(精品論文)減速箱課程設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)1設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置。運(yùn)輸機(jī)三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。已知數(shù)據(jù)：帶的圓周力F=500N;帶速v=2.5m/s;滾筒直徑D=300mm.1電機(jī)2.聯(lián)軸器3齒輪傳動(dòng)4減速箱5.運(yùn)輸帶2.傳動(dòng)方案分析合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個(gè)方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來(lái)擬定和評(píng)比各種傳動(dòng)方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)。我采用的是兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器。這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛額一種。在高速級(jí)采用的是斜齒輪，使傳動(dòng)更加平穩(wěn)。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。3原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配3.1原動(dòng)件的選擇3.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型。按工作要求選用Y型全封閉字扇冷式三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。3.1.2選擇電動(dòng)機(jī)容量所需電動(dòng)機(jī)功率:原始數(shù)據(jù)F=500N,v=2.5m/s。根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)的工作類型，取工作機(jī)效率w=0.96傳動(dòng)機(jī)的總效率：a=23325=0.9920.960.960.9920.98=0.889（式中2-為聯(lián)軸器的效率3-齒輪傳動(dòng)效率5-運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率）根據(jù)以上數(shù)據(jù)常見(jiàn)機(jī)械效率參見(jiàn)附表1附表1常用機(jī)械傳動(dòng)效率機(jī)械傳動(dòng)類型傳動(dòng)效率圓柱齒輪傳動(dòng)閉式傳動(dòng)0.960.98（7-9級(jí)精度）開(kāi)式傳動(dòng)0.940.96圓錐齒輪傳動(dòng)閉式傳動(dòng)0.940.97（7-8級(jí)精度）開(kāi)式傳動(dòng)0.920.95帶傳動(dòng)平型帶傳動(dòng)0.950.98V型帶傳動(dòng)0.940.97滾動(dòng)軸承（一對(duì)）0.980.995聯(lián)軸器0.99-0.995因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率Pcd略大于Pd即可，故選電動(dòng)機(jī)的額定功率為1.5Kw。3.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷同軸工作轉(zhuǎn)速為 兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為840，則總傳動(dòng)比合理范圍ia=840,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為:nd=Ia*n=(840)*159.2r/min=1273.886369.43r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min和3000r/min。由于3000r/min不常用，故選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。綜合(1)(2)(3)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y90L-4。該電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速為1400r/min。3.2傳動(dòng)比的分配總傳動(dòng)比I=1400/159.2=8.794。設(shè)高速級(jí)為1級(jí)，低速級(jí)為2級(jí)為方便潤(rùn)滑取第1級(jí)的轉(zhuǎn)動(dòng)比I1=3.51；第2級(jí)的轉(zhuǎn)動(dòng)比I2=2.51.4.各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算計(jì)算各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)時(shí)，先將傳動(dòng)裝置中各軸從高速級(jí)到低速級(jí)依次編號(hào)為1軸、2軸、3軸,工作軸。4.1各軸的轉(zhuǎn)速n1=1400r/min;n2=n1/I1=1400/3.51=398.86r/min;n3=n2/I2=509/2.51=159r/min.4.2各軸的的輸入功率Pd=1.465kwP1= Pd*1=(1.4650.9920.96)kw =1.395kwP2= p1*3= 1.3950.96 kw =1.339kwP3=P2*3=1.3390.96kw=1.328kw4.3各軸的轉(zhuǎn)矩T1=9550Pd/n m=95501.465/1400=9.99NmT2=T1*I1*3=9.993.510.96=33.66NmT3=T2*I2*3=33.662.510.96=81.11 Nm5.零件的的設(shè)計(jì)5.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)5.11選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料級(jí)齒數(shù)(1)由于V帶傳動(dòng)速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 1009588）。