一级减速器设计说明书(1)-一级减速器设计

机械设计课程设计说 明 书设计题目: 一级直齿圆柱齿轮减速器 班级学号: 学生姓名: 指导老师: 完成日期:设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器、传动方案简图、已知条件：1、有关原始数据：运输带的有效拉力：F=1.47 KN运输带速度：V=1.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、 工作情况：使用期限 8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过土 载荷平稳；3、工作环境：灰尘；5%,4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1）运动参数的计算，电动机的选择;2）齿轮传动的设计计算；5）滚动轴承的选择与校核；7）联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张；2）减速器零件图二张；380/ 220V。3）带传动的设计计算；4）轴的设计与强度计算;6）键的选择与强度校核;一、 传动方案的拟定及说明 错误！未定义书签。二、 电机的选择错误！未定义书签。1、 电动机类型和结构型式错误！未定义书签。2、电动机容量 错误！未定义书签。3、电动机额定功率 Pm 错误！未定义书签。4、电动机的转速错误！未定义书签。5、计算传动装置的总传动错误！未定义书签。三、 计算传动装置的运动和动力参数 错误！未定义书签。1. 各轴转速错误！未定义书签。2. 各轴输入功率为（kW）错误！未定义书签。3. 各轴输入转矩（N m） 错误！未定义书签。四、 传动件的设计计算 错误！未定义书签。1、设计带传动的主要参数错误！未定义书签。2、齿轮传动设计 错误！未定义书签。五、轴的设计计算错误！未定义书签。1、高速轴的设计错误！未定义书签。2、低速轴的设计12六、轴的疲劳强度校核 131、高速轴的校核132、低速轴的校核13七、轴承的选择及计算 171、高速轴轴承的选择及计算 172、低速轴的轴承选取及计算 18八、键连接的选择及校核 191、高速轴的键连接192、低速轴键的选取19九、联轴器的选择 20十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 201、铸件减速器机体结构尺寸计算表 202、减速器附件的选择22十一、润滑与密封 211、润滑212、密封21十二、参考文献 24-1 -设计计算及说明结果一. 传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速（包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW,即-3 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果60000V60000 1.55=95.54 r/min-# -设计计算及说明结果nd3.14 310二. 电机的选择1、电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列（IP44 ）三向异步电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部的特 点。2、电动机容量1）、工作机所需功率p w FW=FV=1.47 1.55 =2.28 KW2）、电动机输出功率Pd巳=PWu传动装置的总效率二, 22 3 4 5式中，1 - 2为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表3-1查得：齿轮传动效率为 耳=0.97,，滚动轴承传动效率为2 =0.99，联轴器传动效率为3 =0.99，带传动效率 4 =0.96，工作机效率 5 =0.96包含轴承。则总=0.970.992 0.99 0.96 0.96 =0.867故巳二 Pw =2.63 KWd n总3、电动机额定功率 Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率 Fm = 3kW4、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书 中推荐减速装置（包括V带和一级减速器）传动比范围i =620，则 电动机转速可选范围为nd厂=95.54 （6 20） = 573.25 佃 10.83 r/min可见同步转速为 1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动机 的型号为Y132S-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132S-63KW960r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比1）、总传动比i总=匹=960 =10.05 （符合6i总24） 总nw 95.54则齿轮的传动比2）、分配传动比 取带传动的传动比i1 = 2.50，i总i110.052.5= 4.02三、计算传动装置的运动和动力参数1 各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：i轴、n轴，滚 筒轴为川轴。各轴的转速为（r/min)960高速轴I的转速n*i12.5384.00低速轴n的转速叫n2 = 一 =384.00 / 4.02 =95.54 i2滚筒轴川的转速95.54nw卡二2.