带式输送机的传动系统设计(减速机设计)报告

《机械设计》课程设计说明书课题名称带式输送机的传动系统设计学院xxxxxXXXXXXXX专业机械设计制造及其自动化作者XXXXXXXXXXXXXXXXXX学号XXXXXXXXXXXXXXXXXX指导老师XXXXXXXXXXXXXXXXXXX二0一五年十二月二十一目录第一章绪论......................................1第二章减速器结构选择及相关性能参数计算...........2第三章V带传动设计..............................4第四章齿轮的设计计算..........................6第五章轴的设计计算............................12第六章轴承、键和联轴器的选择.................18第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算.............................20第八章设计小结..................................24参考资料.........................................24第一章 绪论1.1 设计目的（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。1.2传动方案拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，单向运转，不均匀载荷，中等冲击，空载运行。2、原始数据：滚筒圆周力 F=4.5KN；带速V=1.9m/s；滚筒直径D=320mm；3、方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。图1 带式输送机传动系统简图1第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1电动机类型及结构的选择本减速器设计为水平剖分，选用Y系列三相异步电动机，封闭卧式结构。2.2电动机选择1、工作机的功率Pw=FV=4.5×1.9=8.55(kw)2、总效率总= 齿轮 联轴器 轴2承=0.96×0.97×0.96×0.993=0.87式中效率由《简明机械设计手册》 P11表1—5获得3、所需电动机功率Pd Pw/总 8.55/0.875 9.76(KW)查《简明机械设计手册》P637表19-3得电机型号选用Y180L-8额定功 满载转速 堵转转矩比额 最大转矩比额 质量率 定转矩 定转矩11kw 730 1.7 2.0 1452.3确定传动装置的总传动比和分配级传动比

Pw=8.55KW总=0.87Pd=9.76KW电动机选用：Y180L-81、工作机的转速n=60×1000v/（ D）=60×1000×1.9/(3.14 ×320)

n=113.46(r/min)=113.46(r/min)2、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速n满和工作机主动轴转速nI可得传动装置总传动比为：i总=n满/nI=730/113.46=6.434i总=6.4343、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积i总=i带i齿取i带=2（普通V带i<5）2因为： i总=i带i齿所以： i齿＝i总／i带＝6.434/2＝3.2172.4动力运动参数计算（一）转速nn0=n满=730(r/min)=n0/i带=n满/i带=730/2=365（r/min）nII=nI/i齿=365/3.27=113.46（r/min）nIII=nII=113.46（r/min）（二）功率PP0 Pd 9.61(kw)低速轴：P1 P0带 9.369(kw)高速轴：P2 P1轴承 轴承 8.997(kw)卷筒轴P3 P2联轴器 轴承 8.64(kw)（三）转矩TT09550P0/n09.769550/730127.68(N﹒m)低速轴T1T0带i带245.15(Nm)高速轴T2T1i757.34(N﹒m)卷筒轴T3T2联轴器轴承i带727.27(N﹒m)将上述数据列表如下：功率NT/轴号/(r.min-1)﹒iP/kW(Nm)

i带 2i齿=3.217n0=730(r/min)n =365(r/min)nII =113.46(r/min)n3=113.46(r/min)P0 9.61(kw)P1 9.369(kw)P2 8.997(kw)P3 8.64(kw)T0=127.15(Nm)T1245.15(Nm)T2757.34(Nm)T3 727.27( N﹒m)309.37730127.6818.9976365245.15228.64113.46757.343.2738.64113.46727.271第三章V带传动设计3.1确定计算功率查表得KA=1.2，则PC=KAP=1.2×9.76=11.721KW3.2确定V带型号

