二級減速器設計說明書

1、機械設計課程設計 設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計 內裝： 1、設計計算說明書一份 2 、減速器裝配圖一張 3 、軸零件圖一張 4 、齒輪零件圖一張 目錄 課程設計任務書 設計要求 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5. 設計 V 帶和帶輪 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯接設計 9. 箱體結構的設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯軸器設計 設計小結 參考資料 傳 動 裝 置 總 體 設 計 方 案 設 計 步 驟 傳動裝置總體設計方案 課程設計題目： 設計帶式運

2、輸機傳動裝置（簡圖如下） 1V帶傳動2運輸帶3 單級斜齒圓柱齒輪減速器 4聯軸器 5 電動機6 卷筒 已知條件 1）工作條件：三班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作， 有粉塵。 2）使用期限：10年，大修期3年。 3）生產批量：10臺 4）生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 7-8級精度的齒輪。 5）動力來源：電力，三相交流（220/380V） 設計要求 1. 減速器裝配圖一張。 2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張 3. 設計說明書一份。 設計步驟 本組設計數據： 運輸帶工作拉力F/N 2200。 運輸帶工作速度v/（m/s） 1.2。 卷筒直徑D/mm 240。 1）外傳動機構為V帶傳動。 2

3、）減速器為單級斜齒圓柱齒輪減速器。 3） 該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸 振能力，米用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機 屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V帶這種簡單的結構， 并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分 為單級斜齒圓柱齒輪減速器，這是單級圓柱齒輪中應用較廣泛 的一種。原動機部分為丫系列二相交流異步電動機。總體來講， 該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠， 此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率咼。 電 動 機 的 選 擇 電動機的選擇 1 ）選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機，全

4、 封閉自扇冷式結構，額定電壓 380乂 2）選擇電動機的容量 工作機的有效功率為 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設計課程設計手冊表 1 7可知： 1 : V帶傳動效率0.962 :滾動軸承效率0.99 （球軸承） 3 :齒輪傳動效率0.97（8級精度一般齒輪傳動） 4 :聯軸器傳動效率0.99 （彈性聯軸器） 5 :卷筒傳動效率0.96 所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速 按表13 2推薦的傳動比合理范圍，單級圓柱齒輪減速 器傳動比620 而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為 ndi nw (525.48 1751.6) r min 電動機 型號 額定功率

5、/kw 滿載轉 速 /(r/min ) Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3 符合這一范圍的同步轉速有、1000r min和1500 兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價 格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉 速為1500r min的電動機。 根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計 課程設計手冊表12 1選定電動機型號為Y100L2-4 計 算 傳 動 裝 置 計算傳動裝置的總傳動比i (1).總傳動比i為i (2).分配傳動比i 并分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 i 1).各軸的轉速 nm 1430 r min II軸

6、357.5r/min i 分 配 傳 動 比 III 軸n牛 87.2/min 卷筒軸 n87.2 min 2).各軸的輸入功率 I 軸PFd 2.81kw II 軸FF 1 2 2.67kw III 軸F F 3 2 2.56kw 卷筒軸F卷 F 4 2 2.51kw 3).各軸的輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩Td為 I 車由 TTd1 .8810 4 N mm II 軸 T T 1 2i7.15 104N mm 5 III 軸 TT3 2i2.8210 Nmm 卷筒軸 T卷T4 22.76105Nmm 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動 比 效率 I軸 2.81 1430 4 0.95 II軸 2

7、.67 357.5 4.1 0.96 iii 軸 2.56 87.2 1 0.98 卷筒 軸 2.51 87.2 將上述計算結果匯總與上表，以備查用。 設計V帶和帶輪 電動機輸出功率 Pd2.81kw 一 +選用A型帶 轉速選?。?ninm 1430 r min，帶傳動傳動比i=4，每天工作16小 時。 1).確定計算功率Pca 由機械設計表 4.6查得工作情況系數KA 1.2，故 忠Pd3.37kw 2) .選擇V帶類型 根據Pca，口，由機械設計圖4.11可知，選用A型帶 3) .確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速 (1) .初選小帶輪基準直徑dd1 由機械設計表4.4，選取小帶輪基準直徑

8、dd1 90mm， dd1 而 三一 H 100 mm，其中h為電動機機軸高度，滿足安 裝要求。 (2) .驗算帶速V 因為5ms v 25m s，故帶速合適。 (3) .計算大帶輪的基準直徑 根據機械設計表 4.4，選取dd2355mm，貝M專動比 dd2 dg 3.9 從動輪轉速n2 n1366.7r min i 4) .確定V帶的中心距a和基準長度Ld (1).由式 0.7(da dd2) a。2(dd! dd?)得 312 a。890，取 a750mm (2).計算帶所需的基準長度Ld 由機械設計表4.2選取V帶基準長度Ld 2240mm (3).計算實際中心距a 5) .驗算小帶輪上

