设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

一、 设计任务书 （一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 . （二）、原始数据： 运输机工作轴转矩 T:800N.m 运输带工作速度 V:1.20m/s 卷 筒直径 D:360mm （三）、 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动， 使用期限为 10 年 , 小批量生产，单 班 制工作，运输带速度允许误差为 5%. 二、 传动方案的分析与拟定 （ 1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对 本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器 . 。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示 对传动简图中各标号零件的说明： 1 电动机 2-联轴器 3 二级圆柱齿轮减速器 4 运输带 5-带筒 三、 电动机的选择计算 （一）、选择电动机的类型和结构形式： 根据工作要求采用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压 380V。 （二）、选择电动机的容量： 按照机械设计课程设计（后文简称机）中 式（ 2-1）， 电动机所需工作功率为： Pd = Pw/ 按照机中式（ 2-2） 计算结果 计 算 结 果 工作机所需功率为： Pw =（ T *nw） / 9550=Fv/1000 单位： kw Pw =800*63.66/9550=5.33Kw 传动装置的总效率为： =0.825 所需电动机效率为： Pd =5.33/0.825=6.46Kw 因载荷平稳，电动机的额定功率 Ped 选略大于 Pd 即可。 由表 16-1Y 系 列电动机技术数据，选电动机的额定功率 Ped 为 7.5kw。 （三）、确定电动机的转速 滚筒轴工作转速 Nw=（ 60*1000V） /（ D） =63.66r/min V 带传动比 i=2-4 二级圆柱齿轮 减速器为 i2 =8-40.则总传动比的范围为 I =16-160, 故电动机转速的可选范围为 nd =I *nw=(16 160)*63.66=1018.56 10185.6r/min. 符合这一范围的同步转速有 1000r/min、 1500r/min, 3000r/min 三种。 方案对比： 如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及 总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案 1 效果较 好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案 2。现选用方案 2。选 定电动机的型号为 Y132M-4 电动机数据及总传动比： 四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 （一）、 传动装置总传动比的确定和分配 1、传动装置总传动比 ia = nm / nw = 1440 / 63.66= 22.62 其中， nm 为选定的电动机的满载转速 2、分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 i 为 i = ia/i0=22.62/3=7.54 取两级圆锥 -圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i = （ 1.4i） 0.5=(1.4*7.54） 0.5=3.25 则低速级的传动比 i = i / i = 7.54/3.25=2.32 (二 )、传动装置运动及动力参数的计算 1、 0 轴（电机轴）： P = Pd =6.46kw 方案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 Ped / KW 电 机 转 速 n/(r/min) 同步转速 满载转速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 3 Y160M-6 7.5 1000 970 =0.825 Pd=6.46kw nw=63.66 r/min Y132M-4 ia=22.62 i1=3.25 Y112M-6 P=6.46kw n=1440r/min n = nm = 1440 r / min T = 9550 P / n = 9550*6.46/1440=42.84N.M 2、 1 轴（高速轴） P1 = P0 * 01 = P0 * =6.46*0.96=6.20kw N1 = n0/i12=480r/min T1 = 9550 P1/ n1=9550 6.20/480=123.35N.M 3、 2 轴 （ 中间轴 ） P2 = P1 * 12= P1* 2* =6.20*0.97*0.99=5.95kw N2 = n1 / i12 =480/3.25=147.69r/min T2= 9550 P2/ n2 = 9550*5.95/147.69=384.74N.M 4、 3 轴 （ 低速轴 ） P = P = P 2 * 3=5.95*0.99*0.97=5.71kw n = n / i = 147.69/2.32=63.66r/min T=9550P / n = 9550*5.71/63.66=856.59N.M 5、 4 轴 （ 滚筒轴 ） P = P * = P * * 4=5.71*0.99*0.99=5.60kw T= 9550 P / n= 9550*5.60/63.66=840.09N.M 6、说明： 1 3 轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘 轴承效率 0.99 7、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示 各轴运动和动力参数 轴 名 功 率 P / KW 转 矩 T/（ N m） 转 速 n/(r/min) 传动比 i 效率 输 入 输 出 输 入 输 出 电机轴 6.46 42.84 1440 3 3.25 2.32 1 0 96 0 96 0 96 0. 