機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書含全套圖紙

1、圖紙聯(lián)系圖紙聯(lián)系 qq153893706目錄目錄引言1第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計21.1 傳動方案的擬定21.2 選擇電動機(jī)31.2.1 選擇電動機(jī)的類型31.2.2 選擇電動機(jī)的容量31.2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速31.3 傳動裝置總傳動比的分配41.3.1 傳動裝置的總傳動比41.4 計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)41.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速41.4.2 各軸的功率51.4.3 各軸的轉(zhuǎn)矩5第二章 傳動零件的設(shè)計62.1 帶傳動的設(shè)計62.1.1 確定計算功率62.1.2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑62.1.3 確定 v 帶的中心距62.1.4 驗算小帶輪上的包角72.1.5 計算帶的根數(shù)72.1.

2、6 計算壓軸力72.1.7 帶輪的主要參數(shù)83.1 齒輪的設(shè)計83.1.1 高速軸 ii 和低速軸 iii 想嚙合的一對齒輪的設(shè)計83.1.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)83.1.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計83.1.1.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計103.1.1.4 幾何尺寸計算1142 軸的設(shè)計124.2.1 軸的設(shè)計124.2.1.1 求出作用在齒輪上的力124.2.1.2 選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力124.2.1.3 按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑124.2.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計125.2.2 軸的設(shè)計145.2.2.1 求出作用在齒輪上的力145.2.2.2 選擇軸的材料及確定許用

3、應(yīng)力145.2.2.3 按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑145.2.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計145.2.2.5 求軸上的載荷165.2.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度185.2.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1863 軸承壽命的校核216.3.1 軸上軸承壽命的校核216.3.1.1 求出兩軸承受到的徑向載荷216.3.1.2 求兩軸承的計算軸向力226.3.1.3 求軸承當(dāng)量動載荷226.3.1.4 驗算軸承的壽命2364 鍵強(qiáng)度的校核236.4.1 軸上鍵強(qiáng)度的校核 232.4.1.1 確定許用應(yīng)力232.4.1.2 確定鍵的工作長度232.4.1.3 強(qiáng)度計算232.4.1.4 鍵槽尺寸23第三章

4、 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計2431 箱體設(shè)計243.1.1 鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計2432 箱體附件設(shè)計253.2.1 箱體附件的設(shè)計253.2.2 窺視孔和窺視孔蓋253.2.3 通氣器253.2.4 起吊裝置253.2.5 油標(biāo)263.2.6 油塞與排油孔263.2.7 定位銷263.2.8 起蓋螺釘26設(shè)計感想27參考文獻(xiàn)28引言隨著生產(chǎn)技術(shù)的不斷發(fā)展和人民生活水平的日益提高，機(jī)械產(chǎn)品種類日益曾多，例如，各種金屬切削機(jī)床、儀器儀表、重型機(jī)械、輕工機(jī)械、紡織機(jī)械、石油化工機(jī)械、交通運(yùn)輸機(jī)械、海洋作業(yè)機(jī)械、鋼鐵成套設(shè)備以及辦公設(shè)備、家用電器、兒童玩具等等。各種機(jī)械設(shè)備一般均需實現(xiàn)生產(chǎn)和操作過程的

5、自動化，或者實現(xiàn)某一工藝過程。因此，機(jī)械設(shè)備設(shè)計需要進(jìn)行機(jī)械運(yùn)動方案的設(shè)計和構(gòu)思、各種傳動機(jī)構(gòu)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)的選用和創(chuàng)新設(shè)計。這些新機(jī)械設(shè)備的創(chuàng)新設(shè)計要求設(shè)計者除了掌握典型機(jī)構(gòu)的工作原理、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、設(shè)計方法和應(yīng)用場合等知識以外，還要考慮如何選擇巧妙的工藝動作過程來達(dá)到預(yù)定的機(jī)械功能要求，如何選用或創(chuàng)新機(jī)構(gòu)形式并組合成機(jī)械運(yùn)動方案完成上述選定的工藝動作過程。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計要求針對某種簡單機(jī)械（它的工藝動作過程比較簡單）進(jìn)行機(jī)械運(yùn)動簡圖設(shè)計，其中包括機(jī)器功能分析、工藝動作過程確定、執(zhí)行機(jī)構(gòu)選擇、機(jī)械運(yùn)動方案評定、機(jī)構(gòu)尺度綜合等等。通過機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，可以進(jìn)一步鞏固、掌握并初步運(yùn)用機(jī)械原理的知識和理

