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1、精选优质文档-倾情为你奉上*大学机械设计设计题目：带式输送机传动装置班级：*学号：*设计者：*指导老师：* 2010年5月目录一 设计任务书 3二 传动方案分析 4三 电动机的选择计算以及联轴器的选择 5四 确定总传动比和分配各级传动比 6五 传动装置的运动和动力参数 7六 传动零件的设计计算 8七 轴、键、轴承、的设计计算 20八 减速机机体的设计 36九 润滑与密封 38十 减速器附件的设计 38十一 设计总结 40十二 参考文献 40*大学工程学院机械设计课程设计任务书专业：* 班级：* 姓名：*设计题目：带式输送机传动装置设计参数：传动方案输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度v,(m
2、/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）（3）齿轮传动120.4360设计要求：1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定2） 输送带鼓轮的传动效率取为0.973） 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时设计内容：1） 装配图1张2） 零件图3张3） 设计说明书一份指导老师：*日期：2010-51、传动方案分析传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器工作机给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为12KN，运输带速度为0.4m/s，提升机鼓轮直径为360mm要求：工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时减速器类型选择：选用展开式方案分析：结构简单，但齿轮相对于轴承的位
3、置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。总体传动简图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。2、电动机的选择计算2.1电动机的选择计算 按工作条件和要求选用一般用途的Y系列三相异步电动机，卧式封闭。2.2电动机容量计算 电动机所需的工作效率为： 电动机功率;-工作机所需功率;工作机所需要功率为： 传动装置的总效率为： 按表2-3确定各部分效率：V带传动效率，滚动轴承传动效率，闭式齿轮传
4、动效率,联轴器效率，传动滚筒效率，则减速器传动的总效率： 所需电动机功率为： Pd=Pw=4.80.82=5.85kW选择的电动机的额定功率要略大于P，由Y系列三相异步电动机技术数据,选择电动机额定为7.5KW。2.3确定电动机转速 工作机转速： nw=601000vD=21.22r/min其中：V-输送带的速度（m/s） D-提升机鼓轮的直径（mm）电动机转速的可调范围：，其中：，取V带传动比：，二级圆柱齿轮减速器传动比：，总传动比的合理范围：，故电动机转速的可调范围：nd=inw=339.524244r/min。根据、，查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000
5、r/min，1500 r/min和3000r/min，由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，故不可取，而3000r/min价格高，转速高,也不可取。所以在1000 r/min与1500 r/min两种同步转速中选取，见下表：方案电动机型号额定功率（KW）同步转速n（r/min）满载转速n（r/min）1Y132M-47.515001440综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择Y132-4型封闭式三相异步电动机。其相关尺寸如下表：中心高H外形尺寸底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直 径 K轴 伸尺 寸DE键公称尺 寸Fh132515345315216178123880101323
6、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比为： i=nmnw=.22=67.86 取带传动比为i带=2.8，则圆柱直齿轮高级速传动比和低级速传动比的乘积为i1i2=67.862.8=24.24。因为i1=（1.31.5）i2，取i1=1.3i2，经计算得i1=5.62，i2=4.314.计算传动装置的运动及动力参数 计算各轴转速：轴：n1=nmn带=14402.8=514.29r/min 轴：n2=n1i1=514.295.62=91.51r/min轴：n3=n2i2=91.513.46=21.23r/min轴：n4=n3=21.23r/min计算各轴的输入功率：轴：P1=Pd01=7.5
7、0.97=7.2kW轴：P2=P112=7.20.990.96=6.84kW 轴：P3=P223=6.840.960.99=6.50kW 轴：P4=P334=6.500.990.99=6.37kW 计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩： Td=9550pdnm=49.74Nm轴：T1=Tdi带1=49.742.80.96=133.70Nm轴: T2=T1i112=133.705.620.990.96 =714.12Nm 轴：T3=T2i223=714.124.310.960.99 =2925.20Nm 轴：T4=T334=2925.200.990.99=2866.99N
8、m5.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表：轴名功率 P/KW转矩 T/Nm转速nr/min传动比i输入输出输入输出电机轴7.549.749602.8轴 7.2133.70514.29轴6.84714.1291.514.50轴6.502925.2021.233.46轴6.372866.9921.231三、传动零件的计算1.带传动的设计计算1.1确定计算功率由表8-7（P156,机械设计第八版 高等教育出版社）查得工作情况系数=1.3，故=7.5KW1.3=9.75kW1.2选择V带的带型 根据=9.75kW和小带轮转速nm=1440r/min查表可知，选用A型V带。1.3确定带轮基准直径并
9、验算带速v:（1）初选小带轮直径，小带轮直径=75mm,根据基准直径系列初选，初选dd1=118mm， （2）验算带速v: v=dd1nm60100=8.89m/s 因为5m/svF0min1.8计算压轴力Fp 压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin12=26 228.41sin164.22N=2714.90N由以上计算可得带的选择如下：带类型长度根数传动中心距带轮基准直径普通V带A型2240mm6根860.5mm118mm（主）335mm（从）2各齿轮的设计计算21高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数1）按已知图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送
10、机转速不太快，选用7级精度（GB1009588）。3）材料按表10-1选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS，取280HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。4）选小齿轮数，大齿轮齿数z2=i1z1=5.6224=134.88取1352按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行试算。(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=95.5105P1n1=95.51057.2514.29Nm =13.37104Nm由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系。由
11、图10-21d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10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60514.291 163008=11.85108 N2=N1i1=11.851085.62=2.11108由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95 KHN2=1.07。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10-12得 （2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；从课
