机械设计制作及自动化设计方案

机械设计制作及自动化设计方案 设计内容 设计计算过程 设计结果 一、 设计任务 1. 传动方案示意图 2. 原始数据 3. 工作条件 二、 传动系统的方案分析 动方案示意图 图 1 传动方案示意图 始数据 运输带拉力 F(N） 运输带工作速度 V(m/s) 卷筒直径 D(2100 20 表 1 原始数据 作条件 设计用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。单班制工作。运输机卷筒直径D=320输带容许速度误差为 5%。减速器为小批生产，使用期限为 10 年，每年按 300 天计。 传动方案见图 1，其拟定的依据是结构紧凑且尺寸宽度较小，传动效率高，虽然锥齿轮比较贵，但此方案最合理。其减速器的传动比为 822，用于输入轴与输出轴相交而传动比比较大的传动。 F=2100N V=s 圆 柱 齿 轮 减 速 器电 动 机卷 筒带 式 运 输 机联 轴 器联 轴 器 三、 电动机的选择 1. 电动机类型选择 2. 电动机容量选择 设计内容 动机类型选择 选择电动机的类型为三相交流异步电动机，额定电压 380V。 动机容量选择 （ 1）工作机所需功率 式中 F 为工作机阻力 设计计算过程 =计结果 V 为工作机速度 为滚筒效率取 带传动效率取 滚动轴承传动效率取 工作机效率 （ 2）电机输出功率 式中 为圆锥齿轮传动效率取 圆柱齿轮传动效率取 联轴器传动效率取 3）确定电动机的额定功率 电动机额定功率略大于即可。选取电动机额定功率 （ 4）确定电动机转速及传动比 由得出滚筒转速 传动比范围为 =822，电机转速范围为 符合这一要求的电动机转速有 1000 和 1500 两种。这里将两种方案进行比较，列于表 2。 方案序号 电动机型号 额定功率/步转速r/载转速r/传动比 1 1000 960 1500 1440 2 电动机方案 =n=设计内容 从表中数据看出，两组均可，考虑到电动机转速，转速越高减速器 结构尺寸越大，成本越高。选择第一方案进行计算。查 1附表 632外伸长度 80伸直径 38 设计计算过程 选 电动机 设计结果 四、 传动比的分配 五、 传动系统的运动和动力参数计算 （ 1）总传动比为 2）分配传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小一点，且 （ 1）各轴转速 速度误差 （ 2）各轴功率 （ 3）各轴转矩 =3 = =960 =320 =设计内容 将计算结果汇总列表如下表 3 设计计算过程 =计结果 六、 减速器传动零件的设计计算 1. 高速级（锥齿轮） （主要参照 3） 2. 低速级（斜齿轮） 项目 电动机 轴 I 轴 速（ r/ 960 960 320 率（ 矩（ N） 3223 动比 1 3 效率 3 轴的运动及动力参数 速级（锥齿轮） 已知输入功率为 =齿轮转速为 =960、齿数比为 3。带式运输，工作有轻震，不反转。单班制工作，使用期限为 10 年，每年按 300 天计。 1. 选定精度等级、材料及齿数 （ 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 0095 （ 2）材料选择 由 3表 10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为40 （ 3）选小齿轮的齿数为 0，则大齿轮齿数 0 2. 按齿面接触疲劳强度计算 设计计算公式： （ 1）确定公式内的各计算值 7 级精度 小齿轮 40质），硬度 280齿轮 45 钢（调质），硬度 240度差为 40 0 0 设计内容 试选荷载系数 = 小齿轮传递转矩 = 取齿宽系数 = 查 3图 10小齿轮的接触疲劳强度极限 =650齿轮的接触疲劳强度极限 =550计计算过程 =650550计结果 查 3表 10取弹性影响系数 由式计算应力值循环 查 3图 10 齿面接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。由式 （ 2）设计计算 计算小齿轮的分度圆直径，将确定的值代入 计算圆周速度 计算载荷系数 使用系数 据 V=s， 7 级精度查 3图 10动载系数 查 3表 10齿间载荷分布系数 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查 3表 10轴承系数 = K= 按时实际荷载系数校正分度圆直径，得 计算模数 2=495 =s K=设计内容 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： 设计计算过程 =计结果 （ 1）确定公式内的各计算值 计算载荷系数 确定分度圆锥角 由前面计算知 由式 计算当量齿数 查 3图 10小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380 查 3表 10 齿形系数 力校正系数 查 3图 10 齿跟弯曲疲劳强度极限：取失效概率为 1%，安全系数为 S=式 计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。 （ 2）设计计算 1802806 7103054 = = =m=设计内容 取 m=比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，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，而齿面疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算的模数 设计计算过程 m=计结果 就进圆整为按标准模数 ,取 m =接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=计算小齿轮齿数 大齿轮齿数 4 （ 1） （ 2） （ 3） （ 4） （ 5） （ 6），圆整取 （ 7）结构设计 小锥齿轮大端齿顶圆直径为，采用实心结构其零件图见附图 1 大锥齿轮大端齿顶圆直径为，采用腹板式结构其零件图见附图 2 6. 2 低速级（斜齿轮） 已知输入功率为 =齿轮转速为 =300、齿数比为 式运输，工作有轻震，不反转。单班制工作，使用期限为 10 年，每年按 300 天计。 1. 选定精度等级、材料及齿数 （ 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级精度（ （ 2）材料选择 由 3表选择小齿轮材料为调质），硬度为；大齿轮材料为钢（调质），4 =772311802806 =7103054 R=3mm 3 级精度 小齿轮 40 设计内容 硬度为 240者材料硬度差为。 （ 3）选小齿轮的齿数为则大齿轮齿数，初选螺旋角。 