二級圓柱斜齒輪減速箱

1、目 錄第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計511選擇電動機(jī)5選擇電動機(jī)類型5選擇電動機(jī)容量5確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速512傳動裝置總傳動比的分配6傳動裝置的總傳動比6分配各級傳動比613計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)7各軸的轉(zhuǎn)速7各軸的功率7各軸的轉(zhuǎn)矩7第二章 傳動零件的設(shè)計821齒輪的設(shè)計8軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計8選精度等級、材料及齒數(shù)8按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計8按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計10幾何尺寸計算11軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計11選精度等級、材料及齒數(shù)11按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計12按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計13幾何尺寸計算1422軸的設(shè)計15軸的設(shè)計15求出作用在齒輪上的力15選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力15按照扭

2、轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑15軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計16軸的設(shè)計172.2.2.1求出作用在齒輪上的力17選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力17按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑172.2.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計17求軸上的載荷18按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度21軸的設(shè)計21求出作用在齒輪上的力21選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力21按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑21軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計2223軸承壽命的校核23軸上軸承壽命的校核23求出兩軸承受到的徑向載荷和23求兩軸承的計算軸向力和24求軸承當(dāng)量動載荷和24驗算軸承的壽命2424鍵強(qiáng)度的校核24軸上鍵強(qiáng)度的校核24確定許用應(yīng)力24確定鍵的工作長度25強(qiáng)度計算25第三章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計2631

3、箱體設(shè)計26鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計2632箱體附件設(shè)計26箱體附件的設(shè)計26窺視孔和窺視孔蓋26通氣器27起吊裝置27油標(biāo)27油塞與排油孔27定位銷27起蓋螺釘27參考文獻(xiàn)28第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計11選擇電動機(jī)選擇電動機(jī)類型按照工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為380V。選擇電動機(jī)容量電動機(jī)所需功率，按照公式可得：由公式可得：根據(jù)帶式輸送機(jī)工作類型，可以取工作機(jī)的效率為傳動裝置的總效率為查表可得機(jī)械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分的效率為：聯(lián)軸器效0.99，滾動軸承傳動效率（一對）0.99，閉式齒輪傳動效率0.97，代入公式可得所需電動機(jī)的功率為因載荷平穩(wěn)

4、，電動機(jī)的額定功率略大于即可。由表格所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動機(jī)的額定功率為5.5kw。1.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為由表可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比為840，則總傳動比合理范圍=840，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為=8664332r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有、，故僅將同步轉(zhuǎn)速為、三種方案進(jìn)行比較。由表查得電動機(jī)的數(shù)據(jù)及計算的總傳動比列于表1-1中。表1-1方案電動機(jī)類型額定功率/kw電動機(jī)的轉(zhuǎn)速電動機(jī)重量參見價格/元總體傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M2-65.510009608596012.562Y132S-45.5150014406887418.843

5、Y132S-25.5300029206484038.2根據(jù)表1-1，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，選擇傳動方案2較好，即選定電動機(jī)型號為：Y132S-4。電動機(jī)的外形尺寸（mm）:A:216 B:140 C:89 D:38 F:10 G:33 H:132 K:12 AB:280 AC:270AD:210 HD:315 BB:205 L:47512傳動裝置總傳動比的分配傳動裝置的總傳動比分配各級傳動比高速級的傳動比低速級的傳動比13計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速軸：I 軸：軸：滾筒軸： 各軸的功率軸：pI軸：p軸：p p滾筒軸： p各軸的轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸：軸：T

6、軸：T軸：T滾筒軸：將以上算得的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)列于表1-2中。表1-2參數(shù)軸號電動機(jī)軸軸軸軸滾筒軸轉(zhuǎn)速n/（r/min3108.3108.3功率p/kw5.55.4455.1764.924.774轉(zhuǎn)矩T/()36.4736.11148.30433.85420.97傳動比i14.323.081效率0.990.950.950.97第二章 傳動零件的設(shè)計21齒輪的設(shè)計軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計.1選精度等級、材料及齒數(shù)1)材料選擇及熱處理方法所設(shè)計的齒輪傳動屬于閉式傳動，通常采用軟齒面的鋼制齒輪，查表得，選用的材料為：小齒輪選用40Cr 調(diào)制處理 硬度為280HBS大齒

7、輪選用45鋼 調(diào)制處理 硬度為240HBS兩者的材料硬度差為40HBS。2)精度等級選用7級精度。3)選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為。4)選取螺旋角，初選螺旋角。2.1.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式可得1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選由圖選取區(qū)域系數(shù)由圖可查得， 則小齒輪的轉(zhuǎn)矩為由表選取齒寬系數(shù)由表查得材料的彈性影響系數(shù)按圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限由式可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=，由圖取接觸疲勞壽命系數(shù),計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式可得計算接觸應(yīng)力2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù)b=1h=2.25

