單級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 課程設(shè)計(jì)題目: 單級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì) 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化（模具方向） 班 級(jí)：0 6 0 5 0 4 0 5 學(xué) 號(hào)：0 5 0 5 0 4 0 2 9 設(shè) 計(jì) 者 ：龔 晶 晶 指 導(dǎo) 老 師 ：謝海涌老師、覃學(xué)東老師 桂林電子科技大學(xué) 目 錄1 / 27一 課程設(shè)計(jì)書(shū) 2二 設(shè)計(jì)要求 2三 設(shè)計(jì)步驟 21. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 32. 電動(dòng)機(jī)的選擇 43. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 54. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 55. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪 66. 齒輪的設(shè)計(jì) 87. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 198. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 269. 箱體結(jié)構(gòu)

2、的設(shè)計(jì) 2710.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 3011.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 30四 設(shè)計(jì)小結(jié) 31五 參考資料 32一. 課程設(shè)計(jì)書(shū)設(shè)計(jì)課題:設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的單級(jí)斜齒輪圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),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8年(300天/年),兩班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 2 / 27 題號(hào) 參數(shù)1運(yùn)輸帶工作拉力（kN）1.5運(yùn)輸帶工作速度（m/s）1.1卷筒直徑（mm）200二. 設(shè)計(jì)要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一

3、份。三. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. “V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu)6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8、校核軸的疲勞強(qiáng)度9. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3 / 273. 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。 其傳動(dòng)方案如下： 圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖)初步確定傳動(dòng)

4、系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。 選擇V帶傳動(dòng)和單級(jí)圓柱斜齒輪減速器。 傳動(dòng)裝置的總效率 =123242560.96×××0.97×0.960.759；為V帶的效率,2為圓柱齒輪的效率，3為聯(lián)軸器的效率，為球軸承的效率，為圓錐滾子軸承的效率，6為卷筒的傳動(dòng)效率。 2.電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： PP/2300×1.1/0.8353.03kW, 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=105r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i24，單級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i36，4 / 27則總傳動(dòng)比合理范圍為i624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選

5、范圍為ni×n（624）×1056302520r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y112M4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pkw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)重量N參考價(jià)格元傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部

6、位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）       總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為n/n1440/10513.7（2）       分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比×式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。5 / 27為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取2.3，則減速器傳動(dòng)比為13.7/

7、2.35.964.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速  1440/2.3626.09r/min  626.09/5.96105.05r/min（2）各軸輸入功率×3.05×0.962.93kW  ×2×2.93×0.98×0.95×0.9932.71kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=2.989kW×0.98=2.929kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =955

8、0×3.05/1440=20.23 N·所以: ×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m輸出轉(zhuǎn)矩：×0.98=43.77 N·m×0.98=242.86N·m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸3.0320.2314401軸2.932.98944.6643.77626.092軸2.

9、712.929247.82242.86105.055、“V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu) 確定V帶的截型 工況系數(shù) 由表6-4 KA=1.2 設(shè)計(jì)功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 V帶截型 由圖6-13 B型 6 / 27 確定V帶輪的直徑 小帶輪基準(zhǔn)直徑 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 驗(yàn)算帶速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 確定中心距及V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd

10、1+dd2)知 360<a<1030 要求結(jié)構(gòu)緊湊，可初取中心距 a0=700mm 初定V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表6-2取 Ld=2240mm 傳動(dòng)中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 小帶輪包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 確定V帶的根數(shù) 單根V帶的基本額定功率 由表6-5 P1=2.72kw 額定功率增量 由表6-6 P=0.3 包角修正系數(shù) 由表6-7 Ka=0.96 帶長(zhǎng)修正系數(shù) 由表6-2 KL=1 V帶根

