 (kw) 皿軸 P3= P2X11 軸承 Xn 2 齒=2.19X 0.97 X 0.98= 2.08 (kw) 卷筒軸：P4= 2.08X 0.98X 0.99= 2.02 (kw) 1.各軸輸出功率的計算軸-_.U 軸 -一二111軸一 匚- 卷筒軸口;E-3、各軸轉矩：I 軸 Ti= 9550X E =64.176 (Nm) niII軸 T2 =9550X p =396.57 (Nm) n皿軸 丁3= 9550X 迪=1511.56 (Nm)16.042卷筒軸：T4 = 9550XAA=1466.52 (Nm)16.04電動機軸:T=9550X 空=23.875 (

8、Nm)將上述計算結果統計如下表，方便查找項目電動機I軸n軸皿軸卷筒軸轉速(r/min)960342.8652.7513.1513.15功率P (kw)2.42.262.152.041.98轉矩T(Nm)23.87562.89388.641481.331437.19六、V帶傳動設計1、計算Pc,選擇膠帶型號：長期連續工作，工作時間16小時。由表13-8查得：Ka=1.2Pc=Ka P=12X 3=3.6 (kw)由 Pc=3.6kw , ni=n 電=960 (r/min)查圖 13-15 得：采用 A 型膠帶2 '確定帶輪直徑ch和ch取 di=100mm, d2=i?d«1

9、£ )=2.8x 100X (1 0.02)=274mm取 d2=280mmv= n di m/(60 X 1000)= nX 960X 100/(60X 1000)= 5.03(m(5)在525m/s范圍內3、確定中心距，帶長，驗算包角。0.7 (di+d2)< a <2 (di+d2)0.7 (di+d2) = 0.7X(100+280)=196,2 (d 什 d2) =760精品資料推薦a= (196+760)/2=478mm,取口 = 500mm初算帶長：Lo=2 a + n ( d+d2 ) +烏若=1000+ nx 380+ 儂"=1613mm200

10、0查表 13-2： Ld=1600Kl=0.99實際中心距：aa+&±?500+"s =493.5mm22驗算包角：a =180。- X 57.3=159>12Oo493.54、求V帶根數：Z = pc ，由 小=960 (r/min) d=100mm,得 Po=0.95kw 代。+ 生。)Ka?Kci =花=劈=2 86由表13-5俎皿1 2 kw由表13-5得,包角系數(=0.95(0.95 + 0.11)x0.95x0.99, 取Z =4根5、確定預拉力和作用在軸上的力：由表 13-1 查 q 值：q=0.1kg/m2 500Pc/2.5 A 2 500

11、 295、/ 2.5 A 門Fo =( 1) +qv2 =X 1) +0.1 石.032Zv Ka3 X5.030.95=97.7X 1.63+2.53=148NFq = 2ZFttsiny = 2x4x43； xrinA- = 1172J12精品資料推薦玄6Gi-I-APAXKAXICL(一)高速級齒輪傳動的設計計算 七、齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及速度的限制，故大小齒輪都選用直齒輪(1) 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為小齒輪為280HBs取小齒齒數乙=24高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒為240HBS乙=X 乙=6.5 X 24=1

12、56 取 乙=24.齒輪精度按GB/T10095 - 1998，選擇7級，齒根噴丸強化。2.初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計 3：2KtTi U 1 (Z H Z E)2dit1y q h)確定各參數的值：試選Kt=1.6查課本P2I5圖10-30選取區域系數Z H =2.433由課本 P214 圖 10-2610.7820.82貝 y 0.78 0.82 1.6由課本P202公式1 0-1 3計算應力值環數N =60nj Lh=60 X 342.86 X 1 X( 2X 8X 300X 6)=5925 X 109hN2 =0.9115 X 108h6 ,齒輪的設計查課本 p203

13、1 0-19 圖得：K 1=0.90 K 2=1.021齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1 %，安全系數S=1，應用P202公式,1 0-1 2得:-Ji=Ai=°.9O x 600=540 MpaJ= _3.02乂55。=561，羽許用接觸應力h( hi H) 2) /2 (540 561)/2 550.5MPa 查課本由？98表10-6得：ZE=189.8MPa由 P201 表 10-7 得：d=1T=95.5 X 105x r 5=95.5 X 105X 2.304/342.86=6418X 104N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d 1t3 i：2Kt u 1 ZHZE 2J

