機械設計課程設計說明書-帶式運輸機傳動裝置的一級蝸桿蝸輪減速器設計

帶式運輸機傳動裝置的 一 級 蝸桿蝸輪 減速器設計 學生姓名： 學生學號： 院（系）： 年級專業(yè)：指導教師： 助理指導教師： 攀枝花學院本科課程設計 2 目 錄 1、 機械設計課程設計 任務書 -（ 3） 2、電動機的選擇 -（ 5） 3、 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 -（ 7） 4、 傳動零件設計計算 -（ 8） 5、 軸的設計計算及校核 -（ 13） 6、 軸承的校核 -（ 19） 7、 鍵 的選擇 和校核 - （ 22） 8、 箱體的設計 - （ 22） 9、 鍵等相關標準的選擇 - （ 24） 10、 減速器結構與潤滑、密封方式的概要說明 -（ 25） 攀枝花學院本科課程設計 3 1 設計題目 帶式運輸機用蝸桿減速器設計 。 1.1. 工作原理及已知條件 工作原理 ：帶式輸送機工作裝置如下圖所示 己知條件 ： 1.工作條件 ： 兩 班 制， 運輸機連續(xù)工作，單向動轉，載荷平穩(wěn)， 空載起動 。 2.使用壽命： 使用期限 8 年 （每年 300工作日）； 3.運輸帶速度允許誤差； 5； 三、原始數(shù)據(jù) 已知條件 傳送帶工作拉力 F（ kN） 傳送帶工作速度 v（ m/s） 滾筒直徑 D（ mm） 參數(shù) 4.3 1.6 750 1電動機 2聯(lián)軸器 3蝸桿減速器 4帶式運輸機 攀枝花學院本科課程設計 4 2.1電動機的選擇計算 2.1.1 選擇電動機 2.1.1.1選擇電動機的類型 按工作要求和條件選取 Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 2.1.1.2選擇電動機容量 工作機所需的功率： kwkwkwFVP w 88.61 0 0 0 106.13.41 0 0 0 3 由電動機至工作機之間的總效率： 434221 a其中 1 2 34 分別為聯(lián)軸器，軸承，蝸桿和卷筒的傳動效率。 查表可知 1 =0.99（滑塊 聯(lián) 軸器） 2 =0.98（滾子軸承） 3=0.73（單頭 蝸桿 ） 4 =0.96（卷筒） 所以： 63.096.073.098.099.0 42 xxxa所以電動機輸出功率： kwP awPd 92.1063.0/88.6 kw 2.1.1.3確定電動機轉速 根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的工作轉速為 r / m i n76.40r / m i n750 6.11000601000*60 kwD Vn w wP=6.88kw a=0.63 dP=10.92kw nw=40.76r/min 攀枝花學院本科課程設計 5 計算及說明 結果 電動機轉速可選范圍： nd =i*wnnd=(1070)*40.76=407.62853.2r/min 2.1.1.4確定電動機型號 查表 16-1，可得： 方案號 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 極數(shù) 1 Y160M2-2 15kw 3000r/min 2930r/min 71.88 2 2 Y160L-4 15kw 1500r/min 1460r/min 35.81 4 3 Y180L-6 15kw 1000 r/min 970r/min 23.80 6 計算及說明 結果 經 合考慮，選定方案 3。因為同步轉速較高，電動機價格比較便宜，而且方案 3 的傳動比不是很大，尺寸也不是很大，結構還比較緊湊。 電動機的型號為 Y180 L-6 攀枝花學院本科課程設計 6 計算及說明 結果 2.1.2 計算總傳動比和各級傳動比的分配 2.1.2.1 計算總傳動比 ： 2 3 .8 076.40970 wnnmia2.1.2.2 各級傳動比的分配 2.1.2.3 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 3 計算傳動 裝置的運動和動力參數(shù) 3.1 蝸桿蝸輪的轉速： 蝸桿轉速和電動機的額定轉速相同 蝸輪轉速： m in/76.4080.2397 0 rn 滾筒的轉速和蝸輪的轉速相同 3.2 功率 蝸桿的功率： p1=10.92 0.99=10.81KW 蝸輪的功率： p2=10.92 0.73 0.98=7.81kW 滾筒的功率： p3=7.81 0.98 0.99=7.57Kw 3.3 轉矩 mNnpTmmd .51.1 0 79 6 092.109 5 5 09 5 