机械课程设计二级减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：圆锥——斜齿圆柱齿轮减速器
目 录

一、设计任务 2
二、传动方案的拟定及说明 3
三、电动机的选择 3
四、传动装置的总传动比及其分配 4
五、计算传动装置的运动和动力参数 4
六、齿轮传动的设计计算 5
七、链传动设计 15
八、轴的设计计算 16
联轴器的选择
轴承的选择
九、滚动轴承的校核 26
十、键的选择及强度校核 30
十一、箱体设计及附属部件设计 33
十二、润滑与密封 34
十三、端盖设计 34
十四、心得体会 36

一、设计任务：
设计一用于链板式运输机上的圆锥—斜齿圆柱齿轮减速器。
传动简图如下：

总体布置简图
1—电动机 2—联轴器 3—减速器 4—链传动 5—链板式输送机

已知条件：
组数
输送链的牵引力F（KG）
输送链的速度v(m/s)
输送链链轮节圆直径d(mm)
第2组
6
0.5
399
注：1.链板式输送机工作时，运转方向不变，工作载荷稳定。
2.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。

计算工作寿命：

二、 传动方案的拟定及说明
如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速箱：圆锥齿轮置于高速极，以免使圆锥齿轮尺寸过大加工困难；链传动的制造与安装精度要求较低适合远距离传动，但只适用在平行轴间低速重载传动，故用在低速级。
三、 电动机的选择
1、工作机输出功率

2、输送链小链轮转速 n
输送链链轮节圆周长 c=πd=1252.86㎜
转速 r/min=23.94 r/min
3、传动效率：查《设计手册》P:5表1-7
⑴锥齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)
⑵斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)
⑶链传动：滚子链
⑷联轴器：弹性联轴器
⑸滚动轴承：滚子轴承（稀油润滑）（一对）
总传动效率==0.842
4、电动机输入功率

5、由《设计手册》P:167表12-1 选Y132M1-6型号电动机，主要技术数据如下：
型号
额定功率（kW）
满载转速（r/min）

Y132M1-6
４
960
2.0

质量（kg）
D
E
G
2.0
73
42
80
37

四、 传动装置的总传动比及其分配
1、系统总传动比
=960/23.94=40.1
2、参考《设计手册》P:5表1-8：对于链传动，传动比范围为2-5，所以取为链传动比，对于圆锥－圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮直径不致过大，传动比应取小值，但考虑到使用浸油润滑，大锥齿轮和大圆柱齿轮直径相差不易太大，参考设计手册取圆锥齿轮传动比。
圆柱齿轮传动比
五、 计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速n（r/min）
减速器高速轴为１轴，中速轴为２轴，低速轴为３轴，
各轴转速为：

2、各轴输入功率P（kW）

3、各轴输入转矩T（N•ｍ）

六、 齿轮传动的设计计算
1、设计对象：（一）高速级锥齿轮传动
（二）低速级圆柱斜齿轮传动
2、电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；
3、材料选择：由《机械设计》表１０－１，选择小锥齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；
(一)高速级锥齿轮传动设计

1、选择直齿圆锥齿轮：
轴交角 压力角
齿数比
计算分锥角

小齿轮1的转矩
2、初定小齿轮齿数

3、按齿面接触强度设计
由《机械设计》设计计算公式（10-26）进行试算，即

1)确定公式的各计算数值
（1）试选载荷系数
（2）已知小锥齿轮转矩
（3）圆锥齿轮传动的齿宽系数:取常用值
（4）齿数比
（5）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数

（6）由《机械设计》图10－21d)按齿面硬度查小锥齿轮的接触疲劳强度极限大锥齿轮的接触疲劳极限
（７）计算应力循环次数

（8）由《机械设计》图10－19查得接触疲劳寿命系数
（９）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S＝1，由《机械设计》式（10-12）得

