JX01-233@行星齿轮减速器减速器的虚拟设计
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机械毕业设计全套
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JX01-233@行星齿轮减速器减速器的虚拟设计,机械毕业设计全套
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目 录 一 设计任务书 2 二 电机的选择计算 1. 择电机的转速 2 2. 工作机的有效功率 2 3. 选择电动机的型号 3 三 运动和动力参数的计算 1. 分配传动比 3 2. 各轴的转速 3 3. 各轴的功率 4 4. 各轴的转矩 4 四 传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 4 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 6 五 轴的设计计算 4. 减速器高速轴 I 的设计 9 5. 减速器低速轴 II的设计 11 3. 减速器低速轴 III的设计 14 六 滚动轴承的选择与寿命计算 1.减速器高速 I轴滚动轴承的选择与寿命计算 16 2.减速器低速 II轴滚动轴承的选择与寿命计算 17 3. 减速器低速 III轴滚动轴承的选择与寿命计算 18 七 键联接的选择和验算 1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接 19 2. 大圆锥齿轮与低速轴 II的的键联接 19 3. 大圆柱齿轮与低速轴 III的的键联接 20 八 润滑油的选择与热平衡计算 1. 减速器的热平衡计算 21 2. 润滑油的选择 22 九 参考文献 23 1. nts nts带轮式少齿差减速器设计 【 摘要 】带轮式少齿差减速器是为改装 MB1312 型外圆磨床而设计的。设计中对轮齿干涉进行了分析，并采用迭代法对少齿差行星齿轮传动参数进行了计算，与此同时进行了结构设计与研制。减速器经实际运转，指标符合要求，已付诸应用。表明设计方法正确，可供少齿差传动设计参考。 关键词 ：少齿差行星齿轮传动 ； 干涉 ； 变位系数 DESIGN OF A PULLEY-REDUCTOR WITH A FEW DIFFERENCE OF TEETH Abstract The pulley-reductor is used in refitting the circular grinding machine into the electrolytic machine. For the sake of simplifying construction, it takes the fo rm of a K-H-V drive. The interference of flank has analyzed and the parameters of the drive with a few difference of teeth have calculated by the iteration me thod in this paper. The technical specifications of the reductor are shown below : the transmission ratio, i is 50; the input speed, nH is 650 r/min; and the output torque, T is 40 N.m. The result indicates, the performances of the reductor are satisfied for the needs of targets, the method of calculatio n is correct, the reductor is applicable and they can be taken as a reference in design of transmission system with a few teeth difference. Key words Drive of planetary gear with a few teeth diffe rence, Interference, Modification coefficient 引言 本文阐述的带轮式少齿差减速器是为改装 MB1312 型外圆磨床而设计的，改装后可进行电解磨削。其技术指标是，传动比 i=50，输入转速 nH=650 r/min，输出扭矩 T=40 N.m。