5 0 mNiTT d .44.10699.0151.107111 mNiTT .62.2 4 0 798.099.080.2344.1 0 621a12 mNiTT .20.2 2 8 896.099.0162.2 4 0 732323 ai=23.80 n=40.76 r/min p1=10.81KW p2=7.81KW p3=7.57KW dT=107.51N.m 1T=106.44N.m 2T=2407.62N.m 3T=2288.20N.m 攀枝花學院本科課程設計 7 將所計算的結果列表： 參數(shù) 電動機 蝸桿 蝸輪 滾筒 轉速 (r/min) 970 970 40.76 40.76 功率 (P/kw) 10.92 10.81 7.81 7.57 轉矩 (N m) 107.51 106.44 2407.62 2288.20 傳動比 i 23.80 效率 0.99 0.73 0.96 計算及說明 結果 4.選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿 ZI。 4.1 選擇材料 考慮到蝸桿的傳動功率不大，速度只是中等，故選擇 45 鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為 4555HRC， 蝸輪 用鑄錫磷青鋼 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造。 4.2 按齒面接觸強度進行設計 傳動中心矩計算公式如下： 23 2 HE ZZKTa (1) 確定作用在 蝸輪 上的轉矩 2T =2407.62N m (2) 確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數(shù) KA=1.1 (3) 確定彈性影響系數(shù) EZ 因選用的是鑄錫磷青銅 蝸輪 和鋼蝸桿相配，故EZ =147 21MP 漸開線蝸桿 ZI 45鋼 ZCuSn10P1 青銅 HT100 2T =2407.62N m KA=1.1 EZ =147 21MP 攀枝花學院本科課程設計 8 計算及說明 結果 (4) 確定接觸系數(shù)Z先假設蝸桿分度圓 d1和傳動中心矩 a 的比值 3.01 ad，從圖 11-18 可查得Z=3.1 (5) 確定 接觸疲勞極限 limH根據(jù) 蝸輪 材料為 ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度 45HRC，可從表 11-7中查得無 蝸輪 的基本許用應力 limH =268MPa （ 6）計算 許用 接觸應力 H 3 8 4 0 083 0 082 hL 9 3 9 1 1 0 4 03 8 4 0 076.4016060 2 hLanN 88771 0 / 1 0 / 9 3 9 1 1 0 4 0 0 . 7 6HNKN 0 . 7 6 2 6 8 2 0 3 . 6 8H H V H m i mK M p a （ 7）計算中心距 23 2 HE ZZKTa 233 1 4 7 3 . 11 . 1 2 4 0 7 . 6 2 ( ) 1 0 2 4 3 . 1 11 9 5 . 6 4a mm 取中心矩 a=250mm 這時 1 80 0 .3 2250da ， Z=3.0 由圖 11-18 查得，因為 Zd2,且與軸承內徑標準系列相符， 考慮蝸輪有軸向力存在， 故 選取 角接觸球軸承現(xiàn)暫選軸承 7016C，查機械設計手冊軸承內徑 d=80mm,外徑 D=125mm,寬度 B=22 慢慢，內 圈定位軸肩直徑 da=87mm,外圈定位直徑 Da=118mm,軸上定位端面圓角半徑最大為 ra=1mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=24.7mm,故 d3=80mm,軸承采用脂潤油，需要擋油環(huán)寬度 初定為 B1,故 L3=L7=B+B1=22+15=37mm.一般同一根軸上選用同一型號的軸承。所以 d7=d3=80mm. 軸段 4與軸斷 6為軸環(huán)，它們關于蝸輪對稱，起蝸輪的定位 和 固 定 作 用 ， 定 位 軸 肩 的 高 度h=(0.07 0.1)d5=6.3 9mm取 h=8mm,則 d6=98mm. 為了保證蝸輪端面與箱體內壁不相碰 及軸承拆裝方便，蝸輪端面與箱體內壁間應有一定間隙，取兩者間距為 24mm,即，L4=L6=24mm. d4=80mm 軸段 5 安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值， d5 應略大于 d4故取 d5=90mm,其長度應 比輪轂略短，故取 L5=62mm. 