14、 (-7)V dU H I4產1.6 6.418 1075 (2.433 189,8)2 4659mm計 算圓周 速度I 1 1.656,5550.50.836m/s60 1000ditm60 1000計算載荷系數使用系數Ka= 1根據v 0.836m/s,7級精度，查課本由表1 0-8得動載系數n=1.05,查課本由P儂表10-4得的計算公式：Kh =1.120.18(1 0.6d2)d2 +0.23 X 10 3X b=1.12+0.18(1+0.61)X 1+0.23X 10 3X 49.53=1.417查課本由P195表10-13得:K F =1.45查課本由Pl93表1 0-3得：K

15、 H=Kf =1故載荷系數:K =心 K KhKh=1 X 1.05X 1 X 1.417=1.49 按實際載荷系數 校正所算得的分度圓直徑3di=dit.=46.49mm 計算模數 rrin=di mn乙46.49241.96mm4 ,齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式確定公式內各計算數值小齒輪傳遞的轉矩7 = 64.18 kN-m確定齒數z因為是硬齒面，故取 Z- = 24, z； = i 二 Z-= 6.5X 24= 156 載荷系數KK = K& K K 七 KA=1 X 1.05X 1 X 1.45= 1.58 查取齒形系數丫 士和應力校正系數丫上查課本由R97表10-

16、5得：齒形系數丫亡=2.592 丫亡=2.14應力校正系數丫匯二1.596 Y±二1.83計算大小齒輪的Yf fs安全系數由表查得Sy=1.4查課本由P204表10-20C得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF1 500MPa大齒輪FF2 380MPa查課本由p例表10-18得彎曲疲勞壽命系數：©1 =0.83 K fn2=0.88取彎曲疲勞安全系數S=1.4KFN 1 FF1中=T”296.43F2 =Sn2ff2 238.86YfFsiYFzFs2f20.013960.016395大齒輪的數值大.選用.(2)設計計算(1 )計算模數2 1.782 6.418 1 04 0.01

17、64mn I1 242mm 1.57 mm取近圓整m=2.0mm取乙=24那么 72=6.5X 24=156(2) 幾何尺寸計算計算中心距a= $型=180 mm2計算齒輪寬度B= di 1 48mm 48mm圓整的 B250Bi55(二) 低速級齒輪傳動的設計計算材料：低速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為小齒輪280HBs取小齒齒數乙=24速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz 2 =4.01 X 24=96.24 圓整取 z2=97.齒輪精度按GB/T10095 - 1998，選擇7級，齒根噴丸強化按齒面接觸強度設計1 .確定公式內的各計算數值試選Kt=1.3 查課本

18、由P25圖10-30選取區域系數Zh =2.45 試選12。,查課本由P"4圖10-26查得1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71應力循環次數Ni=60X n2XjX L=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=0.9115 X 1088N2 = n %"0.2273 X 1082.33由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K hni=1 .22K hn2= 1.14查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiimi 600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlimi 550MPa取失效概率為1

19、%,安全系數s=1，則接觸疲勞許用應力732 MPaHN 1 H Iim1 122 6001 -Sh2= Khn2 3=1.14X 550/1=627 MPa查課本由PI98表10-6查材料的彈性影響系數Ze=1 89.8MP選取齒寬系數d 1T=95.5 X 105XP2/n2=95.5X 105X 2.19/52.75=39.6 X 104N.m3 dn 2.32 (I)2 89.36mmV d U h2. 計算圓周速度日勺36 52m/s60 1000750.247d n1t 260 10003. 計算齒寬b=dd it= 1 X 89.36=89.36mm4. 計算齒寬與齒高之比、模數

20、 2七二蟲3.723mm、乙齒高 h=2.25 X mk =2.25 X 3.723=8.38 mmbh =89.36/8.38=10.666 .計算載荷系數K使用系數Ka=1同高速齒輪的設計，查表選取各數值Kv=1.06 Kf =1.35 Kh=Kf =1故載荷系數K= KaKvKhKh =1 X 1.06X 1 X 1.426=1.5127 .按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑1 ，C 5di=ditKKt =89.36 X、 93.975mm1.3計算模數mn d1型照3.916mm z-i 24精品資料推薦2K YfYsa f確定公式內各計算數值(1)計算小齒輪傳遞的轉矩丁:39.6

