二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明说.doc

二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明说1.1)选择电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380V。2）选择电动机容量： (1)工作机所需功率 =(2)电动机所需工作功率 传动装置的总效率 查机械设计手册机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率=0.97,取联轴器效率=0.99，传动滚筒效率=0.96带入得 所需电动机效率（3)电动机额定功率由载荷平稳电动机额定功率略大于即可.根据Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率为4KW =4kw.3）电动机的转速卷筒轴工作速度为 由机械设计手册可知，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，电动机转速的可选范围为=（840）98.95=（791.63958）符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000.现以同步转速3000,1500及1000三种方案进行比较。由于表1-1表（11）方 案电动机型号额定功率电动机转速n（）电动质量参考价格/元总传动比同步转速满载转速1430002890459102.91i 2415001440499181.5i341000960751433i表1-1中的数据，最终选自了方案2，即选定电动机型号位2.确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为 1440/98.9514.55因为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计.对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配，即：则低速轴的传动比 =3.2243. 运动和动力参数计算（1）各轴转速 0轴 (电动机轴)P， =1440 r/min 9550=95501轴（高速轴），1440r/min3.710.990.993.636kW9550=9550 2轴（中间轴），1440/4.513319r/min 13.6360.990.973.49kW 9550=95503轴（低速轴） /319/3.224=98.95r/min13.490.990.973.35kW=9550=95504轴（滚筒轴） =/=98.85/1=98.95 r/min1=3.350.990.993.28kW=9550=9550表3-1各轴运动和动力参数结果如下 表3-1轴号功率（p/kw）转速（）转矩（Nm）传动比i效率电动机轴（0轴）3.71144024.610.981轴3.636144024.1145130.962轴3.49319104.483.2240.963轴3.3598.95323.3810.984轴3.2898.95316564.齿轮的设计4.1 高速级减速齿轮的设计1）材料、热处理、精度：材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取270HBS大齿轮齿面硬度取230HBS，两者相差40HBS。精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数Z122 机械设计书p215 图10-26)大齿轮齿数Z2Z1i1224=88 取Z288螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式 (机械设计书P218 式1021）确定各参数的值:1)初选动载系数K试选K=1.6（机械设计 P194-8）（3）计算小齿轮传递的转矩2)区域系数Z：查 (机械设计书) P217图10-30 选取区域系数 Z=2.435 3)端面重和度：由(机械设计书) P215图10-26得：1=0.77 2=0.86 则= +=0.75+0.93=1.63 4)许用接触应力 由图(机械设计书) P209图1021d及图1021c按齿面硬度查得：（按(机械设计书) P191表101：小齿轮齿面硬度取270HBS大齿轮齿面硬度取230HBS）小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1610MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550MPa(取ME和ML的中间偏上值)由(机械设计书) P206公式10-13计算应力值环数N=60nj =6014401（3830010）=6.22010(设每年工作300天，三班制，每班8个小时)N=N1/i1=6.22010/4=1.55510 (i1=查课本4.P207图10-19得：K=0.89 K=0.94齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用(机械设计书) P205公式10-12得:=0.89610MPa=549MPa =0.94550MPa =517MPa 则许用接触应力： =(+)/2=(549+519)/2=533MPa 5)弹性影响系数：查课本由(机械设计书) P201表10-6得： =189.8MP 6)齿宽系数：由(机械设计书) P205表10-7得: =17)传递的转矩T1T1=24.11424114Nmm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d35.43mm从而得： 计算圆周速度 2.67m/s 计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=35.43mm 计算模数 初选螺旋角=14=1.61mm 计算齿宽h与高之比齿高h=2.25=2.251.61=3.623 = =9.78 计算纵向重合度=0.318=1.744 计算载荷系数K查(机械设计书) P193表102使用系数=1.25(工作时有轻微振动)根据,7级精度, 查(机械设计书) P194图10-8得动载系数K=1.07查(机械设计书) P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K= 1.309查(机械设计书) P198图10-13得: K=1.28查(机械设计书) P195表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KKKK =1.251.071.21.309=2.12按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=35.43=38.91计算模数= (3) 齿根弯曲疲劳强度设计由(机械设计书) P201公式105弯曲强度的设计公式确定各参数的值:1) 确定载荷系数K： KKA Kv KFa K=1.251.081.21.28=2.072) 螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度，从(机械设计书) P217图10-28查得： 螺旋角影响系数Y=0.883) 计算当量齿数Zv1z1/ 22/24.08 Zv2z2/ 88/96.33 4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:由 (机械设计书) P200表10-5用插值法得：齿形系数:YFa12.65 YFa22.19应力校正系数:YSa11.58 YSa21.7865) 计算并比较大小齿轮的 由(机械设计书) P208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取MQ线值）由(机械设计书) P207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取ME和ML中间偏上值）由(机械设计书) P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数K=0.84 K=0.88(取网格中间值)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 = 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：1.2mm 对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=1.5可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数25.17取25 254100(4) 几何尺寸计算计算中心距 a= =96.6将中心距圆整为96按圆整后的中心距修正螺旋角=因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大,小齿轮的分度圆直径d=38.39d=153.59计算齿轮宽度 b=圆整得： 小齿轮三维图: 图4-1小齿轮三维图大齿轮三维图： 图4-2大齿轮三维图4.2 低速级减速齿轮的设计一、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1）材料、热处理、精度：材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取280HBS大齿轮齿面硬度取240HBS，两者相差40HBS。