11、數(shù) Z=Pd/(P1+P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 取Z=2 V帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表1. 各傳動(dòng)比V帶齒輪2.35.96 2. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)7 / 27626.09105.053. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）2.93 2.714. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(kN·m)(kN·m)43.77242.86 5. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長(zhǎng)度（mm）V帶型號(hào)帶的根數(shù)z1603687082232B26.齒輪的設(shè)計(jì)（一）齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪材料，熱處

12、理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線斜齒輪（1）       齒輪材料及熱處理  材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸8 / 27按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定各參數(shù)的值:試選=1.6 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 則計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=6

13、0nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN=4.45×10h #(5.96為齒數(shù)比,即5.96=)查得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,公式得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應(yīng)力 查課本表3-5得： =189.8MP =1T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09=4.47×10N.m3.設(shè)計(jì)計(jì)算小齒輪的分度

14、圓直徑d=46.42計(jì)算圓周速度1.52計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b b=46.42mm9 / 27計(jì)算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×2.00=4.50 =46.42/4.5 =10.32計(jì)算縱向重合度=0.318=1.903計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級(jí)精度, 查課本得動(dòng)載系數(shù)K=1.07,查課本K的計(jì)算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33查課本得: K=1.35查課本得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K

15、K =1×1.07×1.2×1.33=1.71按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=50.64計(jì)算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩47.58kN·m10 / 27   確定齒數(shù)z因?yàn)槭怯昌X面，故取z24，zi z5.96×24143.04傳動(dòng)比誤差  iuz/ z143.04/245.96i0.0325，允許      計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27  zz/

16、cos144/ cos14158       初選齒寬系數(shù)   按對(duì)稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 14       載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 &#

17、160;應(yīng)力校正系數(shù)Y1.596  Y1.774       重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/144）×cos141.7arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因?yàn)?cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 1.675,Y10.82   &

18、#160;   計(jì)算大小齒輪的 11 / 27 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2N1/u6.255×10/5.961.05×10查課本得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限               &

19、#160;  小齒輪 大齒輪 查課本得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 = = 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計(jì)計(jì)算1 計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=50.64來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是有:z=24.57 取z=25那么z=5.96×25=149   幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 a=147.2將中心距圓整為11012 / 27按圓整后的中

20、心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=42.4d=252.5計(jì)算齒輪寬度B=圓整的 13 / 27 大齒輪如上圖：7.傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)1. 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)14 / 27. 求輸出軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1P1=2.93KW n1=626.9r/minT1=43.77knm. 求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為 d1=42.4而 F= F= F F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N. 初步確定軸的最小直徑先按課本初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取 2. 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì)

21、 求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2, T2， P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M15 / 27 . 求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為 d2=252.5而 F= F= F F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)查表,選取因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)軸向定

22、位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,軸段右端需要制出一軸肩,故取直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 。 初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號(hào) 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC16 / 27 對(duì)于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)

23、行軸向定位.查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段d=58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取L=72. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,d=65.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取l=50. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8

24、,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長(zhǎng)L=50,則L=16+16+16+8+8=64至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),查表對(duì)于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖: 17 / 27 (主動(dòng)軸) 從動(dòng)軸的載荷分析圖:18 / 276. 校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP19 / 27 此軸合理安全8、校核軸的疲勞強(qiáng)度. 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無(wú)需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看

25、,截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面和顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩T為 =242.86截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本得： 因 經(jīng)插入

26、后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)20 / 27S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=18.00S9.84S=1.5 所以它是安全的9.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算選擇鍵聯(lián)接的類

27、型和尺寸一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =3621 / 27 b=20 h=12 =50校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110MP工作長(zhǎng)度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標(biāo)記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-197910、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.

28、1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋

29、板用鑄鐵制成，用M6緊固23 / 27B 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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：?jiǎn)⑸w螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)

30、體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度1223 / 27箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機(jī)壁距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表4342218，至凸緣邊緣距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表42816外機(jī)壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>10機(jī)蓋，機(jī)座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）24 / 27150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）11. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)對(duì)于單級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接