各轴输入功率为(kW)-5 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果高速轴I的输入功率R =Pm 戸4 = 2.630.96 = 2.52-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果低速轴n的输入功率滚筒轴川的输入功率P2 =R 2 =2.52x0.99x0.97 = 2.42R =F22 3 = 2.42 0.99 0.99=2.37-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果3各轴输入转矩m)-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果1）、轴I的转矩为9550 R1 =62.72-# -设计计算及说明结果2）、轴n的转矩为T2ni= 9550 R2 .242.06n2-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果3）、轴川的转矩为空証.237.24-# -设计计算及说明结果n3将各数据汇总如下轴I轴n轴川转速n(r /mi n)384.0095.5495.54功率P/kW2.522.422.37转矩T /(N m)62.72242.06237.24传动参数的数据表表1四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.63 kw 小带轮转速厲=960.00 r/min大带轮转速n2 = 384.00 r/min，传动比 i1 =2.50。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）-7 -设计计算及说明结果1)、计算功率 Pa Pa= Ka P =1.1 X 2.63 =2.89 kw2）、选择V带型 根据Pa、ni由图8-10机械设计p157选择A型带（d1=112140mm)3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v（1）、初选小带轮的基准直径 dd，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 dd = 125mm（2）、验算带速v兀 dd1 n11X125960v =m / s = 6.28 m/s60 心 00060 0000因为5m/s6.28 m/s90包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 n1 =960r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =1.37kw单根v带的传递功率的增量 p0已知A型v带，小带轮转速 n1 =960r/min转动比 i= H = dd1/ dd2=2门2查表 8-4b 得 p0 =0.11kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k- =0.96,表8-2得带长修正系数kL =0.99Pr =( P0 +A P0 ) X k-. X kL =(1.37+0.11) X 0.96 X 0.99=1.41KWZ= PC =2.89 /1.41= 2.05 故取 3 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值Fmin = 500* (2.5一k鼻血 +qVV=178.9NZVk.对于新安装的V带,初拉力为:1.5 F0min =268N对于运转后的V带，初拉力为:1.3 F0min =232.5N(8、.计算带传动的压轴力FpFp=2ZFsin( ： i/2)= 1064.8N(9).带轮的设计结构A. 带轮的材料为：HT200B. V带轮的结构形式为：腹板式.C 结构图(略)2、齿轮传动设计1) 、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1) 、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095 88)。、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料 40C(调质)，硬度280 320HBS, 大齿轮材料为45 (调质)，硬度为250 290HBS。二者硬度差为 40HBS左 右。(4) 、选小齿轮齿数Z1 =24,齿轮传动比为i2=4.02，则大齿轮齿数Z2 =24 X 4.02 =96.46，取 Z? =96。2) 、按齿面接触疲劳强度设计d J2K u+1 ZeZhZ 2由设计计算公式进行计算，即钺% u i h丿进行计算。3) 、确定公式内的各计算数值(1) 、试选载荷系数Kt = 1.3(2) 、计算小齿轮传递的转矩。= 62.72 nm、由表【2】10-7选取齿宽系数 d =1o1、由表10-6差得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2,ZH =2.5(5) 、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim1 =650MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限叭诚=580MPa。4) 、计算应力循环次数。N厂60njLh=60 384 1 (2 8 300 8)=8.85 1(08N2二 2.2 10Ni 8.85 104.02 -4.02(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数K hni = .93, K hn2二1*01。(2) 、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,则厂Hh =KHN1Gm1 =0.93 650 =605MPa SG】2 =KhN2 lim2 =1.01 580 =585.5MPaS5)、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人兀中较小的值。d1t 一 3 d2KtT u+1 ZeZhZJ/ =51.12 mm计算圆周速度二 d1t nt60 1000二 51.12 3841.03 m/s60 10006)、计算齿宽。-11 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果b= d d1t =1x 51.12 =51.12 mm7)、计算齿宽与齿高之比。