机械设计实例

1、机械设计课程设计练习目录一 课程设计书2二 设计要求2三 设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数56. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011.联轴器设计30四 设计小结31五 参考资料32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器运输机连续单向运转，载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好，空载起动，卷筒效率为0.96(包括其支 承轴承效率的损失),减速器小批量生产，使用期限10年(300天/年)，三

2、班制工 作，滚筒转速容许速度误差为 5%,车间有三相交流，电压380/220V o 参数:皮带有效拉力F ( KN )3.2皮带运行速度V (m/s )1.4滚筒直径D (mm )400二. 设计要求1. 减速器装配图1张(0号)o2. 零件工作图2-3张(A2) o3. 设计计算说明书1份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计1. 传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速

3、器、工作机组成2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率1为V带的传动效率，2为轴承的效率，3为对齿轮传动的效率，(齿轮为 7级精度，油脂润滑)4为联轴器的效率，5为滚筒的效率因是薄壁防护罩，采用幵式效率计算。取 1 =0.962=0.983 =0.954 =0.995=0.96=0.7600.96 X0.984 X0.952 X0.99 X

4、0.962. 电动机的选择电动机所需工作功率为：P = P/ n = 3200 X 1.4/1000 X0.760 =3.40kW滚筒轴工作转速为 n = =66.88r/mi n，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比L = 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i= 840，I则总传动比合理范围为i总=16160，电动机转速的可选范围为m = i总Xn =( 16 160 ) X66.88 = 1070.08 10700.8r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动 比，选定型号为Y112M 4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转

5、速nm 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。方案电动机型号额定功率P edkw电动机转速min电动 机重 量N参 考 价 格 元传动装置的传动比同 步 转 速满载转 速总传动比V带传动减速器1Y112M-4415001440470230125.653.535.903.疋 动 置 总确 传 装 的 传动比和分配传动比(1 )总传动比由选定的电动机满载转速n拱和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 unSn = 1440/66.88 = 17.05(2)分配传动装置传动比机械设计实例式中 i0,i 分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 io =

6、 2.3 (实际的传动比要在 设计 V 带传动时，由所选大、 小带轮的标准直径之比计算)，则减速器传动 比为i = i 总/io = 17.05/2.3 = 7.41根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高 速级传动比为h = 3.24，则i2 = i / i1 = 2.294. 计算传动装置的运动和动力参数( 1 ) 各轴转速n = nm /io = 1440/2.3 = 626.09r/minnn = n / i 1 = 626.09/3.24 = 193.24r/minn = nn / i2 193.24/2.29=84.38 r/minn = n 皿=84.38

7、r/min( 2) 各轴输入功率R pd X 1 3.40 X0.96 3.26kWPn Pi Xn X 3 3.26 X0.98 X0.95 3.04kWPm Pn Xn X 3 3.04 X0.98 X0.95 2.83kWPiv Pm XnXn=2.83 X0.98 X0.99 2.75kW 则各轴的输出功率：Pi Pi X0.98=3.26 X0.98=3.19 kWPn Pn X0.98=3.04 X0.98=2.98 kWPm Pm X0.98=2.83 X0.98=2.77kWPv Pv X0.98=2.75 X0.98=2.70 kW( 3) 各轴输入转矩T1 = Td Xi0

8、 X 1 N-m机械设计实例电动机轴的输出转矩Td=9550也=9550 X3.40/1440=22.55 N m nm所以:Ti = Td Xi。X ! =22.55 X2.3 X0.96=49.79 N-mTn = T： Xi1 X 1 X 2=49.79 X3.24 X0.96 X0.98=151.77 N-mTm = Tn Xi2 X 2 X 3=151.77 X2.29 X0.98 X0.95=326.98 N-mTw = Tm X 3 X 4 =326.98 X0.95 X0.99=307.52 N-m输出转矩：T：= T： X0.98=49.79 X0.98=48.79 N-mT

9、n=Tn X0.98=151.77X0.98=148.73N -mT皿=Tm X0.98=326.98X0.98=320.44N -mTw=Tw X0.98=307.52X0.98=301.37N -m运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/mi n输入输出输入输出电动机轴3.4022.5514401轴3.263.1949.7948.79626.092轴3.042.98151.77148.73193.243轴2.832.77326.98320.4484.384轴2.752.70307.52301.3784.385.齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理

10、与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐幵线斜齿轮(1)齿轮材料与热处理机械设计实例 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数乙=24高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z?二hXZ1=3.24 X24=77.76取 Z2 =78. 齿轮精度按GB/T10095 1998，选择7级，齿根喷丸强化2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d1t2K“ u 1（ZhZe）2du （ h）确定各参数的值: 试选Kt =1.6查课本P215图10-30选取区域系数 Z H =2.433由课本 P214 图

