一級直齒輪減速器設計說明書

PAGE"pagenumber"35目錄TOC{\\o\1-2\\\h\\z\\u}第一部分設計任務書 _1_9_0000000001\h1一、初始數(shù)據(jù) _1_9_0000000002\h1二.設計步驟 _1_9_0000000003\h1第二部分傳動裝置總體設計方案 _1_9_0000000004\h2一、傳動方案特點 _1_9_0000000005\h2二、計算傳動裝置總效率 _1_9_0000000006\h2第三部分電動機的選擇 _1_9_0000000007\h23.1電動機的選擇 _1_9_0000000008\h23.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 _1_9_0000000009\h3第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) _1_9_0000000010\h4（1）各軸轉速: _1_9_0000000011\h4（2）各軸輸入功率: _1_9_0000000012\h4（3）各軸輸入轉矩: _1_9_0000000013\h5第五部分V帶的設計 _1_9_0000000014\h5V帶的設計與計算 _1_9_0000000015\h5第六部分齒輪的設計 _1_9_0000000017\h9第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 _1_9_0000000018\h147.1輸入軸的設計 _1_9_0000000019\h147.2輸出軸的設計 _1_9_0000000020\h19第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 _1_9_0000000021\h248.1輸入軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000022\h248.2輸出軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000023\h25第九部分軸承的選擇及校核計算 _1_9_0000000024\h259.1輸入軸的軸承計算與校核 _1_9_0000000025\h259.2輸出軸的軸承計算與校核 _1_9_0000000026\h26第十部分聯(lián)軸器的選擇 _1_9_0000000027\h27第十一部分減速器的潤滑和密封 _1_9_0000000028\h2711.1減速器的潤滑 _1_9_0000000029\h2711.2減速器的密封 _1_9_0000000030\h28第十二部分減速器附件及箱體主要結構尺寸 _1_9_0000000031\h2912.1減速器附件的設計與選取 _1_9_0000000032\h2912.2減速器箱體主要結構尺寸 _1_9_0000000033\h33設計小結 _1_9_0000000034\h35參考文獻 _1_9_0000000035\h35第一部分設計任務書一、初始數(shù)據(jù)F=1100N，V=1.5m/s，D=250mm連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產。允許輸送帶速度誤差為±５％。滾筒的機械效率為0.95（包括滾筒軸承效率）。二.設計步驟·傳動裝置總體設計方案·電動機的選擇·確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比·計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)·齒輪的設計·滾動軸承和傳動軸的設計·鍵聯(lián)接設計·箱體結構設計第二部分傳動裝置總體設計方案一、傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和齒輪減速器。二、計算傳動裝置總效率ηh1為V帶的效率，h2為軸承的效率，h3為齒輪的效率，h4為聯(lián)軸器的效率，h5為工作機的效率。第三部分電動機的選擇3.1電動機的選擇圓周速度vV=1.5m/s工作機的功率Pw:P電動機所需工作功率為:P工作機的轉速為:n=經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i0=2～4，一級圓柱齒輪減速器傳動比i=3～5，則總傳動比范圍為ia=6～20，電動機轉速的可選范圍為nd=ia×n=(6～20)×114.6=687.6～2292r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y100L1-4的三相異步電動機，額定功率為2.2Kw，滿載轉速1430r/min，同步轉速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:i（2）分配傳動裝置傳動比:i式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速:輸入軸：n輸出軸：n工作機軸：n（2）各軸輸入功率:輸入軸：P輸出軸：P工作機軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P輸出軸：P工作機軸：P（3）各軸輸入轉矩:電動機軸輸出轉矩：T輸入軸：T輸出軸：T工作機軸：T各軸輸出轉矩為：輸入軸：T輸出軸：T工作機軸：T第五部分V帶的設計5.1V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故P2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用Z型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度v=因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑d根據(jù)課本查表，取標準值為dd2=224mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=450mm。2）由課本公式計算帶所需的基準長度L由表選帶的基準長度Ld=1400mm。3）按課本公式計算實際中心距a0。a≈按課本公式，中心距變化范圍為428~491mm。5.驗算小帶輪上的包角a1α6.計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=90mm和nm=1430r/min，查表得P0=0.36Kw根據(jù)nm=1430r/min，i0=2.5和Z型帶，查表得DP0=0.03Kw查表得Kα=0.96，查表得KL=1.14，于是P2）計算V帶的根數(shù)zz=取5根。7.計算單根V帶的初拉力F0由表查得Z型帶的單位長度質量q=0.06kg/m，所以F8.計算壓軸力FpF9.主要設計結論帶型Z型根數(shù)5根小帶輪基準直徑dd190mm大帶輪基準直徑dd2224mmV帶中心距a449mm帶基準長度Ld1400mm小帶輪包角α1162.9°帶速6.74m/s單根V帶初拉力F052.47N壓軸力Fp518.81N第六部分齒輪的設計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=26，大齒輪齒數(shù)Z2=26×4.99=129.74，取Z2=129。（4）壓力角a=20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的轉矩T③選取齒寬系數(shù)jd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z端面壓力角：αα端面重合度：ε重合度系數(shù)：Z⑦計算接觸疲勞許用應力[sH]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1=600MPa、sHlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：NN查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88、KHN2=0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得：σσ取[sH1]和[sH2]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vV=②齒寬bb=2）計算實際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.2m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV=1.08。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)K④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，K則載荷系數(shù)為：K=3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑：d及相應的齒輪模數(shù)：m=模數(shù)取為標準值m=2mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑dd（2）計算中心距a=（3）計算齒輪寬度b=取b2=52mm、b1=57mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件σ1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YεY②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YY③計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)K根據(jù)KHβ=1.342，結合b/h=11.56則載荷系數(shù)為K=④計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1=500MPa、sFlim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.87。取安全系數(shù)S=1.4，得σσ2）齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論：齒數(shù)Z1=26、Z2=129，模數(shù)m=2mm，壓力角a=20°，中心距a=155mm，齒寬b1=57mm、b2=52mm。6.齒輪參數(shù)總結和計算代號名稱計算公式高速小齒輪高速大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)Z26129齒寬b57mm52mm分度圓直徑d52mm258mm齒頂高系數(shù)ha1.0mm1.0mm頂隙系數(shù)c0.25mm0.25mm齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha56mm262mm齒根圓直徑dfd-2×hf47mm253mm第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計7.1輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P2.