畢業(yè)論文-y系列三相異步電動機

PAGEPAGE16目錄第一章傳動方案擬定 1第二章電動機選擇 1第一節(jié)電動機類型的選擇 1第二節(jié)電動機功率選擇 1第三節(jié)確定電動機轉(zhuǎn)速 1第三章計算總傳動比及分配各級的傳動比 2第一節(jié)計算總傳動比及分配各級傳動比 2第四章運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 2第一節(jié)計算各軸轉(zhuǎn)速 2第二節(jié)計算各軸的功率 3第三節(jié)計算各軸扭矩 3第五章傳動零件的設(shè)計計算 3第一節(jié)皮帶輪傳動的設(shè)計計算 4第二節(jié)齒輪傳動的設(shè)計計算 6第三節(jié)齒輪的實體造型 9第六章軸的設(shè)計計算 10第一節(jié)輸入軸的設(shè)計計算 10第二節(jié)輸出軸的設(shè)計計算 13第三節(jié)、軸的實體造型 16第七章滾動軸承的選擇及校核計算 16第一節(jié)計算輸入軸承 16第二節(jié)計算輸出軸承 17第三節(jié)軸承的實體造型 18第八章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 19第一節(jié)鍵的計算及校核 20第二節(jié)鍵的實體造型 20第九章箱體的設(shè)計 21第一節(jié)箱體的選擇 21第十章減速器附件的選擇 22第一節(jié)附件的選擇 22第二節(jié)附件的實體造型 23第十一章潤滑與密封 26第十二章減速器的實體裝配 26主要參考文獻資料: 29結(jié)束語 30致謝 31陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書傳動方案擬定第一節(jié)擬定傳動方案根據(jù)要求和使用情況，應(yīng)設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳第二章電動機選擇第一節(jié)電動機類型的選擇Y系列三相異步電動機第二節(jié)電動機功率選擇（1）傳動裝置的總功率：η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒=0.95×0.992×0.97×0.99×0.97=0.87(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000η總=2100×1.6/1000×0.87=3.87KW第三節(jié)確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.6/π×400=76.43r/min按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=3~6。取V帶傳動比I1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a×n筒n筒=（6~24）×76.43=458.58~1834.32r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有500、750、和1000r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導(dǎo)書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min

。根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。第三章計算總傳動比及分配各級的傳動比第一節(jié)計算總傳動比及分配各級傳動比1、總傳動比：i總=n電動機/n筒=960/76.43=12.562、分配各級傳動比據(jù)指導(dǎo)書P7表2-11-1，取齒輪i帶=2.5（帶i=2~∵i總=i齒輪×i帶∴i齒輪=i總/i帶=12.56/2.5=5.02第四章運動參數(shù)及動力參數(shù)計算第一節(jié)計算各軸轉(zhuǎn)速nI=n電動機=960r/minn=2\*ROMANII=nI/i帶=960/2.5=384(r/min)n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i齒輪=384/5.02=76.43(r/min)niv=n=3\*ROMANIII/η聯(lián)軸器=76.43/1==76.43(r/min)第二節(jié)計算各軸的功率P=1\*ROMANI=P工作=3.87KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η帶=3.87×0.95=3.68KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η軸承×η齒輪=3.68×0.99×0.97=3.53KWPiv=P=3\*ROMANIII×η聯(lián)軸器×η軸承=3.53×0.99×0.99=3.46KW第三節(jié)計算各軸扭矩T=1\*ROMANI=9.55×1000P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9.55×1000×3.87/960=38.54N·mT=2\*ROMANII=9.55×1000P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANII=9.55×1000×3.68/384=91.52N·mTiii=9.55×1000Piii/niii=9.55×1000×3.53/76.43=441.07N·mTiv=9.55×1000Piv/niv=9.55×1000×3.46/76.43=432.33N·m第五章傳動零件的設(shè)計計算第一節(jié)皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1）確定計算功率PC由課本P132表8-21得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4=4.80KW（2）選取普通V帶型號：根據(jù)PC=4.80KW，nI=960r/min；由課本P134圖8-13得：選用A型V帶（3）確定帶輪基準直徑：由課本圖8.13和表8.6得，推薦的小帶輪基準直徑為80~100則取dd1=100mm>dmin=80dd2=n1/n2·dd1=960/384×100=250由課本P116表8-3，取dd2=250則實際傳動比i，從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為i=dd2/dd1=250/100=2.5n2’=n1/i=960/2.5=384從動輪轉(zhuǎn)速誤差為：（n2-n2’）/n2=（384-384）=0<0.05(允許)(4)驗算帶速V：帶速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.02在5~25m/s（5）確定帶的基準長度Ld和實際中心矩a根據(jù)課本P134式（8-14）得：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+250)≤a0≤2×(100+250)所以有：245mm≤a0≤故a0=500mm由課本P134式（8-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a=2×500+1.57(100+250)+(250-100)2/4×500=1560.75根據(jù)課本P118表（8-4）取Ld=16根據(jù)課本P135式（8-16）得：a≈a0+（Ld-L0)/2=500+(1600-1560.75)/2=500+20=520(6)驗算小帶輪包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（250-100）/520×57.30=1800-16.530=163.470>1200（適用）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P127查表（8.9），用內(nèi)插法得：P0=0.95根據(jù)課本P131式（8.11）得：△P0=0.60根據(jù)課本P131圖（8.11）得：Ka=0.97根據(jù)課本P118表（8.4）得：KL=0.99由課本P135式（8.18）得：Z=PC/P=PC/(P0+△P0)KaKL=4.8/(0.95+0.60)×0.97×0.99=3.22圓整得Z=4。