6、論，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新機(jī)械能力。創(chuàng)新能力的培養(yǎng)在機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計中占有十分重要的位置。 2011 年 1 月 8 日第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計1.1 傳動方案的擬定傳動方案圖如下：上圖為帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置圖。設(shè)計題目：設(shè)計一個用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的單級斜齒輪圓柱斜齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為 0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限 10 年(365 天/年),三班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓 380/220v。其中設(shè)計的主要參數(shù)為：輸送帶拉力為 2800n 輸送帶速度為 2.5m/s 滾筒直徑為 4

7、50mm每日工作時數(shù) 24h 傳動年限 10 年 其中，運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速的 55%1.2 選擇電動機(jī)1.2.1 選擇電動機(jī)的類型按照工作要求和條件，選用 y 型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為 380v。1.2.2 選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)所需功率，按照公式可得： wwpdp由公式可得：=wpkwfvw1000根據(jù)帶式輸送機(jī)工作類型，可以取工作機(jī)的效率為0.90， （一般籠形電w動機(jī)在額定運(yùn)行時效率約為 72%93%）傳動裝置的總效率為*a帶2軸承齒輪聯(lián)軸器查表可得機(jī)械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分的效率為：聯(lián)軸器效=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）0.99，閉式齒輪傳動

8、效率聯(lián)軸器=2=0.97 帶的傳動效率=0.95，代入公式可得齒輪帶kw894. 099. 0*97. 0*99. 0*95. 02a所需電動機(jī)的功率為kwkwfvpwwd7.8894.0*9.0*10005.2*28001000因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的額定功率略大于即可。由表格所示 y 系列三相異cdpdp步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動機(jī)的額定功率為 11kw。cdp確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為min/1 .106450*5 . 2100060*100060rdvn由表可知，單級圓柱齒輪減速器一般傳動比6，帶傳動單級傳動比常用值為24，最大值為 15，則總傳動比合理范圍=1224，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的

9、可選范圍1ai為（1224）106.1r/min=12742547r/minnnnad11符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有，由表查得電動機(jī)的數(shù)據(jù)及計算的總傳min/1500r動比列于表 1-1 中。表 1-1電動機(jī)的轉(zhuǎn)速)(minrn方案電動機(jī)類型額定功率/kwcdp同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩級數(shù)1y160m411150014602.22.3 4根據(jù)表 1-1，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置等方面要求，選擇方案 1，即選用電動機(jī)型號為y160m41.3 傳動裝置總傳動比的分配1.3.1 傳動裝置的總傳動比代入數(shù)據(jù)可得；=1460/106.1=13.76nnimaai各級傳動比分配單級圓

10、柱斜齒輪傳動比=41i7 .13*3 . 1v 帶帶傳動比 = =3.442i476.131.4 計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)1.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸 軸 i: =1460r/minminn 高速軸 ii： 424.419r/minmin/44. 314602rinniii低速軸 iii： 106.1r/minmin/76.131460rniii滾筒軸： 106.1r/miniiiwnn1.4.2 各軸的功率i 軸：*11*0.9=9.9kwipmpwii 軸：=9.31*0.95*0.99=9.31kwiipiii 軸： =9.31*0.99*0.97=8.94kwiiip滾筒軸：