8、計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù),根據(jù)V=2.89m/s,7級精度。由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得由表查得,故載荷系數(shù)K=2.21按實際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑，有公式可得52.57mm計算模數(shù)1.37mm.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1) 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)，由表可得 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表查得 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得計算大，小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大2) 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，

9、由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=1.5，已可滿足彎曲強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由27.5取，則驗算傳動比誤差100=0.95-5<i<5,合適。.4幾何尺寸計算1)計算中心距將中心距取a=115mm2)把圓整后的中心距修正螺旋角3) 其它主要幾何尺寸取，則取軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計.1選精度等級、材料及齒數(shù)1)材料選擇及熱處理方法所設(shè)計的齒輪傳動屬于閉式傳動，通常采用軟齒面的鋼制齒輪，查表得，選用的材料為：小齒輪選用40Cr 調(diào)制處理 硬度為280HBS大齒輪選用45鋼 調(diào)制處理 硬度為240HBS兩者的材

10、料硬度差為40HBS。2)精度等級選用7級精度。3)選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為。4)選取螺旋角，初選螺旋角。2.1.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式可得3) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選由圖選取區(qū)域系數(shù)由圖可查得， 則小齒輪的轉(zhuǎn)矩為由表選取齒寬系數(shù)由表查得材料的彈性影響系數(shù)按圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限由式可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=，由圖取接觸疲勞壽命系數(shù),計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式可得計算接觸應(yīng)力2)計算計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)b=1h=2.25計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù),根據(jù)V=1.11

11、m/s,7級精度。由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得由表查得,故載荷系數(shù)K=1.99按實際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑，有公式可得67.2mm計算模數(shù)2.17mm.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1)確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數(shù)計算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)，由表可得 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表查得 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得計算大，小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大2)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，

12、取=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由32.6取，則驗算傳動比誤差100=0.31-5<i<5,合適。.4幾何尺寸計算1)計算中心距將中心距取a=139mm2)把圓整后的中心距修正螺旋角3)其它主要幾何尺寸取，則取22軸的設(shè)計軸的設(shè)計.1求出作用在齒輪上的力與軸相嚙合的齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力與軸相嚙合的齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為217255HBS。抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑由表查得,由公式可得軸的最小直徑是安裝軸承的軸段的直徑。為

13、了便于所選的軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取軸承的型號。根據(jù)減速器的工作情況，初選該軸的軸承的型號為7006C，因此d=30mm。.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖2-1所示。2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滾動軸承的型號為7006C，其尺寸為，為了便于軸承的定位準(zhǔn)確，因此安裝軸承段的長度為35mm。圖2-1取安裝左右兩齒輪處的軸段的直徑為35mm，兩齒輪采用封油環(huán)和軸肩進(jìn)行軸向定位。已知左齒輪的輪轂的寬度為60mm,為了便于封油環(huán)可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取為55mm。右齒輪的輪轂的寬度為35mm,為了便于封油環(huán)可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略

14、短于輪轂的寬度，故取為30mm。定位軸肩的高度h=3mm，因此軸肩段的直徑為41mm，軸肩段的長度取15mm。兩齒輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，左齒輪端面到內(nèi)壁的距離，右齒輪端面到內(nèi)壁的距離。此時，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。4) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，由表查得平鍵的截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，左邊的鍵槽的長度為53mm，右邊的鍵槽的長度為28mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪的輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此時軸的直徑公差為k6。5) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考

15、表格，取軸端倒角為。各軸肩處的圓角半徑為R1.6。軸的設(shè)計.1求出作用在齒輪上的力齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為217255HBS。抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑由表查得,由公式可得軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表可得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm,故該軸段的直徑為40mm。半聯(lián)軸

16、器的長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)軸上零件的裝配方案,如圖2-2所示2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要制出一軸肩，故該段的直徑為47mm。左端用軸承擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比長度略短，故該軸段的長度取82mm。初選滾動軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取7010C，其尺寸為，故該軸段的直徑為50mm。考慮到軸承依靠封油環(huán)定位，該軸段長度略大于T=16mm，所

17、以該軸段的長度去18mm。取安裝齒輪的軸段的直徑為54mm，齒輪右端面與右邊的軸承采用封油環(huán)定位，已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為了使封油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段的應(yīng)略短于齒輪輪轂的的寬度，故取51mm。齒輪的左端面采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故h=4mm，則軸環(huán)段的直徑為60mm，軸肩寬度b取10mm。軸承端蓋的厚度e=10mm,根據(jù)軸承做的尺寸可以得到m=18mm,因此軸承端蓋的總寬度為28mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器,右端面的距離為30mm。齒輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離