精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数Z124 大齿轮齿数Z2Z12i1242.91=68.84 取Z270螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（(机械设计书) P218 式1021）确定各参数的值:1)初选动载系数：试选=1.62)区域系数Z：查(机械设计书) P217图10-30 选取区域系数 Z=2.435 3)端面重和度：由(机械设计书) P215图10-26得：1=0.75 2=0.86 则=1+2=0.75+0.86=1.61 4)许用接触应力 由图(机械设计书) P209图1021d及图1021c按齿面硬度查得：（按(机械设计书) P191表101：小齿轮齿面硬度取280HBS大齿轮齿面硬度取240HBS）小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1600MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550MPa(取ME和ML的中间偏上值)由(机械设计书) P206公式10-13计算应力值环数N=6.22010/5=1.24410N=N1/i2=1.55510/2.42=6.4310 查课本(机械设计书) P207图10-19得：K=0.94 K=1（取网格内的中间值）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用(机械设计书) P205公式10-12得:=0.94600MPa =564MPa =1550MPa =550MPa 则许用接触应力： =(+)/2=(564+550)/2=557MPa 5)弹性影响系数：查课本由(机械设计书) 201表10-6得： =189.8MP 6)齿宽系数： 由(机械设计书) 205表10-7得: =17)传递的转矩T2T2=104.480Nm104480Nmm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d57.70mm从而得： 计算圆周速度 1m/s 计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=57.7mm 计算模数m 初选螺旋角=14=2.33mm 计算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.252.33=5.25 = =10.99 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数K查(机械设计书) P193表102使用系数=1.25(工作时有轻微振动)根据,7级精度, 查(机械设计书) P194图10-8得动载系数K=1.03查(机械设计书) P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K= 1.314查(机械设计书) P198图10-13得: K=1.4查(机械设计书) P195表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KKA Kv K K =1.251.031.21.314=2.03按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=57.7=62.46计算模数= 确定各参数的值:2) 确定载荷系数K： KKA Kv KFa KF=1.251.031.21.4=2.162) 螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度，从(机械设计书) P217图10-28查得： 螺旋角影响系数Y=0.883) 计算当量齿数(3) 齿根弯曲疲劳强度设计 由(机械设计书) P201公式105弯曲强度的设计公式Zv1z1/ cos24/ cos1426.27 Zv2z2/ cos58/ cos1463.49 4) 查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa:由(机械设计书) P200表10-5用插值法得：齿形系数:YFa12.65 YFa22.27应力校正系数:YSa11.58 YSa21.725) 计算并比较大小齿轮的 由(机械设计书) P208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取MQ线值）由(机械设计书) P207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取ME和ML中间偏上值）由(机械设计书) P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数K=0.89 K=0.94(取网格中间值)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：1.82mm 对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=2可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数30.30取30302.9187(4) 几何尺寸计算计算中心距 a= =120.58将中心距圆整为121按圆整后的中心距修正螺旋角=因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=61.84d=180 计算齿轮宽度B=圆整得： 小齿轮三维图: 图4-3小齿轮三维图 大齿轮三维图：图4-4大齿轮三维图5.轴的设计 表5-1级别齿宽高速级251001.5134=45mm,=40mm低速级30872 =70mm,=65mm5.1 高速级轴的设计1.由前计算列出轴上各数据 表5-2 功率转矩转速直径压力角3.636Kw24114Nmm1440r/min38.39mm202. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =38.39 而 F=1256N F= F=1256=468.12N F= Ftan=1256=276.6N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:3. 初步确定轴的直径先按课本(机械设计书) p365 15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取=A0输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图下所示）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本 (机械设计书) ,选取Tca=KAT1=1.324114=31348.2N.mm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LX5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为31500Nmm,半器径 故取半联轴器的长度L=142半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=1074. 轴结果的设计（1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示 图5-1 高速轴（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 d=55;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取=107 2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据d=55,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30306型.其尺寸为，故取=60mm3） 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=5mm，因此取=70mm。4） 取安装齿轮处的轴段=70mm;因小齿轮直径较小，固直接把齿轮和轴做成一起 。