11、=8.94*0.99*0.99=8.76kwwp1.4.3 各軸的轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸 i：=71.95n*mmnnptmmi*14601195509550ii 軸：9550=209.49n*miit419.42431. 9iii 軸：9550=804.68n*miiit1 .10694. 8滾筒軸：9550=788.48n*mwt1 .10676. 8第二章 傳動零件的設(shè)計2.1 帶傳動的設(shè)計2.1.1 確定計算功率cap由機(jī)械設(shè)計手冊查表得工作情況系數(shù) 1.4 故ak 11*1.4kw=15.4kwcapmpak根據(jù)及由機(jī)械手冊查表得可選用的 v 帶帶型為 b 型。capin2.1.2 確定帶輪的

12、基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速v。dd1）初選小帶輪的直徑，查表得，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=180mm1dd1dd2）驗算帶速 v 由公式v= 驗算帶速，代入數(shù)據(jù) 即有100060dn v=13.75m/s1000601460180因為 5m/s v 。min0)(f2.1.7 計算壓軸力壓軸力的最小值為 =2 * z*sin=24270.34sinmin)(pfmin0)(f21 21540 =2107.29 n2.1.8 帶輪的主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）v 帶型號帶的根數(shù) z1806309923150b43.1 齒輪的設(shè)計3.1.1 高速軸 ii 和低速軸

13、iii 想嚙合的一對齒輪的設(shè)計3.1.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)材料選擇及熱處理方法所設(shè)計的齒輪傳動屬于閉式傳動，采用硬齒面的鋼制齒輪，查表得，選用的材料為：選用大、小齒輪的材料均為 40cr ，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火 ，齒面硬度為4855hrc ，表面淬火，輪齒變形不大。3)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度等級。4)選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為。251z10025*4*2ziz5)選取螺旋角，初選螺旋角。=143.1.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式可得3211)(u12 hehdttzzutkd確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

14、試選25. 1tk由圖選取區(qū)域系數(shù)433. 2=hz由圖可查得， 則79. 0187. 0266. 187. 079. 021小齒輪的轉(zhuǎn)矩為mmnmnt511009. 2209因大小齒輪均為硬齒面故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，現(xiàn)取8 . 0d由表查得材料的彈性影響系數(shù)218.189mpaze=由圖查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。1limhmpah11002lim由式可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=，103608311460606011hjlnn910567. 7921023. 2n由圖取接觸疲勞壽命系數(shù),87. 01hnk93. 02hnk計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1，安全系數(shù) s=1，由式可得m

15、pampaskhnh957110087. 01lim11mpampaskhnh1023110093. 02lim22計算接觸應(yīng)力mpampahhh990210239572211) 計算 計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得td1mmdt01.49)9908 .189433. 2(4566. 18 . 01009. 225. 123251 計算圓周速度=1.09m/ssmndviid/1000601sm/10006044. 3146001.49 計算齒寬 b 及模數(shù)ntmb=0.8mmmm21.3901.499 . 12514cos01.49ntmh=2.25mmmnt275. 49 . 125.

16、 217. 9275. 421.39hb計算縱向重合度586. 114tan258 . 0318. 0tan318. 01zd計算載荷系數(shù) k已知使用系數(shù),根據(jù) v=1.09m/s,7 級精度。1=ak由圖查得動載荷系數(shù)04. 1vk由表查得295. 1hk由圖查得32. 1fk由表查得,故載荷系數(shù)2 . 1fhkkk=616. 1295. 12 . 104. 11按實際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑，有公式可得mmmmkkddtt39.5325. 1616. 101.493311計算模數(shù)mm072. 22514cos39.53cos11mmzdmn3.1.1.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計321

17、21cos2fsafadnyyzyktm1) 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)647. 132. 12 . 104. 11ffvakkkkk 根據(jù)縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數(shù)586. 188. 0=y 計算當(dāng)量齒數(shù)38.2714cos25cos3311zzv53.10914cos100cos3322zzv查取齒形系數(shù)，由表可得 576. 21fay174. 22fay查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表查得 603. 11say794. 12say由圖查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1fempafe6202由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 87. 01fnk93. 02fnk計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s

