電動機減速器設計說明書

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文檔簡介

1、　　電動機減速器設計說明書　　一. 課程設計書　　三. 設計步驟　　1. 傳動裝置總體設計方案　　2. 電動機的選擇　　4. 確定

2、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　5. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　6. 齒輪的設計　　7. 滾動軸承和傳動軸的設計　　8. 鍵聯(lián)接設計　　9

3、. 箱體結(jié)構設計　　10. 潤滑密封設計　　11. 聯(lián)軸器設計　　1.傳動裝置總體設計方案:　　1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。　　2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿

4、軸向載荷分布不均勻，　　要求軸有較大的剛度。　　3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖一:(傳動裝置總體設計圖)　　初步確定傳動系統(tǒng)總

5、體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。　　選擇V帶傳動和二級圓柱高速級斜齒，低速級直齒輪減速器（展開式）。　　傳動裝置的總效率　　＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；　　為V帶的效率,為

6、第一對軸承的效率，　　為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，　　為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.　　因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。　　2.電動機的選擇　　電動機所需

7、工作功率為： P＝P/η＝3000×1.2/1000×0.759＝4.74kW, 執(zhí)行機構的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=65.5r/min，　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，　　則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）&#

8、215;65.5＝1048～10480r/min。　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，　　選定型號為Y132S-2的三相異步電動機，額定功率為5.5　　額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速2900 r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。　　3.

9、設計V帶和帶輪：　　1.設計V帶　?、俅_定V帶型號　　查課本表13-6得：則　　根據(jù)=4.4, =960r/min,由課本圖13-5，選擇A型V帶，取。<p&g

10、t;　　查課本第206頁表13-7取。　　為帶傳動的滑動率。　?、隍炈銕伲?帶速在范圍內(nèi)，合適。　?、廴帶基準長度和中心距a：　　初步選取中心距a：，取。　　由課本第195頁式（13-2

11、）得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。　?、茯炈阈л啺牵河烧n本第195頁式13-1得：。　?、萸骎帶根數(shù)Z：由：　　查表，由內(nèi)插值法得，。　　則&

12、lt;b>　　取根。　　4.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　（1）總傳動比　　由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝2900/65.5＝44.3

13、　?。?）分配傳動裝置傳動比　　＝×　　式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.4，則減速器傳動比為＝＝44.3/3.4＝13<

14、/p>　　根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝4.06，則＝=3.2　　5.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　（1）　各軸轉(zhuǎn)速　?。剑?900/3.4＝852.9r/min　　＝＝852.9/4.06＝210.

15、08r/min　　＝ / ＝210.08/3.2=65.5 r/min　　==65.5 r/min　?。?）　各軸輸入功率　　＝×＝4.74×0.96＝4.55kW　?。?#215;η2&#

16、215;＝4.55×0.98×0.95＝4.24kW　　＝×η2×＝4.24×0.98×0.95＝3.94kW　?。?#215;η2×η4=3.94×0.98×0.97＝3.75kW　　則各軸的輸出功率：

17、0;　?。?#215;0.98=4.46 kW　　＝×0.98=4.16 kW　?。?#215;0.98=3.86kW　　＝×0.98=3.68 kW　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩<

18、;/p>　　=×× N·m　　電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×4.74/2900=15.61 N·　　所以: ＝×× =15.61×3.4×0.96=50.94 N·m</

19、p>　?。?#215;××=50.94×4.06×0.98×0.95=192.58 N·m　?。?#215;××=192.58×3.2×0.98×0.95=573.73N·m　　=××=5

20、73.73×0.95×0.97=528.69 N·m　　輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=49.92 N·m　?。?#215;0.98=188.73 N·m　　＝×0.98=562.26N·m　?。?#

21、215;0.98=518.12 N·m　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表　　6.齒輪的設計　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設計計算　　齒輪材料，熱處理及精度　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制

22、，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪　?。?）齒輪材料及熱處理　?、?材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24　　高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z

23、=4.06×24=97.4 取Z=97.　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。　?。玻醪皆O計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強度設計</p&

24、gt;　　確定各參數(shù)的值:　?、僭囘x=1.6　　查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 　　由課本圖10-26 　　則</b&g

25、t;　　②由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)　　N=60nj =60×852.9×1×（2×12×350×8）　　=3.44×10h　　N= =8.51×

26、10h (4.04為齒數(shù)比,即4.04=)　?、鄄檎n本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96　?、荦X輪的疲勞強度極限　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得:　　[]==0.93×550=511.5 <p

27、>　　[]==0.96×450=432 　　許用接觸應力 　?、莶檎n本由表10-6得： =189.8MP 　　由表10-7得: =1　　T=95.5×10×=95.5×

28、10×4.55/859.2　　=5.06×10N.m　　3.設計計算　?、傩↓X輪的分度圓直徑d　　=　?、谟嬎銏A周速

29、度　?、塾嬎泯X寬b和模數(shù)　　計算齒寬b　　b==49.47mm　　計算摸數(shù)m

30、　初選螺旋角=14　　=　　④計算齒寬與高之比　　齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50　　= =10.99</