设计计算过程 质），硬度 280齿轮 45 钢（调质），硬度 240度差为 40 0 6 设计结果 2. 按齿面接触疲劳强度计算 设计计算公式： （ 1）确定公式内的各计算值 试选荷载系数 = 查 3图 10取区域系数 = 查 3图 10 = 查 3图 10小齿轮的接触疲劳强度极限 =650齿轮的接触疲劳强度极限 =550 查 3表 10取弹性影响系数 由式计算应力值循环 查 3图 10 齿面接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。 由式 许用接 触应力为 小齿轮传递转矩 = 取齿宽系数 =1 （ 2）设计计算 =6505501=2=5851 设计内容 计算小齿轮的分度圆直径，将确定的值代入 计算圆周速度 设计计算过程 =s 设计结果 计算齿宽 b 及模数 计算齿宽与高之比 齿高 h= 计算纵向重合度 计算载荷系数 使用系数 据 V=s， 7 级精度查 3图 10动载系数 查 3表 10齿间载荷分布系数 3表 10 查 3图 10 = 按时实际荷载系数校正分度圆直径，得 计算模数 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： b=h=b/h=A=v=设计内容 （ 1）确定公式内的各计算值 计算载荷系数 K= 根据纵向重合度 = 3图 10螺旋影响系数 = 计算当量齿数 设计计算过程 K= 计结果 查 3图 10小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380 查 3表 10 齿形系数 力校正系数 查 3图 10 ,90 齿跟弯曲疲劳强度极限：取失效概率为 1%，安全系数为 S=式 计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。 （ 2）设计计算 取 m=比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，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，而齿面疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算的模数 就进圆整为按标准模数 ,取 m =接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=计算小齿轮齿数 =500380 ,90 1=m=m=2=112 设计内容 大齿轮齿数 12 （ 1）计算中心距 =计计算过程 a=178计结果 七、 减速器轴的设计计算 1. 高速轴（ 设计 2. 中间轴（ 设计 3. 低速轴（ 设计 圆整取 a=178 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因 值改变不多 ,故参数 ,等不必修正 （ 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （ 4）计算齿轮宽度 b=整后取 3 8 5）结构设计 小斜齿轮齿顶圆直径为 采用实心结构其零件图见附图3 大斜齿轮齿顶圆直径为 采用腹板式结构其零件图见附图 4 设计 速，转矩 =960=已知高速级小锥齿轮的平均分度圆直径为 则 =1401650 =3mm 8设计内容 圆周力，径向力 及轴向力的方向如图 2 所示 : 先初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 刚（调质） ,根据 3 设计计算过程 =计结果 表 15 26。 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 了使所选的轴直径联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查 3表 14于转矩变化很小，故取。 查 2附表 4 弹性柱销联轴器其工称转矩为 电动机轴的直径为 38以联轴器的孔径不能太小。取 0联轴器长度 L=82联轴器与轴配合的毂孔长度为 60 26 =m 0设计内容 图 2 高速轴力矩分析图 设计计算过程 设计结果 （ 1）拟定轴上零件的装配方案（见图 3） 图 3 高速轴轴上零件的装配 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位， 12 段轴右端需制出一轴肩，故7设计内容 取 23 段的直径 7端用轴端挡圈定位， 12 段长度应适当小于 L 所以取 8 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 7 2附表 5 基本游隙组，标准精度级 的单列圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 =4080以 0 0对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由 2附表 5得 30208 型轴承的定位轴肩高度 7此取 7 取安装齿轮处的轴段 67 的直径 0使套筒可靠地压紧轴承， 56 段应略短于轴承宽度，故取 90 轴承端盖的总宽度为 20据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=30 0 锥齿轮轮毂宽度为 使套筒端面可靠地压紧齿轮取8于 取 5 （ 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 0 3表 6设计计算过程 8mm 034=20mm 0mm 756=19mm 023=5067=5845=85计结果 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 40时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 轴肩处的圆角半径见附图 5。 5、求轴上的载荷（ 30208 型的 a=以俩轴承间支点距离为 轴承与齿轮间的距离为 （见图 2） 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 设计内容 弯矩 M m 总弯矩 矩 T = 4 高速轴载荷分析 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图 2 可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 式中 W 是抗弯截面系数取 已选定轴的材料为 45 钢（调质），由 3表 15得，故安全。 