(8)計算初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ由課本P124表（8.6）查得q=0.1kg/m，由式（8.19）得F0=500PC/ZV（2.5/Ka-1）+qV2=[500×4.8/4×5.02×(2.5/0.97-1)+0.1×5.022]N=78.72N由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin（α1/2）=2×4×78.72sin（163.47/2）=88.17N第二節(jié)齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45調(diào)質(zhì)剛，齒面硬度為220~250HBS。大齒輪選用45正火剛，齒面硬度170~210HBS；根據(jù)課本P211表（10.22）選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計因為兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應(yīng)用下式（10.22）求出d1的值。d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)：1)轉(zhuǎn)矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4/960=39791.7N·mm2)載荷系數(shù)k由課本P192表10.11取k=1.13）齒數(shù)Z1和齒寬系數(shù)φd取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=6×20=120實際傳動比I0=120/20=6傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齒數(shù)比：u=i0=6因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面。所以由P210表10.20選取φd=1。4)許用接觸應(yīng)力[σH]由式（10.13）可得：[σH]=σHlimZNT/SH由課本P188圖10.24查得：σHlim1=560MpaσHlim2=530Mpa由課本P133式6-52計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60njLh=60×384×1×5×300×24=8.2944×108NL2=NL1/i=8.2944×108/6=1.3824×108由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1ZNT2=1.06通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1/1Mpa=560Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.06/1Mpa=562Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1.1×99479.2×(6+1)/1×6×5602]1/3=56.56模數(shù)：m=d1/Z1=56.56/20=2.根據(jù)課本表取標準模數(shù)：m=3（3）主要尺寸計算分度圓直徑：d1=mZ1=3×20mm=60mmd2=mZ2=3.0×120mm=360mm齒寬：b=φdd1=1×60mm=60mm取b=60mmb1=65mm齒輪傳動的中心矩a：a=m/2(Z1+Z2)=3/2(20+120)=210mm(4)按齒根彎曲疲勞強度校核由式（10.24）得出：σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]則校核合格。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)：1）齒形系數(shù)YFa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表10.13得YFa1=2.81YFa2=2.142）應(yīng)力修正系數(shù)YSa查表10.14得：YSa1=1.56YSa2=1.883)許用彎曲應(yīng)力[σF][σF]=σFlimYSTYNT/SF由圖10.25查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由圖10.26查得：YNT1=1YNT2=1由表10.10查得：SF=1.3計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa=162Mpa[σF]2=σFlim2YNT2/SF=190×1/1.3Mpa=146Mpa將求得的各參數(shù)代入式（10.24）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×99479.2/60×32×20)×2.81×1.56Mpa=88.83Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1.1×99479.2/60×3.02×120)×2.14×1.88Mpa=13.58Mpa<[σF]2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠。5)驗算齒輪的圓周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×60×384/60×1000=1.2m/s由表10.22可知，選7級精度是合適的。第三節(jié)齒輪的實體造型大齒輪小齒輪第六章軸的設(shè)計計算第一節(jié)輸入軸的設(shè)計計算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件知減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用45剛并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS。由表(14.4)查得強度極限σB=650；再由表（14.2）差得許用彎曲應(yīng)力[σ-1]b=602、按扭矩強度估算軸徑根據(jù)表（14.1）得C=118~107。又由式（14.2）得d≥118~107(3.68/384)1/3mm=22.73~考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=（22.73~24.78）×(1+5%)=23.86~26.02mm∴選d=23、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于設(shè)計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，齒輪的左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和軸承端蓋定位，則采用過渡配合固定。