9、的包角1 6) .計算帶的根數Z (1) 計算單根V帶的額定功率Pr 由ddi 90mm和n1 1430r/min，查機械設計表4.5 得 R 1.05kw 根據n11430r/min，i 3.9和a型帶，查機械設計 表 4.7 得 Po0.17kw 查機械設計表4.8得K 0.95，查表4.2得Kl 1.06， 于是 (2) 計算V帶的根數z zRa3.372 74 FT1.23.取3 根。 7) .計算單根V帶的初拉力的最小值(F)min 由機械設計表4.1得A型帶的單位長度質量q 0.1kg/m， 所以 應使帶的實際初拉力F (F)min。 8) .計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 9)

10、 .帶輪的結構設計 小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，取單根帶寬為13mm取 帶輪寬為35mm 齒 輪 的 設 計 8級精度 大小齒輪 材料均為 45鋼 1) 選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數并初選螺 旋角B (調質) (1) 按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 (2) 運輸機為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)，速度不高， 故選用8級精度。 (3) 材料選擇。由機械設計表 6.1大小齒輪都選用 45鋼調質處理，齒面硬度分別為 220HBS,260HBS者 材料硬度差為40HBS 選小齒輪齒數Zi 24，則大齒輪齒數Z2 i zi 98 (5)初選螺旋角B =13 2) 初步設計齒輪主要尺寸

11、 (1) 設計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根 彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計。 確定式中各項數值： 因載荷較平穩(wěn)，初選Kt =1.5 由機械設計表6.5，取 d 1 由機械設計表 6.3查得材料的彈性影響系數 Ze 189.8 MPa 由機械設計圖6.19，查得zh 2.44 一般取Z =0.750.88,因齒數較少，所以取z 0.8 6-12 N160n2jLh 由圖6。 60 357.5 1 16 300 88.24 108N 824 1082.01 4.1 6查得，Khn! 按齒面硬度查圖 H lim 2 560MPa , 取 SH min 1 ； 取h (

12、648 644)/2 #2KtTi u 1 ZeZhZ Z 2 d 3( it d u h ) 2 1.5 71300 4.1 1 4.1 108N 1.08, Khn2 6.8得 646MPa 設 (2.44 189.8 0.8 0.99 646 1.15 Hlim1 600MPa )2mm 修正d1t : 由表6.2查得, 由圖6.10查得, 由圖6.13查得, Ka Kv 1.00 1.03 1.05 般斜齒圓柱齒輪傳動取，K 貝卩 K KaKvK K 1.00 1.03 選取第一系列標準模數m 3）齒輪主要幾何尺寸: 圓整中心距，取a1126mm 則arccosmn(zi 型 2a1

13、計算分度圓直徑和齒寬 1 1.4 1.05 1.2 2mm 齒輪參 44.1mm ，此處K 1.30 2 (2498) arccos14.48 2 126 1.2 4)校核齒根彎曲疲勞強度 (1).確定公式內的各計算數值 由機械設計第127頁，取Y=0.7, Y 0.88 由機械設計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度 極限Fimi 240MPa ；大齒輪的彎曲強度極限 F lim 2 220MPa ； 由機械設計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數 K fn i 0.90 ， K fn20.94 ； 計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，應力修正系數Y=2, 有 計算載荷系數K ； 查取齒

14、形系數； 由機械設計表6.4查得YFai 2.60 ； YFa2 2.19 查取應力校正系數； 由機械設計表6.4查得Ysai 1.595 ； Ysa2 1.80 (2).校核計算 齒根彎曲疲勞強度足夠。 由于齒輪的模數 m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能 力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即 模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數1.71并 就近圓整為標準值 m 2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑， 算出小齒輪齒數 大齒輪齒數，取Z2103。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒 面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊， 避免浪費。 (5).結

15、構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小 于500mm故以選用腹板式結構為宜。繪制大齒輪零件圖如下。 其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若米用齒輪結構， 不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和 傳動軸的設計部分。 滾 動 軸 承 和 傳 動 軸 的 設 計 (一).軸的設計 I .輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T 由上可知 P2.56kw，n 87.2rmin ， T2.82 105N mm n .求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 2T 而Ft 2737.86N d2 川.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調質處理

16、。根據機械設計表11.3，取 C 110，于是 dmin C33.93mm，由于 鍵槽的影響，故 n 1 dmin 1.05dmin 35.63mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d 。為了 使所選的軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸 器型號。 聯軸器的計算轉矩Tea KAT，查機械設計表10.1， 取 KA 1.5，則： 按照計算轉矩a應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用 LX3型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 1250000N mm。半 聯軸器的孔徑 d 38 m m,故取半聯軸器長度L 82 mm，半 聯 軸 器 與 軸 配 合 的 轂 孔 L 60mm IV