11、10-2610.7820.82贝 y0.78 0.82 1.6 由课本P202公式10-13计算应力值环数N 1=6 0n 1jLh =60 X626.09 X1 X（2 X8 X300 X8）=1.4425 X10 9h8ZcN 2= =4.45 X10 8h #（3.25 为齿数比，即 3.25=2）乙 查课本 F203 10-19 图得：K 1=0.93 K 2=0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用F202公式10-12得:h 1 =0.93 X550=511.5 MPaH 2 =0.96 X450=432MPa许用接触应力h(hi h2)/2(511.5

12、432)/2471.75MPa 查课本由Pl98表10-6得：ZE =189.8MP a由 P201 表 10-7得:d =1T=95.5 X10 5 XP1/m=95.5 X10 5 X3.19/626.09=4.86 X10 4 N.m3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d 1td1t32KtT1u 1( Z H Z E )2H d32 1.6 4.86 1041 1.6(2.433 189.8)249.53mm3.25471.75计算圆周速度3.14 49.53 626.0960 10001.62m/s 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数mn初选螺旋角

13、=14d1t cos他53 COS14 2.00mm24计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 X2.00=4.50 mm=49.534 5 =11.01计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.318 1 24 tan 14 =1.903 计算载荷系数K使用系数Ka=1根据v 1.62m/s,7级精度，查课本由P192表10-8得动载系数Kv=1.07,查课本由Pi94表10-4得Kh的计算公式:223Kh = 1.12 0.18(1 0.6 d ) d +0.23 X10 xb=1.12+0.18(1+0.61) X1+0.23 X10 3 X49.53=1.42

14、查课本由P195表10-13得:Kf =1.35查课本由P193表10-3得:Kh = Kf =1.2故载荷系数:K= KK Kh Kh =1 X1.07 X1.2 X1.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1 =d 1t K/Kt =49.53 x=51.73 mm 计算模数mnmn=15173 cos14 2.09mm-244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KY cos2Yf YsdZ21 a(KT)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 = 48.6 kN m确定齿数z 因为是硬齿面，故取 z = 24 , z = r z = 3.24 X24 = 77.7

15、6传动比误差 i = u = z / z = 78/24 = 3.25 i 隹032 %二 5 %，允许 计算当量齿数zl = z /cos =24/ cos 314 = 26.27z - = z /cos L = 78/ cos 314 = 85.43 初选齿宽系数：-按对称布置，由表查得=1 初选螺旋角初定螺旋角14 载荷系数KK = K 亠 K K1 X1.07 X1.2 X1.35 = 1.73 查取齿形系数和应力校正系数Y：查课本由P197表10-5得:齿形系数 Y = 2.592Y = 2.211应力校正系数 Y = 1.596 Y = 1.774 重合度系数Y端面重合度近似为=1

16、.88-3.2 X() cos = 1.88 3.2 X(1/24 +1/78 ) Xcos14 = 1.655=arctg (tg -/cos )= arctg (tg20 /cos14 )= 20.64690矗爼區0匚加碍)=14.07609 -因为=匚/cos ，:，则重合度系数为 Y = 0.25+0.75 cos J 八 =0.673 螺旋角系数Y，轴向重合度二一 1.825,=0.78 计算大小齿轮的机械设计实例安全系数由表查得 S=1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1 = 60nkt : = 60 X271.47 X1 X8 X300 X2 X8

17、=6.255 X10 -大齿轮应力循环次数 N2 = N1/u = 6.255 X10“/3.24 = 1.9305 X10：查课本由P204表10-20C得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 FF1 500MPa大齿轮 FF2 380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K fn 1 =0.86K fn 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4f1= KfN1 FF1 0.86 500307.14S1.4Kfn2 FF2 0.93 380252.43S1.4YfTs1f1進1雯 0.01347307.14Yf 2 Fs 2F2丝丄边0.01554252.43mn对比计算结果，由齿面

18、接触疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲大齿轮的数值大.选用. 设计计算计算模数 2 1.73 4.86 104 0.78 cos2 14 0.015542mm 1.26mm 242 1.655劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m n=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =51.73 mm来计算应有的齿数.于是由:Z1=25.097取 Z1=25那么 z 2 =3.24 X25=81几何尺寸计算计算中心距 a=109.25 mm将中心距圆整为 110 mm按圆整后的中心距修正螺旋角(i 2)mn(25 81) 2

19、二arccos- - arccos14.0122 109.25因 值改变不多，故参数,k ,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d 1 =51.53 mmd 2 =166.97 mm计算齿轮宽度B= d11 51.53mm 51.53mm圆整的B2 50B1 55(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数乙=30速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 =2.33 X30=69.9 圆整取 z2=70.齿轮精度按GB/T10095 1998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1. 确定公式内的