PC=11.721KW由于普通 V带其性能低，而要求的传动的力矩较大，故选用 SPB型窄V带。3.3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据《机械设计手册》P6-18表6-18J，小带轮选用直径范围为选用SPB型窄dV带112—140mm，选择d1=140mm。dd1=140mm（2）验算带速vv=dd1n1=140730=5.348m/s=5.348m/s,601000600005m/s＜v＜25m/s,带速合适。带速合适（3）计算大带轮直径dmmdd2=idd1（1-ε）=2×140×（1-0.02）=274.4mmd2=280ao=800根据GB/T13575.1-9规定，选取dd2=280mm取3.4确定带长及中心距mm（1）初取中心距a00.7dd1 dd2 a0 2dd1dd2得294≤a0≤420，根据总体布局，取ao=350mm确定带长Ld：4根据几何关系计算带长得ao=350mmdd12Ldo2a0dd2dd1dd24a02=235028014014028035024

2=1373.4mm根据《机械设计》P145表8-2，取Ld。(3)计算实际中心距=1400mmLd=1400mmLd-Ld01400-1373.4a=363.15mma02=3502取370mm中心距3.5.验算包角=370mmdd2dd1a1180a57.3=158.31°α280140包角合适18057.3=158.31°＞120°，包角合适。=3703.6.确定V带根数ZZ≥(PPcP)KKL00根据d=140mm及n=730r/min，查《机械设计手册》P6-14表6-180dd11得P0=3.53KW,P0=0.22KW查《机械设计》P155得Kα=0.95，P140表8-2得KL=0.84则Z≥11.72=3.92，取Z=40.22)0.950.84(3.53带数Z=43.7.确定粗拉力F0500Pc(2.5K)qv2F0=500KZ查《机械设计》P6-11表6.1-15得q=0.192㎏/m,则011.72500(2.50.95)0.1925.242F=50045.34=452.13N0.95F0=452.13N3.8.计算带轮轴所受压力Q5Q=2ZF0sin 1 =3552.44N2Q=3552.44N第四章 齿轮的设计计算4.1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数4.1.1、选定齿轮类型、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）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数Z1 24，大齿轮齿数Z2 3.2 24 76.8，取Z2 77Z1=24齿4.2按齿面接触强度设计Z2=77齿4.2.1试算小齿轮的分度圆直径322ktT1u1ZHZEZd1tudH1）确定公式内的各计算数值①试选kt 1.3②小齿轮传递转矩T1245.15N.mm③查《机械设计》p203图10-202.5查Kht=1.3可选取区域系数ZHT1=245.1P192表10-7可选取齿宽系数d157N.m1Φd=1④查P202表10-5可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP2。Zh=2.5⑤查《机械设计》图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触Ze=189.8疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaHlim2 550MPa。6⑥按计算式计算应力循环次数a1=31.32N160n1jLh60665110300151.572109N21.5721094.1108N13.2⑦查图可选取接触疲劳寿命系数kHN10.90，kHN20.92。1.572109⑧计算接触疲劳许用应力N24.1108取失效概率为1%，安全系数S1，按计算式(10-12)得H1kHN1Hlim10.9600540MPaSH2kHN2Hlim20.95550523MPaS1540MPa小者为齿轮的接触疲劳许用应力，即[σH]1=523mpaH按接触疲劳强度用重合度系数 H 523MPa2a1 arccos[z1cos /(z1 2ha*)] arccos[24cos20/(24 2 1)] 29.841a1a2arccos[z2cos/(z22ha*)]23.666a[z1(tan1tan')z2(tan2tan')]/21.711a2