17、 .軸的結構設計 (1) .根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) .為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I - u段右端需制出 一軸肩，故取U -川段的直徑dn皿42mm ;左端用軸端擋圈定 位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L 60mm，為了保證軸端擋 圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I - U段的長度應 比 L 小 2 3mm，現取 I 口 58mm 2) .初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的 作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據 dn皿42mm， 查手冊表6-1選取軸承代號為7009AC的角接觸球軸承，其尺寸 為 d D B 45mm 75mm 16mm，

18、故 d 皿 V d刑町 45mm ； 而l刑町30mm。 3) .取安裝齒輪處的軸端V - V的直徑dv v 48mm ；齒輪 的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為 55mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬 度，故取Iv V 53mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑dv刑56mm。軸 環(huán)寬度 b 1.4h，取 I vw 10mm。 4) . 軸承端蓋的總寬度為10mm (由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的 要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離I 30mm ,

19、 故 I 皿 40mm。 5) . 取齒輪距箱體內壁的距離a 12mm ,考慮到箱體的鑄造 誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取 s 10mm，已知滾動軸承寬度 T 16mm，大齒輪輪轂長度 L 55mm，貝U 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2) .軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dv由 機械設計課程設計手冊表4-1查得平鍵截面 b h 14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45mm，同時 為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸的 配額為也;同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為 n6 H 7 12mm 8mm

20、50mm，半聯軸器與軸的配合為 。滾動軸承與 k6 軸的周向定位是由過度配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差 為m6。 (3) .確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計表11.4，取軸端倒角為2 45。 V .求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 作為簡支梁的軸的 支撐跨距L2 L344.6mm 44.6mm89.2mm。根據軸的計算 簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的 載荷 水平面H 垂直面 支反力 F 彎矩M 總彎矩 M185127N mm ， M 262535 N mm 扭矩T 危險截面?，F將計算處的截面C處的M H、M V及M

21、的值列如下: W .按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 （即危險截面C）的強度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭 轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表 11.2 查得60MPa 因此ca l，故安全。 VD .精確校核軸的疲勞強度 （1）.判斷危險截面 截面A，n ,川,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配 合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直 徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面a, n ,川,b均無需校 核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看， 截面W和V處

22、過盈 配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應 力最大。截面V的應力集中的影響和截面W的相近， 但截面V不 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C上最 然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中 均在兩端)，而且這里軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。截 面切顯然更不必校核 需校核。 (2).截面W左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面W左側的彎矩 截面W為危險截面，截面W的左右兩側均 截面W上的扭矩T : 截面上的彎曲應力: 截面上的扭轉切應力: W 0.1d3 0.1 453 9112.5mm3 Wt 0.2d3 0.2 453 18225mm

23、3 M M1 44.6 26 35501N mm 44.6 M : 282000 N mm 3.9MPa 15.47MPa 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力, 0,扭轉切應力為脈沖循環(huán) 應變力，m 15.47/27.74MPa a b 3.9MPa , a m 7.74MPa 軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表 B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 械設計附表16查取。因;200.04， 查得 1.92， 1.30 48 45 又由機械設計圖2.8并經插值可得軸的材料的敏性系數為 故有效應力集中系數為 q 0.82， q 0.85 11.

24、2 得 按機 1.07,可 由機械設計查圖2.9 ,0.75 ；由附圖3-3的扭轉尺寸 系數 0.76 軸按磨削加工，由b 640MPa查圖2.12 ,0.92 軸未經表面強化處理，即q 1，則綜合系數為 已知碳鋼的特性系數 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 于是，計算安全系數Sea值，則 故可知其安全。 (3).截面W右側 抗彎截面系數 ：W 0.1d3 0.1 483 11059.2mm3 抗扭截面系數：Wt 0.2d3 0.1 483 22118.4mm3 截面W右側的彎矩M: M M1 44.6 26 35501N mm 44.6 截面W上的扭矩T : T 282

25、000N mm 截面上的彎曲應力：b 3.2MPa W 截面上的扭轉切應力：T T 12.75MPa W 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，m 0，扭轉切應力為脈沖循環(huán) 應變力，m 12.75/26.375MPa a b 3.2MPa , a m 6.375MPa kkk 過盈配合處的k,由機械設計附表1.4,取-0.8 -，用 插值法得 3.42 , 2.74 , 0.92 軸按磨削加工，由 B 640MPa查圖2.12 , 故得綜合系數為 所以軸在截面W右側的安全系數為 故該軸在截面W右側的強度也是足夠的。 Vffl .繪制軸的工作圖，如下： (二).齒輪軸的設計 I .輸出軸上的功率P、轉速n