可见大锥齿轮的许用接触应力小。
2）计算
（1）试算小锥齿轮的，由计算公式，得

（2）锥距
齿宽

齿高

（2）计算平均分度圆直径

（3）计算齿宽中点处的圆周速度

（4）计算载荷系数
①由《机械设计》表10-2查得使用系数
②根据，由于锥齿轮，需降低一级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数
③直齿圆锥齿轮的齿间载荷分配系数
④由《机械设计》表10-9用差值法查得轴承系数，
又由 和查《机械设计》图10-13得
故载荷系数

（5）按实际载荷系数校正所算得的

（6）计算大端模数
。
4、校核齿根弯曲强度
由《机械设计》式（10-24）

1）确定公式中各计算数值
（1）计算载荷系数

（2）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；
（3）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
（4）计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S＝1.4,由《机械设计》式（10-12） ，得

（6）计算当量齿数

（7）查取齿形系数
由《机械设计》表10-5查得
（8）应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得
（9）计算大小齿轮的值，加以比较：

大齿轮的数值较大。
2）代入数值计算

对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，但由于按齿面接触强度与齿根弯曲强度算的相差较大，保险起见可取由弯曲强度算得的模数扩大到，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数

。
３）代入数值计算
（１）计算分度圆直径

（２）计算锥距R

（３）计算齿宽B

取整

（4）平均分度圆直径

4.计算各主要几何尺寸列表备用
名称
代号
小锥齿轮
大锥齿轮
分锥角
δ

齿顶高
ha

齿根高
hf

分度圆
直径
d
65mm
195mm
平均分度圆
直径

锥距
R

顶隙
c

分度圆齿厚
s

齿宽
B

(二)低速级斜齿圆柱齿轮传动
1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数
1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；
2）为尽量减少中间轴上的轴向力，选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋；
3）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；
4）材料选择。由《机械设计》表10-1选取，小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；
5）选小齿轮的齿数为
则大齿轮的齿数为

2、按齿面接触强度设计按《机械设计》式（10-21）试算

1）确定公式内各计算数值
（1）试选载荷系数
（2）已知小斜齿轮传递的转矩
（3）由《机械设计》表10-7选取齿款系数
（4）查《机械设计》图10-26得端面重合度为

所以，
（5）齿数比
（6）由《机械设计》P:201表10-6查得
材料弹性影响系数
（7）由《机械设计》图10-30得区域系数
（8）由《机械设计》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
（9）由《机械设计》式（10-13）计算应力循环次数

（10）由图10-19查得
（11）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S＝1，由《机械设计》式（10-12）有：

2）计算
（1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽b及模数m

（4）计算纵向重合度

（5）计算载荷系数K
由《机械设计》表10-2查得使用系数
根据，7级精度，由《机械设计》图10-8得
由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数
由《机械设计》表10-4查得齿向载荷分配系数
由，，查《机械设计》图10-13查得齿向载荷分配系数
∴载荷系数
（6）按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由《机械设计》式（10-10a）得

（7）计算法面模数

3、按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》式（10-17）

1）确定公式内各计算数值
（1）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（2）查《机械设计》图10-18得
（3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由《机械设计》式（10-12）得

（4）计算载荷系数K

（5）根据纵向重合度，查《机械设计》图10-28的螺旋角影响系数
（6）计算当量齿数

（7）查取齿形系数
由《机械设计》表10-5查得
（8）查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得
（9）计算大、小齿轮的,并加以比较

大齿轮数值大。
2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数
于是由
，取，
则
4、计算几何尺寸
1）计算中心距

将中心距圆整为155mm。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

误差在5%以内，螺旋角值β改变不多，故参数、Kβ、ZH等不必修正。
3）计算大、小齿轮分度圆直径

4）计算齿轮宽度

圆整后，取

5、计算所得结果汇总如下表备用。
名称
符号
小齿轮
大齿轮
螺旋角
β
14.59°
法面模数
mn
mn=2mm
法面压力角

20°
分度圆直径
d

齿顶高
ha
mm
齿根高
hf
mm
齿宽
B

七、链传动设计
链传动传递功率：
传动比
（1），选择链传动齿数，取根据传动比
（2）确定计算功率 由《机械设计》P：178表9-6知，，由《机械设计》P:179图9-13知，单排链
（3）选择链条节数和中心距 根据 查《机械设计》9-11可选20A 查表9-1 链节距P=31.75㎜
(4)计算链速， 确定润滑方式， 由和链号20A 查图9-4 采用滴油润滑

