带式运输机单级蜗杆减速器设计说明书

1、带式运输机单级蜗杆减速器设计说明书1.设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。1.1.工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装置如下图所示己知条件：1. 工作条件：三班制，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起 动。2. 使用寿命：使用期限10年(每年300工作日)；3. 运输带速度允许误差；± 5%;动力及楷动裝置三、原始数据已知条件传送带工作拉力F(kN)传送带工作速度 v(m/s)滚筒直径D( mm参数20.8350I1电动机2 .联轴器3 .蜗杆减速器 4 .带式运输机附图G计算及说明结果2.1电动机的选择计算2.1.1选择电动机2.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和

2、条件选取 Y系列一般用途全封闭 自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率：3cFV0.8210,d 宀PW kw kw 1.6 kw1000 1000由电动机至工作机之间的总效率：24a1234其中1234分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知1=0.99 （滑块联轴器）2=0.98 （滚子 轴承）3=0.73 （单头蜗杆）4=0.96 （卷筒）所以：a 0.992x0.984 x0.73x0.960.63所以电动机输出功率：Pd孑 kw 1.6/0.63 2.54kw2.1.1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为60*1000

3、< 60 1000 0.8 ,. .，.nwkw r/min 43.68r/m inD350Pw=1.6kwa =0.63Pd =2.54kwn w=43.68r/mi n计算及说明结果电动机转速可选围：nd ' =i*门n d=(1070)*43.68=436.83057.6r/mi n确定电动机型号查表16-1，可得:方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数1Y100L-23kw3000r/mi n2870r/mi n65.7122Y100L-43kw1500r/mi n1440r/min32.9743Y132S-63kw1000 r/mi n960r/mi n2

4、1.986计算及说明结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比电动机的型较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，号为Y132结构还比较紧凑。S-6计算及说明结果2.1.2计算总传动比和各级传动比的分配2.121 计算总传动比：ianm 空 21.98nw 43.682.1.2.2 各级传动比的分配2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。3计算传动装置的运动和动力参数3.1蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同960蜗轮转速：n 43.68r/min21.98滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2 功率蜗杆的功率：p1=2.54 X 0

5、.99=2.51KW蜗轮的功率：p2=2.51 X 0.73 X 0.98=1.80kW滚筒的功率:3.3转矩TdT1Tdi1T2T1iap3=1.8 X 0.98 X 0.99=1.75Kw9550 -Pm 9550 空4 25.27N.m nm960125.27 1 0.9925.02N.m25.02 21.98 0.99 0.98 533.4N.mia=21.98n=43.68 r/minP1=2.51KWP2=1.80KWP3=1.75KWi3533.4 1 0.99 0.96507N.m将所计算的结果列表:参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/mi n)96096043.6843.68功率

6、(P/kw)2.542.511.801.75转矩(N m)25.2725.02533.4507传动比i21.98效率0.990.730.96计算及说明结果4.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，米用渐开线蜗杆 ZI。渐开线蜗杆ZI4.1选择材料45钢考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555HRC蜗轮用铸锡磷ZCuSn10P青钢ZCuSn10P金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈青铜用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。HT1004.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：1ZEZSh lim2a 3 K

7、T2VZn ZhH lim(1)确定作用在蜗轮上的转矩T2=533.4N mT2=533.4N m(2)确定载荷系数K因丄作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1(3)确定弹性影响系数ZeKA=1.1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故11ZE =147MP2ZE =147MP2计算及说明结果(4) 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆di和传动中心矩a的比值 虫 0.3 ,a从图11-18可查得Z =3.1(5) 确定接触疲劳极限Hlim根据蜗轮材料为ZCuSn10P蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力Hlim=265MPa(6) 确疋接触疲劳取小安全系

8、数SH|im根据推荐值可取SHlim=1.2(7)确定寿叩系数Lh 3 8 300 1072000【25000 J25000Zh10.841.6 Lh 72000(8)计算中心距IZE ZSh lim 2a *KT2勺ZnZhH lima 3'1.1 533.4147 3.1 ?竺 2 103178.4V0.79 0.84 265取中心矩a=200mm这时虫型0.4 , Z ' =3.1a 200由图11-18查得，因为Z '<Z ,因此以上计算结果可用。Z =3.1SH lim =1.2Zh 0.84a=178.4mm计算及说明结果4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何