21、kN m(8) 計算大小齒輪的 勒*f查課本由P204圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強度極限FE1 500MPaFE2380MPa2查課本由P202圖1 0-1 8得彎曲疲勞壽命系數fi=oaKfni =0.97 Kfn2=0.96 S=1.40,97 500346.43MPa1.4=。2 FF2 日2 s260.57MPa1.4計算大小齒輪的音并加以比較YFaF Sa1卜10.01189YFa2F Sa20.01486【F】2大齒輪的數值大，選用大齒輪的尺寸設計計算八、計算模數3 九1 m> 格十 308mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面

22、模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數，取m =3.5mm乙=d/m=93.975/3.5=26 85取乙=27z2=4.01 X 27=108互質取 z2=109十、初算主要尺寸4分度圓直徑：d仁z1*m=27*3.5=94.5mm十二、d2=z2*m=109*3.5=381.5mm計算中心距 a= ( d1+d2) /2=238mm計算齒輪寬度b ddi 1 94.5 94.5mm圓整后取 Bi 100mmB2 95mm十三、軸的結構設計和強度計算1、確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，熱處理。由口軸傳遞的功率估算口軸的最小直徑：dmin> “；C=126, 120,

23、112 口軸：nn =52.75rpm Pn=2.19kw T n=388640Nmm dmin=120 x 3-41.5mm , 取 dmin= 45mmV 62.87同理：I 軸 d ic?八;-=1261*=23.78mm，考慮到聯軸器，n i鍵槽的影響。取di=26mm川軸：& > c?3： =60.75mm，取 dm=65mm2、初選軸承I軸選軸承為6307n軸選軸承為6308川軸選軸承為6215 ：3、確定軸上零件的位置及固定方式I軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑相近，將高速軸取為齒輪軸，適用 深溝球軸承承載，一觸端連接電動機，采用彈性 柱銷聯軸器。H軸：高速級采用實心

24、齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸間固定，由于低速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將低速軸取為齒輪軸，下端用套筒固定，使用深溝球軸承承載。川軸：采用實心齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸間固定，使用深 溝球軸承承載。5、傳動軸總體設計結構圖缸 十一以 十 Q Fr72 丁 43.32_IABCQ6、7、 （從動軸）8、911( 中間釉）1213、主動 軸）14、軸的校核計算II軸強度計算校核軸的強度校核從動軸的載荷分析圖：由前面選定II軸的材料為45鋼，表面淬火，有機械設計基礎表14-1查得，抗拉強度C h=735Mpa藝b計算齒輪上受力K=160mm , L1=69, L2=214作用在齒輪上的圓周

25、力Ft=8225.8N，徑向力F=2993.72N ,不考慮軸向力。a、求垂直面的支撐力F2V =八八=1656.42"，Fiv=F- F2V=984.41N L1+L2b、求水平面的支反力Fih=4658.34NF2H=2678.64N。C、 F力在支點產生的反力根據力矩平衡計算得 F?KF/、=5062.12N, F2f=F+F 彳卜=2687.64N L1+L2d、垂直面的彎矩Mav=F2v L1 =137N m, Mav=Fw L2=533 N me、水平面的彎矩M aH=FiH L2=1138.5N m, MaH=F2H L1 =567N mM2f=F K=1744N m齒

26、輪截面產生的彎矩MaF=FiF L2=8466 X 0.1375=1164N mg、求合成彎矩考慮到最不利的情況，把 MaF與一 2 2-直接相加 jMav+ModMa= -22-+MaF= 1372 1801232 1164 520426N ? mVMav+M aHh、求軸傳遞的轉矩T=Ft d4 =16560 X 438=1481330N m 226. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據片2吁4=196 2 552(1 311 35)2 1 0.162MPa W 0.1 27465 前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表 15-1 得口=60MPaca < l此軸合理安全7. 精確校核