(5)计算轴向力，有效圆周力为： 链轮水平布置时轴力系数则周向力为
八、 轴的设计计算
由《机械设计》P：362表15-1选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，许用弯曲应力[]=60MPa
（一） 高速轴的设计计算
1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
，，
2、求作用在齿轮上的力
因已知高速级小锥齿轮齿宽中点处的分度圆直径为
则

3、初步确定轴的最小直径
根据《机械设计》表15-3，由于最小直径处只受扭矩作用,取，根据P：370公式（15-2）于是得

由图可知，最小直径处与联轴器相连，考虑到联轴器是标准件，故取

▲ 为了使联轴器的孔径与所选的轴直径相适应，故需同时选取联轴器型号：
联轴器的计算转矩，查《机械设计》表１４－１，考虑到转矩变化很小，故取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，并根据电动机型号，因处于高速级，小功率，选取弹性柱销联轴器，查《设计手册》表8—5，选取LX2型弹性柱销联轴器，型号：LX2联轴器，其公称扭矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度（其余尺寸按表中取值）。
轴的结构设计
（1）拟订轴上零件的装配方案
选用如下图所示装配方案

小圆锥齿轮采用悬臂结构，轴装于套杯内，一对圆锥滚子轴承支撑（正装）。
（２）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
选取原则：定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d ,非定位轴肩高度一般取1~2mm
１）
为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ－Ⅱ轴段右端需制出一轴肩

Ⅲ~Ⅳ处与滚动轴承配合，考虑到滚动轴承是标准件，内径为5的倍数，故取

▲所以同时选取相应的轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参考工作要求，并根据，查《设计手册》表6－７，取０基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206;

取
同理，
取
（定此长度时要考虑到小锥齿轮轮毂）

5、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，查《设计手册》表6－７，取a值。对于30206型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=13.8mm。悬臂长度，作为悬臂梁的轴的支撑跨距 ，
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图
受力简图：

水平面：

垂直面：

合成弯矩：

扭矩：

在（a）图中：
得：

在（b）图中：

得：

载荷
水平面（a）
垂直面(b)
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得。因此，故非常安全。
判断危险截面：轴承右边截面VI右侧受应力最大
1）截面VI右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面VI右侧弯矩
截面VI上的扭矩 =38.6N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，，经插值后查得
=1.886 =1.424
又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数为=
=
由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
/+1/=1.726/0.85+1/0.92=2.118
/+1/=1.3604/0.92+1/0.92=1.566
计算安全系数值

>>S=1.5
故可知安全。
2）截面VI左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面VI左侧弯矩
截面VI上的扭矩 =38.6N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
由课本附表3-8用插值法求得(其中为H7/r6)
/=2.85，则/=0.82.85=2.28
轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=2.136+1/0.92=2.94
/+1/=2.28+1/0.92=2.37
又取碳钢的特性系数
所以轴的截面VI左侧的安全系数为

>>S=1.5
故可知其安全。
（二） 中速轴的设计计算
1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
,,
2、求作用在齿轮上的力
大锥齿轮
小斜齿轮

3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢调质处理。根据《机械设计》表15-3，取，于是得

最小直径处为两端，因为与轴承相连，所以取=30mm
４、轴的结构设计
（１）拟定轴上零件的装配方案具体结构见图。

（２）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

▲ 所以同时选取相应的轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 《设计手册》表6－７，取０基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206
（要考虑大锥齿轮的轮毂）

（要考虑小斜齿轮的轮毂）
5、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30305型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=13mm。因此，
,, ,

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图
受力简图

水平面：

垂直面：

合成弯矩:

扭矩：

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面D是轴的危险截面。先计算出截面D的数值列于下表。
载荷
水平面Z
(a)
垂直面Y
(b)
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据《机械设计》式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1
查得。因此，故安全。
判断危险截面：圆柱齿轮右侧截面V受应力最大
1）截面v右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面v右侧弯矩
截面v上的扭矩 =110.12N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，，经插值后查得
=1.88 =1.42
又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数为=
=
由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
/+1/=1.722/0.85+1/0.92=2.113
/+1/=1.357/0.92+1/0.92=1.562
计算安全系数值

>>S=1.5
故可知安全。
2） 截面v左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面v左侧弯矩
截面v上的扭矩 =110.12N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
由课本附表3-8用插值法求得(其中为H7/r6)
/=2.85，则/=0.82.85=2.28
轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=2.85+1/0.92=2.94
/+1/=2.28+1/0.92=2.37
又取碳钢的特性系数
所以轴的截面v右侧的安全系数为

>>S=1.5
故可知其安全。

（三）低速轴的设计计算
1、求输入轴上的功率P３、转速n３和转矩T３
，，
2、求作用在齿轮上的力
因已知中速轴小斜齿轮的力已算出，则大斜齿轮上的力

3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢调质处理。根据表《机械设计》15-3，取，于是得

输出轴的最小直径是与链轮连接出。
4、轴的结构设计
（1）拟订轴上零件的装配方案
选用如下图所示装配方案：

（2）根据轴向定位的要求初步确定轴的各段直径和长度

▲轴的Ⅲ-Ⅳ、Ⅶ-Ⅷ处套有轴承，故同时选取此处的轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209型号

5、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21.3mm。因此，
,, ,

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图
受力图：

水平面：

垂直面：

合成弯矩：

扭矩：

计算出各截面的值列于下表。
载荷
水平面Z
垂直面Y
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据式《机械设计》（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得。因此，故安全。
判断危险截面：轴承受力点处截面III受应力最大
1）截面III右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面IIIY右侧弯矩
截面III上的扭矩 =419.01N·mm
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，，经插值后查得
=2.45 =1.74
又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系
=
=
由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为==0.92
轴未经表面强化处理，即，则综合系数为
/+1/=2.189/0.7+1/0.92=3.214
/+1/=1.629/0.82+1/0.92=2.073
计算安全系数值

>S=1.5
故可知安全。
2） 截面III左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面III左侧弯矩
截面III上的扭矩 =419.01N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
由课本附表3-8用插值法求得
/=2.616，则/=0.82.616=2.093
轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为==0.92
故得综合系数为
/+1/=2.616+1/0.92=2.703
/+1/=2.093+1/0.92=2.180
又取碳钢的特性系数
所以轴的截面III右侧的安全系数为

>S=1.5
故可知其安全。

九、滚动轴承的校核

（一）高速轴上的轴承
由轴的设计计算可知高速轴滚动轴承选用30206型圆锥滚子轴承，
根据《设计手册》P：75表6-7查得 e=0.37 Y=1.6

前面已经算得
由《机械设计》P：322表13-7得求轴向力,

轴承派生轴向力

，故轴承1压紧

；

因为 所以按轴承2的受力大小验算

满足轴承寿命要求

（二）中速轴上的轴承

由轴的设计计算可知高速轴滚动轴承选用30206型圆锥滚子轴承，
根据《设计手册》P：75表6-7查得 e=0.37 Y=1.6

前面已经算得
由《机械设计》P：322表13-7得求轴向力,

轴承派生轴向力

，故轴承2压紧

；

因为 所以按轴承2的受力大小验算

满足轴承寿命要求

（三）低速轴上的轴承
由轴的设计计算可知高速轴滚动轴承选用30209型圆锥滚子轴承，
根据《设计手册》P：75表6-7查得 e=0.4 Y=1.5

前面已经算得
由《机械设计》P：322表13-7得求轴向力,

轴承派生轴向力

，故轴承1压紧

；

因为 所以按轴承1的受力大小验算

满足轴承寿命要求

十、键的选择及强度校核
1、传递转矩已知；
2、直径已知；
3、工作长度l=L-b b为键的宽度；
4、键的工作高度k=0.5h h为键的高度；
5、普通平键的强度条件为；