9、尺寸确定蜗杆的头数ZiZi(72.4苗)/i(72.4(225)/21.98取乙=21.8确定模数mm 1.4 1.7 a1.4 1.720%取m=86.36 7.72蜗杆分度圆直径d10.68a0.8750.68 200087570.13d1=80mm查机械设计书表11-3，取标准值d1=80mm直径系数q=10齿顶圆da m(q 2) 8 (10 2) 96mm齿根圆df 1=m(q-2.4)=60.8mm分度圆导程角tgz-im/ d1 2 8/80r 11.3r 11.3蜗杆轴向齿宽b1 2m 匹2 1107.3b1107.3蜗轮齿数Z2=Z1 X 21.98=44Z2 =44验算传动

10、比i=44 22乙 2传动比误差22 21.980.09% ,21.98是允许的蜗轮分度圆直径d2 =352mmd2 =8X 44=352mm实际中心距a=1/2(d1+d2)=216mm蜗轮宽度b2 2m 0.5d112 8 0.561.1mmb2=61.1mm蜗杆圆周速度v1dg3.14/60100080960/60000V14.02 m/s4.02m/s相对滑动速度vs w /cos4.02/cos11.34.1m/ sVs4.1 m/s当量摩擦系数查机械设计书表13-6，0.031.60.034.4校核轮齿接触疲劳强度1.6许用接触应力h ZnZh Hlim sH min2650.79

11、 0.841.2146.5MPah146.5MPa最大接触应力H Z EZP.KaT2I 3a1.1 533400147 3.1 - 3 2003123.4MPa hh =123.4合格计算及说明结果齿根弯曲疲劳强度查机械设计书表13-2，取 怖115MPaFiin 115MPa弯曲疲劳最小安全系数根据机械设计书推荐值，取SFmin 1.4SF min4许用弯曲疲劳应力r-IF limF_S min115F 82MPa82MPa轮齿最大弯曲应力2KaT2F mb2d22 1.1 5334008 61.1 352合格6.8 f温度计算传动啮合效率tg1tg(v)tg11.310.87tg(11.

12、31.600.87搅油效率根据机械设计书自定为20.9920.99轴承效率根据机械设计书自定为30.9930.99总效率1230.87 0.99 0.990.780.78计算及说明结果散热总面积估算A 9 10 a .9 10 5 2001.882A 1.906 m1.906m2箱体工作温度1000R(1) *t1人t0合格aw A1000 2.54 (1 0.78)201.5 1.90639.5 C此处取aw=15w/ (m2 c),中等通风环境5.轴的设计计算及校核5.1轴的材料的选择，确定许用应力45钢考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45

13、钢，调质处理。(T b=640MPa查机械设计书表得(T b=640MPa 一仁55MPa(T -1仁55MPa取A=115,于是得d> A胆 11539.7mmdmin 39.7mmn35 43.68轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号K A =1.2计算转矩Tca = KAT3,查机械设计书表，选取Ka=1.2，则有Tca=472.3N.mTca=KT=1.2X 9.550 X 106 X 1.8/43.68=472，3N.m考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=39.7*1.05=41.6mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器WH6骨块联轴器孔直径取最小

14、直径为d=42mm选联轴器查表GB4384-1997选 WH6骨块联轴器，标准孔径 d=42mn1d1=42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmL1=110mmL=131mm L 总=330mm5.2蜗轮轴的结构设计确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最 小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确定d仁42mm 轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取 d2=52mm 轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取 d3>d2,且与 轴承径标准系列相符，故取d3=55mm.（

15、轴承型号选30211）轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d4=60mr 轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取 d5=70mm轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得 d6=64mm轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段4的长度应小于蜗的轮毂 宽度 2mm 取 L4=60mm为了保证蜗轮端面与箱体壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体壁间应有一定间隙，取两者间距为23mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取 轴承端面与箱体壁的距离为2mm .根据轴承宽度B=21mm取轴段7长度L7=21mm因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段