為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面與箱體內壁的距離為 2mm. 為了保證聯(lián)軸器不與軸承蓋相碰， 取 L2=22+46=68mm。 因 此 ， 定 出 軸 的 跨 距 為374 5 6 1 8 . 5 2 4 6 2 2 4 1 8 . 5 1 4 722LLL L L L m m .（一般情況下，支點按照軸承寬度中點處計算） 蝸輪軸 的總長度為 L 總 =147+18.5+68+110+18.5=352mm。 軸的結構示意圖如圖所示： d1=70mm d2=75mm d3=80mm d4=80mm d5=90mm d6=98mm d7=80mm L4=24mm L7=37mm L3=37mm L2=68mm L1=105mm L5=62mm L6=24mm L=147mm L 總 =352mm 計算及說明 結果 攀枝花學院本科課程設計 16 5.2.3 軸的校核計算 按彎扭組合進行強度校核 （軸的受力簡圖及彎扭矩圖見下圖） （ a） 繪 制軸的受力圖 蝸輪的分度圓直徑 d=384mm； 轉矩 T=2407.61N m 蝸輪的切向力 2tF=2T/d=2 2407.62/0.384=12539.7N 蝸輪的徑向力 2rF=2tF tan =12539.7 tan20 =4564.1N 蝸輪軸向力 2aF=2tF tan =12539.7 tan11.3 =2505.7N （ b） 求水平面 H 內的支反力及彎矩 由于蝸輪相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。 HAF =2 / 2 1 2 5 3 9 . 7 2 6 2 6 9 . 9H B tF F N C截面處的彎矩 6 2 6 9 . 9 0 . 1 4 7 2 4 6 0 . 82H C H A LMF N.m （ C）求垂直平面 V 內的支反力及彎矩支反力 由 0 AM 得 022 222 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 222 4 5 6 4 . 1 1 4 7 2 5 0 5 . 7 3 8 422 5 5 5 4 . 8147 N 2 4 5 6 4 . 1 5 5 5 4 . 8 9 9 0 . 7VAF F r F v b N 截面 C 左側的彎矩 1 9 9 0 . 7 0 . 1 4 7 2 7 2 . 82VA LM v c F N m 2tF=12539.7N 2rF=4564.1N 2aF=2505.7N HAF =6269.9N HBF =6269.9N HCM=460.8N.m VBF 5554.8N VAF -990.7N 1Mvc -72.8N.m 攀枝花學院本科課程設計 17 計算及說明 結果 截面 C 右側的彎矩 2 5 5 5 4 . 8 0 . 1 4 7 2 4 0 8 . 32LM v c F v b N m 求合成 彎矩 截面 C 左側的合成彎矩 2 2 2 211 4 6 0 . 8 ( 7 2 . 8 ) 4 6 6 . 5C H C V CM M M N m 截面 C 右側的合成彎矩 2 2 2 222 4 6 0 . 8 4 0 8 . 3 6 1 5 . 7C H C V CM M M N m 計算轉矩 29 5 5 0 9 5 5 0 7 . 8 1 1 8 2 9 . 94 0 . 7 6PT N mn 求當量彎矩 因為單向傳動，轉矩為脈動循環(huán)變化，故折算系數(shù) a =0.6,危險截面 C 處的 當量彎矩為 : 2222 ( ) 6 1 5 . 7 0 . 6 1 8 2 9 . 9 1 2 5 8 . 8CM M a T N mec 計算截面 C 處的直徑，校驗強度 3311 2 5 8 . 8 1 0 0 0 6 1 . 20 . 1 0 . 1 5 5aM ecd m m 因此處有一鍵槽，故將軸徑增大 5%，即： (1 0 . 0 5 ) 6 1 . 2 1 . 0 5 6 4 . 3ad d m m 而結構設計中，此處直徑已初定為 70mm， 故強度足夠 5.3 蝸桿軸的設計 5.3.1軸的材料的選擇，確定許用應力 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。 選取軸的材料為 45 鋼，淬火 處理。 