输入轴与输出轴同轴线、同方向。以往的模式是在电动机与带轮间增设一个体积庞大的减速装置，使用起来非常不便。而作者提出的减速器是利用少齿差传动，它具有结构简单、体积小的特点 。实践表明，该减速器结构合理、运转平稳，各项性能均达到指标要求，已成功地用于 MB1312 型外圆磨床头架传动系上。 1、 工作原理 带轮式少齿差减速器的工作原理如图 1 所示。它采用了 KHV 型传动方式。其传动比可由下式计算 (1) nts式中 i1H-2-由转臂 1 到内齿轮 3 的传动比，即由带轮 2 到输出轴 6 的传动比 nH-转臂转速，即带轮输入转速 n2-行星内齿轮的自转转速，即输出轴转速 z1-外齿轮 4 齿数， z1=49 z2-内齿轮 3 齿数， z2=50 图 1 带轮式少齿差 减速器的工作原理 1.转臂 2.带轮 3.内齿轮 (行星轮 ) 4.外齿轮 (中心轮 ) 5.输出机构 6.回转件 (输出轴 ) 2 轮齿干涉 少齿差行星齿轮传动的轮齿干涉主要是齿廓重叠干涉与齿顶相碰干涉。在一般情况下，若不产生齿廓重叠干涉，则齿顶相碰干涉也不会发生。因此，这里主要讨论齿廓重叠干涉。齿廓重叠干涉系指内啮合齿轮副在啮合结束后，当外齿轮齿顶退出内齿轮齿槽时，外齿轮齿顶与内齿轮齿顶所发生的重叠干涉。如图 2所示，设两齿轮的齿顶圆相交于 G 点， E、 F 分别为外齿轮和内齿轮的齿廓同齿顶圆的交点。当外齿轮 E 点到达 G 点时，若 内齿轮 F 点已经越过 G 点，则两齿轮不会产生齿廓重叠干涉，若内齿轮 F 点尚未达到 G 点，则两齿轮势必会产生齿廓重叠干涉。由此可知，两齿轮不产生齿廓重叠干涉的条件是 FO2F GO2F (2) 取 E 点与 F 点同时处于 G 点的临界状态进行计算，则有 nts GO2F= 2- 2 FO2F=(z1)/(z2)( 1+ 1) 代入式 (2)得 ： (3) 式中 1、 2-外齿轮与内齿轮的参变量， rad 图 2 齿廓重叠干涉分析 根据余弦定理，由 O1O2G 可得 由渐开线性质得 (4) 式中 a-变位后中心距 -啮合角 ra1、 ra2-外齿轮与内齿轮的齿顶圆半径 a1、 a2-外齿轮与内齿轮的齿顶圆压力角 将式 (4)代入式 (3)，用 GS 表示齿廓重叠干涉度，则得不产生齿廓重用的数 据。叠干涉的条件 GS=z1(inv a1+ 1)-z2(inv a2+ 2)+(z2-z1)inv 0 (5) nts3、 参数选择与几何计算 为避免齿廓重叠干涉，可采用短齿和正变位齿轮来修正。通常是在保证重合度 1 的条件下合理选定齿顶高系数 和啮合角 ，并初选外齿轮和内齿轮变位系数 x1 和 x2。然后，用迭代法逐次迭 代计算 x1 和 x2，直至齿廓重叠干涉度 GS 达到期望值 GS =0.05 mm 为止。此时的 和 即为选定的最适宜的变位系数。此后，便可进行齿轮副的几何计算。计算变位系数的迭代公式如下，符号 (n)表示第 n 次迭代 (6) (7) 少齿差内啮合齿轮副的基本参数列于表 1 2 。少齿差减速器的几何计算列于表 2。由表 2 的计算结果可知，第 1 次迭代求得的 x(1)1 即可满足 GS 的要求，故第 1 次迭代的数据均为有效数据，即本设计所采 表 1 少齿差内啮合齿轮副的基本参数齿数差 z2z1 模数m 压力角 /( ) 啮合角 /( ) 变位后中心距 a/mm 齿顶高系数 齿廓重叠干涉度 期望值GS/mm 外齿轮变 位系数 x1 1 1 20 55.989 8 0.840 0.75 0.05 0.015z1 2 1 20 40.727 9 1.240 0.80 3 1 20 30.742 3 1.640 0.75 4 1 20 27.563 0 2.120 0.80 注：当 m 1 时，表中 a应乘以 m。 nts表 2 少齿差减速器的几何计算序号 名 称 代号 计 算 公 式 确定值 初选值 第 1 次 迭代值 1 模数 m m=1 1 2 压力角 =20 20 3 啮合角 =55.989 8 55.989 8 4 外齿轮齿数 z1 z1=49 49 5 内齿轮齿数 z2 z2=50 50 6 齿顶高系数 =0.75 0.75 7 齿廓重叠干涉度期 望值 GS GS =0.05 0.05 8 外齿轮分度圆直径 d1 d1=mz1 49 9 内齿轮分度圆直径 d2 d2=mz2 50 10 外齿轮基圆直径 db1 db1=d1cos 46.045 11 内齿轮基圆直径 db2 db2=d2cos 46.985 12 标准中心距 a a=m(z2-z1)/2 0.50 13 变位后中心距 a a=acos /cos 0.84 14 中心距变动系数 y y=(a-a)/m 