模数mt =归=51.12 /24=2.13 mmZ1齿高h =2.25mt =2.25 x 2.13 =4.79 mm齿高比-=51.12 /4.79 =10.67 h8)、计算载荷系数。根据v=1.03 m/s, 9级精度，由【2】图10-8查得动载系数KV =1.04； 直齿轮，Kh a = KFa =1。由【2】表10-2查得使用系数Ka -1.25。由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，-# -设计计算及说明结果K h b 二 1.314。b由_=10.67 , Khb = 1.422查【2】图10-13得 心歹1.32，故载荷系数 h卩K =KaKvKh 一 Kh“1.25 1.04 1 1.314 =1.719）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径K1 71d1 =d1t 3i =51.12计一=55.99 mm1: Kt. 1.310）、计算模数m。m=55.99 /24=2.3311）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。m （）IdZ1叶12）、确定公式内的各计算值：CTFE1 = 550MPa，大（1）、由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳极限 E2 =390MPa。、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.91 , K fn2 -0.95。13）、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则-13 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果斥1K FN3 OFE3 _ S0.91 5501.4=357.5MPa斥2K FN4 咎E40.95 3901.4= 264.6MPa-# -设计计算及说明结果14）、计算载荷系数 K。K =KaKvKKf，1.25 1.04 1 1.32=1.7215）、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得YFa1 =2.65;YFa2 =2.177。16）、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得YSa1 =1.58; YSa2 =1.793。-# -设计计算及说明结果17）、计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较。aYFalYsal2.69X1.58 -0.011712叶】1357.5YFa2Ysa22.177x1.793一一 0 014752aF 2264.6大齿轮的数值大。18）、设计计算J2X1.37 汉62.72F03 门m = ?!2x 0.014752 = 1.77 mmV仆 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.77 mm，并就近圆整为标准值为 m=2.0 mm ,按接触强度算得的分度圆直径d 55.99 mm，算出小齿轮齿数d1廿Z1=55.99 /2=28.00 ，取乙=28mZ2 =4.02 X 28 =112.54，取 Z 2=11219）、几何尺寸的计算（1）、计算分度圆直径d1=28 X 2.0 =56.0 mmd2=112 X 2.0 =224.0 mm、计算中心距-J +Kad1 d2 56.0 +224.0 /2=140.0 mm220）、计算齿轮宽度b =4 = 1 X 56.0 =56.0 mm取 b2=56 mm,b仁61 mm。五、轴的设计计算-15 -设计计算及说明结果选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为二i=60MPa 。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为332T1 2 62.72 102门 2 242.06 10d2224,rF 二 Ft2tan2d=787NR =2240N , F2 =2161Nd156Fr1 =Rta n20 =815N1、高速轴的设计-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果（i）、初步确定轴的最小直径。45钢，调质处按公式dmin=A需初步计算轴的最小直径。轴的材料为 理。根据【2】表15-3，取A 01 =110。贝ydmin1 =A0132.6mm01又因为高速轴I有1个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大 5%-10%现将轴增大6%则增大后的最小轴径dm =20.6 （1 0.06） = 21.84mm，取为 25mm（2）、轴上各段直径的初步确定。A段:d1=25由最小直径算出。B段：d2=32，根据毡圈油封标准。C段：d3=35，与轴承（深沟球轴承 6207）配合，取轴承内径 35mmD段：d4=40，设计非定位轴肩高度 h=2.5mm高速轴内径40。E段：d5=56，高速轴齿轮分度圆直径56。F段：d6=40，设计定位轴肩高度 h=2.5mmoG段：d7=35，与轴承（深沟球轴承 6207）配合。（3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为L1 =50mm ；根据带轮轮毂宽度B段长度为L38mm；根据毡圈油封标准。C段长度为L3 =26mm ；由轴承（深沟球轴承 6207）宽度及档油环宽 度决定，D段长度为L4 =8mm ；定位轴肩E段长度为L5 =61mm ；齿轮齿宽F段长度为L6 = 8mm ；定位轴肩G段长度为L7 =29mm。由轴承（深沟球轴承 6207）宽度及档油环宽 度决定、各轴段的倒角设计按【2】表15-2 （零件倒角C与圆角半径R的 推荐值）进行设计。2、低速轴的设计1）、初步确定轴的最小直径。145钢,按公式dmin =Ao（P初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为调质处理。