二级减速器设计说明书

《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1、设计计算说明书一份、减速器装配图一张、轴零件图一张、齿轮零件图一张目 录一 课程设计任务书二 设计要求三 设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计V带和带轮齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构的设计润滑密封设计联轴器设计四 设计小结五 参考资料传动装置总体设计方案传 课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）动装置总体设1——V带传动 2——运输带 3——单级斜齿圆柱齿轮减速器计4——联轴器5——电动机6——卷筒方 已知条件工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，案有粉尘。2）使用期限：10年，大修期3年。3）生产批量：10台4）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮。5）动力来源：电力，三相交流（220/380V）设计要求减速器装配图一张。绘制轴、齿轮零件图各一张。设计说明书一份。设 设计步骤计 本组设计数据：步 运输带工作拉力 F/N2200 。骤 运输带工作速度 v/(m/s) 。卷筒直径D/mm240。1）外传动机构为 V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。电电动机的选择F2200N动1）选择电动机的类型v1.2ms机按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全D240mm的封闭自扇冷式结构，额定电压380V。选2）选择电动机的容量择工作机的有效功率为Pw Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为31 2 3 4 5由《机械设计课程设计手册》表 1—7可知：1：V带传动效率2：滚动轴承效率（球轴承）3：齿轮传动效率（8级精度一般齿轮传动）4：联轴器传动效率（弹性联轴器）：卷筒传动效率所以电动机所需工作功率为Pd3）确定电动机转速

Pw按表13—2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比i'6~20而工作机卷筒轴的转速为nwvD所 以 电 动 机 转 速 的 可 选 范 围 为ni'nw(525.48~1751.6)rmind电动机额定功率满载转启动转矩最大转矩型号/kw速额定转矩额定转矩/(r/min)Y100L2-431430符合这一范围的同步转速有、1000rmin和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500rmin的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12—1选定电动机型号为 Y100L2-4。计计算传动装置的总传动比i并分配传动比算nm传(1).总传动比i为inw动(2).分配传动比iii装置考虑润滑条件等因素，初定的i4总i4.1传动4.计算传动装置的运动和动力参数比1).各轴的转速iI轴nnm1430rmin并nn357.5rmin分II轴i配nIII轴n87.2rmin传i动卷筒轴nwn87.2rmin比2).各轴的输入功率I轴PPd2.81kwII轴PP122.67kwIII轴PP322.56kw卷筒轴P卷P422.51kw

i 16.33i 4i 4.1n 1430rmin357.5rminn87.2rminnw 87.2rminP 2.81kwP 2.67kwP 2.56kwP卷 2.51kw3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td9.55106Pd1.88104NmmnmI轴TTd1.88104NmmII轴TT12i7.15104NmmIII轴TT32i2.82105Nmm卷筒轴T卷T422.76105Nmm轴名功率转矩转速传动效率比I轴1.8810414304II轴7.15104III2.82105轴1卷筒2.76105轴将上述计算结果汇总与上表，以备查用。设电动机输出功率Pd2.81kw，转速计Pca3.37kwVnnm1430rmin，带传动传动比i=4，每天工作16小带1和 时。带轮1).确定计算功率Pca由《机械设计》表查得工作情况系数KA1.2，故Pca KAPd 3.37kw2).选择V带类型根据Pca，n1，由《机械设计》图可知，选用A型带选用A型带3).确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1).初选小带轮基准直径dd1由《机械设计》表，选取小带轮基准直径dd190mm，而dd1H100mm，其中H为电动机机轴高度，满足安装dd190mm2要求。(2).验算带速vvddn16.74ms1100060v6.74ms因为5msv25ms，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径dd2idd1360mmdd2360mm根据《机械设计》表，选取dd2355mm，则传动比dd23.9，选取：idd1dd2355mmn1从动轮转速n2366.7rmini4).确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)得312a0890，取a0750mm(2).计算带所需的基准长度Lda0750mmLd02a0(dd1dd2)(dd2dd1)24a02222mm2由《机械设计》表选取 V带基准长度Ld 2240mm(3).计算实际中心距aLdLd0759mmaa02Ld2240mmamax a 0.03Ld 826mmamin a 0.015Ld 725mm5).验算小带轮上的包角 1a 759mm1180(dd2dd1)57.316090amax826mmaamin725mm6).计算带的根数 z计算单根V带的额定功率Pr由dd190mm和n11430rmin，查《机械设计》表得Pr1.52kwP01.05kw根据n11430rmin，i3.9和A型带，查《机械设计》表得P00.17kw查《机械设计》表得K0.95，查表得KL1.06，于是Pr(P0P0)KKL1.23kw(2)计算V带的根数zPca3.37z2.74取3根。Pr1.237).计算单根V带的初拉力的最小值 (F0)min由《机械设计》表得A型带的单位长度质量 q 0.1kgm，所以(F0)min500(2.5K)Pca2141NKzvqv应使带的实际初拉力F0(F0)min。z38).计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min2z(F0)minsin1147N29).带轮的结构设计(F0)min141N小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为 13mm，取带轮宽为35mm。(Fp)min 147N齿1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺轮旋角β的(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。设(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，计故选用8级精度。