求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d則:FF3.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取A0=112，得：d輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12=17mm。4.軸的結構設計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=27mm。大帶輪寬度B=62mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=32mm。2）初步選擇軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=22mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6205，其尺寸為d×D×T=25×52×15mm，故d34=d78=25mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=15+15=30mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6205型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=31mm3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=57mm，d56=d1=52mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段第七段直徑(mm)17222531523125長度(mm)3250309579306.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6205軸承查手冊得a=7.5mm帶輪中點距左支點距離:L齒寬中點距左支點距離:L齒寬中點距右支點距離:LV帶壓軸力Fp=518.81N2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面A處的垂直彎矩：M截面C處的垂直彎矩：MM分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：MM作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a=0.6，則有：σ故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d則:FF3.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取A0=112，得：d輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KT按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，同時考慮最小直徑27.8mm查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT6型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32故取d12=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4.軸的結構設計圖5.根據(jù)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(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=37mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=42mm。聯(lián)軸器軸孔長度L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比聯(lián)軸器軸孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12=58mm。2）初步選擇軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=37mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T=40×80×18mm，故d34=d67=40mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67=18+15=33mm。右端軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d56=47mm。3）取安裝齒輪處軸段的直徑d45=45mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B2=52mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=50mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=18mm，小齒輪輪轂寬度B1=57mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段直徑(mm)323740454740長度(mm)585046.55011.5336.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6208軸承查手冊得a=9mm聯(lián)軸器中點距左支點距離:L齒寬中點距左支點距離:L齒寬中點距右支點距離:L2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面C處的垂直彎矩：M分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a=0.6，則有：σ故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=5mm×5mm×28mm，接觸長度:l′=28-5=23mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T1，故鍵滿足強度要求。8.2輸出軸鍵選擇與校核(1)校核第一段軸處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長度:l′=50-10=40mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T1，故鍵滿足強度要求。(2)大齒輪處鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×45mm，接觸長度:l′=45-14=31mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：L9.1輸入軸的軸承計算與校核（1）初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=X（2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P×（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6205軸承，Cr=14KN，由課本式11-3有：L所以軸承預期壽命足夠。9.2輸出軸的軸承計算與校核（1）初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=X（2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P×（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr=29.5KN，由課本式11-3有：L所以軸承預期壽命足夠。第十部分聯(lián)軸器的選擇（1）載荷計算公稱轉矩：T=由表查得KAT（2）型號選擇選用LT6型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉矩為T=250Nm，許用最大轉速為n=3800r/min，軸孔直徑為32mm，軸孔長度為60mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分減速器的潤滑和密封11.1減速器的潤滑（1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h=4.5mm＜10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118cSt。（2）軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v=1.2m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。11.2減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v＜3m/s，輸出軸與軸承蓋間v＜3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分減速器附件及箱體主要結構尺寸12.1減速器附件的設計與選?。?）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下：查輔導書手冊得具體尺寸如下：代號L1L2b1b2dRh取值(mm)1201059075754（2）放油螺塞放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示：（3）油標（油尺）油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設計采用桿式油標，桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結構和尺寸如下：（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱體內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱體內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設計采用通氣器型號及尺寸如下：（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計算：代號計算公式取值(mm)bb≈(1.8～2.5)δ1=(1.8～2.5)×816dd=b16RR≈(1～1.2)d=(1～1.2)×1616吊耳尺寸計算：代號計算公式取值(mm)KK=C1+C2=16+1430HH=0.8×K=0.8×3024hh=0.5×H=0.5×2412rr=0.25×K=0.25×308bb=(1.8～2.5)δ=(1.8～2.5)×816（6）起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘釘頭部位應為圓柱形，以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下：（7）定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以