二級減速器機械設計課程設計說書

1、機械設計課程設計設計題目: 鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設計內(nèi)裝：1. 機械設計課程設計任務書 2. 草圖 1 張3. 展開式兩級圓柱齒輪減速器裝配圖 1 張 4. 低速軸零件圖 1 張 5. 低速軸大齒輪零件圖 1 張 6. 機械設計課程設計說明書 1 份 機械 工程學院 0111134班 設 計 者： 學號： 指導教師： 金曉怡 完成日期： 2015年1月22日 成績： 上 海 工 程 技 術 大 學目錄一.設計任務書1二.傳動系統(tǒng)方案的總體設計12.1輸送機傳動系統(tǒng)方案12.1.1電動機的選擇12.1.2選擇電動機類型12.1.3電動機功率的確定22.1.4確定電動機轉速22.2傳

2、動比的分配32.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)32.3.1各軸的轉速32.3.2各軸的輸入功率42.3.3各軸的輸入轉矩42.3.4整理列表5三.V帶傳動的設計53.1V帶的基本參數(shù)53.2帶輪結構的設計8四.齒輪的設計84.1高速齒輪傳動設計84.1.1齒輪的類型84.1.2按齒面接觸強度設計94.1.3按齒輪彎曲強度設計計算114.1.4驗算134.1.5主要設計結論134.2低速級齒輪傳動設計144.2.1齒輪的類型144.2.2按齒面接觸強度設計154.2.3按齒根彎曲強度設計164.2.4驗算184.2.5主要設計結論19五.軸與鍵的設計195.1高速軸與鍵的設計205.2中間軸與鍵

3、的設計205.3低速軸與鍵的設計225.4減速器各軸所用軸承代號23六.軸的強度校核236.1高速軸校核236.2中間軸校核266.3低速軸校核30七.軸承的校核337.1高數(shù)軸承校核337.2中間軸承校核367.3低速軸承校核38八.鍵的校核418.1高速軸上鍵校核418.2中間軸上鍵校核428.3低速軸上鍵校核43九.減速器的潤滑與密封44十.減速器箱體及其附件44十一.資料索引47設計內(nèi)容說明及及計算結果一. 設計任務書二. 傳動系統(tǒng)方案的總體設計2.1 輸送機傳動系統(tǒng)方案2.1.1 電動機的選擇2.1.2 選擇電動機類型2.1.3 電動機功率的確定2.1.4 確定電動機轉速2.2 傳動

4、比的分配2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)2.3.1 各軸的轉速 2.3.2 各軸的輸入功率2.3.3 各軸的輸入轉矩2.3.4 整理列表三. V帶傳動的設計3.1 V帶的基本參數(shù)3.2 帶輪結構的設計四. 齒輪的設計4.1 高速齒輪傳動設計4.1.1 齒輪的類型4.1.2 按齒面接觸強度設計4.1.3 按齒輪彎曲強度設計計算4.1.4 驗算4.1.5 主要設計結論4.2 低速級齒輪傳動設計4.2.1 齒輪的類型4.2.2 按齒面接觸強度設計4.2.3 按齒根彎曲強度設計4.2.4 驗算4.2.5 主要設計結論五. 軸與鍵的設計5.1 高速軸與鍵的設計5.2 中間軸與鍵的設計5.3 低速軸與

5、鍵的設計5.4 減速器各軸所用軸承代號六. 軸的強度校核6.1 高速軸校核6.2 中間軸校核6.3 低速軸校核七. 軸承的校核7.1 高數(shù)軸承校核7.2 中間軸承校核7.3 低速軸承校核八. 鍵的校核8.1 高速軸上鍵校核8.2 中間軸上鍵校核8.3 低速軸上鍵校核九. 減速器的潤滑與密封十. 減速器箱體及其附件十一. 資料索引l 設計題目 鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設計l 輸送帶速度V 0.84 m/sl 鼓輪直徑D 355 mml 鼓輪軸所需扭矩T 660 N.ml 使用年限 6 年l 工作條件：雙班制工作，連續(xù)單向運轉，有輕微振動，室內(nèi)工作，有粉塵。小批量生產(chǎn)，底座（為傳動裝置的

6、獨立底座）采用型鋼焊接。本設計采用二級展開式圓柱齒輪作為傳動系統(tǒng)，如下圖所示按設計任務書要求，選用Y型三相異步電動機，該型號電機可以直接接入三相交流電網(wǎng)，壽命長，運轉平穩(wěn)，使用維修方便，而且體積小，重量輕，價格便宜。F=2T/D=2*660/0.355=3718.3N鼓輪軸的輸出功率：PW=Fv/1000=3718.3*0.84/1000=3.12kw傳動裝置總效率：所需電動機功率：因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，查課程設計表20-1選取電動機額定功率為4kw。根據(jù)課程設計表2-1和表2-2：兩級圓柱齒輪傳動比范圍：i剪=860 V帶的傳動比：i帶=24得總推薦傳動比：所以電動機實