12、本表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时；由，由图1013得；故载荷系数6）和的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得7）计算模数： 3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限； 2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比较。显然大齿轮的数值大。（2）设计计算
13、对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.19mm并就近圆整为标准值（第一系列），按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距(3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。22低速级减速齿轮设计1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按已知图示的传动方
14、案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机转速不太快，选用7级精度（GB1009588）。3）材料按表10-1选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS，取280HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。4）选小齿轮数，大齿轮齿数z2=i1z1=4.3130=129.3取1302按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行试算。(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=95.5105P2n2=95.51056.8491.51Nm =71.38104Nm由表10-7选取齿宽系数。由表
15、10-6查得材料的弹性影响系。由图10-21d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10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=6091.511163008=2.11108 N2=N1i1=2.111084.32=4.88107由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07 KHN2=1.12。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10-12得 （2）计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；
16、由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；从课本表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时；由，由图1013得；故载荷系数6）和的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 7）计算模数： 3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比
17、较。显然大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.19mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。四、轴、键、轴承的设计计算布置图如下（此图主要表现轴的形状
18、，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）1.输入轴的设计计算1.轴上的功率、转速和转矩。由电动机的选择可知：P1=Pd01=7.50.96=7.2kWT1=Tdi带1=49.742.80.96=133.70Nm2、求作用在齿轮上的力。 轴（高速级）的小齿轮的直径，有圆周力:径向力：在安装从动带轮处作用在轴上压轴力： 据经验值，取：3.初步确定轴的最小直径按教材机械设计式（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： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大： 这是安装V带轮处的轴的直径，为使其与V带轮相适合，取d1-2=31mm 4.轴的结
19、构设计计算 （1）拟定轴上零件的装配方案 （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V带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，取h=0.08d，故2-3段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故1-2段的长度应比轴配合的毂孔长度L=93mm略短，现取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由机械设计手册选型号为61908，得尺寸为。故，而3-4轴段的长度可取为，右端应用轴肩定位，取。 3）6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应
20、略大于7-8轴段的直径，可取，齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上6-7轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽，故选取6-7轴段的长度为。齿轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，取，而，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面的距离l=30mm，故取。 5）取齿轮距箱体内避之距离a=16mm，同时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s，s=8mm。故在轴的右端取。 6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长，
21、中间轴上小齿轮轮毂长，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，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 齿轮：键尺寸参数b*h=12mm*8mm,L=50mm，t=4mm； V带轮：键尺寸参数b*h=10mm*8mm,L=50mm，t=4mm。 参考教材表15-2，轴段左端倒角，右端倒角取。各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm。 （4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)
22、2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 计算转矩：（5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。 （6）校核键的连接强度 1）V带轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全 （7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载
23、荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。 2中间轴的设计计算 1.中间轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率，转速，转矩 2.作用在齿轮上的力 1）小齿轮 分度圆直径： 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力： 2）大齿轮 分度圆直径： 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力：3初步确定中间轴的最小直径 由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。根据表15-3，查得,取，于是得： 由于轴上必须开由
24、两各键槽，所以最小直径按13%增大： 4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据与之相配合的轴的直径的最小直径为55mm，有机械设计手册选型号61911，得尺寸。故。左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取，安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取。 2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为23mm,故取。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度h0.0