26、和轉矩T 由上可知 P 2.67kw, n 357.5“ min T 7.15 104 N mm n .求作用在齒輪上的力 因已知低速小齒輪的分度圓直徑 2T 而Ft 2774N di Fa 716.4N in.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調質處理。根據機械設計表15-3，取C=12Q 于是 dminC3 Pn 23.46mm，由于鍵槽的影響，故 nn dmin 1 .05dmin 24.6mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑di n，取 di n 25mm，根據帶輪結構和尺寸，取I n 35mm IV .齒輪軸的結構設計 (1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)

27、 .為了滿足帶輪的軸向定位要求，i- n段右端需制出一軸肩, 故取U -川段的直徑dn皿30mm ； 2) .初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的 作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據dn皿30mm, 查手冊表6-1選取軸承代號為7007AC的角接觸球軸承，其尺寸 為 d D B 35mm 62mm 14mm ,故 d皿即 d町麵 35mm ； 而l刑町32mm。 3) .由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端V - W的直徑 dv可53.55mm , lv可60mm。軸肩高度 h 0.07d，故取 h 3mm，則軸環(huán)處的直徑 dw v 町42mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 I i

28、y v l刑町 6mm。 4) .軸承端蓋的總寬度為15mm (由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的 要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離I 30mm， 故 I 皿 45mm。 5) . 取齒輪距箱體內壁的距離a 12mm，考慮到箱體的鑄造 誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取 s 6mm，已知滾動軸承寬度 T 14mm，貝U 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2) .軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 di 由機械設計 課程設計手冊表4-1查得平鍵截面b h 8mm 7mm，鍵槽 用鍵槽銑刀加工，

29、長為28mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過 度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (3) .確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計表11.4，取軸端圓角2 45。 (三).滾動軸承的校核 軸承的預計壽命Lh 8 8 2 36546720h I .計算輸出軸承 (1) .已知n87.2r/min ,兩軸承的徑向反力 Fri Fr2 513.2 N 由選定的角接觸球軸承7009AC軸承內部的軸向力Fs 0.63Fr (2) .由輸出軸的計算可知Fa 707N 因為 FS1 Fa 323.3N707N1030.3N FS2，故軸承 U 被“壓 緊”，軸承 I 被“放松”，得： Fa2 Fs1

30、 Fa 323.3N 707N 1030.3N (3).FaFr1 0.63, Fa2/Fr2 2.01，查手冊可得 e 0.68 由于 FaFr1 e，故 X11,Y；0 ; FaJFr2 e,故 X20.41,Y20.87 (4).計算當量載荷R、P2 由機械設計表8.7，取fp 1.5，貝U (5).軸承壽命計算 由于PP2，取P 829.5N，查表8.8取ft 1,角接觸 球軸承，取3， 查手冊得7009AC型角接觸球軸承的Cr 25.8KN，貝U 故滿足預期壽命。 鍵 聯 接 設 計 I .帶輪與輸入軸間鍵的選擇 軸徑d 25mm，輪轂長度L 35mm，查手冊，選 A型平 鍵，其尺寸

31、為 b 8mm， h 7mm， L 28mm (GB/T 1095-2003) n.輸出軸與齒輪間鍵的選擇 軸徑d 48mm，輪轂長度L 45mm，查手冊，選 A型平 鍵，其尺寸為 b 14mm， h 9mm， L 45mm (GB/T 1095-2003) 川.輸出軸與聯軸器間鍵的選擇 軸徑d 38mm，輪轂長度L 50mm，查手冊，選A型平鍵， 其尺寸為 b 12mm， h 8mm， L 50mm (GB/T 1095-2003) 箱 體 結 構 的 設 計 減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結構為了保 證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用H7配合. is6 1. 機體有足夠

32、的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油 攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離 H大于40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接 表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3 3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 A視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有 足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開 窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并

33、用墊片 加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M8緊固 B油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一 側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸 起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣， 在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平 衡. E位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸 緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 F吊鉤：

34、在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚 度 25 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數目 查手冊 4 軸承旁聯接螺 栓直徑 M12 機蓋與機座聯 接螺栓直徑 d2 = （0.50.6） df M8 軸承端蓋螺釘 直徑 d3=（0.40.5） df M8 視孔蓋螺釘直 徑 d4 = （0.30.4） df M5 定位銷直徑 d =（0.70.8）d2 6 df，di，d2至 外機壁距離 查機械設計課 程設計手冊表 11-2 16 18 14 df，d2至凸緣 邊緣距離 查機械課程設計 手冊表11-2 22 16 外機壁至軸承 座端面距離 11 = C1 + C2