20、各计算数值 试选Kt = 1.6 查课本由P215图10-30选取区域系数Zh =2.45机械设计实例 试选12,查课本由P214图10-26查得,=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N 1=60 Xn2 Xj XL n =60 X193.24 X1 X(2 X8 X300 X8)=4.45 X10N 2=1.91 X10 8由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94K HN2= 0.97查课本由P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 550MPa取失效概率

21、为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力h】1= MPah2=0.98 X550/1=517 MPah 540.5 MPa2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数 Ze=189.8MP ；选取齿宽系数d 1T=95.5 X10 5 XF2 /n2=95.5 X10 5 X2.90/193.24=14.33 X10 4 N.md1t32Kt u 1仁e)23.2 1.6 14.33 1043.332.45 189.8 22.33(540.5)1 1.71=65.71 mm65.71 193.2460 10000.665 m/ s2. 计算圆周速度d牡n260 10003. 计算齿宽机械

22、设计实例b= d d it =1 X65.71=65.71 mm4. 计算齿宽与齿高之比bhdit cos 65.71 cos12模数 口玳二2.142mmZi30齿高 h=2.25 Xm nt =2.25 X2.142=5.4621mmbh =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度0.318 dz1 tan0.318 30 tan 12 2.0286. 计算载荷系数KKh =1.12+0.18(1+0.6 f) f+o.23 X10 3 Xb =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X10 3 X65.71=1.4231使用系数Ka=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值

23、Kv = 1.04Kf =1.35 Kh =K f =1.2故载荷系数K = KaKvKh Kh =1 X1.04 X1.2 X1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d 1 =d1t=65.71 X计算模数mnd1 cosZ172.91 cos12302.3772mm3.按齿根弯曲强度设计m2KT1Y cos2dZ21(1)计算小齿轮传递的转矩=143.3 kN mYf Ysf确定公式内各计算数值机械设计实例传动比误差 i = u = z / z- = 69.9/30 = 2.33 i &032 %匚 5 %，允许(3) 初选齿宽系数按对称布置，由表查得-=1(4)

24、初选螺旋角初定螺旋角 =12、(5) 载荷系数KK=心 K KE；=1 X1.04 X1.2 X1.35 = 1.6848(6) 当量齿数zi = zi/cos = 30/ cos 1.412 = 32.056z” = z- /cos =70/ cos 312 = 74.797由课本R97表10-5查得齿形系数Y盹和应力修正系数Y免Yf 12.491,YF 2 2.232YS 1 1.636,YS 21.751(7) 螺旋角系数Y轴向重合度=75, =2.03丫： = 1 = 0.797(8) 计算大小齿轮的查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPaFE2 380

25、MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数K fn 1 =0.90K FN2 =0.93S=1.4F1 =KFN1 FE1S0.90 5001.4321.43MPaK FN 2 FF 2S0.93 380252.43MPa计算大小齿轮的，并加以比较机械设计实例丫Fa1 F Sa1f12 FSa2F 22.491 1.6360.01268321.432.232 1.7510.01548252.43大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算计算模数3 5 22 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548,mn. 2mm 1.5472mm,1 301.71对比计算

26、结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m n=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的 分度圆直径d 1=72.91 mm来计算应有的齿数.乙=27.77取 Z1=30z 2 =2.33 X30=69.9取 z2=70初算主要尺寸计算中心距a=102.234 mm将中心距圆整为103 mm修正螺旋角=arccos(3070) 2arccos 2 10313.86因 值改变不多，故参数,k ,Zh等不必修正分度圆直径d 1 =61.34 mmd 2 =143.12 mm计算齿轮宽度b d

27、d11 72.91 72.91mm圆整后取B1 75mm B2 80mm低速级大齿轮如上图:齿轮各设计参数附表1.各轴转速n(r/min)叫(r/min)F (r/min)nw (r/min)626.09193.2484.3884.382.各轴输入功率P碍(kw)与(kw)P型(kw)Pw (kw)3.263.042.832.753.各轴输入转矩T兀(kN m) (kN n)(kN m)Tw (kN m)49.79151.77326.98307.526传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3，转速na，转矩T3P3 =2.83KWn3 =84.38r/mi nTa=326

28、.98N . m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 =143.21mm而 Ft= 2 311.3534348.16N143.21 10tan ntan20Fr= Ft -4348.16o 1630.06Ncoscos13.86Fa= F ttan=4348.16 X0.246734=1072.84N圆周力Ft，径向力Fr与轴向力Fa的方向如图示:.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据 课本 P361 表15 3 取 A 112fpdmin Ao 35.763mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dz n，为了使