98 1 轴 6.20 6.14 123.35 122.17 480 2 轴 5.95 5.89 384.74 380.89 147.69 3 轴 5.71 5.65 856.59 848.02 63.66 滚筒轴 5.60 5.54 840.09 831.69 63.66 五、传动零件的设计计算 -减速箱内传动零件设计 （一）、圆柱齿轮传动： 1、选择材料，确定许用应力 由机表 9-4 得， 小齿轮用 40cr 表面淬火 ，硬度为 52 56HRC，取为 55； 大齿轮用 45 钢表面淬火 ，硬度为 43 48HRC，取为 45。 小齿轮许用接触应力 1= 500+11*55=1105MPa T=42.84N.M P1=6.20kw N1=480r/min T1=123.35N.M P2=5.95kw n2=147.69 r/min T2=384.74N.M P3=5.71kw n3=63.66 r/min T=856.59 N.M p4=5.60kw n4=63.66 T=840.09 N.M 1= 1105MPa 计 算 结 果 大齿轮许用接触应力 2= 500+11*45= 995MPa 小齿轮许用弯曲应力 f1 =160+2.5*55 = 297.5MPa 大齿轮许用弯曲应力 f2 = 160+2.5*45= 272.5MPa 2、齿面接触疲劳强度设计： (1)、选择齿数： 通常 Z1 =20 40,取 Z1 =22 Z3 =24 Z2=iZ1=3.25*22=73 Z4=iZ3=2.32*24=57 (2)、小齿轮传递的 T1: T1=9.55*106P1/n1=123350N.MM T3=9.55*106P2/n2=384740N.MM (3)、选择齿宽系数 ：由于齿轮为非对称分布，且为硬 齿面， 所以取 d =0.5 (4)、确定载荷系数 K： K=1.3 1.6，由于齿轮为非对称布置， 所以取 K=1.5 (5)、 计算法面膜数 ： 一般 1=8-20取 1=12 cos 1=0.978 当量齿数 Zv1=24,Zv2=78 齿型系数由 1表 9-7 查的 YF1=2.67 YF2=2.27 取 YF1 Mn13211c o s6.1 zYKTdFdFI =2.33 取 Mn1=2.5 一般 2=8-20取 2=12 cos 2=0.978 当量齿数 Zv3=26,Zv4=61 齿型系数由 1表 9-7 查的 YF3=2.60 YF4=2.28 取 YF3 Mn21231 . 6 c o sIFdFK T Yz=3.08 取 Mn2=3.5 (6) 、 齿轮几何尺寸的计算 确定中心距 1 2 11 1 1 1 5 . 0 32 c o sZ Z M na 取 a1 =115mm 3 4 222 1452 c o sZ Z M na 2= 995MPa f1 = 297.5MPa f2= 272.5MPa Z1=22 Z3=24 Z2=73 Z4=57 Mn1=2.5 Mn2=3.5 a1 =115mm a2 =145mm 计 算 结 果 计算角 1=arcos 1 2 112Z Z M na =11.96 cos 1 =0.978 2=arcos 3 4 222Z Z M na =12.13 cos 1 =0.978 分度圆 111 1 5 3 . 6 8 0c o sZ M nd m m 212 1 1 8 3 . 9 3 7c o sZ M nd m m 3232 8 5 . 8 9 0c o sZ M nd m m 424 2 2 0 3 . 9 8 8c o sZ M nd m m 齿顶圆直径 111 2 5 3 . 6 8 0 2 2 . 5 5 8 . 6 8 0nad d m m m 122 2 1 7 8 . 9 3 7 2 2 . 5 1 8 3 . 9 3 7nad d m m m 3 3 22 8 5 . 8 9 0 2 3 . 5 9 2 . 8 9 0and d m m m 424 2 2 0 3 . 9 8 8 2 3 . 5 2 1 0 . 9 8 8and d m m m 齿根圆直径 111 2 . 5 5 3 . 6 8 0 2 . 5 2 . 5 4 7 . 4 3 0nfd d m m m 212 2 . 5 1 7 6 . 3 8 0 2 . 5 2 . 5 1 7 2 . 6 8 7nfd d m m m 233 2 . 5 8 5 . 8 9 0 2 . 5 3 . 5 7 7 . 1 4 0nfd d m m m 424 2 . 5 2 0 3 . 9 8 8 2 . 5 3 . 5 1 9 5 . 2 3 8nfd d m m m 齿宽 2 d 1b d 0 . 5 5 3 . 6 8 0 2 6 . 8 4 0 m m 取 30mm mm355305bb 21 4 d 3b d 0 . 5 8 5 . 8 9 0 4 2 . 