（2）確定各軸段的直徑工段：d1=24mm長度取L1=2\*ROMANII段:因為h=2cc=1.5mmd2=d1+2h=24+2×2×1.5=30∴d2=30初選用7206C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30寬度為16mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，所以取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故=2\*ROMANII段長：L2=55+16+2=73=3\*ROMANIII段：直徑d3=35mmL3=48Ⅳ段：直徑d4=4由手冊得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+3×2）=36mm因此將Ⅳ段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mmⅤ段直徑d5=30mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復(fù)合強度計算①求分度圓直徑：已知d1=6②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=99479.2N·mm③求圓周力：FtFt=2T2/d2=99479.2/60=1657.98N求徑向力FrFr=Ft·tanα=1657.98×tan200=603.4N⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=301.7NFAZ=FBZ=Ft/2=828N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=301.7×50=15.08N·m(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=828×50=41.4N·m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(15.082+41.42)1/2=44.06N·m(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=91.5N·m(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)取α=1，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[44.062+(1×91.5)2]1/2=100.8N·m(7)校核危險截面C的強度σe=Mec/0.1d33=100.8/0.1×353=23.51MPa<[σ-1]b=60MPa∴該軸強度足夠。第二節(jié)輸出軸的設(shè)計計算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件知減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用45剛并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS。由表(14.4)查得強度極限σB=650；再由表（14.2）差得許用彎曲應(yīng)力[σ-1]b=602、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS）根據(jù)表（14.1）得C=118~107。又由式（14.2）得d≥118~107(3.53/76.43)1/3mm=38.52~3考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=（38.52~32.7）×(1+5%)=40.45~34∴選d=353、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱分布在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝聯(lián)軸器。（1）軸的零件定位，固定和裝配確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，這樣齒輪在軸向位置被完全確定。齒輪的周向定位采用平鍵連接，軸承對稱安裝于齒輪的兩側(cè)軸肩和軸承端蓋定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度工段：初選7208C型角接球軸承，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長40mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度長為2mm。I段：d1=35mm長度取L1=38mm=2\*ROMANII段:因為h=2cc=1.5mmd2=d1+2h=24+2×2×1.5=40∴d2=4L2=80=3\*ROMANIII段：直徑d3=45mmL3=5Ⅳ段：直徑d4=5由手冊得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直徑d5=47mm.長度L5=(3)按彎扭復(fù)合強度計算①求分度圓直徑：已知d2=3②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=441.07N·m③求圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2×441.07/360=2450N④求徑向力FrFr=Ft·tanα=2450×tan20=891.72N⑤∵兩軸承對稱∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=891.72/2=445.86NFAZ=FBZ=Ft/2=2450/2=1225N(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=445.86×49=21.85N·m(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=1225×49=60.03N·m(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（21.852+60.032）1/2=60.2N·m(5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[60.22+(1×441.07)2]1/2=445.2N·m(6)校核危險截面C的強度由式（10-3）σe=Mec/0.1d33=445.2/(0.1×453)=48.85Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此軸強度足夠。第三節(jié)軸的實體造型輸入軸第七章滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命5×300×24=36000小時第一節(jié)計算輸入軸承（1）已知nⅡ=384r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=828N初先兩軸承為角接觸球軸承7206C型軸承內(nèi)部軸向FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系數(shù)x、y/FA1/FR1=315.1N/828N=0.38FA2/FR2=315.1N/828N=0.38根據(jù)課本表查得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×828+0)=1242NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×828+0)=1242N(5)軸承壽命計算∵P1=P2故取P=1242N∵角接觸球軸承ε=3根據(jù)手冊得7206CLH=16670/n(ftCr/P)3=16670/384×(1×23000/1242)3=275691h>36000h∴預(yù)期壽命足夠。