0.34 15 初选外齿轮变位系 数 x1 x1=0.015z1 0.735 0 0.669 3 16 内齿轮变位系数 x2 1.408 5 1.342 8 17 外齿轮齿顶高 ha1 ha1=m( +x1) 1.485 1.419 18 内齿轮齿顶高 ha2 ha2=m( -x1-y) -0.325 -0.259 19 外齿轮齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha1 51.970 51.839 20 内齿轮齿顶圆直径 da2 da2=d2-2ha2 50.650 50.519 21 外齿轮齿顶圆压力 角 a1 cos a1=db1/da1 273734 272053 22 内齿轮齿顶圆压力 角 a2 cos a2=db2/da2 21560 213330 23 外齿轮齿顶圆半径 ra1 ra1=da1/2 25.98 5 25.919 24 内齿轮齿顶圆半径 ra2 ra2=da2/2 25.32 5 25.259 25 外齿轮参变量 1 2.484 36 2.484 39 26 内齿轮参变量 2 2.464 09 2.464 07 nts27 齿廓重叠干涉度 GS 0.059 95 (不合格 ) 0.050 12 (合格 ) 28 齿廓重叠干涉度的 一阶导数 0.151 374 29 第 1 次迭代求外齿轮变位系数 0.669 3 30 重复计算 以下根据 x(1)1 重复计算第 16 27 项，直至满足 GS= GS=0.05 0.055 为止 31 重合度验算 1.125 (合格 ) 4、 结构设计 带轮式少齿差减速器的结构如图 3 所示。它是将带轮 19 与转臂制成一体作为输入轴，由两端的轴承 2 支承。行星内齿轮 17 由轴承 4 支承，偏心地安装在带轮体内，可绕固定的外齿轮 14 运转。带轮体内的偏心孔即代表转臂。外齿轮由端盖 12 固定，端盖 12 被固定在带轮保护罩 16 上。行星内齿轮的自转运动通过十字滑块输出机构 15 传输给输出轴 18。输出轴套在磨床头架的带轮轴上，用螺钉 5 固定。这样，电动机通过带轮式少齿差减速器即可带动磨床头架的带轮轴以 50 1 的减速比进行回转。 nts图 3 带轮式少齿差减速器的结构 1.孔用弹性挡圈 2.球轴承 3.轴用弹性挡圈 4.球轴承 5.螺钉 6.孔用弹性挡圈 7.螺钉 8.弹簧垫圈 9.螺钉 10.弹簧垫圈 11.球轴承 12.端盖 13.轴承座 14.外齿轮 15.十字滑块 16.保护罩 17.内齿轮 18.输出轴 19.带轮 5、 结论 (1) 少齿差行星齿轮传动的主要干涉为齿廓重叠干涉，它是必须验算的。 (2) 采用迭代法进行计算，只需数次迭代即可使齿廓重叠干涉度 GS逼近期望值，故此法仍不失为一种实用可行的计算方法。 (3) 作者设计的带轮式少齿差减速器结构，具有实际应用价值，可供借鉴。 参考文献 1齿轮传动手册编写组 . 齿轮手册 (上册 ). 北京 : 机械工业出版社 , 1990. 2机械设计手册联合编写组 . 机械设计手册 (中册 ). 北京 : 化学工业出版社 , 1982. 3 冯澄宙 .渐开线少齿差传动 . 北京 : 人民教育出版社 , 1981. 4 饶振纲 .行星传动机构设计 . 北京 : 国防工业出版社 , 1980. nts毕 业 设 计 任 务 书 （ 行星减速器设计 三维造型虚拟设计分析） 指导老师：杨湘洪 课题内容： 1、资料的调研、收集、加工整理 2、进行与设计课题相关的实习 3、完成 行星减速器设计 的设计 4、正确的绘制设计图纸，完成三维建模（或模型的制作） 5、撰写毕业设计说明书 课题任务要求： 1、 设计计划（进度）表 严格按照计划执行，适当安排进度检查。 2、 市场调查 在广泛调查和资料收集的基础上为 XXX（个人设计课题）功能设计、工艺要求、适应性要求提供可靠的依据。 3、 理论 设计 在广泛调查和全面分析考虑的基础上进行设 计，并形成工程图纸。 4、 草图、效果图制作 充分表现所设计的 圆锥圆柱齿轮加链减速器 总体结构表达技巧，设计表达全面、明晰。 5、 设计说明书 字数符合毕业设计规定，内容完整，文献查阅不少于 15 篇，外文资料翻译，译文不少于 4000 字。（专科班同学可 2000 字左右） 6、 预期目标： （） 、 实习报告一份； （）、 草稿一份； （）、 设计说明书 ： 字数不少于一万字； （）、 设计图： 纸量不少于折合成图幅为 A0 号的图纸 2 5 张 （ 圆锥圆柱齿轮加链减速器 装配图 A0 号 1 张， 非标件零件 图 若干 张 （ CAD、 PRO/E图各一套） ） ； （）、 查阅文献 15 篇以上，翻译外文资料，译文字数不少于 4000 字。 