键、轴、轮毂材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得许用挤压应力，取平均值

代号
直径
（mm）
工作长度
（mm）
工作高度
（mm）
转矩
（N·m）

高速轴
6×6×25（圆头）
22
19
3
38.60
61.56
8×7×36（圆头）
25
28
3.5
38.60
31.51
中间轴
8×7×56（圆头）
35
48
3.5
110.12
37.46
8×7×28 (圆头)
35
20
3.5
110.12
89.89
低速轴
14×9×56（圆头）
50
42
4.5
419.01
88.68
12×8×56（圆头双键）
38
44×1.5=66
4
419.01
83.53

由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。
6、与链轮连接的键
材料为钢
主要参数及强度校核
b*h=12*8 L=56mm
由于单键强度不够，故采用双键，沿周向相隔90度分布
=83.53=110MPa
所以满足强度条件

十一、箱体设计及附属部件设计
1、箱体的设计
箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。材料选为HT150。
箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻及使用等方面要求进行设计。
铸铁减速器箱体结构尺寸之一
名称
符号
圆柱齿轮减速器
箱座壁厚

a:高速级与低速级的中心矩
0.025a+3=6.87510mm
箱盖壁厚

10
地脚螺拴直径

17.22 M20
地脚螺拴数目

4

铸铁减速器箱体结构尺寸之二

名称
符号
尺寸关系
箱座凸缘厚度

1.5=15
箱盖凸缘厚度

1.5=15
箱座底凸缘厚度

2.5=25
轴承旁连接螺拴直径

0.75=12.915 M14
箱盖与箱座连接螺拴直径

(0.5~0.6)=8.61 M10
连接螺拴 的间距

150~200mm
轴承盖螺钉直径

6
视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

5
, ,至外箱壁距离

18
,至凸缘边缘距离

16
轴承旁 凸台半径

16
外箱壁至轴承座端面距离

43
大齿轮顶圆与内箱壁距离

10
箱盖肋厚

10
箱座肋厚

7.5
齿轮端面与内箱壁距离

10

螺拴的板手空间尺寸 和 沉头座坑直径
螺拴直径
M14
至外箱壁距离
18
至凸缘边距离
16
沉头座坑直径
26

2.窥视孔和视孔盖
确定检查孔尺寸为
参照《设计手册》P:161表11-4
取

3.通气器的选用
用通气塞，查《设计手册》表11－5，得以下数据：
取，，，
s=17，L=23，l=12，a=2 ，d1=5。
4.游标的选用
杆式油标M16

5.油塞的选用
外六角螺塞及封油圈尺寸：

十二、润滑与密封
虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于2m/s，但滚动轴承的dn值过小（3~1）所以轴承采用脂润滑，选用滚动轴承脂SY1514-82。轴承端盖均采用毡圈密封。齿轮采用油润滑,选用中负荷工业齿轮油代号N100。

十三、端盖设计
参照《设计手册》表11-10
1、高速轴轴承盖设计
由于轴承外径
螺钉直径螺钉数为4，轴承盖凸缘厚度
螺钉孔直径，螺钉分布圆直径
轴承盖凸缘直径，
，，
进油口，取
套杯
参考《设计手册》11—12，并根据轴，取如下参数，
套杯内缘厚，壁厚，外缘厚，根据轴承轴向定位要求，取，螺钉分布圆直径，轴承盖凸缘直径，其余不变。
2、中速轴轴承盖设计
由于轴承外径
螺钉直径螺钉数为4，轴承盖凸缘厚度
螺钉孔直径，螺钉分布圆直径
轴承盖凸缘直径，
，，
两个都是闷盖
3、低速轴轴承盖设计
由于轴承外径
螺钉直径螺钉数为4，轴承盖凸缘厚度
螺钉孔直径，螺钉分布圆直径
轴承盖凸缘直径，
，，

=23.94r/min

=0.842

=3.56kW

Y132M1-6型号：
额定功率4kw
满载转速960r/min

=40.1

a=155mm

LX2联轴器

圆锥滚子轴承30206

=30mm

圆锥滚子轴承30206