9 4 5 m m 取 45mm 34b b 5 4 5 5 5 0 m m 齿面接触疲劳强度校核 1=11.96 2=12.13 1d 53.680mm 2d 183.937mm 3d 85.890mm 4d 2 0 3 .9 8 8mm b2=30mm b1=35mm b4=45mm b3=50mm 111111610HHK T ib i d d 满足强度要求 1222221610HHK T ib d d i 满足强度要求 233331610HHK T ib i d d 满足强度要求 244441610HHK T ib i d d 满足强度要求 验证速度误差 smndv /66.0100060 7.14890.8414.3100060 23 由表 9-5 取 10 级精度 smDnv /249.1100060 48.6437014.3100060 4 %5%8.0%10025.1 249.125.1 v 齿轮设计满足工作要求 (二 ) 高速级普通 V 带传动的设计计算 (1)确定设计功率cP 由 1表 8-5 查， 1.1AK ，已知 P=Pd=7.5kW 根据 1式（ 8-15）设计功率为： 1 . 1 7 . 5 8 . 2 5cAP K P k W (2)选定带型 根据图 8-9a 确定为 A 型 V 带 (3)小带轮和大带轮基准直径 取小带轮基准直径1 112dd mm， 则大带轮基准直径2 3 1 1 2 3 3 6dd m m 取2 355dd mm (4)验算带速 根据 1式（ 8-17），带速 v 为1 0 8 . 4 4 /6 0 1 0 0 0ddnv m s 带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率 Pc=8.25kw da1=112mm da2=335mm v=8.44m/s a0=550mm 时，则要求有效拉力 Fe 过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在 5-25m/s 范围内，符合要求。 5)初定中心距 中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距 a 直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。 根据 1式（ 7-13），中心距 0a 为： 2121 27.0 0 dddd ddadd 03 2 6 .9 9 3 4a 取0 550a mm (6)初算带基准长度 根据 1式（ 7-14），带的基准长度 0dL 为 0200 422 1221 addddaL ddddd = 23 5 5 1 1 22 5 5 0 1 1 2 3 5 5 1 8 6 0 . 4 0 22 4 5 5 0 mm 由 1表 8-2 选取标准基准长度d0L 1 8 0 0 m m (7)实际中心距 由 1式（ 7-15），实际中心距 a 为 d d 00 L - L 1 8 0 0 - 1 8 6 0 . 4 0 2a 5 5 0 5 1 9 . 7 9 9 m m22a 考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取 a=520mm (8)验算小带轮包角 由 1式（ 7-17），小带轮包角 1 为 211 3 5 5 1 1 21 8 0 5 7 . 3 1 8 0 5 7 . 3 1 5 3 . 2 3 1 2 0550dddd a 故小带轮包角 1201 ，符合要求 (9)V 带根数 由 1式（ 8-22） V 带根数 Z 为： Ld KKPP PZ00 取0 1 .6 2P KW 0 0 .1 7P K W 0.93K 1.01LK 所以 4.907Z 根 取 Z=5 根。 Ldo=1800mm a=520 Z=5 (10)单根 V 带张紧力 初拉力 Fo 过小，传动 能力小，易出现打滑；初拉力 Fo 过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根 V 带的初拉力 由 1式（ 8-24），单根 V 带的张紧力 0F 为： 205.25 0 0 qvPZvKKFC 由 1表 8-1 查得 mkgq /10.0 计 算 结 果 故0F 213.394N (11)作用在轴上的压力 由 1式（ 8-25），带作用在 V 带上的压力 QF 为： 10 1 5 3 . 2 32 s i n 2 2 1 3 . 3 9 4 5 s i n 2 0 7 622QF F Z N 六 、轴的计算 (一 )、初步计算轴的最小直径 A、高速轴设计 1. 选择轴的材料： 45 号钢调质处理 2. 轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126 因为为减速器的高速轴，所以 A 取较大值 A=120 初步计算直径： d A P / n = 120 6.20/ 480 =28.16mm 取 d=35mm B、中间轴设计 1. 选择轴的材料： 45 号钢调质处理 2. 轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126 因为为减速器的中间轴，所以 A 取中间值 A=105 初步计算直径： d A P2 / n2 = 105 5.95 / 147.69= 36.00mm 考虑键槽 (两个 )对轴强度削弱的影响，应将直径加大 7% 取 d2 =50 mm C、 低速轴设计 1. 选择轴的材料： 45 号钢调质处理 2. 轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126 因为为减速器的低速轴，所以 A 取较小值 A=105 初步计算直径： d A P / n = 105 5.71/ 63.66 = 47.01mm 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大 3% 取 d2 =60 mm （二）、 选择滚动轴承及联轴器 角接触球轴承 因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。 