29.84123.666z 0.873a 1.711试算小齿轮分度圆直径公式得3221.3245104.22.5189.8d1t0.87313.252380.72mmd1t4.2.2调整分度圆直径80.72mm①计算圆周速度vd1tn180.723651.54ms601000601000v 1.54ms②齿宽bb=Φdd1t=80.72mm7③计算实际载荷系数KH由《机械设计》P192表10—2的KA=1.5b=80.72mm根据v，7级精度的Kv=1.05齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t=6070NKAFt1/b=112.8＞100N/mmFt1=6070N查机械设计》P196表10—4得7级精度，小齿轮相对支撑对称布置得KHβ=1.318KH=KA×KV×KHα×KHβ=1.5×1.12×1×1.318=2.2114.2.3由实际动载荷算得分度圆直径3KH3KH=2.211d1d1t80.072.214KHt96.40mm1.34.3按齿根弯曲疲劳强度计算d1 96.40mm4.3.1 试算模数3YFaYSa2KFtTY1mt2dZ1F（1）确定公式内的各计算数值试选KFt 1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y0.750.250.750.250.688a1.711③计算YFaYsa/[F]Y0.688由《机械设计》P200图10-17查得齿形系数YFa12.65、YFa21.76由《机械设计》P210图10-24c查得小齿轮和大齿轮得齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim 500MPa、 Flim 380MPa由《机械设计》P208图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数8KFN10.85、KFN20.88取弯曲疲劳安全系数S1.4[F]1KFN1Flim1303.57MPaS[F]2KFN1Flim20.88*380S238.86MPa1.4YFa1ysa2.651.580.0138[F]1303.57YFa2Ysa22.231.76[F]2238.860.0164因为大齿轮得YFaYsa大于小齿轮，所以取[ ]YFaYsaYFa2Ysa20.0164[][]2（2）计算模数2KFtTY1YFaYsa2)2.32dZ21[]4.3.2 调整齿轮模数计算实际载荷系数Kf前的数据准备圆周速度d1mtz12.322455.68mmd1n155.68365600001.063m/s60000齿宽bb d1d1 155.68 55.68mm宽高比b/hh(2ha*c*)mt(210.25)2.325.22mmd1n155.6836560000600001.063m/s（2）计算实际载荷系数 KF

S 1.4mt 2.32d1 55.68mm1.063m/sb 55.68mm1.063m/s9根据 1.063m/s，7级精度，查《机械设计》P194得动载系数K 1.02Ft12T1/d12245100/55.688804N,1.02KKAFFt1/b15092/41.259237Nmm大于100N/mm，查《机械8804NFt1设计》P195表10-3得齿间系数分配系数KF1.0由《机械设计》P196表10-4求得KH1.318,结合b/h10.67查《机械设计》P197图10-13，得KF1.34则载荷系数为KFKAKKFKF1.081.51.01.3182.175由式(10-13), 可得实际载荷系数算得得齿轮模数mmt3KF2.3232.175KFt2.754mm1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲m2.754mm疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.754mm并就近圆整为标准值m3mm，接触疲劳强度算得的分度圆直径d196.40，算出小齿轮齿数z1d1/m32.1取z133则大齿轮齿数z2iz13.233106.1，取z2106，z1z2互为质数这样设计出得齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了m3mm齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。z1334.4几何尺寸计算z21061计算分度圆直径d1z1m33399mmd2z2m1063318mmd199mm2计算中心距d2318mm10a0(d1d2)/2208.5mm3计算齿轮宽度a0208.5mmbdd119999mmb100mm取100mm考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5到10）mm即b1 b (5 10) 84 (5 10) 104 109 mm取b1 105mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2 100mm b1 105齿顶圆直径为da1=m（z1+2）=3×35=105mmda2=m（z2+2)=3×121=363mmda1=105mm5齿根圆直径为da2=363mmdf1=m（z1-2.5）=3×30.5=91.5mmdf2=m（z2-2.5）=3×106.5=319.5mmdf1=91.5mmdf2=319.5mm4.5校核齿面接触疲劳强度校核σh=2KHT1(u1)ZHZEZ=501.9MPa＜[σH]dd13u齿根弯曲疲劳强度校核2KT1YFa1YSa1YF1303.57MPaF1104.46MPadm3z122KT2YFa2YSa2YF1303.57MPa83.28MPaF1238.86MPa，安全。F2dmz2F2238.86MPa4.6主要设计结论齿数z1 33、z2 106，模数m 3mm，压力角 20，中心距11a 158，齿宽b1 90mm，b284mm。小齿轮选用40Cr（调质）。大齿轮选用45钢（调质），齿轮按 7级精度设计。第五章 轴的设计计算5.1 轴的材料和热处理的选择由《机械零件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质处理，HBS217～255b=650MPa s=360MPa 1=280MPa5.2高速轴的设计5.2.1按扭转强度估算轴的直径轴的输入功率为P19.369kw转速为n1=365r/min根据课本查表计算取a=110mmb=77mmc=77mmd≥C·P9.36932.448mm33n365考虑有一个键槽，将直径增大 5%，则d=32.448×(1+5%)mm=34.07mm圆整为35mm以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。d=35mm5.2.2轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。5.2.3 求齿轮上作用力的大小、方向1小齿轮分度圆直径：d1=99mm2作用在齿轮上的转矩为：d1=99mmT1=245.15N·mm3求圆周力FtT1=245.15NFt=2T1/d1=2×245.15/0.099=4952.52N·mm124求径向力FrFr=Ft·tanα=4952.52×tan20=1802.22N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：RB1=Ftc/2=2476N垂直面的支反力：RB1’=Frc/2=901N5.2.4画弯矩图剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC1=RB1×b=190.652Nm垂直面的弯矩：MC1'=RB1'b=69.377Nm合成弯矩：MΙ1=190.652Nm7）轴上传递的转矩：T1=245.15Nmm8）带作用在轴上的力：预紧力：F0=452.13N带对轴作用力: FQ=3552.44N该力产生的弯矩图，如图（ e）在轴承B处弯矩MF=a×FQ=390768Nmm