31、p>　　⑤計算縱向重合度　　=0.318=1.903　?、抻嬎爿d荷系數(shù)K　　使用系數(shù)=1　　根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得

32、　　動載系數(shù)K=1.07,　　查課本由表10-4得K的計算公式:　　K= +0.23×10×b　　=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42

33、　查課本由表10-13得: K=1.35　　查課本由表10-3 得: K==1.2　　故載荷系數(shù):　　K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82　　⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直

34、徑　　d=d=49.47×=51.73　?、嘤嬎隳?shù)　　=　　4. 齒根彎曲疲勞強度設計　　由彎曲強度的設計公式<

35、p>　　≥第二次　?、?確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?、?小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kN·m　　確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝9

36、7.4　　傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝97/24＝4.04　　Δi＝0.032％5％，允許　?、?#160; 計算當量齒數(shù)　　z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 </p&

37、gt;　　z＝z/cos＝78/ cos14＝106.24　?、?#160; 初選齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得＝1　　④ 初選螺旋角

38、　　初定螺旋角＝14　　⑤ 載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73　?、?#160;

39、; 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y　　查課本由表10-5得:　　齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 　　應力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774　?、?#160; 重合

40、度系數(shù)Y　　端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655　?。絘rctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690　?。?4.07609</p

41、>　　因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673　　⑧ 螺旋角系數(shù)Y　　軸向重合度＝＝1.825,　　Y＝1－＝0.78

42、　　⑨ 計算大小齒輪的 　　安全系數(shù)由表查得S＝1.25　　工作壽命兩班制，8年，每年工作300天　　小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×

43、;2×8＝6.255×10　　大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10　　查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限 &#

44、160; 　　小齒輪大齒輪　　查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):　　K=0.86 K=0.93 　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4

45、[]=　　[]=　　大齒輪的數(shù)值大.選用.　?、?設計計算　　計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒

46、面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù).于是由:　　z==25.097 取z=25　　那么z=4.06×25=101 <

47、;p>　?、?幾何尺寸計算　　計算中心距 a===129.90　　將中心距圓整為130　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.

48、　　計算大.小齒輪的分度圓直徑　　d==51.53　　d==208.20　　計算齒輪寬度　　B=&

49、lt;/b>　　圓整的 　?。ǘ⒌退偌壌笮↓X輪的設計：　?、俨牧希旱退偌壭↓X輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。Z1=30　　低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。Z2=96<

50、p>　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。　　⑶ 按齒面接觸強度設計　　1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　?、僭囘xK=1.6

51、　?、诓檎n本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45　?、墼囘x,查課本由圖10-26查得　　=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71　　應力循環(huán)次數(shù)　　N=60×n×j×

52、;L=60×210.08×1×(2×8×300×8)　　=4.84×10 　　N=1.51×10（i=3.2）　　由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)

53、　K=0.94 K= 0.97 　　查課本由圖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　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力<

54、b>　　[]==　　[]==0.98×550/1=517　　[540.5　　查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP　　選取齒寬系數(shù) <p&

55、gt;　　T=95.5×10×=95.5×10×4.24/210.08　　=19.28×10N.m　　=70.51　　2. 計算圓周速度　　0.775</b

56、>　　3. 計算齒寬　　b=d=1×70.51=70.51　　4. 計算齒寬與齒高之比　　模數(shù) m= 　　齒高 h=2.2

57、5×m=2.25×2.142=5.175　　=70.51/5.175=13.63　　5. 計算縱向重合度　　6. 計算載荷系數(shù)K　　K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b<p&g

58、t;　　=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231　　使用系數(shù)K=1 　　同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值　　=1.04 K=1.35 K=K=1.2　　故載荷系數(shù)

59、　　K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776　　7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑　　d=d=65.71×　　計算模數(shù)　　3.

60、按齒根彎曲強度設計　　m≥　　㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?。?）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kN·m　　（2）

61、確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝3.2×30＝96　　傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝96/30＝3.2　　Δi＝0.032％5％，允許　?。?）

62、; 初選齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得＝1　?。?）初選螺旋角　　初定螺旋角＝12　?。?）

63、0; 載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848　　（6）當量齒數(shù) 　　z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 </

64、p>　　z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797　　由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y　　（7）螺旋角系數(shù)Y　　軸向重合度＝＝2.03　　Y＝1－＝

65、0.797　?。?）計算大小齒輪的 　　查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限　　查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)　　K=0.90 K=0.93 S=1.4</p&

66、gt;　　[]=　　[]=　　計算大小齒輪的,并加以比較　　大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.　　計算模數(shù)

67、　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數(shù).　　z==27.77 取z=30　　z=3.2×30=96 取z=96<