根据表15-3，取A02 =110。则dmin2 =人02昱=32.31 mm又因为低速轴I有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大 6%-10%现将轴增大6%。则增大后的最小轴径为 d；in2 =32.31 X 1.06= 34.25 mm 圆整为 38mm .-f?1FED C B A低速轴的轮廓图如上所示。2）、轴上各段直径的初步确定。A段：d仁38mm与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mn，设定轴肩高 h=2.5mm。C段：d3=45,与轴承配合。D段：d4=50mm设定非轴肩高度为 2.5mm。E段：d5=55mn，设定轴肩高为 2.5mm=F段：d6=45mm与轴承配合。3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为L68mm ；根据弹性柱销联轴器宽度B段长度为L39mm；根据轴肩与箱体之间的距离C段长度为L3 =42mm；根据轴承的宽度与档油环宽度D段长度为L4 =54mm ；齿轮齿宽减速2mmE段长度为L5 =10mm ；定位轴肩F段长度为L6 =29mm ；根据轴承的宽度与档油环宽度4）、各轴段的倒角设计按【2】表15-2 （零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft, Fr的方向如下图所示(1 )轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立 力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=O那么 RA RB =Fr X 62/124=458N(2 )画弯矩图右起第四段剖面 C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RA X 62= 116.65 Nm垂直面的弯矩： MC1 MC2 RA X 62=41.09 Nm合成弯矩：M d =Mc2 f；Mc2 Md -116.652 41.092 -123.68Nm(3) 画转矩图：T= Ft X d2/2=62.72 Nm(4) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：Mec2ffMC22(a T)2 =307.56Nm(5) 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， 所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有：b -1: =60Mpa 贝d e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)3=307.56 X 1000/(0.1 X 60 )=14.24 Nm : d -1:右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面:MDh(a T )=0.6 91.52 =54.912Nmd e= MD/W= MD/(0.1 D13)=54.912 X 1000/(0.1 X 453)=6.026 Nm : d -1:所以确定的尺寸是安全的 。-19 -设计计算及说明结果以上计算所需的图如下:-21 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果出 III匚 2L Pl himr 11L 026Nn|11I 7?严叶-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果2、低速轴的校核(1)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力 学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA RB =Fr X 62/124= 430N(2 )画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RA X 62= 119.72 Nm垂直面的弯矩： MC1 MC2 RA X 62=59.86 Nm合成弯矩：-# -设计计算及说明结果设计计算及说明结果M C1 =M C2 =訓 C2 +M C12 = J119.722 +59.862 =133.85Nm(3)画转矩图： T= Ft X d2/2=242.06 Nm(4) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：M ec2 = JM c2 + (a T ) =330.7Nm(5)判断危险截面并验算强度右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， 所以剖面C为危险截面。已知 MeC2=330.7Nm ,由课本表13-1有：b -1 =60Mpa 贝3b e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4 )=330.7 X 1000/(0.1 X 653)=12.04 Nm : b -1:右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：2M D = ( a T) =0.6汉 504.0=302.4Nm3b e= MD/W= MD/(0.1 D1 )3=302.4 X 1000/(0.1 X 50 )=24.19Nm : b -1:所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：-23 -设计计算及说明结果-41- 41r1IPiL4rrCitixrt11 11XT111祁i2 f1siniiReHII1II1rT-111IPrilIIIIilIIA IR住1111Rb11u-fali TTr1时_讣55.S3 Mm貝* I !