初步选定三轴轴承分别为 7208C、 7210C、 7212C 0F 213.394N NFQ 2076 D1=35mm D2=50mm D3=60mm 选用轴承 7208C、 7210C、 7212C 联轴器 a、选联轴器类型 运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。 b、输出轴端 联轴器的选择计算 i)计算转矩cT T=848.02N m 由 1表 13-1 查取工况系数 K=1.5 mNKTTc 03.127202.8485.1 c、选择型号 由 2P141 查得 HL2 型 型号 公称直径 Nm 许用转速 r/min 轴孔直径 mm 轴孔长度 mm HL2 315 5600 30 62 （三）、输出轴的校核计算 （ 1） 画出轴的结构简图，确定轴上的作用力 主动轮上的转矩为 T=856.59N m 作用在齿轮上的圆周力 tF ,径向力 rF ,轴向力 aF 分别为 kNdTFt 40.8988.203100059.8562243 kNaFFntr 34.3co s/ta n kNFFta 84.2314.036.9t a n （ 2）作水平面内的弯矩图 支承反力： kNFR tHA 98.55.945.525.94 kNRFR HAtHB 42.298.540.8 截面 C处的弯矩： mNRM HAHC 05.3165.52 （ 3）作垂直面内的弯矩图 支承反力： NkNldFFR arVA 7.158)5.945.52(2 97.19484.2234.3(22 4 NkNldFFR arVB 7.3832)5.945.52(2 97.19484.2234.3(22 4 截面的弯矩： 左侧 m8 . 4 5 N105 2 . 5- 1 5 8 . 75 2 . 5R -3VA 左VCM 右侧 mNRMVBVC 9.343105.947.38325.94 3右 （ 4）作合成弯矩 M 图 截面 C左侧的合成弯矩： mMMMVCHCC N17.30945.83 1 6 . 0 5 22221 左 截面 C右侧的合成弯矩： mMMM VCHCC N7.4549.3433 1 6 . 0 5 22222 右 （ 5）作转矩 T图 T=899.77N m （ 6）作当量弯矩 Me 图 , 因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数取 6.0 危险截面 C 处的当量弯矩 mNTMM CEC79.703)77.8996.0(7.454)(22222 （ 7） 校核危险截面轴径 mmMdbEC 45.44751.0 100079.7031.0 331 在结构设计草图中，此处轴径为 65mm，故强度足够。 （四）、轴承 的校核 低速轴 1、滚动轴承的选择 7212C 型 ， 轴承采用正装 2、验算滚动轴承寿命 （ 1）确定 Cr 由表 11-4 查得 7212C 型轴承 基本额定动载荷 kNC r 0.61 基本额定静载荷 kNC r 5.480 （ 2）计算 raCF0 值，并确定 e 值 kNFa 84.2 Mec=703.79N m kNC r 0.61 kNC r 5.480 kNFa 84.2 059.05.48. 84.20raCF 由表 12-12 查得 raCF0 0.058 0.087 e 0.43 0.46 用线性插值法确定 e 值 e 0.432， 24.1Y （ 3）计算内部轴向力 SF 已知 ： kNRHA 98.5， kNRHB 42.2 NRVA 7.158 ， NRVB 7.3832 则 NRRFHAVAr 2.59935980)7.158( 22221 NRRF HBVBr 8.50207.38322420 22222 NYFF rS 8.232424.12 2.59932 11 NYFF rS 3.2 0 4 324.12 8.5 0 2 02 22 （ 4）计算轴承所受的轴向载荷 因为12 )3.20432840( SSa FFF 此时整个轴有向左移 动的趋势，所以轴承 1 被“压紧”，而轴承 2 被“放松” NNFFF Saa 3.4883)3.20432840(21 NFF Sa 3.204322 （ 5）计算当量动载荷 Pr 轴承 1： eFFra 815.02.5993 3.488311 查表 12-12 得： 22.1,44.0 11 YX NFYFX ar26.86393.488322.12.599344.0Pr 11111 轴承 2： eFFra 423.08.5020 3.204322 查表 12-12 得： 22.1,44.0 22 YX NFYFX ar8.46433.204322.18.502044.0Pr 22222 e 0.432， 24.1Y NFr 2.59931 NFr 8.50302 NFS 8.23241 NFS 3.20432 12 PrPr ，轴承 1 危险 （ 6）验算轴承寿命 因为轴承 1 比轴承 2 危险 ,所以在此只校核轴承 1,若其寿命满足工作要求 ,则低速轴所选轴承合适 . 1）选择温度系数 tf ，载荷系数 pf ，寿命指数 认为轴承的工作温度 t 120 , 所以 0.1tf 工作时有轻微冲击，取 0.1pf 对于球轴承， 3 2）预期寿命 hL 单班制工作，使用期限为 10 年， hLh 25000 3）计算轴承 1 寿命 hpth LPfCfnL 3 0 4 8 2)22.863914 2 8 0 01(66.631 6 6 6 7)(1 6 6 6 7 3 所以所选轴承满足 寿命要求。 