间轴（ ）的设计 1、求输入轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T =320， =计计算过程 =60计结果 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 由 可知大锥齿 =周力、径向力及轴向力的方向如图 4 所示 d=设计内容 图 4 中间轴力矩分析图 设计计算过程 设计结果 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 刚（调质），根据 3表 15 26。 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案见图 5 26 =设计内容 图 5 中间轴上零件的装配 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 2附表 5初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 =30720 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 37此取套筒直径 37 取安装齿轮的 轴段 5齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 L=42了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 0轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h取 h=轴环处的直径为 0 已知圆柱直齿轮齿宽 3了使套筒端面可靠地压紧端 设计计算过程 0mm 0mm 5mm 523=40mm 0计结果 面，此轴段应略短于轮毂长，故取 0 齿轮距箱体内壁的距离为 8锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8取 4034=205 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 3表 6得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 36时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 3表 6得平键截面，键槽用键槽012=4034=205设计内容 铣刀加工，长为 63时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 轴肩处的圆角半径见附图 6。 5、求轴上的载荷 根据 轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 30306 型的支点距离 a=以轴承跨距分别为 53=出弯矩和扭矩图（见图 4）。由图 4 可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 矩 M 弯矩 矩 T = 5 中间轴荷载分析 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 设计计算过程 设计结果 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 式中 W 是抗弯截面系数取 已选定轴的材料为 45 钢（调质），由 3表 15得，故安全。 设计 速，转矩 =60设计内容 由 据作用力反作用力关系 =周力，径向力 及轴向力的方向如图 6 所示 : 图 6 低速轴力矩分析图 设计计算过程 =计结果 先初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 刚（调质） ,根据 3表 15 26。 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 了使所选的轴直径联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查 3表 14于转矩变化很小，故取。 查 2附表 4 弹性柱销联轴器其工称转矩为 轴器的孔径取 5联轴器长度 L=112联轴器与26 =设计内容 轴配合的毂孔长度为 84 4、轴的结构设计 （ 1) 拟定轴上零件的装配方案（见图 7） 图 7 输出轴零件装配图 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位， 1 段轴左端需制出一轴肩，故取2 段的 直径 2端用轴端挡圈定位， 1 段长度应适当小于L 所以取 2 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 2 2附表 5 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311，其尺寸为 设计计算过程 5mm 21=82计结果 =55120以 5 2对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由 2附表 5得 30311 型轴承的定位轴肩高度 5此取 5 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为68了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 5轮的轮毂直径取为 60以 0轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h取 h=4轴环处的直径为 8环宽度 b，取 易知 5 轴承端盖的总宽度为 20据轴承端盖的装拆及便于对轴53=32mm 56=65mm 0mm 85=6mm 5设计内容 承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=30 0 大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8合 的尺寸进行计算可求得 4=79 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 0 3表 6查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 50时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 轴肩处的圆角半径参见附图 7。 