18、。此時，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。圖2-23)軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，查表得齒輪上的平鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為49mm。同時為了保證齒輪有軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證，此處軸的直徑的公差為m6。.5求軸上的載荷1)首先根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖，如圖2-3所示。已知,，在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a值，對于7010C型圓錐滾子軸承從手冊中查得a=16.7mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸

19、的彎矩圖和扭矩圖。圖2-32)根據(jù)垂直面受力圖求垂直面支座約束反力，并畫出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖2-4所示。所以圖2-43)根據(jù)水平面受力圖求垂水平支座約束反力，并畫出水平面內(nèi)的彎矩圖，如圖2-5所示。所以圖2-54)求合成彎矩，并畫出合成彎矩圖，如圖2-6所示。圖2-65)求扭矩，并畫出扭矩圖，如圖2-7所示。T=433850圖2-76)從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的,，T及M的值列于下表，如表2-1所示。表2-1載荷水平面H垂直面V支反力F,彎矩M總彎矩扭矩T.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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

20、險截面C)的強(qiáng)度。按照公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前面已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。軸的設(shè)計.1求出作用在齒輪上的力齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力因為前面所設(shè)計的齒輪，所以該齒輪要做成軸齒輪。根據(jù)前面齒輪選取40Cr,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為241286HBS?？估瓘?qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑由表查得,由公式可得軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表可得，考慮到轉(zhuǎn)矩

21、變化很小，故取按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件以及電動機(jī)軸D=38mm，查手冊，選用LT4彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm,故該軸段的直徑為20mm。半聯(lián)軸器的長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)軸上零件的裝配方案,如圖2-8所示。圖2-82) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要制出一軸肩，故該段的直徑為26mm。左端用軸承擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比長度略短，故該軸段的長度取36

22、mm。初選滾動軸承。根據(jù)右邊軸段的直徑為26mm。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取7006C，其尺寸為，故該軸段的直徑為30mm。該軸為齒輪軸，根據(jù)前面所設(shè)計的內(nèi)容，要正確的保持與軸上的大齒輪的正確的嚙合，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁的距離為12mm。齒輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離20mm.此時，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。3)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按表查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加

23、工，長為32mm。滾動軸承的軸向定位采用過渡配合來保證，選此軸段的直徑尺寸公差為m6。23軸承壽命的校核2.3.1軸上軸承壽命的校核2.3.1.1求出兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(3-1a)和水平面(3-1b)兩個平面力系，其中圖(3-1c)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖(3-1a)中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知：由第二章的設(shè)計計算可知圓周力徑向力軸向力所以 圖3-12.3.1.2求兩軸承的計算軸向力和對于圓錐滾子軸承，按表可知軸承派生軸向力,由表查得Y=1.9,因此所以軸承1被放松，軸承2被壓緊。2.3.1.3求軸承當(dāng)量動載荷和因為

24、 ，由表可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為軸承1 , 軸承2 , 因為軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微的沖擊載荷，由表可得，取，則2.3.1.4驗算軸承的壽命因為,所以按照軸承2的受力驗算所以所選軸承的壽命足夠。24鍵強(qiáng)度的校核2.4.1軸上鍵強(qiáng)度的校核2.4.1.1確定許用應(yīng)力由第二章的設(shè)計計算可知，該連接為靜聯(lián)接，選用圓頭平鍵(A型)，平鍵截面b×h=16mm×10mm，長為50mm。聯(lián)接中輪轂材料的強(qiáng)度最弱，由表可以查得2.4.1.2確定鍵的工作長度鍵的工作強(qiáng)度2.4.1.3強(qiáng)度計算 由公式可得：所以所選的鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。第三章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計31箱體設(shè)計3.1.1鑄造箱體

25、的結(jié)構(gòu)設(shè)計減速器箱體支承和固定軸系的零件，保證了傳動零件的正確嚙合及箱體內(nèi)零件的良好的潤滑和可靠的密封。設(shè)計鑄造箱體結(jié)構(gòu)是應(yīng)考慮箱體的剛度、結(jié)構(gòu)工藝性等幾個方面的要求。箱體尺寸主要按照經(jīng)驗確定，減速器的主要尺寸如下；箱體壁厚： 箱蓋壁厚： 箱座的凸緣厚度： 箱蓋的凸緣厚度：箱座底的凸緣厚度：地腳螺栓直徑： 地腳螺栓個數(shù)軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑：軸承端蓋螺釘直徑：檢查孔蓋螺釘直徑：箱蓋的肋板厚度為： 箱蓋的肋板厚度為：大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離：齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離：32箱體附件設(shè)計3.2.1箱體附件的設(shè)計為了檢查傳動件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時的定位、拆卸和吊運(yùn)，需要在減速