16、 3长度为L3=（2+23+2+21 =48mm为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取L2=22+46=68mm 根据联轴器轴孔长度112mm取L1=110mm因此，定出轴的跨距为L=（ 10.5+25+60+25+10.5）=131mm.（般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）蜗轮轴的总长度为 L总=131+21+68+110=330m。轴的结构示意图如图所示：*1©一£0.1-4-Ij-暫 jr-k -4&计算及说明结果523轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图见下图)(a)绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d=352mm转矩 T=533.4N m

17、蜗轮的切向力Ft=2T/d=2 X 533.4/352=3030.7N蜗轮的径向力Ft=3030.7NFr=Ft X tan a=3030.7 X tan20 °=1103.1NFr=1103.1N蜗轮轴向力Fa=Ftx tan B=3030.7 x tan 11.3 ° =605.6NFa=605.6N(b)求水平面H的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。Fha=1515.4nFha = FhbFt/2 3030.7 2 1515.4NC截面处的弯矩F hb =1515 4NM HC Fha l1515.40.131299.3NM hc =99.3

18、(C)求垂直平面V的支反力及弯矩支反力由 Ma 0得FvbIFr2 % Fa2 D拓0FVBF2% Fa2D721103.1 131/2 605.6 352/2 人1365.2NFvaFr2 Fvb 1103.1 1365.2262.1N截面C左侧的弯矩Mvc1 Fva%262.10.131217.17N ?m截面C右侧的弯矩Mvc2 FvbL21365.2 0.131289.42N ?m求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩.12 2 22-MC1MHcMVC199.32 ( 17.17)2 100.77N ?m截面C右侧的合成弯矩Mc2, Mhc2 Mvc2299.32 89.422 133.63

19、N?m计算转矩43.68393.54N?mT 9550P 9550 1.8/匕求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 a =0.6,危险截面C处的当量弯矩为：Mec . M c22 (aT)2. 133.6320.6 393.54 2=271.31N*m计算截面C处的直径，校验强度36.67mmI Mec(271.31 1000da 330.1 1；0.1 55因此处有一键槽，故将轴径增大 5%即：而结构设计中，此处直径已初定为 60mm 故强度足够5.3蜗杆轴的设计轴的材料的选择，确定许用应力Mvc2 89.42N ?mMc1 100.77N?mMC2=133.63N ?mT

20、=393.54N?mMec=271.31N*mda=36.67mm强度足够45钢考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置， 轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理按扭转强度，初步估计轴的最小直径115隅15.84 mmd=15.84mm确定各轴段直径查表GB 4384-1997选用WH6骨块联轴器，标准孔径 d=40mm即轴伸直径为40mm联轴器轴孔长度为：84mm轴的结构设计从轴段d仁40mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.070.1 ) d围, 故d2=40+0.1d仁44mm该直径处安装密圭寸毡圈，取标准直 径。应取d2=45mmd3与轴承的

21、径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承 型号为 30310。取 d3=50mmd4 起定位作用，由 h= (0.070.1 ) X d3=( 0.070.1 ) X 50=3.5 5mm 取 h=4mm d4=d3+h=50+4=54m;d6=d4=54mm;d7段装轴承，取d7=d3=50mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度84mmL2安装端盖取L2=40mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mmd1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=54mmd6=54mmd7=50mmd5=96mmL1=84mmL2=40mmL3=20mmL4和L6为了让

22、蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=138mm L4=138mmL7也安装轴承和端盖L7=30mmL7=30mmL5为蜗杆轴向齿宽取 L5=107mm 定出轴的跨度为；L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3=403mm蜗杆的总长度为:L 总=L+40+30+84=557mm蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图 和蜗轮轴相似，故不再作图)L5=107mmL 总=557mm计算及说明结果(a)绘制轴的受力图(b)求水平面H的支反力及弯矩Ft 仁 Fa2=605.6NFt1=605.6NFr仁Fr2=1103.1NFr1=1103.1NFa仁Ft2=3030.7NFa仁