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 2Mvc408.3Nm 1CM 466.5Nm 2CM= 615.7Nm T=1829.9Nm ecM =1258.8Nm ad=61.2mm D=64.3mm 強度足夠 45 鋼 攀枝花學院本科課程設計 18 計算及說明 結果 d C03 3 1 0 . 81 1 5 2 5 . 7970p mmn 1 . 2 9 5 5 0 1 0 . 8T c 1 2 7 . 6 m m970 N 5.3.2確定各軸段直徑 查表 GB/T 5843-1986 選用 YL7 聯(lián)軸器，標準孔徑d=28mm，即軸伸直徑為 28mm 聯(lián)軸器軸孔長度為： 44mm。 軸的結構設計 從軸段 d1=28mm 開始逐漸選取軸段直徑， d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（ 0.070.1） d 范圍內，故 d2=28+（ 0.070.1） d1 =29.9630.8mm，該直徑處安裝密封氈圈， 取 標準直徑。應取 d2=30mm； d3 與軸承的內徑相配合， 且 d3 d2,又應要承受徑向力和軸向力， 為便與軸承的安裝， 故 選定 角接觸 軸承型號為7007C。 取 d3=35mm。 d4 起定位作用，由 h=（ 0.070.1） d3=（ 0.070.1） 35=2.455 3.5mm，取 h=3mm， d4=d3+h=35+3=38mm； d6=d4=38mm; d7 段裝軸承，取 d7=d3=35mm d5 段取蝸桿齒頂圓直徑 d5=80mm; 5.3.3確定各軸段長度 L1 取 聯(lián)軸器軸孔長度 44mm L2 安裝端蓋取 L2=40mm L3 安裝軸承，取軸承寬度 L3=B=14mm L4 和 L6為了讓蝸桿與渦輪正確嚙合，取 L4=L6=138mm L7 也安裝軸承和端蓋 L7=30mm L5 為蝸桿軸向齒寬取 L5=107mm 定出軸的跨度為 ; L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =397mm 蝸桿的總長度為： L 總 =L+40+30+44 =511mm 5.3.4 蝸桿軸的強度校核 按彎扭組合進行強度校核 （軸的受力簡圖及彎扭矩圖和蝸輪軸相似，故不再作圖） d=28mm d1=28mm d2=30mm d3=35mm d4=38mm d6=38mm d7=35mm d5=80mm L1=44mm L2=40mm L3=14mm L4=138mm L7=30mm L5=107mm L=397mm L 總 =511mm 攀枝花學院本科課程設計 19 計算及說明 結果 （ a） 繪制軸的受力圖 （ b） 求水平面 H 內的支反力及彎矩 Ft1=Fa2=2505.7N Fr1=Fr2=4564.1N Fa1=Ft2=12539.7N 由于蝸桿相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。 HAF=1 / 2 2 5 0 5 . 7 2 1 2 5 2 . 9HBF F t N C截面處的彎矩 1 2 5 2 . 9 0 . 3 9 7 2 2 4 8 . 72H C H A LM F N m （ C）求垂直平面 V 內的支反力及彎矩 支反力 由 0 AM 得 022 111 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 111 397( 4 5 6 4 . 1 1 2 5 3 9 . 7 9 5 ) 3 7 8 2 . 42 2 3 9 7 N 1 4 5 6 4 . 1 3 7 8 2 . 4 7 8 1 . 7VAF F r F v b N 截面 C 左側的彎矩 1 7 8 1 . 7 0 . 3 9 7 2 1 5 5 . 22VA LM v c F N m 截面 C 右側的彎矩 2 3 7 8 2 . 4 0 . 3 9 7 2 7 5 0 . 82VB LM v c F N m 求合成彎矩 截面 C 左側的合成彎矩 22 2 211 2 4 8 . 7 1 5 5 . 2 2 9 3 . 2C H C V CM M M N m 截面 C 右側的合成彎矩 Ft1=2505.7N Fr1=4564.7N Fa1=12539.7N HAF=1252.9N HCM 248.7 NmVBF 3782.4N VAF N74.2501Mvc155.2Nm 2Mvc 750.8Nm 1CM 293.2Nm計算及說明 結果 攀枝花學院本科課程設計 20 22 2 222 2 4 8 . 7 7 5 0 . 8 7 9 0 . 9C H C V CM M M N m 計算轉矩： 1 1 0 . 