7、際轉速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。綜合考慮為使傳動裝置機構緊湊，選用同步轉速1500r/min的電機。型號為Y112M-4，滿載轉速總傳動比分配轉動比：為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.4，取則： 1軸 2軸 3軸 滾筒軸 1軸 2軸 ：3軸 ：卷筒軸 電機軸 1軸 2軸 3軸 滾筒軸 軸名功率轉矩T轉速電機軸424.34144013.4969.4448023

8、.35256.6124.6833.22678.2345.34滾筒軸3.151663.7645.341、確定計算功率：已知：；查機械設計表8-8得：則：2、選取V帶型號：根據(jù)、查機械設計圖8-11選用A型V帶3、確定大、小帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪的基準直徑：(機械設計表8-7和表8-9)（2）計算大帶輪基準直徑： 根據(jù)機械設計表8-9圓整4、驗算帶速：因為5m/s<v<25m/s,所以帶速合適。5、確定V帶的基準長度和傳動中心距：中心距：初選中心距：（2）基準長度：由機械設計表8-2選帶的基準長度（3）實際中心距：6、驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7、計算V帶的根

9、數(shù)：（1）， 查機械設計表8-4再插值法計算得（2），查表得：；查機械設計表8-5得（3）由查機械設計表8-6得，包角修正系數(shù)（4）由，與V帶型號A型查機械設計表8-2得：綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8、計算預緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機械設計表8-3得： 9、計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10、V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準直徑（mm）傳動比基準長度（mm）A31550中心矩（mm）根數(shù)初拉力N壓軸力（N）508.56112.051325.851、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2、帶輪的結構形式：V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小

10、，所以采用實心式結構帶輪。1、依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。2、運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎表11-2，選用7級精度。3、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)：，取故實際傳動比4、材料選擇：有機械設計基礎表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），齒面硬度280HBS, 接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)，齒面硬度為240HBS。接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限有機械設計207頁，取SF=1.4 , SH=1。機械設計圖10-20知，彈性系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×480×1

11、15;2×8×300×6=8.29×108N2= N1/u=8.29×108/(9324）=2.14×108 由機械設計圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92, KHN2=0.97。取失效概率為1%，有=552MPa=533.5MPa由機械設計圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.9, KFN2=0.95。=321.43MPa=257.86MPa 5、螺旋角：8°<<20°,初選=14°1、（1）取載荷（2）,Z=0.75（3）， ，2、調(diào)整小齒輪分度圓直徑（1）計算圓周速

12、度（2）計算齒寬b及（3）計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) （查機械設計以下均相同）表10-2， 動載系數(shù) ，表10-8，根據(jù)v=1.14, 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù), =1.418(插值法)齒向載荷分配系數(shù),查表10-3：，=1×1.05×1.4×1.418=2.084（4）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：(5)模數(shù)：mm, b/h=45.286/4.815=9.405查表10-13知：計算公式： ，確定計算參數(shù)：（1） 計算載荷系數(shù)K (試選k=1.3)，(由上知)（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88 機械設計第八版（3）計算當量齒數(shù)

13、ZV (4)查取齒型系數(shù)YF 應力校正系數(shù)YS （5）計算大小齒輪的 并加以比較 比較：< 所以取大齒輪：0.0152(6)計算：=1.54mm(7) .分析對比計算結果對比計算結果，取模數(shù) =2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1t=53mm來計算應有的。 取26 取101需滿足、互質(8)幾何尺寸計算 計算中心距a將a圓整為130mm 按圓整后的中心距修正螺旋角計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2計算齒輪寬度b圓整后54mm 59mm(9)驗算 < 100N /mm 與初設相符設計符合要求齒數(shù)Z1齒數(shù)Z2模數(shù)m壓力角螺旋角26101220變

14、位系數(shù)中心距a齒寬b1齒寬b2小齒輪材料0130595440cr（調(diào)質）大齒輪材料精度d1d245鋼（調(diào)質）753.23206.771、依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。2、運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎表11-2，選用7級精度。3、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)：，取故實際傳動比4、材料選擇：有機械設計基礎表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），齒面硬度280HBS, 接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)，齒面硬度為240HBS。接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限有機械設計207頁，取SF=1.4 , SH=1。機械

15、設計圖10-20知，彈性系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×124.68×1×2×8×300×6=2.15×108N2= N1/u=2.15×108/(7527）=7.74×107 由機械設計圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93, KHN2=0.98。取失效概率為1%，有=558MPa=539MPa由機械設計圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.91, KFN2=0.97。=325MPa=263.29MPa 5、螺旋角：8°<<20°,初選=