23、3030.7N由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。Fha = Fhb Ft/2 605.6 2302.8NFha =302.8NC截面处的弯矩M HC FHA % 302.8 0.4032 61.01N ?mMhc 61.01N ?m(C)求垂直平面V的支反力及弯矩支反力由 Ma 0得FvbI Fn% Fa10FvbFr1 % Fa1 D%1103.1 40323030.7 80/2 厶3 852.36NFvaFr1 Fvb 1103.1 852.36 250.74N截面C左侧的弯矩Fva 250.74NMvc1 Fva L2250.74 0.403250.52N ?m截面C右侧的

24、弯矩Mvc2 Fvb/852.36 0.4032 171.75N ?m/ 2Mvc1求合成弯矩171.75N ?m截面C左侧的合成弯矩MC1 Jmhc2MVC12(61.012 50.52279.21N ?m截面C右侧的合成弯矩Mc1 79.21N ?mM C2:.2M HC2MVC261.012 171.752 182.26N ?mMC2 182.26N?m计算转矩：T 9550 P 9550 25196024.97 N ?m求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 a=0.6,危险截面C处的当量弯矩为：MecMc22 (aT)2171.7520.6 24.97 2=172.4

25、N*m计算截面C处的直径，校验强度d / MeCV0.i 1172.4 10000.1 5531.53mm因此处有一键槽，故将轴径增大 5%即：d=31.53*1.05=33.11mm而结构设计中，此处直径已初定为 96mm 故强度足够蜗杆轴的结构示意图如下图所示:Mec =172.4N*m强度足够6.轴承的校核6.1 校核 30311查表 GB/T297-1994 额定动载荷Cr=90.8 x 103 N 基本静载荷Cor=115*103 N(1)求两轴承受到的径向载荷 Fn和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fnv= Fva=262.1N计算及说明结果F2V=FVb 1365.2 NFr2v

26、1365.2 NFriH=FHA =1515.4 NFr1H=1515.4 NF2H=Fhb =1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1= 1537.9 NFri=jFr,v2 Fr1H2 J( 262.1)2 151542 15379NFr2 = 2039.63NFr2=jFr2v2 Fr2H236丘2 151542203963N(1)求两轴承计算轴向力Fa1和Fa查表GB/T297-1994可知e=0.4e=0.4附加轴向力lFr1 1537.9FS1 亠512.63N2Y 2 1.5Fs1512.63NLFr22039.66 cFs2 679.89N2Y2 1.5FS2 679.

27、89N轴向力FA=605.6NFS1Fa 512.63 605.6 1118.23N FS2轴承2端被压紧，故Fa1FS1 512.63NFa1 512.63NFa2 FS2 Fa 1118.23N求当量动载荷P1和P2Fa2 1118.23NFa1512.63 - _ _1 0.33<eFr11537.9查表 GB/T297-1994,取 X=1,Y=0Fa21118.23 门十0.55 eFq2039.66查表 GB/T297-1994,取 X=0.4,Y=1.5计算P1、P2,由于载荷平稳取fp=1,则计算及说明结果PixFri yFai 1537.9Np20.4Fr2yFa2)

28、0.4 2039.66 1.5 1118.23p22493.21 N2493.21N验算轴承寿命因为P1<P2所以按轴承的受力大的计算：L16670(C)16670( 90800)103Lhn ( P )43.68 ( 2493.21 )6.1 107hLh 72000Lh=6.1 107h所以轴承满足寿命要求。轴承满足寿命要求6.2 校核 303110查表 GB/T297-1994额定动载荷Cr=73.2 X 103 N基本静载荷Cor=92.0*103 N(2)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由刖面设计蜗轮时求得的：Fr1v= FVA=250.74NFr2v= Fvb 852.3

29、6 NF"H=Fha =302.8 NF2H=FHb =302.8NFr1 393.14 N! 2 2 ' 2 2Fr1'Fr1v2 Fr1H2 (250.742 30282 39314NFr2= 904.55NFr2=jFr2v2 Fr2H2 Q852362 30282904.55N求两轴承计算轴向力Fai和Fa2查表GB/T297-1994可知e=0.42计算及说明结果附加轴向力LFri393.14, c FS1 140.41N1 2Y 2 1.4FS1140.41NlFr2904.55 “c 小“Fs2323.05N2Y 2 1.4FS2323.05N轴向力 F