8 19 5 5 0 9 5 5 0 1 0 6 . 4970PT N mn 求當量彎矩 因為單向傳動，轉矩為脈動循環(huán)變化，故折算系數(shù) a =0.6,危險截面 C 處的 當量彎矩為 : 2 2222 ( ) 7 9 0 . 9 0 . 6 1 0 6 . 4 7 9 3 . 5CM M a T N mec 計算截面 C 處的直徑，校驗強度 33 7 9 3 . 5 1 0 0 0 5 2 . 40 . 1 1 0 . 1 5 5M ecd m m 因此處有一鍵槽，故將軸徑增大 5%，即： d=52.4*1.05=55mm 而結構設計中，此處直徑已初定為 80mm， 故強度足夠 蝸桿軸的結構示意圖如下圖所示 ： 6.軸承的校核 6.1 校核 7016C 查表 GB/T297-1994 額定動載荷 Cr=45 103 N 基本靜載荷 Cor=43.2*103 N (1) 求兩軸 承受到的徑向載荷 Fr1和 Fr2 由前面設計蝸輪時求得的： Fr1v=VAF= -990.7N 2CM 790.9NmT=106.4Nm ecM =793.5Nm d=55 強度足夠 Cr=45 103 N Cor=43.2*103 N Fr1v=-990.7N 攀枝花學院本科課程設計 21 計算及說明 結果 Fr2v=VBF=5554.8 N Fr1H=HAF=6269.6 N Fr2H=HBF=6269.6 N Fr1= 2 2 2 211 ( 9 9 0 . 7 ) 6 2 6 9 . 6 6 3 4 7 . 4F r v F r H N Fr2= 2 2 2 222 5 5 5 4 . 8 6 2 6 9 . 6 8 3 7 6 . 4F r v F r H N （ 1） 求兩軸承計算軸向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4 附加軸向力 軸向力 FA=2505.7N 軸承 2 端被壓緊，故 求當量動載荷 P1 和 P2 112 1 1 5 . 8 0 . 3 36 3 4 7 . 4FaFr =110MPa 不 合格 ，因此改選雙鍵，相隔 180布置。雙鍵的工作長度 l=1.5 70=105mm. 由式332 1 0 2 2 4 0 7 . 6 2 1 0 1 0 9 . 1 6 1 0 5 7 0T M p aK l d 合適 7.2 蝸 桿 與聯(lián)軸器 相配合的鍵的選擇 查 GB1095-2003： A型普通平鍵 根據(jù)軸的最小直徑 d=28mm,選擇鍵 b*h=8mm 7mm L=40mm l=L-b=40-8=32mm k=0.5 h=0.5 =3.5mm 332 1 0 2 1 0 6 . 4 4 1 0 6 7 . 93 . 5 3 2 2 8T M p aK l d =110MPa 合格 8.箱體的設計計算 8.1箱體的結構形式和材料 箱體采用鑄造工藝，材料選用 HT200。 因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚 8 10mm，取 =10mm 8.2 鑄鐵箱體主 要結構尺寸和關系 如下表： A型普通平鍵 b*h=20mm 12mm 不 合格 雙鍵相隔 180布置l=105mm 合格 A型普通平鍵 b*h=8mm 7mm L=40mm l=32mm k=3.5mm 67.9 =110MPa 合格 攀枝花學院本科課程設計 25 名稱 減速器型式及尺寸關系 箱座壁厚 =10mm 箱蓋壁厚 1 1=0.8 =9.6mm 取 1=10mm 箱座凸緣厚度 b1， 箱蓋凸緣厚度 b， 箱座底凸緣厚度 b2 b1=1.5 1=15mm b=1.5 =15mm b2=2.5 =2.510=25mm 地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75df=18.75mm 取 d1=20mm 蓋 與 座聯(lián)接螺栓直徑 d2=（ 0.5 0.6） df 取 d2=16mm 聯(lián)接螺 栓 d2 間的間距 l=150 200mm 軸承端蓋螺 栓直徑 d3=（ 0.4 0.5） df 取 d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（ 0.3 0.4） df 取 d4=8mm Df， d1， d2 至外壁距離 df， d2 至凸緣邊緣距離 C1=26,20,16 C2=24,14 軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm 軸承旁凸臺半徑 R1=16mm 軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定 箱蓋，箱座 筋厚 m1=9mm m2=9mm 蝸輪外圓與箱內壁間距離 1=16mm 蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 2=30mm 9.