圆周力 ：Ft=4952.52N径向力 ：Fr=1802.22NRB1=2476NRB1’=901NMC1190.652NmMC1'=69.377NmM11=190.652NmT1=245.15NmmF0=452.13NFQ =3552.44NMF=390768Nmm13总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩：MI总=MI+MF×c/（b+c）=195586NmmMI总=19555.2.5计算n个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，86Nmm公式为：M=MC2T2=0.6Ⅰ-Ⅰ剖面：MIC=MI总2T2=236293NmmⅡ-Ⅱ剖面：MIIC=T=25668Nmm14Ⅲ-Ⅲ剖面：MIIIC=MF2T2=365235.9Nmm5.2.6计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为90MPa公式为：d≥3Mc0.1[σ1]bMIc27.14mmd=50mm30.1[σ1]bdⅠ27.14mm则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥3MIIc15.07mmdⅡ15.07mmⅡ-Ⅱ处：dⅡ≥0.1[σ1]bdⅢ28.76mmMIIIc328.76mmⅢ-Ⅲ处：dⅢ≥0.1[σ1]b可以圆整到30mm5.3 低速轴的的设计5.3.1按扭矩初算轴径大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：C=117d≥C·3P211238.9976mmn2113.4648.119考虑有个键槽，将直径增大 5%，则d=48.119×(1+5%)mm=50.4mm圆整为50mm以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径5.1.2求齿轮上作用力的大小、方向○1大齿轮分度圆直径：d1=318mm○2作用在齿轮上的转矩为： T2=757.34N·mm○3求圆周力：FtFt=2T2/d2=4763.145N○4求径向力：FrFr=Ft·tanα=14425.5×tan20=1733.64N

d=50mmd1=318mmT2=757.34N·mmFt=4763.14NFr=1733.64N155.1.4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：RB2=Ftc/2=2624.72N垂直面的支反力：RB2’=Frc/2=866.82N5.1.5画弯矩图剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC2=RB2×b=236.22Nmm垂直面的弯矩：MC2'=RB2'×b=649.15Nmm合成弯矩：MΙ2=690.80Nmm轴上传递的转矩：T2=757.34Nmm（7）计算n个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力， =0.6，公式：M=MC2T2Ⅰ-Ⅰ剖面：MIC22=MIT=109879.31Nmm-Ⅱ剖面：MIIC=T=100776Nmm-Ⅲ剖面：MIIIC=T=100776Nmm（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为 90MPaMc公式为：d≥30.1[σ1]bMIc49.78mm则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥30.1[σ1]bMIIc15.07mmⅡ-Ⅱ处：dⅡ≥30.1[σ1]b