级精度大小齿轮材料均为钢（调质）材料选择。由《机械设计》表大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS。z1 24(4)选小齿轮齿数z1 24，则大齿轮齿数z2 iz1 98z2 98初选螺旋角β=13°初步设计齿轮主要尺寸设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计。2KT1u1ZEZHZZ)2du[]H确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选 Kt=T9.55106P7.13104Nmm1n2由《机械设计》表，取 d 1由《机械设计》表查得材料的弹性影响系数zE 189.8MPa由《机械设计》图，查得 zH 2.44一般取Zε=～，因齿数较少，所以取 z 0.8z cos 0.99由式（6-12），N160n2jLh60357.511630088.24108NN2N18.241082.01108Ni24.1由图6。6查得，KHN11.08,KHN21.15按齿面硬度查图得Hlim1600MPa，Hlim2560MPa，取SHmin1；[KHN1lim1H]1S[KHN2lim2H]2S

1.08 600MPa 648MPa1.15 560MPa 644MPa取[]H(648644)/2646MPa设计齿轮参数d1t2KtT1u1ZEZHZZ)23(u[]Hd21.5713004.112.44189.80.80.992mm44.1mm314.1(646)修正d1t：vd1tn23.1444.1357.50.83m/s1000601000m/s60由表查得，由图查得，由图查得，

KA1.00Kvd1t44.1mm1.03K 1.05v 0.83ms一般斜齿圆柱齿轮传动取，K1~1.4，此处K1.2则KKAKVKK1.001.031.051.21.30d1d1t3K44.131.30mm42.05mmKt1.5mnd1cos42.05cos13mm1.71mmz124选取第一系列标准模数 mn 2mm齿轮主要几何尺寸：mn(z1z2)2(2498)a12mm125.77mm2coscos13圆整中心距，取a1126mm则arccosmn(z1z2)arccos2(2498)14.482a12126计算分度圆直径和齿宽d1mnz1224mm49.48mmcoscos14.48d2mnz2298mm202.06mmcoscos14.48bdd1149.48mm49.48mmB255mmB160mmd149.48mmd2202.06mm4)校核齿根弯曲疲劳强度b49.48mmB160mm2KT1YY[]FFbd1YFaYSaB255mm(1).确定公式内的各计算数值由《机械设计》第 127页，取Y=，Y 0.88由《机械设计》图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1240MPa；大齿轮的弯曲强度极限Flim2220MPa；由《机械设计》图取弯曲疲劳寿命系数KFN10.90，KFN20.94；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=，应力修正系数 Y=2,有[F]1KFN1Flim1YMPa308.6S[F]2KFN2Flim2Y295.4MPaS计算载荷系数K；K KAKVK K 1.00 1.03 1.05 1.2 1.30查取齿形系数；zv1z126zv2z2107cos3cos3由《机械设计》表查得YFa12.60；YFa22.19查取应力校正系数；由《机械设计》表查得YSa11.595；YSa21.80(2).校核计算K 1.302KT1YY96.7[F]1F1YFa1YSa1bd1mn2KT1YY91.9[F]2F2YFa2YSa2bd1mn齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数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，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数d1z1 25m大齿轮齿数，取z2 103。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(5). 结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。