七 、 键连接的强度校核 （ 一 ）中间轴 从动轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（ A 型） 根据 mmd 50 及该轴段长度，取键长 mmL 40 2、校核强度 键的材料为 45Cr、轴的材料是 20Cr，且轻微振动 由表 7-5 查得许用应力取 MPap 120 mNT 7.411 mmthk 4610 mmbLl 261440 34.15826450 1 0 0 07.41122 pp MPadkl T 故采用双键，按 180 布置，按 1.5 个键计算 56.1055.1/ ppp MPa 强度符合要求。 （三）低速轴 齿轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（ A 型） 根据 mmd 60 及该轴段长度，取键长 mmL 55 2、校核强度 键的材料为 45Cr、轴的 材料是 20Cr，且轻微振动 由表 7-5 查得许用应力取 MPap 120 mNT 3.912 mmthk 5611 mmbLl 371855 16437560 1 0 0 03.91222 pp MPadkl T 故采用双键，按 180 布置，按 1.5 个键计算 3.1095.1/ ppp MPa 强度符合要求。 （四）低速轴 联轴器段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（ A 型） 根据 mmd 40 及该轴段长度，取键长 mmL 105 2、校核强度 键的材料为 45Cr、轴的材料是 20Cr，且轻微振动 由表 7-5 查得许用应力取 MPap 120 mNT 3.912 mmthk 448 mmbLl 9312105 9.1 1 793440 1 0 0 03.9 1 222 pp M P ad k lT 强度符合 要求。 八 、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 （一）齿轮的润滑 1、润滑方式 闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。 v 12m/s，采用浸油润滑 2、浸油深度 对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过 10mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的 1/3， 即 1/3 194.97 = 65.0 mm 3、油池深度 大齿轮顶圆距油池底面距离 h30 50mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。 4、油量 二级传动，传递每千瓦功率需油量为： L=2 （ 0.350.7）升 =（ 0.71.4）升 （二）轴承的润滑方法及浸油密封 1、润滑方式 高速级： 92,148040 nd 查表 12-15，采用脂润滑 中间级： 66.069.1 4 745 nd 查表 12-15，采用脂润滑 低速级： 35.066.6355 nd 查表 12-15，采用脂润滑 2、密封类型：采用挡油环 （三）轴外伸处的密封设计 1、类型：采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。 2、型号 ：低速轴：毡圈 45JB/ZQ4606-86 高速轴：毡圈 30JB/ZQ4606-86 （四）箱体 为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。 （五）通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设 置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为 Q235 的 M18 1.5 通气器，这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。 （六）放油孔螺塞与油面指示器 为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用皮封油圈，材料为工业用革。螺塞直径约为箱体壁厚的 2-3 倍，选用 18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。 选择螺塞 M18 1.5JB/ZQ4450-86。 箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标 M12。 九 、箱体设计 （一）结构设计及其工艺性 采用铸造的方法制造，应 考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应 均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求 8，铸造圆角要求 mmr 5 ，还要考虑到箱体沿起模方向应有 1： 20 的起模斜度，以便方便起模。要保证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取 10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端 盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取 40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加