5、求轴上的载荷（ 30311 型的 a=以俩轴承间支点距离为 轴承与齿轮间的距离为 （见图 6） 设计计算过程 07=4=79计结果 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 矩 M 弯矩 矩 T = 6 低速轴载荷分析 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 设计内容 根据图 6 可知大斜齿轮为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 式中 W 是抗弯截面系数取 已选定轴的材料为 45 钢（调质），由 3表 15得，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度 （ 1） 判断危险截面 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 （ 2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩 =设计计算过程 =62886.4 =计结果 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为 45 钢，调质处理。由 3 表 15得 =640275=155面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按 3附表 3取。因，经插值后查得 =640275155设计内容 又由 3附图 3得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由 3附图 3尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由 3附图 3表面质量系数为 =未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值 故可知安全。 设计计算过程 =计结果 （ 3）截面左侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩 =截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 =33275 =八、 轴承的校核 1. 高速轴轴承校核 2. 中间轴轴承校核 3. 低速轴轴承校核 设计内容 过盈配合处取 = 则综合系数为 又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值 故可知安全。 速轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 =4080向力 =e= Y=X=计计算过程 =e=Y=计结果 则 则 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 设计内容 则 ， 则 取轻微冲击 =作时间为 故合格。 间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 =3072向力 =e= Y=X= 设计计算过程 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F =计结果 则 则 ， 则 设计内容 取轻微冲击 =作时间为 故合格。 速轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311，其尺寸为 =55120向力 =e=Y=X= 则 设计计算过程 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F =计结果 则 ， 则 取轻微冲击 =作时间为 =九、键连接校核 1. 高速轴键校核 2. 中间轴键校核 3. 低速轴键校核 设计内容 故合格。 速轴键校核 （ 1）联轴器处键校核 该处选用普通平键尺寸为 ， 接触长度，键与轮毂键槽的接触高度k=键联接的强度为： 故单键即可。 （ 2）锥齿轮处键校核 该处选用普通平键尺寸为 ， 接触长度，键与轮毂键槽的接触高度k=键联接的强度为： 故单键即可。 间轴键校核 （ 1）斜齿轮处键校核 该处选用普通平键尺寸为 ， 接触 设计计算内容 =计结果 长度，键与轮毂键槽的接触高度 k=键联接的强度为： 故单键即可。 （ 2）锥齿轮处键校核 该处选用普通平键尺寸为 ， 接触长度，键与轮毂键槽的接触高度k=键联接的强度为： =十、联轴器的选择 十一、减速器箱体及附件设计 设计内容 故单键即可。 在轴的计算中已选定了联轴器型号。 高速轴 选 弹性柱销联轴器其工称转矩为 电动机轴的直径为 38以联轴器的孔径不能太小。取 0联轴器长度 L=82联轴器与轴配合的毂孔长度为 60 低速轴选 弹性柱销联轴器，其工称转矩为 轴器的孔径取 5联轴器长度 L=112联轴器与轴配合的毂孔长度为 84Z 型轴孔。 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅 设计计算过程 =计结果 得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 50. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便。 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 固 设计内容 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 设计计算过程 设计结果 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 8 箱盖凸缘厚度 12 箱座凸缘厚度 b 12 箱座底凸缘厚度 25 地脚螺钉直径 查 2表 416 地脚螺钉数目 n 查 2表 4 轴承旁联接螺栓直径 设计内容 机盖与机座联接螺栓直径 2d =（ 承端盖螺钉直径 3（ .5）孔盖螺钉直径 4（ .4）位销直径 d d =（ d M6 1d ， 2d 至外机壁距离 1C 查 2表 45 18 14 2d 至凸缘边缘距离 2C 查 2表 43 12 外机壁至轴承座端面距离 1+ 1C + 2C +（ 58） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 110 齿轮端面与内机壁距离 28 机盖，机座肋厚 , 设计计算过程 设计结果 十二、减速器润滑方式及密封种类轴承端盖外径 22 +（ 53d 136（ 1 轴）128（ 2 轴） 186（ 3 轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 2 138（ 1 轴）130（ 2 轴） 188（ 3 轴） 表 7 减速箱机构尺寸 速器的润滑 齿轮采用浸油润滑，因平均速度略小于 s，由 3表 10050号中负荷工业闭式齿轮油（ 的选择 1. 减速器的润滑 2. 减速器的密封 油量大约为 齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于 10齿轮的