29、所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号查课本P343表14 1,选取Ka 1.5Tea KaT3 1.5 311.35 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d1 40mm,故取di 口 40mm半联轴器的长度L 112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 84mm.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要求的轴向定位要求，I - U轴段右端需要制出一轴肩，故取U -川的直径dn皿47mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径 取挡圈直径D 50mm半联轴器与

30、轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端 挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 ，故I - U的长度应比 略短一一 些现取I82mm 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dn m 47mm,由轴承产品目录中 初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.从动轴的设计对于选

31、取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B 50mm 80mm 16mm ,故d皿即d町麵50mm；而I町if 16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h 0.07d,取h 3.5mm,因此dv 57 mm, 取安装齿轮处的轴段d可皿58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 毂的宽度为75mm,为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I在皿72mm.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取 dv65mm.轴环宽度 b 1.4h,取 b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器与轴承端盖的结构设计而定 ).根据轴承

32、端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm，故取ln m 50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm. 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8 mm,已知滚动轴承宽度 T=16 mm,高速齿轮轮毂长L=50 mm,则I 町麵 T s a (75 72) (16 8 16 3)mm 43mm1 IV V L s c a 1 皿即 1 v(50 8 20 16 24 8)mm 62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简

33、图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距.L2 L3114.8mm 60.8mm 175.6mmF NH1FNH 2士Ft 4348.16 -6018 1506NL2 L3175.6L114 82Ft 4348.162843NL2 L3175.6F NV1Fr L3FaD809 NFnv2 Fr Fnv2 1630 809 821NM H 172888.8N mmM V1FNV1L2 809 114.8 92873.2N mmM V2 Fnv2 L3821 60.8 49916.8N

34、mmM 1、mH M： 1728892928732196255 N mmM 2179951N mm传动轴总体设计结构图（从动轴）（中间轴）从动轴的载荷分析图（主动轴）DaMh匾二氏D/2c)&MTFfyzF.TfTrrrrrrrT-r-6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca10.821962552(1 311.35)20.1 27465前已选轴材料为45钢，调质处理 查表 15-1 得i=60MP aca S=1.5所以它是安全的截面W右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503 = 12500抗扭系数Wt =0.2 d3=0.2 503=25000截面W左侧的弯矩 M为 M=13356

35、0截面W上的扭矩T3为T3 = 295截面上的弯曲应力截面上的扭转应力WTK =0.820.92所以 0.67综合系数为：K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取0.10.05 0.1取 0.05安全系数ScaS =25.13S 13.71ScaS=1.5所以它是安全的8. 键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据d 2 =55d3=65查表6-1取：键宽b 2=16h 2=10L2=36b3=20h3=12L3 =50校和键联接的强度查表6-2得p=110MPa工作长度 12L2b236-16=2013L3b350-20=3

36、0键与轮毂键槽的接触高度K2 =0.5 h 2 =5Ka=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:2 143.53 100052.205 20 552 311.35 10006 30 6553.22V pV p两者都合适取键标记为:键 2: 16 X36 A GB/T1096-1979键 3: 20 X50 A GB/T1096-19799. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造 （HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量，大端盖分机体采用黑配合.is61.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/

37、s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H为40mm为保证机盖与机座连接处密封， 联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创, 其表面粗糙度为633. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，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M6在机盖顶部幵有窥视孔， 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，机体上幵窥视孔与凸缘一块，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，用紧固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，

38、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与油面稳定之处。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位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工与装配精度，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和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下：名称符

39、号计算公式结果箱座壁厚0.025a3 810箱盖壁厚110.02a 3 89箱盖凸缘厚度bibii.5 ii2箱座凸缘厚度bb i.5i5箱座底凸缘厚度b2b22.525地脚螺钉直径dfdf 0.036a i2M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径didi 0.72dfMi2机盖与机座联接螺栓直径d2d2 = （ 0.50.6 ） dfMi0轴承端盖螺钉直径d3d3= （0.40.5 ） dfi0视孔盖螺钉直径d4d4 = （ 0.30.4） df8定位销直径dd = （ 0.70.8 ） d28df， di， d2 至Ci查机械课程设计指导34外机壁距离书表422i8df， d2至凸缘C2查机械课程设计指导28边缘距离书表4i6外机壁至轴承座端面距离lili = Ci + C2 +（8i2 ）50大齿轮顶圆与1ii.2i5内机壁距离齿轮端面与内机壁距离22 10机盖，机座肋厚mi ,mmi 0.85 1,m 0.85m19m 8.5轴承端盖外径D2D2 D +（ 55.5）d3120 （ 1 轴）125 （ 2轴）150（ 3 轴）轴承旁联结螺栓距离SS D2120 （ 1 轴）125