16、14°1、（1）取載荷（2）,Z=0.75（3）， ，2、調(diào)整小齒輪分度圓直徑（1）計算圓周速度（2）計算齒寬b及（3）計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) （查機械設計以下均相同）表10-2， 動載系數(shù) ，圖10-8，根據(jù)v=0.47, 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù), =1.424(插值法)齒向載荷分配系數(shù),查表10-3：，=1×1.04×1.2×1.424=1.78（4）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：(5)模數(shù)：mm, b/h=71.36/6.4125=11.13查圖10-13知：計算公式： ，確定計算參數(shù)：(1)計算載荷系數(shù)K，(由上知)（

17、2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88 機械設計第八版（3）計算當量齒數(shù)ZV (4)查取齒型系數(shù)YF 應力校正系數(shù)YS （5）計算大小齒輪的 并加以比較 比較：< 所以取大齒輪：0.015(6)計算：=1.9mm(7) .分析對比計算結果對比計算結果，接觸強度的模數(shù)大于彎曲強度模數(shù)。取模數(shù) =2.5已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=79.24mm來計算應有的。 取31 取86需滿足、互質(8)幾何尺寸計算 計算中心距a將a圓整為150mm 按圓整后的中心距修正螺旋角計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2計算齒輪寬度b圓整后80mm 85mm

18、(9)驗算 < 100N /mm 與初設相符設計符合要求齒數(shù)Z1齒數(shù)Z2模數(shù)m壓力角螺旋角31862.520變位系數(shù)中心距a齒寬b1齒寬b2小齒輪材料0150858040cr（調(diào)質）大齒輪材料精度d1d245鋼（調(diào)質）779.49220.51普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作 軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設計兩端固定支承時，應留適當?shù)妮S向間隙，以補償工作時 受熱伸長量。軸號型號7307AC7307AC7313AC1. 彎矩圖的計算水平面：FNH1=2126N,FNH2=483N 則其各段的彎矩為：BC段由彎矩平衡得M- M=

19、2126x(0x151)CD段：由彎矩平衡得:MH=2126*151=321026N.mm鉛垂面：FNV1=785N,FNV2=187N,FP=1325.85N, 則其各段彎矩為：AB段：則M-FPX=0M=138546.1(0X104.5)BC段：則CD段：則 做彎矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 處的 、 及 的值列于下表載荷水平面垂直面支持力Fr1H=483NFr2H=2126N Fr1V=187N Fr2V=785N彎矩MH=321026N.mm MV1=85765N.mm MV=101523N.mm總彎矩 M1=MH2+MV12=3

20、32285N.mm M2=MH2+MV22=336696N.mm扭矩 T1=69440N.mm2. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 ca=MB2+(aT12W=40.52MPa<-1 因此符合1. 彎矩圖的計算水平面：AB段：則即 BC段：則 CD段：則 。鉛垂面：AB段： BC段： CD段： 做彎矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表載荷水平面垂直面支持力彎矩總彎矩扭矩2、

21、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查表可得，故安全。1. 作用在齒輪上的力2. 計算軸上的載荷 載荷分析圖： 2.1垂直面載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定2.2水平面 3. 總彎矩從軸的結構以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、M V、M V及M的值例于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=130.36NFNH2=756.5NFNV1=2237NFNV2=3914

22、N彎矩MM H1 =18250.4N·mmM H2 =60520N·mmMV =3.13×105 N·mm總彎矩M 1=3.14×105 N·mmM 2=3.19×105N·mm扭矩TT=N·mm4. 按彎扭合成校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。 滿足要求。 1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為dd1=53.23mm大帶輪與軸的配合為，流動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.求兩軸承所受的徑向載荷和帶傳動有壓軸力(

23、過軸線，水平方向)，F(xiàn)P=1325.85 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三注圖二中通過另加彎矩而平移到作用軸線上圖三中通過另加轉矩而平移到指向軸線 FrV2×150+55-Fae×150=0 Fr2V=785N ,Fr1V=Fre-Fr2V=187N 同理 Fr2H=2126N Fr1H=Fte-Fr2H=483N 2、求兩軸承的計算軸向力和軸承的派生軸向力 Fa1+Fd2=570+1540=2110>Fd1故Fa1=2110 ,Fa2=3523、求軸承的當量動載荷和對于軸承1 Fa1Fa1=2210518=4.07>0.6

24、8對于軸承2 Fa2Fa2=3552266=0.15<0.68查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1 X1=0.41 對于軸承2，P1=fp*(XFr1+YFa1)=2048P2=fp* (XFr2+YFa2)=22664、求該軸承應具有的額定載荷值因為P1<P2 則有 故符合要求。1、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、都是作用力與反作用力的關系，則大齒輪上所受的力為 中速軸小齒輪上的三個力分別為 齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。求兩軸承所受的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力