18、=1.4，由公式可得mpampaskfefnf28.3854 . 162087. 0111mpampaskfefnf85.4114 . 162093. 0222計算大，小齒輪的并加以比較fsafayy01072. 028.385603. 1576. 2111fsafayy00947. 085.411794. 1174. 2222fsafayy小齒輪的數(shù)值大2) 設(shè)計計算mmmn009. 201072. 066. 1258 . 0)14(cos88. 0230000647. 12322對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞nm強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2.5，已可滿足彎曲強(qiáng)

19、度，需按接觸疲勞強(qiáng)度nmnm算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由mmd39.53120.72214cos39.53cos11nmdz取，則211z8412 uzz驗算傳動比誤差-5i0.07d,故 h=4mm，則軸環(huán)段的直徑為 73mm，軸肩寬度 b 取 12mm。齒輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。mm83=mm202考慮到齒輪左端面距箱體內(nèi)表面需留一定距離，所以有=16 mm ，iiiiil=22 mm 。iiil至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。3)軸上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聯(lián)接，查表得齒輪上

20、的平鍵截面 bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 36mm。同時為了保證齒輪有軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證，此處軸的直徑的公差為 m6。5.2.2.5 求軸上的載荷1)首先根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖，如圖 2-3 所示。已知,，nft7692nfr2900nfa2087在確定軸承的支點(diǎn)位置時，從手冊中查取 a 值，對于 7208ac 型角接觸球軸承從手冊中查得 a=9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩mmmmmmll1215 .615 .5932圖。圖 2-32)根

21、據(jù)垂直面受力圖求垂直面支座約束反力，并畫出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖 2-4 所示。0-2)(23232=+lfdfllfranv所以nfnv14262nfffnvrnv9 .1473-21mmnlfmnvv5 .87643211mmnlfmnvv87699322圖 2-43)根據(jù)水平面受力圖求垂水平支座約束反力，并畫出水平面內(nèi)的彎矩圖，如圖 2-5 所示。0)(2322lfllftnh所以nfnh43.37822nfffnhtnh57.3909-21mmnmh445.232619圖 2-54)求合成彎矩，并畫出合成彎矩圖，如圖 2-6 所示。mmnmmnmmmhv35.248582445.232

22、6195 .87643222211mmnmmnmmmhv9 .248601445.23261987699222222圖 2-65)求扭矩，并畫出扭矩圖，如圖 2-7 所示。t=2.09510mmn 圖 2-76)從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出 c 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 c 處的,，t 及 m 的值列于下表，如表 2-1 所示。hmvm表 2-1載荷水平面 h垂直面 v支反力 f,nfnh57.39091nfnh43.37822,nfnv9 .14731nfnv14262彎矩 mmmnmh445.232619mmnlfmnvv5 .87643211mmnlfmnvv876993

23、22總彎矩mmnm35.2485821mmnm9 .2486012扭矩 tt=2.09510mmn 5.2.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度。按照公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力6 . 0=mpampawtmca18.29441 . 0)2090006 . 0(35.248582)(3222321前面已經(jīng)選定了軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因mpa601=此，故安全。11.59 . 524.1443. 527.1443. 5s2222cassss故可知安全。3

24、)截面 c抗彎截面系數(shù) 333385184441 . 01 . 0mmmmdw抗扭截面系數(shù) 33338 .17036442 . 02 . 0mmmmdwt彎矩 m 及彎曲應(yīng)力為mmnm35.2485821mpampawmb91. 28518435.248582扭矩及扭矩切應(yīng)力為3t=2.093t510mmn mpawtt26.123t過盈配合處的，由表可得，于是可得kkk8 . 0=3.2 ，=2.52kkk8 . 0=按照磨削加工，由圖可得表面質(zhì)量系數(shù)為88. 0=軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，由公式可得綜合系數(shù)為1=q33. 31-88. 012 . 31-1kk656. 21-88. 0152