27、軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A, n, m ,b只受扭矩作用。所以a n m B無需校核.從應力集中對 軸的疲勞強度的影響來看，截面W和叫處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大.截面W的應 力集中的影響和截面叫的相近，但是截面W不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大，但是應 力集中不大，而且這里的直徑最大，故C截面也不必做強度校核，截面 W和V顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而，該軸只需膠合截面叫左右兩側需驗證即可. .截面叫左側。 抗彎系數w=生心q .竺也S "沏3加 32

28、 2d2A952$x9(95A9)= 159501 42ffl/w? 2x95抗扭系數/rd' ht(d 3.14x95, 16 Id16520429”彎曲應力： (y = 一=GW 7537 L5Q.八 1532690,6 OE 尸rr扭轉應力- r二二耳，百09 Mpr = r =Wr 15950L42軸的材料為45鋼。調質處理。由課本P355表15-1查得：B640MPa因 £2。0.04d 50經插入后得2.011 275MPa Ti 155MPad7dt=1.45軸性系數為q 0.82q =0.85K=1+q(1)=1.828K =1 +q ( t-1 ) = 1.

29、383所以0.710.760.92綜合系數為：11.828 1/ -4-' 111 =? RR0JI 0.92k 11.3831丫- - L+ -1 + 1 = 0.9510760.92碳鋼的特性系數0.1 0.2取0.10.050.1 取 0.05精品資料推薦安全系數SeaS=114.95K a a mS 1-28.76及atmSe- 14.93 > S=1.4所以它是安全的ea S2 S2截面w右側抗彎系數W=o.1 d3= 0.1 503=1250。抗扭系數Wt =0.2d 3 =0.2 503 =25 o 00截面W左側的彎矩M為M=133560截面W上的扭矩T3為 T3

30、=295截面上的彎曲應力13356010.R8125003截面上的扭轉應力丁3=型駟1180Wt 25000K= 12.765K =1 2.163 所以 067綜合系數為：。-820.92K=2.8 K =1.62碳鋼的特性系數0.1 0.2 取 0.1安全系數Sea“5°取605S=11.54.8Sca ,SS 2.48 > S=1.5所以它是安全的;s2 s2九、滾動軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是深 溝球軸承，I軸6307 對，口軸6308 一對，川軸選用6215 對 壽命計算:A、I軸1、查機械設計課程設計表6-1得，得深溝球軸承6307Cr=3

31、3.2KN , C Fo=19.2KN2、查機械設計得 fP=1.0 , ft=1.0 , £ =3 , a = 20計算軸承反力及當量動載荷軸承所受的總載荷F*=2T=2八 KN=3.12KNFr=Ft - tan a=3.9 xtan20 KN=1.42KN 3.取軸承預期壽命Lh=9600h軸承實際壽命:=20582h所以滿足 軸承6307安全，合格B.軸H 1、查機械設計課程設計表 6-1得，得深溝球軸承6308Cr=40.8KN，C ro=24.OKN2、查機械設計得X=1 , 丫=0 , fp=1.0 , ft=1.0，& =3 , a = 20計算軸承反力及當量

32、動載 荷軸承所受的總載荷 _2Ft= 2£08X1O kn =17.95KN d 90Fr=Ft , tan a=i7.95 xtan20 KN=6.26KN由于基本只受軸向載荷，說以當量動載荷：P=XF+YFa=6.26KN4.取軸承預期壽命Lh=9600h基本額定動載荷G二比竺去=6.26加型空竺00° =28.16KN ft 106106 由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：6308安全，C.軸川1、查機械設計課程設計表6-1得，得深溝球軸承6215Cr=66.0KN , Cro=49.5KN2、查機械設計得X=1 , Y=0 , fp=1.0, ft=1.0 &a

33、mp; =3, a=20計算軸承反力及當量動載荷軸承所受的總載荷2Ft= 2T 223627.X10 KN =16.56KNd 438Fr=Ft - tan a = 16.56 >an20 KN=6.03KN由于基本只受軸向載荷，說以當量動載荷：P=XFr+YFa=6.03KN3.取軸承預期壽命Lh=9600h基本額定動載荷小 fpP60n?LhJ'60X31.05X100000=T 忖=6°3 x 10J5.98KN.由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：6215安全。十、聯軸器類型及型號的選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟問 題，選用彈