2mmz125z2 103滚(一).轴的设计动轴 Ⅰ.输出轴上的功率P 、转速n 和转矩T承和 由 上 可 知 P 2.56kw ， n 87.2rmin ，传动T2.82105Nmm轴Ⅱ.求作用在齿轮上的力的设因已知低速大齿轮的分度圆直径计d2mz22103mm212.37mmcoscos14.48而Ft2T2737.86Nd2FrFttan1027.32NcosFa707NⅢ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表，取C 110，于是dmin'C3P33.93mm，由于键槽的影响，故ndmin 1.05dmin' 35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径d 与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 Tca KAT ，查《机械设计》表，取KA 1.5，则：Tca KAT 423000N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm。半联轴器的孔径 d 38mm，故取半联轴器长度 L 82mm，半联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔L 60mmⅣ.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1). 为了满足半联轴器的轴向定位要求， Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ 42mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ -Ⅱ段的长度应比L小2~3mm，现取lⅠⅡ 58mm2). 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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 dⅡⅢ 42mm，查手册表6-1选取轴承代号为 7009AC的角接触球轴承，其尺寸为dDB45mm75mm16mm，故dⅢⅣdⅥⅦ45mm；而lⅥⅦ30mm。3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ48mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴端应略短于轮毂宽度，故取lⅣⅤ 53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h 4mm，则轴环处的直径 dⅤⅥ 56mm。轴环宽度b 1.4h，取lⅤⅥ 10mm。4). 轴承端盖的总宽度为 10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及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 l 30mm，故lⅡⅢ40mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离a12mm，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s10mm，已知滚动轴承宽度T16mm，大齿轮轮毂长度L55mm，则lⅢⅣ T s a (55 53) (16 10 12 2)mm 40mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 dⅣⅤ由《机械设计课程设计手册》表 4-1 查得平键截面h14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了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额为H7；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为n612mm8mm50mm，半联轴器与轴的配合为H7。滚动轴承与k6轴的周向定位是由过度配合来保证的， 此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表，取轴端倒角为 2 45。Ⅴ.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 作为简支梁的轴的支撑跨距L2 L3 44.6mm 44.6mm 89.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面

C是轴的载荷水平面H垂直面V支反力FNH11369N,FNH21369NFNV11330N,FNV2303NF弯矩MMH61057NmmMV159318Nmm,MV213514Nmm,总弯矩M185127Nmm，M262535Nmm扭矩TT282000Nmm危险截面。现将计算处的截面C处的、及M的值列如下：MHMV.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C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力M12(T)2ca11.98MPaW前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由《机械设计》表查得[ 1] 60MPa因此 ca [ 1]，故安全。Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度(1). 判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的， 所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。截面Ⅳ为危险截面，截面Ⅳ的左右两侧均需校核。(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数W0.1d30.14539112.5mm3抗扭截面系数WT0.2d30.245318225mm3截面Ⅳ左侧的弯矩M：MM144.62635501Nmm44.6截面Ⅳ上的扭矩T：T282000Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：

Mb 3.9MPaWTT 15.47MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力， m 0，扭转切应力为脉冲循环应变力， m 15.47/2 7.74MPaa b 3.9MPa, a m 7.74MPa轴的材料为 45钢，调质处理，由《机械设计》表得B 640MPa， 1 275MPa， 1 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按《机械设计》附表查取。因r2.00.04，D481.07，可查得d45d451.92，1.30又由《机械设计》图并经插值可得轴的材料的敏性系数为q0.82，q0.85故有效应力集中系数为k1q(1)1.75k1q(1)1.26由《机械设计》查图，0.75；由附图3-3的扭转尺寸系数0.76轴按磨削加工，由B640MPa查图，0.92轴未经表面强化处理，即 q 1，则综合系数为k112.42KKk111.75已知碳钢的特性系数0.1~0.2，取0.10.05~0.1，取0.05于是，计算安全系数Sca值，则S129.14KamS111.13KamSS10.4S1.5ScaS2S2故可知其安全。(3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数：W0.1d30.148311059.2mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.148322118.4mm3截面Ⅳ右侧的弯矩M：MM44.626135501Nmm44.6截面Ⅳ上的扭矩T：T282000NmmM截面上的弯曲应力： b 3.2MPaW截面上的扭转切应力：TMPaTWT12.75弯曲正应力为对称循环弯应力，m0，扭转切应力为脉冲循环应变力，m12.75/26.375MPaab3.2MPa,am6.375MPa过盈配合处的 k ，由《机械设计》附表 ,取k 0.8k ，用插值法得k3.42，k2.74，轴按磨削加工，由 B 640MPa查图， 0.92故得综合系数为k113.51Kk112.83K所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为SKSK