25、. 21-1kk所以 c 截面的安全系數(shù)為28.3701 . 091. 233. 32751maks34. 9226.1205. 0226.12656. 21551mks1.587. 834. 937.2834. 937.28s2222cassss故安全足夠。63 軸承壽命的校核6.3.1 軸上軸承壽命的校核6.3.1.1 求出兩軸承受到的徑向載荷 和1rf2rf將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(3-1a)和水平面(3-1b)兩個平面力系，其中圖(3-1c)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖(3-1a)中的亦應(yīng)tfaf通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知：由第二章的設(shè)計計算可知

26、圓周力nndtfiit769234.541009. 22252徑向力nfffttr290018.15cos20tancostan軸向力nffftta208718.15tantan所以 ndfffarvr9 .34401212-5 .612nfffvrrvr9 .540-21nffthr37821215 .591nfffhrthr3910-123820n21211hrvrrfff5208n22222hrvrrfff圖 3-16.3.1.2 求兩軸承的計算軸向力 和1af2af對于角接觸球軸承，按表可知軸承派生軸向力,因此rdff68. 0 nnfd6 .2597382068. 01nnfd354

27、15208*68. 0212dadfff+所以軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊。 nfffdaa562821nffda354122218. 025800562801cfa137. 025800354102cfa6.3.1.3 求軸承當(dāng)量動載荷和1p2p因為 ， ，因為5000 h36310163 .5929)8 .572825800(4 .4246010)(610hhlhpcnl所以所選軸承的壽命足夠。64 鍵強(qiáng)度的校核6.4.1 軸上鍵強(qiáng)度的校核2.4.1.1 確定許用應(yīng)力由第二章的設(shè)計計算可知，該連接為靜聯(lián)接，選用圓頭平鍵(a 型)，平鍵截面 bh=12mm8mm，長為 36mm。聯(lián)接中

28、輪轂材料的強(qiáng)度最弱，由表可以查得mpap110=2.4.1.2 確定鍵的工作長度鍵的工作強(qiáng)度mmmmmmbll268-36-2.4.1.3 強(qiáng)度計算 由公式可得：pppmpampadhlt9 .62268641049.209443所以所選的鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。2.4.1.4 鍵槽尺寸鍵標(biāo)記為：鍵 1242gb/t1096-2003該平鍵聯(lián)接寬度極限偏差按一般聯(lián)接，由表可查得：軸槽深 02 . 0036- td軸槽寬 輪轂槽深 輪轂槽寬0043. 012b2 . 0014 .52td0215. 012b軸、輪轂鍵槽及其尺寸如圖 3-2圖 3-2第三章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計31 箱體設(shè)計3.1.1

29、 鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計減速器箱體支承和固定軸系的零件，保證了傳動零件的正確嚙合及箱體內(nèi)零件的良好的潤滑和可靠的密封。設(shè)計鑄造箱體結(jié)構(gòu)是應(yīng)考慮箱體的剛度、結(jié)構(gòu)工藝性等幾個方面的要求。箱體尺寸主要按照經(jīng)驗確定，減速器的主要尺寸如下：箱體壁厚： 箱蓋壁厚： mm10=mm101箱座的凸緣厚度： 箱蓋的凸緣厚度：mm15b =mm15b1=箱座底的凸緣厚度：mm25b2=地腳螺栓直徑： 地腳螺栓個數(shù)mm18df=6n =軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：mm14d1=箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑：mm10d2=軸承端蓋螺釘直徑：mm8d3=檢查孔蓋螺釘直徑：mm8d4=箱蓋的肋板厚度為： mm10m1=箱蓋的肋板厚度為：mm9m2=大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離：mm121=齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離：mm122=32 箱體附件設(shè)計3.2.1 箱體附件的設(shè)計為了檢查傳動件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時的定位、拆卸和吊運(yùn)，需要在減速器上安裝以下附件。3.2.2 窺視孔和窺視孔蓋窺視孔是為了觀察運(yùn)動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)，潤滑油也可以由此注入。為了便于觀察和注油，一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時用蓋板蓋住，稱為窺視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板，防止漏油。3.2.3 通氣器由于傳動