(2)材料選擇。由文獻(xiàn)【1】表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)制）；硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=3.5124=84.24，取z2=84。（4）選取螺旋角。初選螺旋角=14。5.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)其設(shè)計(jì)公式為:5.1.2.1確定公式內(nèi)個(gè)計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.6 。2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由4.2計(jì)算得9.99Nm=9.99103Nmm。 3） 由文獻(xiàn)【1】表107選取齒寬系數(shù)為 d=1 。4） 由文獻(xiàn)【1】表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa。5） 由文獻(xiàn)【1】圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 。6） 由文獻(xiàn)【1】圖1021d按齒面硬度查得小齒面接觸面強(qiáng)度極限Hlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550Mpa 。7） 循環(huán)應(yīng)力系數(shù) N1=60n1jLh=6014001(3836510)=7.3584109 N2=7.3584109/3.51=2.09641098) 由文獻(xiàn)【1】圖1019取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.9；KHN2=0.95.9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 10) 由文獻(xiàn)【1】圖1026查得1=0.78，2=0.84則=1+2=1.62 。5.1.2.2計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑dlt,由計(jì)算公式得2) 計(jì)算圓周速度 3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mat 。 4) 計(jì)算縱向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan13=1.7625) 計(jì)算載荷系數(shù)K 。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=4.75,7級(jí)精度，由108查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.14；由文獻(xiàn)【1】表10-4查得KH=1.42；由文獻(xiàn)【1】圖1013查得KF=1.35；由文獻(xiàn)【1】表10-3查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=11.141.21.42=1.946) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: 7) 計(jì)算模數(shù)mn。5.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為5.1.3.1 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)K=KaKvKFaKF=11.141.21.35=1.8472) 根據(jù)縱向重合度=1.762，從圖10-28查得螺旋影響系數(shù)Y=0.88 。3) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4) 查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)【1】表10-5查得YFa1=2.601;YFa2=2.1995) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表10-5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.7816）由文獻(xiàn)【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500Mpa;大齒輪彎曲疲勞極限FE2=380Mpa; 7）由文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88； 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，即9）計(jì)算大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大。5.1.3.2設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比此計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算的法面模數(shù)，取m=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=69.29mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取z1=15,則z2=uz1=3.5115=52.65 。5.1.4幾何尺寸計(jì)算5.1.4.1計(jì)算中心距將中心距圓整為70mm。5.1.4.2按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。5.1.4.3計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑5.1.4.4計(jì)算齒輪寬度 圓整后取B2=31mm;B1=36 mm。5.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)5.21選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料級(jí)齒數(shù)(1)由于V帶傳動(dòng)速度不高，故選用8級(jí)精度（GB 1009588）。(2)材料選擇。