1 24.5a m8.44a mSS7.98S1.5ScaS2S2故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：(二).齿轮轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T由 上 可 知 P 2.67kw ， n 357.5rmin ，7.15104Nmm.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径d1mnz1225cosmm51.55mmcos14.48而Ft2T2774Nd1FFtan1041NrtcosFaⅢ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取C=120，于是dmin

C3

PⅡ

23.46mm

，由于键槽的影响，故nⅡdmin

1.05dmin'

24.6mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径dⅠⅡ，取dⅠⅡ 25mm，根据带轮结构和尺寸，取 lⅠⅡ 35mm。Ⅳ.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ -Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ 30mm；2). 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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 dⅡⅢ 30mm，查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸为dDB35mm62mm14mm，故dⅢⅣdⅦⅧ35mm；而lⅥⅦ32mm。3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅴ-Ⅵ的直径dⅤⅥ53.55mm，lⅤⅥ60mm。轴肩高度h0.07d，故取h3mm，则轴环处的直径dⅣⅤdⅥⅦ42mm。轴环宽度b1.4h，取lⅣⅤlⅥⅦ6mm。4). 轴承端盖的总宽度为 15mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及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 l 30mm，故lⅡⅢ45mm。5). 取齿轮距箱体内壁的距离 a 12mm，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6mm，已知滚动轴承宽度T14mm，，则lⅢⅣ T s a lⅣⅤ (14 12 6 6)mm 26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 dⅠⅡ由《机械设计课程设计手册》表4-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表，取轴端圆角 2 45。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命L'H 8 8 2 365 46720hⅠ. 计算输出轴承(1). 已 知 n 87.2rmin ，两 轴 承 的径向 反力FR1 FR2 513.2N由选定的角接触球轴承 7009AC，轴承内部的轴向力 FS 0.63FrFS1 FS2 0.63FR 323.3N(2).

由输出轴的计算可知

Fa

707N因为

FS1

Fa

323.3N

707N

1030.3N

FS2

，故轴承Ⅱ被“压紧 ” ， 轴 承 Ⅰ 被 “ 放 松 ” ， 得 ：Fa2 FS1 Fa 323.3N 707N 1030.3NFa1 FS1 323.3N(3).FA1FR10.63，FA2FR22.01，查手册可得e0.68由于FA1FR1e，故X11,Y10;FA2FR2e,故X20.41,Y20.87(4).计算当量载荷P1、P2由《机械设计》表，取fp1.5，则Pfp(XFrYFA)769.N1118P2fp(X2FrY2FA)829.5N(5).

轴承寿命计算由于P1 P2，取

P

829.5N，查表取

f

t

1，角接触球轴承，取

3，查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr25.8KN，则LH106(ftC)'60nP5750416hLH故满足预期寿命。Ⅰ.带轮与输入轴间键的选择轴径d25mm，轮毂长度L35mm，查手册，选A型平键键，其尺寸为联b8mm，h7mm，L28mm(GB/T1095-2003)接设 Ⅱ.输出轴与齿轮间键的选择计轴径d 48mm，轮毂长度L 45mm，查手册，选 A型平键，其尺寸为b 14mm，h 9mm，L 45mm(GB/T1095-2003)Ⅲ.输出轴与联轴器间键的选择轴径d 38mm，轮毂长度L 50mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b 12mm，h 8mm，L 50mm(GB/T1095-2003)箱 减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构为了保体 证齿轮佳合质量，结构 大端盖分机体采用 H7配合.is6的设计 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，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于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6.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便 .对附件设计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M8紧固油螺塞：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。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.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.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.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：名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径

符号计算公式结果0.025a38100.02a38118b1b11.5112bb1.515b2b22.525dfdf0.036a12M16n查手册4d1d10.75dfM12机盖与机座联d2接螺栓直径轴承端盖螺钉 d3直径视孔盖螺钉直d4径定位销直径