RB2=2624.72NRB2 ’=866.82NMC2=236.22NmmMC2'=649.15NmmM Ι2=690.80NmmMIC=109879.31NmmMIIC =100776NmmMIIIC 100776NmmdⅠ 49.78mmdⅡ 15.07mm16MIIIcdⅢ22.37mm322.37mmⅢ-Ⅲ处：dⅢ≥0.1[σ1]b5.4 轴强度的校核按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：σe=MI总/W≤[σ-1]5.4.1低速轴W=113.210-7轴是直径为50的是实心圆轴，W=113.2*10-7NmmNmm轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa17则σe=MI总/W=22.37≤[σ-1]=65MPa故轴的强度满足要求

σe=65MPa5.4.2高速轴：W=24.5910-6轴是直径为65的是实心圆轴，W=24.59*10-6Nmm轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPaNmm则σe=MΙ2/W=33.13≤[σ-1]=65MPa故轴的强度满足要求σe=65MPa第六章 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查《机械设计手册》定出滚动轴承型号列表如下：基本尺寸mm基本额定载荷轴号轴承型号dDBCr/kN1620945851921.526212601102247.8根据条件，轴承预计寿命10年 300天 16小时=48400小时Ⅰ轴的轴承使用寿命计算小齿轮轴承型号选用6209，查得Cr29.5kN，Fr1.802KNnⅠ365r/min，fp1.0，ft1,3径向当量动载荷：PFr1.802NP 1.802NⅠ轴承的寿命：18106ftC10613Lh243906h31.5LhfpP603651.0243906h48400h60n1.802故满足寿命要求。Ⅱ轴的轴承使用寿命计算大齿轮轴承型号选用6212，查得Cr47.8kN，Fr5.249NnⅠ76.36r/min，fp1.0，ft1,3径向当量动载荷： P Fr5.249KNⅡ轴承的寿命：

P 5.249KN106ftC106147.8LhfpP60113.461.05.24960n

103110933h 48400hLh 110933h 48 h故满足寿命要求。6.2 键的选择计算及校核Ⅰ轴上的键：查手册，选用A型平键。Ft3702.8N,p70MPaA键键宽b10mm，键高h8mm，键长L70mm，k0.5h2000T2000245.15根据式p0.587050MPa70MPakLd35故键强度符合要求Ⅱ轴上的键：Ft3512NA1键键宽b116mm，键高h19mm，键长L1100mmA2键键宽b218mm，键高h211mm，键长L280mm根据式2000T12000757.3470MPapkLd0.5910067.32MPa50

Ft 3702.8Np 50MPa 70MPaFt 3512N67.32MPa192000T22000757.34pkLd0.51152.96MPa70MPa8065故键强度符合要求。6.3 联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3TC=,127.68n.m选用LT9型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=1000，TC<Tn。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=50，轴孔长度L=112LT9型弹性套住联轴器有关参数公称许用轴孔轴孔外键转速径型转矩直径长度轴孔槽n/D/号T/(N·d/mL/m材料类（r·m类型m)mm型min1mLT910002850HT2Y型A5011280型00第九章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图7.1润滑的选择确定7.1.1润滑方式齿轮选用浸油润滑2.轴承V=1.88＜2采用润滑脂润滑207.1.2润滑油牌号及用量齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm，需油量为1.5L左右2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜7.2密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于 V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封， 防止润滑油进入轴承内部7.3减速器附件的选择确定及箱体主要结构尺寸计算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 H7配合.is6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21表面应精创，其表面粗糙度为机体结构有良好的工艺性.

6.3铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。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 M6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