由文獻(xiàn)【1】表101選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)制）；硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（?；捕葹?00HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=2.5124=60.24，取z2=60。5.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)其設(shè)計(jì)公式為:5.2.2.1確定公式內(nèi)個(gè)計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 。2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由4.2計(jì)算得33.66Nm=3.366104Nmm。 3)有文獻(xiàn)【1】表107選取齒寬系數(shù)為 d=1 。4)由文獻(xiàn)【1】表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa。5)由文獻(xiàn)【1】圖1021d按齒面硬度查得小齒面接觸面強(qiáng)度極限Hlim1=550Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=310Mpa 。6）循環(huán)應(yīng)力次數(shù) N1=60n1jLh=603991(3836510)=2.097109 N2=2.0971109/2.51=8.3551087) 由文獻(xiàn)【1】圖1019取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.92；KHN2=0.97.8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 5.2.2.2計(jì)算 1) 試算小齒輪分度圓直徑dlt,代入H中較小的，由計(jì)算公式得 2) 計(jì)算圓周速度 3) 計(jì)算齒寬b 模數(shù)mt及b/h。 4) 計(jì)算載荷系數(shù)K 。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.405,8級(jí)精度，由文獻(xiàn)【1】圖108查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.6；由文獻(xiàn)【1】表10-4查得KH=1.458； 由文獻(xiàn)【1】圖1013查得KF=1.31；由文獻(xiàn)【1】表10-3查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=10.61.41.458=1.2255) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: 6) 計(jì)算模數(shù)m。5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為5.2.3.1確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)K=KaKvKFaKF=10.61.41.31=1.10042) 查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)【1】表10-5查得YFa1=2.65;YFa2=2.283) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表10-5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.734）由文獻(xiàn)【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=380Mpa;大齒輪彎曲疲勞極限FE2=320Mpa;5）由文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.95；6）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，即7）計(jì)算大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大。5.2.3.2設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比此計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算的法面模數(shù)，取m=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=65.946mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取z1=33,則z2=uz1=2.5133=82.83取Z2=83 。5.2.4幾何尺寸計(jì)算5.2.4.1計(jì)算分度圓直徑 5.2.4.2計(jì)算中心距5.2.4.3計(jì)算齒輪寬度 取B4=65mm,B3=70mm。6軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1 .1求作用在齒輪上的力 各力的方向如圖（6.1-2）式中：Ft圓周力，N； Fr徑向力，N； Fn法向載荷，N；T3大齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩，Nmm； d4大齒輪的分度圓直徑，mm； 嚙合角，=20。6.1.2 初步確定軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取A0=112，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d- 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 式中：Tca聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩，Nmm; KA工作情況系數(shù)，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故去KA=1.3； T2 大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nmm。 