25、70.1d，则轴环处的直径。由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前面主动轴的计算，可以得到。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位、轴上的圆角和倒角尺寸齿轮与轴的周向定位均采用平键联接，查表6-1，得小齿轮：键尺寸参数b*h=20mm*12mm，L=80mm；大齿轮：键尺寸参数b*h=20mm*12mm，L=63mm。参考教材表15-2，轴段倒角取，各轴肩处的圆角半径为R=2.0mm（4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图： （注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所
26、在，故只示意表示。）2）计算支反力 水平支反力： , 垂直面支反力： , 计算弯矩水平面弯矩：垂直面弯矩：合成弯矩： 转矩： （5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O剖面处为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为： 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核键的连接强度 1）V带轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全。 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全。（7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算
27、寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。3从动轴的设计计算1.求输出轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率 ，转速，转矩。2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力：3.初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。根据表15-3，查得,取，于是得： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大：
28、直径安装联轴器，为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故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，于是：。 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为HL7,其公称转矩为6300 .半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（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，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=110mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴
29、器上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度略短一些，现取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由机械设计手册选型号为：61822，得其尺寸为。故，而5-6轴段长度可取为，左端应用轴肩定位，取。 3）1-2轴段右端用轴肩定位，为了便于2-3轴段齿轮的安装，该段直径应略大于1-2轴段的直径，可取。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽，故取2-3轴段的长度为。4)齿轮右端用轴肩定位，由此可确定3-4轴段的直径，取，而，取。在轴的左端，由前面的计算可得。同样可由前面
30、的计算得出。 5）轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器机轴承端盖的结构设计的、而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取。 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，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1，得 齿轮：键尺寸参数b*h=32mm*18mm,L=80mm； 联轴器：键尺寸参数b*h=25mm*14mm,L=80mm。（平头平键） 参考教材表15-2，轴段倒角取，各轴肩处的圆角半径为R=2.0mm。（4）轴的受力分析，取齿轮宽中间点为力的作用点 1）根据轴所受的支反力，作
31、出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：（注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。） 2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩： 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 计算转矩：（5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核键的连接强度 1）联轴器的键： 查表6-2得，。故强度足够，
32、键校核安全 2）齿轮的键： 查表6-2得，。故强度足够，键校核安全（7）校核轴承的寿命 1）校核轴承A和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为： 2）校核轴承B和计算寿命 径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。 该轴承寿命为：。五、减速机机体的设计计算通常用HT200 灰铸铁铸造而成，低速级圆柱齿轮传动的中心距a295.75 mm。1箱座壁厚，2箱盖壁厚3箱座凸缘厚度4箱盖凸缘厚度5箱座底凸缘厚度6地底螺钉直径，取M247地底螺钉数目8轴承旁联接螺栓直径 ，取M189箱盖与箱座联接螺栓直径 取M1210联接螺栓的间距
33、12窥视孔盖螺钉直径,取M813定位销直径14，至外箱壁距离15轴承旁凸台半径16凸台高度 17箱体外壁至轴承座端面距离19大齿轮齿顶圆与内箱壁距离 20齿轮端面与内箱壁距离21箱盖，箱座筋厚 ， 22轴承端盖外径 23轴承旁联接螺栓距离24箱底至箱底内壁的距离25减速器中心高26箱体内壁至轴承座孔端面的距离27轴承端盖凸缘厚度28轴承端面至箱体内壁的距离29旋转零件间的轴向距离30齿轮顶圆至轴表面的距离六、润滑与密封 1润滑方式的选择 在减速器中，有效的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声等作用，保证了减速器的正常工作及其寿命。 2润
34、滑剂的选择 计算齿轮圆周速度： 由于齿轮的圆周速度均小于12m/s，可以将箱体内最大的齿轮轮齿侵入油池中进行侵油润滑。各个齿轮速度均小于2m/s，考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承采用脂润滑。由于该减速器是一班齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN-2润滑油。3.密封方式的选择输入轴和输出轴得外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因轴的表面圆周速度小于35m/s，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈
35、油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，价格低廉。 七减速器附件的设计 1.窥视孔盖和窥视孔由于减速器属于中小型，查表可确定其尺寸如下检查孔尺寸（mm）检查孔盖尺寸（mm）bLb1L1b2L2R孔径d4孔数n6812010015084135563542.放油螺塞=dD0LhbDSed1HM18*152527153282124.215.823.游标为了确定油度位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.通气孔由查表确定尺寸如下：dDD1SLIad1M2*153025.4222815465.启盖螺钉为了便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹要高出凸缘厚度，螺钉端部成圆柱形。6定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=（0.70.8）d2，d2为凸缘上螺栓直径，长度于分箱面凸缘总厚度。7.环首螺钉、吊环和吊钩：dd1Dd2h1Ihr1ra1d3abD2h2d1