34、性套柱銷聯軸器。1 .減速器進口端Tn =2.388 X 105N m選用LT7型彈性套柱銷聯軸器，采用Ji型軸孔，孔直徑45-50mm，選d=45mm，軸孔長度為L=142mmo2 .為減速器的出口端T皿=1.437 X 1選用矩形牙嵌式離合器，A型鍵，軸孔直徑d=80mm，軸孔長度 L=172mm十一、普通平鍵連接設及校核計算1 .鍵類型的選擇選擇45號鋼，其需用擠壓應力a P=1 OOMpaI軸右端連接彈性聯軸器，鍵槽部分的軸徑為45mm，軸段長84mm，所以選擇普通平鍵鍵b=10mm，h=8mm，L=56mm。軸軸段長為48mm，軸徑為54mm，所以選擇普通平鍵鍵b=16mm , h=

35、10mm , L=45mm川軸軸段長為68mm，軸徑為84mm，所以選擇普通平鍵鍵b=22mm , h=14mm , L=90mm。右端連接凸緣聯軸器，鍵槽部分的軸徑為75mm，軸段長142mm，所以選擇普通平鍵鍵b=20mm , h=12mm , L=100mm 02 .鍵類型的校核T=62.89N - m,則強度足夠，合格軸T=388.64N - m,則強度足夠，合格2Tdlk2T2 62.89 1034 46 302 388.64 105 29 55322.79MPa P97.5MPa< aP川軸T=1481.33N - m,2T2 1481.33 1037 68 8077.8MP

36、a < apT=1481.33N化 zf隹So3365M94”5MPa三珀則強度足夠，合格，均在可適用范圍 十二、減速器附件的選擇 箱體設計略稱符號氓計原則箱*.610o. IJ25J+3>-8箱蠱壁厚611001 92a-+3 ”8凸操厚度b151 5Abl151,551屏M£箱廉肋厚n»200. SS fi地螺trdrM2 4Ox iiSbfl+12nb軸承瘴聯攫蠅栓直客ai毗Ck 75 df苛座、箱蓋聯按螳栓直徑尺寸d2Ml 2(0, 5-0. b) df連接幌栓的15U15O-20U柚承蓋螺釘直普diML2(it 4-0. 5) df現察孔蓋螺釘llll

37、.MSi a, 3-o. i) dr了他銷直徨dH±4in(0. ?-0. fl) d2Cl>-Clain41八3至外箱壁距高Cl42至凸土冢蜩呃需C2LbC2>-C2ntn葡休外壁老勉7ft蓋座端方的柜iiC1+ C2+(5H10)s祇端蓋外徑D21S514518«軻承瘠理接曙險世禺S120 H5 18(1注釋:a取低速級中心距，a=238.752、附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪，軸，軸承組合和 箱體的結構設 計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤 滑油池注油，排油，檢查油 面高度，加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座得精確定位，吊裝等輔助零件和部 件的合理

38、選擇和設計。名稱規格或 參數作用窺視孔視孔蓋140X120為檢查傳動零件的齒合情況，并向箱內注入潤滑油，應在箱體適當 位置設置檢查孔，圖中檢查孔設在箱蓋頂部，能直接觀察到齒輪齒 合部位處，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上，材料Q235軸承蓋凸緣是軸承蓋， 六角螺 栓(M12)固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋 封閉，軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種，米用凸緣式軸承蓋，利用六 角螺栓固定在箱體上，外伸軸處得軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝 置，材料為HT200.定位銷M9X38為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在 加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上裝定

39、位銷，中采用的兩 個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯接凸緣上，對稱箱體應呈對 稱布置，以免錯裝，材料為 45號鋼油面指示器游標尺M20檢查減速器內油池油面圖度，經常保持油池內有適量的油，一般在 箱體便于觀察，油面較穩定的部位，裝設油面指不器，選用有氣 孔的桿式油標。油塞M18X1.5換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開 設放油孔，平時有螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體結合面間應加防 漏用的墊圈(耐油橡膠)。材料Q235起蓋螺釘M18X30為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或者密 封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密而難以開蓋，為此常在箱蓋連 接凸緣的適當位置，加工一個螺孔，嵌入起箱用的圓柱端或平端的 起箱螺釘，旋動起箱螺釘便可將上蓋頂起。起吊裝置吊耳為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑18十三、潤滑與密封1 .潤滑 本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當的油 溝把油 引入各軸承中。(3)、