在配合箱體其他零件的設(shè)計(jì)后，選用了GB/T5843-1986 YL5半聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=32,故選取d-=32mm,半聯(lián)半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長(zhǎng)度L1=60mm。6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.3.1軸上的零件的轉(zhuǎn)配方 6.1.3.2根據(jù)軸的定位要求確定軸的各段直徑的長(zhǎng)度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，和-段軸承的要求，-軸段右端需制出一軸肩，但同時(shí)又與軸承安裝配合，在-軸的右端制一長(zhǎng)25mm，厚2mm的套筒。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈D=35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度L1=60mm?，F(xiàn)取L-=85mm。2） 初步選取滾動(dòng)軸承。因軸承沒(méi)受到軸向力，故選擇深溝滾動(dòng)軸承。參照工作要求并根據(jù)d-= 35mm,由軸承選取目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6007，其尺寸為dDB=35mm62mm14mm,故d-=d-=35mm。在設(shè)計(jì)中，為配合整體要求 L-=14mm+L封油環(huán)=28mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6007型的軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此取d-=41mm。3） 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=40mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為66mm，為了使端面可靠壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取L-=62mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑d-=45mm。軸環(huán)寬度b1.4h,故取L-=8mm4） 根據(jù)整體的配合裝配要求取 L-=34mm L-=40mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 6.1.4軸向零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-=40mm由文獻(xiàn)【1】表6-1查得平鍵截面bh=12mm8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm60mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑公差為m6。6.1.5確定軸上圓周角和倒角尺寸參考文獻(xiàn)【1】表15-2，軸端各倒角與軸肩處的圓角半徑見(jiàn)零件圖6.1.6 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（6.1-2 ）。簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L=56mm+98mm=154mm。根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（6.1-2 ） 從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的MH、Mv及M的值列于附表（2）1-22周向定位因軸承沒(méi)受到軸向力，故選擇深溝滾動(dòng)軸承。參1515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515附表（2）載 荷水 平 面 H垂 直 面 V支 反 力 FFNH1=621.87N，F(xiàn)NH2=355.36NFNV1=226.34N，F(xiàn)NV2=129.35N彎 矩 MMH=34824.72NmmMV=12675.04 Nmm總 彎 矩 M=37059.65Nmm扭 矩 TT=81110Nmm 6.1.7按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表151查得-1=60Mpa。因此ca250500時(shí)，n6a500時(shí)，n8200300箱座底凸緣周長(zhǎng)之半n 44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df定位銷直徑d（0.70.8）d2df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見(jiàn)文獻(xiàn)【2】表4-2df 、d2至凸緣邊緣距離c2見(jiàn)文獻(xiàn)【2】表4-2軸承旁凸臺(tái)半徑R1c2凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與箱體內(nèi)壁距離11.2齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.851，m0.85軸承端蓋外徑D2、 D3凸緣式：D2D+(55.5) d3；嵌入式：D3 D+812；D為軸承座孔直徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取SD2注：多級(jí)傳動(dòng)時(shí)，a取低速級(jí)中心距；對(duì)圓錐圓柱齒輪減速器，按圓柱齒輪傳動(dòng)中心距取值。附表（5）c1、c2值mm 螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min14161822263440c2min12141620242835沉頭座直徑182226334048619.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。9.1.1箱體的剛度 為了避免箱體在加工和工作過(guò)程中產(chǎn)生不允許的變形，從而引起軸承座中心線歪斜，使齒輪產(chǎn)生偏載，影響減速器正常工作，在設(shè)計(jì)箱體時(shí)，首先應(yīng)保證軸承座的剛度。