68、/p>　?、?初算主要尺寸　　計算中心距 a===128.815　　將中心距圓整為129 　　修正螺旋角　　=arccos<p&g

69、t;　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正　　分度圓直徑　　d==61.34　　d==196.28 　　計算齒輪寬度

70、　　圓整后取 　　低速級大齒輪如上圖：　　V帶齒輪各設計參數(shù)附表　　1.各傳動比　　2. 各軸轉(zhuǎn)速n　　3. 各軸輸入功率 P

71、;　　4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T　　5. 帶輪主要參數(shù)　　7.傳動軸承和傳動軸的設計　　1. 傳動軸承的設計　?、? 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩　　P=3.94KW

72、 =65.5r/min　　=562.63N．m　?、? 求作用在齒輪上的力　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為　　=143.21 　　而 F=</

73、b>　　F= F　　F= Ftan=7857.41×0.246734=1938.69N　　圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:　?、? 初步確定軸的最小直徑　　先按課

74、本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號　　查課本,選取　　因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以<

75、;b>　　查《機械設計手冊》　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑　　⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸

76、器與為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)取　　初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),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角接觸球軸承7010C型.　　2. 從動軸的設計 　　對于選取的

77、單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .　　右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,　?、?取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. &

78、lt;/p>　?、?軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.　　⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,&

79、lt;/p>　　高速齒輪輪轂長L=50,則　　至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.　　6. 求軸上的載荷 　　首先根據(jù)結(jié)構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,　　查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.</p&g

80、t;　　對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.　　傳動軸總體設計結(jié)構圖:（設計結(jié)構圖可以不畫，重點是受力分析圖）　　(從動軸)　　(主動軸)<

81、p>　　(中間軸)　　從動軸的載荷分析圖:　　6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度　　根據(jù)　　==

82、前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。　　查表15-1得[]=60MP　　〈 [] 此軸合理安全　　8. 精確校核軸的疲勞強度.　?、? 判斷危險截面　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從

83、應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ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Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ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Ⅳ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(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可.</p&

84、gt;　?、? 截面Ⅶ左側(cè)。　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35

85、　截面上的彎曲應力　　截面上的扭轉(zhuǎn)應力　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因

86、 　　經(jīng)插入后得　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=1

87、.82　　K=1+（-1）=1.26　　所以 　　綜合系數(shù)為： K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1<

88、/p>　　取0.05　　安全系數(shù)　　S=25.13　　S13.71　　≥S=1.5 所

89、以它是安全的　　截面Ⅳ右側(cè)　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560　　截面Ⅳ上的扭矩為

90、 =295　　截面上的彎曲應力 　　截面上的扭轉(zhuǎn)應力　　==K=　　K=　　所以

91、　　綜合系數(shù)為：　　K=2.8 K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù)　　取0.1 取0.05　　安全系數(shù)

92、　　S=25.13　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　9.鍵的設計和計算　?、龠x擇鍵聯(lián)接的類型

93、和尺寸　　一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.　　根據(jù) d=55 d=65　　查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36　　b=20 h=12 =50<

94、;b>　?、谛：玩I聯(lián)接的強度　　查表6-2得 []=110MP　　工作長度 36-16=20　　50-20=30　?、坻I與輪轂鍵槽的接觸高度<b&g

95、t;　　K=0.5 h=5　　K=0.5 h=6　　由式（6-1）得：　?。糩]　?。糩]</

96、p>　　兩者都合適　　取鍵標記為：　　鍵2：16×36 A GB/T1096-1979　　鍵3：20×50 A GB/T1096-1979　　10.

97、箱體結(jié)構的設計　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構為了保證齒輪佳合質(zhì)量，　　大端蓋分機體采用配合.　　1. 機體有足夠的剛度　　在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度　　2. 考慮到機體內(nèi)零件

98、的潤滑，密封散熱。　　因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm　　為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為　　3. 機體結(jié)構有良好的工藝性.　　鑄件壁厚為10，

99、圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.　　4. 對附件設計　　A 視孔蓋和窺視孔　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固</p&g

100、t;　　B 油螺塞：　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。　　C 油標：

101、油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。　　油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.　　D 通氣孔：　　由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.&

102、lt;b>　　E 蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.　　F 位銷：　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各

103、安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.　　G 吊鉤：　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.　　減速器機體結(jié)構尺寸如下：　　11. 潤滑密封設計　　對于二級圓柱齒輪減速器，因為

104、傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.　　油的深度為H+　　H=30 =34　　所以H+=30+34=64

105、　　其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。　　密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接　　凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 　　密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太　　大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。&

106、lt;/p>　　12.聯(lián)軸器設計　　1.類型選擇.　　為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器　　2.載荷計算.　　公稱轉(zhuǎn)矩：T=

107、95509550333.5　　查課本,選取　　所以轉(zhuǎn)矩 　　因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以　　查《機械設計手冊》<p&g

108、t;　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm　　13.參考資料：　　《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學吳宗澤，北京科技大學羅圣國主編。　　《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅圣國，李平林等主編。

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