30、A=3030.7NFS1 Fa 140.413030.73171.11N FS2轴承2端被压紧，故Fa1 FS1 140.41NFa2 FS2 Fa 3171.11N求当量动载荷P1和P2Fa1140.41 小“10.36<eFa393.14查表 GB/T297-1994,取 X=1,Y=0Fa?3171.11 小L 3.5 eFq904.55查表 GB/T297-1994,取 X=0.4,Y=1.4计算P1、P2,由于载荷平稳取fp=1,则P-i xFr1yFa1 393.14 NP20.4Fr2yFa20.4 904.55 1.4 3171.114801.4N验算轴承寿命p24801

31、.4N因为P1<p?所以按轴承的受力大的计算：L16670（ C）16670（ 73200）1（03Lhn（P 丿960（4801.4 丿15.2 104h Lh72000Lh15.2 104h所以轴承满足寿命要求。轴承满足寿命要求计算及说明结果7.键的选择和校核7.1蜗轮与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003: A型普通平键根据轴的最小直径 d=42mm选择键b*h=12mm< 8mmL=80mml=L-b=80-12=68mmk=0.5 x h=0.5 x 8=4mm2T 1032 533.4 103“ r ,93.38 MPa< =110MPa Kld4 68

32、 42合格7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查GB1095-2003: A型普通平键根据轴的最小直径 d=40mm选择键b*h=12mnX 8mm L70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5 x h=0.5 x 8=4mm332T 102 25.05 10八仆 】一仆5.4 MPa< =110MPa Kld4 58 40合格8.箱体的设计计算8.1相体的结构形式和材料箱体米用铸造工艺，材料选用 HT200因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 810mm取S =10mm8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：A型普通平键b*h=12mnX 8mm合格A型普通平键b*h=12mm<

33、 8mm合格名称减速器型式及尺寸关 系箱座壁厚SS =10mm箱盖壁厚S1S 1=0.8 S =9.6mm 取S仁10mm箱座凸缘厚度b1，b1=1.5 XS 仁 15mm箱盖凸缘厚度b，b=1.5 X S =15mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5 X S =2.5 X10=25mm地脚螺钉直径及数目df=0.036a+12=21mm取 df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1= 0.75df=18.75mm 取d仁20mm盖与座联接螺栓直径d2= (0.5 0.6 ) df 取 d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150 200mm轴承端盖螺栓直径d3= (0.4 0.5 ) df 取

34、 d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4= (0.3 0.4 ) df 取 d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离3=26,20,16df，d2至凸缘边缘距离C2=24,14轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R仁 16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和 扳手空间的要求由结 构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱壁间距离 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱壁距离 2=30mm9.键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫 片的选择，具体容如下：键的选择查GB1095-2003蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型

35、普通 平键，b*h=12mnX 8mmGB1095-2003半联轴器与蜗杆轴的连接b*h=12mm X 8mmA型，12mnX 8mmA型，12mnX 8mm联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查型号WH6GB4323-1997选用联轴器的WH6GB4323-1997螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他M10*35因素的影响选用M12*100螺栓 GB5782-86 M10*35,数量为3个M10M12*100，数量为6个M12螺母 GB6170-86 M10数量为2个M6*20M12，数量为6个M8*25螺钉 GB5782-86 M6*20数量为2个M6

36、*16M8*25，数量为24个M6*16数量为12个6.4销，垫圈垫片的选择GB117-86选用销GB117-8Q B8*30,数量为2个B8*30选用垫圈GB93-87数量为8个GB93-87选用止动垫片1个止动垫片选用石棉橡胶垫片2个石棉橡胶垫片选用08F调整垫片4个08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构具体结构详见装本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮 蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。

37、箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过 蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥 销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相 互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用 于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔 平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱 油面的高低；为了排除油液和清洗减速器腔，在箱体底部 设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的 提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固 定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图减速器的润滑由于V=4.02 m/s<<12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油(SH009