為此應(yīng)使軸承座有足夠的壁厚，并加設(shè)支撐肋板或在軸承座處采用凸壁式箱體結(jié)構(gòu)，當(dāng)軸承座是剖分式結(jié)構(gòu)時(shí)，還要保證箱體的聯(lián)接剛度。9.1.1.1軸承座應(yīng)有足夠的壁厚 當(dāng)軸承座孔采用凸緣式軸承蓋時(shí)，由于安裝軸承蓋螺釘?shù)男枰?，所確定的軸承座壁厚已具有足夠的剛度（圖9.1-1）。圖9.1-1 軸承座孔壁厚9.1.1.2加支撐肋板或采用凸壁式箱體提高軸承座剛度 為提高軸承座剛度，一般減速器采用平壁式箱體加外肋結(jié)構(gòu)（見(jiàn)圖9.1-2a） 。大型減速器也可以采用凸壁式箱體結(jié)構(gòu)（見(jiàn)圖9.1-2b），其剛度大，外表整齊、光滑，但箱體制造工藝復(fù)雜。9.1.1.3為提高剖分式軸承座剛度設(shè)置凸臺(tái) 為提高剖分式軸承座的聯(lián)接剛度，軸承座孔兩側(cè)的聯(lián)接螺栓要適當(dāng)靠近，相應(yīng)在孔兩旁設(shè)置凸臺(tái)。1） s值的確定 軸承座孔兩側(cè)螺栓的距離s不宜過(guò)大也不宜過(guò)小，一般取s=D2，D2為凸緣式軸承蓋的外圓直徑。s過(guò)大（見(jiàn)圖9.1-3），不設(shè)凸臺(tái)，軸承座剛度差。s過(guò)?。ㄒ?jiàn)圖9.1-4），螺栓孔可能與軸承蓋螺孔干涉，還可能與輸油溝干涉，為保證扳手空間將會(huì)不必要地加大凸臺(tái)高度。2） 凸臺(tái)高度h值的確定 凸臺(tái)高度h由聯(lián)接螺栓中心線位置(s值)和保證裝配時(shí)有足夠的扳手空間(c1值)來(lái)確定（見(jiàn)圖9.1-5）。為制造加工方便，各軸承座凸臺(tái)高度應(yīng)當(dāng)一致，并且按最大軸承座凸臺(tái)高度確定。凸臺(tái)結(jié)構(gòu)三視圖關(guān)系如圖9.1-6所示。位于高速級(jí)一側(cè)箱蓋凸臺(tái)與箱壁結(jié)構(gòu)的視圖關(guān)系如圖9.1-7（凸臺(tái)位置在箱壁外側(cè)）所示。圖9.1-2 提高軸承座剛度的箱體結(jié)構(gòu)a) 平壁式箱體加外肋 b）凸壁式箱體圖9.1-3 s值過(guò)大 圖9.1-4 s值過(guò)小圖9.1-5 凸臺(tái)高度的確定過(guò)程圖9.1-6 箱蓋凸臺(tái) 圖9.1-7 凸臺(tái)在箱壁外側(cè)3）凸緣應(yīng)有一定厚度 為了保證箱蓋與箱座的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣應(yīng)較箱壁厚些，約為（見(jiàn)圖9.1-8a）。為了保證箱體底座的剛度，取底座凸緣厚度為，底面寬度B應(yīng)超過(guò)內(nèi)壁位置，。為地腳螺栓扳手空間的尺寸。圖6.1-8b為正確結(jié)構(gòu)，圖6.1-8c所示結(jié)構(gòu)是不正確的。圖9.1-8 箱體聯(lián)接凸緣及底座凸緣c）不正確9.1.2.箱體的密封 為了保證箱蓋與箱座接合面的密封，對(duì)接合面的幾何精度和表面粗糙度應(yīng)有一定要求，一般要精刨到表面粗糙度值小于，重要的需刮研。凸緣聯(lián)接螺栓的間距不宜過(guò)大，小型減速器應(yīng)小于。9.2附件的功用和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9.2.1視孔和視孔蓋視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油。視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋的上部，以便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸應(yīng)足夠大，以便于檢查和手能伸入箱內(nèi)操作。9.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。如圖6-9為簡(jiǎn)易式通氣器，其通氣孔不直接通向頂端，以免灰塵落人，所以用于較清潔的場(chǎng)合。圖9.2-1 簡(jiǎn)易式通氣器 綜上述及參考文獻(xiàn)【2】文獻(xiàn)【2】表4-3、文獻(xiàn)【2】表4-4，設(shè)計(jì)的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖9.2-2示。圖9.2-29.2.3油標(biāo)油標(biāo)用來(lái)指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。常見(jiàn)的油標(biāo)有油尺、圓形油標(biāo)、長(zhǎng)形油標(biāo)等。其中，帶有螺紋的游標(biāo)尺結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在減速器中應(yīng)用較多。油標(biāo)上有兩條刻度線，分別表示最高油面和最低油面的位置。檢查油面高度時(shí)拔出油標(biāo)尺，以尺上油痕判斷油面高度。其結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)文獻(xiàn)【2】表4-12。 圖9.39.2.4放油孔和螺塞、啟蓋螺釘、定位銷和起吊裝置9.2.4.1放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處（見(jiàn)圖6.4-1）設(shè)置放油孔。放油孔應(yīng)避免與其它機(jī)件相靠近，以便于放油。(a)不正確(b)正確(c)正確（有半邊孔入螺紋，工藝性差）圖9.2.4-1放油孔的位置平時(shí)放油孔用螺塞及封油墊圈密封。螺塞有細(xì)牙螺紋圓柱螺塞和圓錐螺塞兩種。圓錐螺塞能形成密封聯(lián)接，不需附加密封；圓柱螺塞必須配置封油墊圈。 螺塞直徑約為箱座壁厚的23倍。參考文獻(xiàn)【2】文獻(xiàn)【2】表4-7、文獻(xiàn)【2】表4-8螺塞及封油墊圈的具體設(shè)計(jì)尺寸如下圖9.4-2示。圖9.4-29.2.4.2 起蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時(shí)會(huì)因粘接較緊而不易分開(kāi)。為此常在箱蓋或箱座上設(shè)置12個(gè)起蓋螺釘（見(jiàn)圖9.4-3），其位置宜與聯(lián)接螺栓共線，以便于鉆孔。起蓋螺釘直徑與箱體凸緣聯(lián)接螺栓直徑相同，螺紋長(zhǎng)度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度；螺釘端部制成圓柱形或半圓形，以避免損傷剖分面或端部螺紋。9.2.4.3 定位銷定位銷用