5） 轴承端盖的总宽度为60mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.6)段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离a=26,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=20,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为65mm，小齿轮齿宽为70mm，取=12mm,则可计算： 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于30306型的圆锥滚子轴承,a=15mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.120mm+69mm=189mm 图5-2 轴的载荷分析图 =0, 载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=458.54N FNH2=797.46NFNV1=154.61N FNV2=300.1N弯矩MH= 69563N.mm=33540N.mm=21139.1N.mm总弯矩=77226.57 N. 扭矩T1=31343N.mm表5-36. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。第一跟轴的三维图： 图5-3 高速轴三维图5.2 中间轴的设计（1）由前计算列出2轴上各数据 表5-3功率转矩转速直径压力角3.49Kw104.48Nmm319r/min62.46mm202.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =62.46mm而 F= F= F=3345.5=1254.94N F= Ftan=3345.5tan=834.13N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:3. 初步确定轴的直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取d=A04. 轴结果的设计(1)拟定轴上零件的传动方案.如图所示 图5-4 中间轴2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 d=25.36mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30307型. 其尺寸为，故取=36mm2)取安装齿轮处的轴段;左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.同理取右端轴端42mm， 两齿轮齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3,取.因齿轮之间应相距一定距离，取3)取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=14.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,取滚动轴承宽度T=22,则=（22+8+16+4）mm=50mm考虑右端齿轮与I轴齿轮啮合，取=18mm=（22+8+18+3）mm=51mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位齿轮与轴的地位用平键连接，按其直径为40mm,有表可查得平键截面bh=12mm8mm，处的长度为56mm，处为36mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5.求轴上的载荷 查表，对于30307型的圆锥滚子轴承,a=16.8mm,取a=17mm。因此,做为简支梁的轴的支承跨距.图5-5 中间轴的载荷分析图F=-3345.5NF F=-4087NM=305675N.mm, M=19176.4N.mm而对于垂直面上，如下图，可列出关系式，： ： F=-1699.8N F=798.45N M=F+M=-117980N. M=-85768 N.327652.99 N. M=258765.63 N.表5-4载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=-4087N FNH2=3345.5NF=-1699.8NF=798.45N弯矩M=-117980N.M=-85768 N.总弯矩= 327652.99 N., M=258765.63 N.扭矩T3=323.32N.mm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1） 计算轴的应力 2） = MP前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca0.07d,则h=5, 。轴肩宽度b1.4h,取5) 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.6)段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=29,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为45mm，小齿轮齿宽为70mm，取=6mm,则可计算： 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。齿轮与轴用平键连接，bh=16mm10mm,长度为56mm。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于30310型的圆锥滚子轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 图5-8 低速轴的载荷分析图表5-6载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2578N FNH2=1285NFNV1=534.2N FNV2=876.8N弯矩MH= 156772 N.mm=61541.2N.mm=15421N.mm总弯矩=15430N.mm 扭矩T3=364620N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1） 计算轴的应力2） 3） 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此caL0300381072000h故轴承符合要求6.2 中间轴的轴承计算2、对于2轴轴承30307，查询机械设计手册得到：基本额定动载荷：Cr75.2kN基本额定静载荷：C0r82.5kN由上述轴的计算得，轴2所受轴向力 因此只有支点1处受轴向力。支点1处轴承所受的合力=N支点2处轴承所受的合力=支点1处的轴承容易坏。得：Fa=439.5NFr=3662.4N又Fa/Fr=557.53/1254.94=0.44 e0.31得径向动载荷系数X=0.4,轴向动载荷系数Y=1.9从而据(机械设计书) P320公式138得：左边的轴承的当量动载荷PXFrYFa1561.3N根据(机械设计书) P319公式135，得：(因为是圆锥滚子轴承，其中取，转速n319r/min)左边轴承5.17410hL0300381072000h故轴承符合要求。6.3 高速轴的轴承计算3、对于输入轴轴承30310，查询机械设计手册得到：基本额定动载荷：Cr59kN基本额定静载荷：C0r63kN由上述轴的计算得，轴3所受轴向力 Fa1Ft1tan/468N（方向向左）因此右端的轴承不受轴向力。支点1处轴承所受的合力=支点2处轴承所受的合力=支点2处的轴承容易坏。Fr=又F/Fr=0/852N=0L0300381072000h故轴承符合要求；7.键联接的选择及校核计算7.1 输出轴的键计算校核联轴器处的键连接 择键联接的类型和尺寸第3根轴处的键校核。一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=40 , d=55(机械设计书) P.106查表6-1取：半联轴器处键宽b=12 ,h=8,=70齿轮处键宽 b=16 ,h=10 ,=56校和键联接的强度(机械设计书) P106查表6-2得 =110MP工作长度 70-12=5856-16=40键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=4 K=0.5 h=5(机械设计书) P106由式（6-1）得： 两者都合适7.2 中间轴的键校核再校核第2根轴上有两个圆头普通平键连接，其尺寸为键宽:b=10, h=8, =36, b=10, h=8, =56K= K=0.58=4工作长度 36-10=2656-10=46 7.3 输入轴的键校核再校核1轴上由一个圆头普通平键，其尺寸bhL=6mm6mm28mm工作长度 28-6=22K1=0.56=3 8.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高,气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：表8-1名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度30箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M12地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计