_“nFfr1七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1 ）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207型Cr=31.5kN2）、计算轴承的径向载荷A 处轴承径向力F”= Fnh/ FnvJ二 1092 2 795? = 1351NC 处轴承径向力Fr- FnhFnv -1053767 = 1303N所以在C处轴承易受破坏。3）、轴承的校验（1）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P二fp F2,查【2】表13-6得载荷系数fp =1.2。-25 -设计计算及说明结果设计计算及说明结果P =1.2 灯 351 =1621N(2)、轴承的使用寿命为8年，2班制，即预计使用计算寿命Lh =16 汉 300 汇 8=38400h轴承应有的基本额定动载荷值C-Pg6，其中名3，则 106小)60汉384汉38400小C -1621 “6- 18864N - 18.864kN 38400h60n P60 0841621综上所得6207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1)、低速轴的轴承选取深沟球轴承6209型，Cr=31.5kN。2、计算轴承的径向载何Fr =Jf2nh2 +F2NV2 =山0532 + 76 7 2 =1303N3)、轴承的当量载何，因深沟球轴承只受径向载何，故P=fp Fr,查表【2】13-6得载荷系数fp=1.2。P =1.2 0303 =1564N轴承的使用寿命为 8年，即预计使用计算寿命L；=38400h轴承应有的基本额定动载荷值60n Lh亠CP*6h ,其中呂-3，则 106小，c【60 75.54疋 38400 “ 小C -156少 36- 13628N 13.628kN 38400h60n P60 75.541564-# -设计计算及说明结果综上所得6209轴承符合设计要求。八、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接1 )、高速轴键的选取查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )选取A型 键，bx h X L=8 X 7 X 42。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2 tp =100 120MPa2 )、强度校核2T x1032X62.72X103-p40MPa 十pp kid 3.5x32x25p故满足设计要求。2、低速轴键的选取1 )、连接大齿轮的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )选取 A 型键，bx hx L=14 X 9X 41,轴的直径为 50mm。连接联轴器的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )选取 A 型键，bX hX L=12 X 8X 63,轴的直径为 36mm。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2 -P =100 120MPa。2 )、强度校核2T1032 汉 242 0610S79.69MPa 十 pp kid 0.5 9 (41一14) 50p故也符合设计要求九、联轴器的选择-27 -设计计算及说明结果在减速器输出轴与卷筒之间联接用的联轴器。查表得选用Lx2型号的轴孔直径为38的弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=560Nm K=1.3=1242.06 nmTc=1.3xT2=314.68 N m -选用Lx2型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩Tn =560 , TCTn。采用J型轴孔，A型键轴孔直径d=3040,选d=38，轴孔长度L=82十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+1mm兰 8 mm取 8mm机盖壁厚S 1(0.8 0.85)6 8,取 8mm机座凸缘厚度b1.5 S =12mm机盖凸缘厚度b11.5 S 1=12mm机座底凸缘厚度P2.5 S =20mm取 20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=17.47mm 取 20mm地脚螺钉数目na250mm, n=6轴承旁连接螺栓直径d112mm机盖与机座连接螺栓直径d210mm轴承端盖螺钉直径d38mm窥视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d6mm设计计算及说明结果df、di、d2至外机壁距离C126mm,18mm,16mmdf、di、d2至凸缘边缘距离C224mm,16mm 14mm凸台高度h45mm大齿轮顶圆与内机壁距离 18mm小齿轮端面与内机壁距离 210mm机座肋厚mm=0.85 S =8.5mm启盖螺钉d510mm轴承端盖凸缘厚度e10mm2、减速器附件的选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。十一、润滑与密封1、润滑1 ）、减速器内传动零件采用浸油润滑（L-AN46GB443-1989），减速器的滚动轴承采用油润滑。2 ）、其他零件采用油脂润滑。2、密封1）、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。2）、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。3）、伸出轴端处采用毡圈密封。4 ）、轴承端盖采用调整设计计算及说明结果十二、参考文献1 李育锡机械设计课程设计M.北京：高等教育出版社，2008.2 濮良贵机械设计（第九版）M.北京：高等教育出版社，2012.3 成大仙.机械设计手册（第 5版）M.北京：化学工业出版社，2007.-31 -