25、系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三2、求兩軸承的計算軸向力和由齒輪中計算得，對于型軸承，軸承的派生軸向力算得所以 3、求軸承的當量動載荷和對于軸承1對于軸承2查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1，對于軸承2，4、求該軸承應具有的額定載荷值因為則有故7307AC軸承符合要求。1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為dd1=53.23mm大帶輪與軸的配合為，流動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.求兩軸承所受的徑向載荷和2、求兩軸承所受的徑向載荷Fr1肯Fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三 F

26、r1v=Fre×143+Fae×d42143+75=2215Fr1V=Fre-Fr1V=2296-2215=81N 同理 Fr1H=143143+75Fte=4035N Fr2H=Fte-Fr1H=6151-4035=2116N 3、求兩軸承的計算軸向力和軸承的派生軸向力 Fa1+Fd2=1402+1440=28432<Fd1故Fa1=3130N ,Fa2=1728N4、求軸承的當量動載荷和對于軸承1 Fa1Fa1=0.679<0.68對于軸承2 Fa2Fa2=0.815>0.68查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1 X1=1 Y1=0對于

27、軸承2，P1=fp*(XFr1+YFa1)=4603P2=fp* (XFr2+YFa2)=21185、求該軸承應具有的額定載荷值因為P1>P2 則C=P1360n1Lh106=19696<Cr=91500 故符合要求。1. 高速軸上與大帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由于大帶輪在軸端部，故選用單圓頭平鍵（C型）根據(jù)，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度：b=8mm高度：h=7mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：L=32MM 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度L=28mm。鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5*h=0.5*7=3.5mm則，p=2Tkld=56

28、<p 故合適。所以選用：鍵C 8mm*7mm*56mm 2、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。1. 中間軸上與大齒輪相配合的軸上選擇鍵連接，選用圓頭平鍵（A型）鍵的截面尺寸為：寬度：b=12mm高度：h=8mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：L=70MM 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度L=58mm。鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5*h=0.5*8=4mm則，p=2Tkld=50<p 故合適。所以選用：鍵C 8mm*7mm*50mm 2、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。1 . 中間軸上與小齒輪相配合

29、的軸上選擇鍵連接，選用圓頭平鍵（A型）鍵的截面尺寸為：寬度：b=12mm高度：h=8mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：L=40MM 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度L=28mm。鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5*h=0.5*8=4mm則，p=2Tkld=104<p 故合適。所以選用：鍵C 12mm*8mm*104mm 2、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。1. 低速軸上與大齒輪相配合的軸上選擇鍵連接，選用圓頭平鍵（A型）鍵的截面尺寸為：寬度：b=22mm高度：h=14mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：L=70MM 鍵

30、、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度L=48mm。鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5*h=0.5*14=7mm則，p=2Tkld=52<p 故合適。所以選用：鍵C 22mm*14mm*52mm 2、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。1 . 低速軸與連軸器相配合的軸上選擇鍵連接，選用單圓頭平鍵（C型）鍵的截面尺寸為：寬度：b=14mm高度：h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：L=73MM 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度L=59mm。鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5*h=0.5*9=4.5mm則，p=2Tkld

31、=102<p 故合適。所以選用：鍵C 14mm*9mm*102mm 2、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。1.齒輪傳動的潤滑本減速器各級齒輪的圓周速度分別為：高速軸 中間軸 低速軸 以上各級齒輪的圓周速度均小于2m/s，所以采用脂潤滑。2. 軸承的潤滑由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑，所以沒有導油溝。3. 減速器的密封減速器外伸軸采用 2P158表（16-9）的密封件，具體由各軸的直徑取值定，此標準適用于密封處速度v<5m/s，軸承旁還設置擋油盤或套筒。1. 箱體結構形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓

32、聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。2. 箱體主要結構尺寸表（單位：mm）名稱符號尺寸關系箱座壁厚10箱蓋壁厚18箱體凸緣厚度b,b1,b215, 15, 25加強肋厚m,m17.7, 7.7地腳螺栓直徑dfM20地腳螺栓數(shù)目na=200<250, n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1M16箱蓋箱座聯(lián)接螺栓直徑d2M10軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目d3,nM8, 4M8, 4M12, 6觀察孔螺釘直徑d4M6df,d1,d2至箱外壁距離,df,d2至凸緣邊緣的距離C2C1按M24取C1=30, C2=30軸承旁凸臺高度、半徑h,Rh由結構確定，R= C1外壁至軸承端面的距離l1l1= C2+C1+(5-10)=683 主要附件作用及形式1 通氣器齒輪箱高速運轉時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內(nèi)高