第二節(jié)計算輸出軸承(1)已知nⅢ=76.43r/minFa=0FR=FAZ=1225N試選7208根據(jù)課本得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×1225=771.75N(2)計算軸向載荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2Fa=0∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=771.75N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=771.75/1225=0.63FA2/FR2=771.75/1225=0.63根據(jù)課本表得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)計算當(dāng)量動載荷P1、P2根據(jù)表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1225)=1837.5NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×1225)=1837.5N(5)計算軸承壽命LH∵P1=P2故P=1837.5ε=3根據(jù)手冊7208C型軸承Cr=3根據(jù)課本表得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P)3=16670/76.43×(1×34300/1837.5)3=1418639.5h>36000h∴此軸承合格。第三節(jié)軸承的實體造型輸入軸承輸出軸承第八章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算第一節(jié)鍵的計算及校核軸徑d1=24mm,L1查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵A8×7GB1096-79l=L1-b=38-8=30T2=99.48N·mh=7mm得，σp=4T2/dhl=4×99.48/（20×7×30）=94.74Mpa<[σR](110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mmL3=48mmT=441.07N·m查手冊P51選A型平鍵鍵10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×441.07/（35×8×38）=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mmσp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]第二節(jié)鍵的實體造型C型平鍵A型平鍵第九章箱體的設(shè)計第一節(jié)箱體的選擇箱體是減速器的重要組成部分。它是傳動零件的基座，應(yīng)具有足夠的強度和剛度。所以箱體采用灰鑄鐵鑄造，為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體要制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱座用普通螺栓聯(lián)接成一整體。軸承座的聯(lián)接螺栓應(yīng)盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸臺應(yīng)具有足夠的承托面，以便放置聯(lián)接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為了保證箱體具有足夠的剛度，在軸承座附近加支撐肋。為了保證減速器安置在機座上的穩(wěn)定性，并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座一般不采用完整的平面。第二節(jié)箱體的實體造型箱蓋機座第十章減速器附件的選擇第一節(jié)附件的選擇1、檢查孔及其蓋板：選用板結(jié)構(gòu)的視孔蓋，為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。通常，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。圖中的檢查孔為長方形，其大小應(yīng)允許將手伸入箱內(nèi)，以檢查齒輪嚙合情況。2、通氣器：減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱體內(nèi)受熱膨脹的空氣能自由地排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婧洼S伸或其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。圖中采用的通氣器是具有垂直通氣孔的通氣螺塞。通氣螺塞旋緊在檢查孔蓋板的螺孔中。這種通氣器結(jié)構(gòu)有濾網(wǎng)，用于工作環(huán)境多塵的場合，防塵效果較好。由于在外界使用，有粉塵，所以選用通氣器采用M181.5。3、軸承蓋和密封裝置：為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。圖中所用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺釘固定在箱體上。4、軸承擋油盤：軸承干油潤滑時和稀油潤滑時的擋油盤的功能和結(jié)構(gòu)都是不同的。軸承稀油潤滑時，擋油盤只安裝在高速齒輪軸上，以防止齒輪齒側(cè)噴出的熱油進入軸承，影響軸承壽命。當(dāng)齒根圓直徑大于軸承座孔徑時，可不安裝擋油盤。5、啟箱螺釘：為了加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密橡膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密使分開困難。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置，加工出12個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平面的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。6、油面指示器：為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以便經(jīng)常保證油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器。7、放油螺塞：換油時，為了排出污油和清洗劑，應(yīng)在箱體底部、油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時放油孔用帶有細牙螺紋的螺塞堵住。放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。8、起吊裝置：當(dāng)減速器的質(zhì)量超過25kg時，為了便于搬運，常常在箱體上設(shè)置起吊裝置，如在箱體上鑄出吊耳或吊鉤等。第二節(jié)附件的實體造型窺視孔蓋輸出軸承端蓋輸入軸承端蓋擋油環(huán)通氣孔套筒調(diào)整墊片第十一章潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為60mm2.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。第十二章減速器的實體裝配裝配圖裝配圖左裝配圖右主要參考文獻資料:1、參考資料：[1]《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，高等教育出版社，