鍵等相關標準的選擇 本部分含鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，墊圈、墊片的選擇，具體內容如下： 鍵的選擇 查 GB1095-2003 蝸輪軸與半聯(lián)軸器 相配合的鍵： A 型普通雙 鍵， b*h=20mm 12mm GB1095-2003 半聯(lián)軸器與蝸桿軸的連接 b*h=8mm 7mm A型， 20mm 12mm A型， 8mm 7mm 攀枝花學院本科課程設計 26 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸設計中的相關數(shù)據(jù)，查 GB4323-1997，選用 YL13 凸緣聯(lián)軸器 YL13 GB4323-1997 螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用 螺栓 GB5782-86， M10*35， 數(shù)量為 3個 M12*100， 數(shù)量為 6 個 螺母 GB6170-86 M10 數(shù)量為 2個 M12， 數(shù)量為 6 個 螺釘 GB5782-86 M10*16 數(shù)量為 2個 M12*25， 數(shù)量為 24 個 M8*16 數(shù)量為 12 個 M10*35 M12*100 M10 M12 M10*20 M12*25 M8*16 6.4 銷，墊圈墊片的選擇 選用銷 GB117-86， B8*30，數(shù)量為 2個 選用墊圈 GB93-87 數(shù)量為 8 個 選用止動墊片 1 個 選用石棉橡膠墊片 2個 選用 08F 調整墊片 4個 GB117-86 B8*30 GB93-87 止動墊片 石棉橡膠墊片 08F 調整墊片 有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖 10.減速器結構與潤滑、密封方式的概要說明 減速器的結構 本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照后附裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。 箱體為剖分式結構，由 I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋 頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以具體結構詳見裝配圖 攀枝花學院本科課程設計 27 放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放油 螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速 器 用地腳螺栓固定在機架或地基上。 減速箱體的結構 該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式 具體結構詳見裝配圖 軸承端蓋的結構尺寸 詳見零件工作圖 減速器的潤滑 由于 V=4.06 m/s12 m/s，應用噴 油潤滑，考慮成 本及需要，選用潤滑油潤滑。 軸承部分采用潤滑脂潤滑。 蝸輪潤滑采用 N32 號渦輪蝸桿油（ SH0094-91） 最低 最高油面距 10 20mm，油量為 1.5L。 軸承潤滑選用 ZL-3型潤滑脂 (GB 7324-1987） 油量為軸承間隙的 1/3 1/2。 減速器的密封 箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂漆或水玻璃。 觀察孔和油孔等處接合面的密封用石棉膠橡紙，墊片進行密封。 軸承孔的密封、悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部，軸段外伸端透著間的間隙采用氈圈油封。 軸承靠近機體內壁 處用擋圈油環(huán)密封以防止?jié)櫥瓦M入軸承的內部。 減速器附件簡要說明 該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。 具體結構裝配圖 詳見零件工作圖 N32 號渦輪蝸桿油 ZL-3型潤滑脂 詳見裝配圖