nts 毕 业 设 计 指 导 书 1、全面规划，合理安排毕业设计进度 按 圆锥圆柱齿轮加链减速器 设计的程序和步骤来制定计划进度表，以利于毕业设计的顺利进展，方便老师的定期检查和考核。 2、知识的复习和新知识的学习 复习计算机辅助产品设计相关课程，掌握设计的思路、方法、原则、程序、步骤、技法等，并通过相关资料的收集整理来扩充自己的思路和视野，加强设计表现技法的训练。 3、课题设计的重点和难点 （ 1）寻找准确的设计定位；进行广泛的市场调研，通 过收集相关类型产品来进行学习比较，找准合理的市场定位。 （ 2）设计的创新性；在 结构、 功能、形式、布局上有新的突破和认识。 （ 3）表达的条理性和准确性；正确、充分的表达设计的过程和设计 结果 。 4、设计方法的运用 （ 1）设计调查的方法； 设计调查目的的确定； 调查的技巧：抽样、资料收集的方法、资料分析和表达； 总结和归纳； （ 2）设计中的常用方法； 设计计划：任务日期图表法 设计分析：功能分析法、系统分析法等 方案构想：类比法、联系法等 方案筛选：评价目标树的建立，排队法、计分法等 5、主要参考文献及检索关键词 检索关键词： 减速器 ， PRO/E 主要参考文献： （ 1） 乌格拉尔 机械设计 M 重庆： 重庆大学出版社 ， 2005-01-01 （ 2） 设计手册编委会编 机械设计手册 M 北京： 机械工业出版社 ， 2006 （ 3） 宋敏 机械设计基础课程设计指导书 M 西安 ： 西安电子科技大学出版社 ,2006nts（ 4） 林清安 PRO/E Widefire 2.0 零件装配与产品设计 M北京：电子工业出版社 ,2006 6、毕业设计（论文）撰写要领与格式 （见 湖南 工学院毕业设计（论文）工作手册） 7、答辩准备工作 提要 （ 1）答辩前应正确完成的毕业设计工作任务：毕业实习日志、实 习报告、开题报告、文献翻译、设计工作手册、设计说明书、设计图纸 ； （ 2）全面总结和回顾毕业设计，主要对设计的缘起、设计过程和设计成果三个部分进行展示，满足答辩需要、 （ 3）答辩事宜的熟悉：通过模拟答辩的方式了解答辩的方式、程序、内容、礼仪及时间的把握、气氛的适应、语言的控制、心理的调节等。 nts“毕业设计（论文）书写格式 ” 毕业设计（论文）文档是学生从事设计（论文）工作的成果体现，它集中表明了作者在设计（论文）工作中获得的理论、思想、方法或见解，是学生毕业的主要依据。 为了保证毕业设计（论文）文档的质量，做到毕业设计（论文）格式的规范化，特作如下规定： 一、内容要求及格式 毕业设计说明书（以下简称毕业设计）和论文应用汉语（简体汉字）撰写，字数一般应在一万字左右，内容应层次分明，数据可靠、文字简练、说明透彻、推理严谨。毕业设计（论文）内容一般应由八个主要部分组成（论文由六部分组成），依次为： 1. 封面 ； 2. 摘要（论文用） ； 3. 目录 ； 4. 毕业设计任务书 ； 5. 正文 ； 6. 结束语（论文含致谢） ； 7. 参考文献 ； 8. 附录（根据设计的不同形式需要添加，设计用） ； 9. 致谢（设计用）。 各部分的具体要求如下： 1封面（附表 1） 分西南校区写清楚学校名称，原南区学生学校名称为湖南建高等专科学校，原西校区学生学校名称为湖南大学衡阳分校。 2摘要 （附表 2） 摘要应说明设计目的、要求，设计方法、主要设计内容、设计结果（成果）和结论。语言力求精练，摘要字数为 500 字左右。有条件的可写中、英文 摘要。论文必须写中英文摘要。 居中打印“摘要”二字（三号黑体），字间空一格。 “摘要”二字下空一行打印摘要内容（四号宋体），每段开头空二格。摘要内容后下换行打印“关键词”三字（四号黑体），空一格后为关键词（四号宋体）。关键词数量为 35 个，每一关键词之间用逗号分开，最后一个关键词后不打标点符号。 3目录 (附表 3) 列出设计（论文）的大标题、一级和二级标题，逐项标明页码，标题应该简明扼要、点出各部分主要内容。 “目录”两字居中（三号黑体），毕业设计下空两行为章、节、小节（靠左）及其开始页码（靠右）。章、节、 小节分别以如下方式：第 1 章、 1.1、 1.1.1 依nts次标出，章、节、小节与页码之间用“”连接。每一级标题依次往后退一个字符。论文下空两行为一级、二级标题（靠左），及其开始面码（靠右）。一级、二级标题与页码之间用“”连接。 4毕业设计任务书 “毕业设计任务书” 居中（三号黑体），毕业设计任务书下空两行为任务书内容（ 4 号宋体）。 5. 毕业设计（论文）正文 (附表 4) 正文是主体，毕业设计一般可包括设计要求与指标、理论分析、计算方法、具体设计内容、测试方法和实验结果、数据分析和讨论、结论等。 论文一般包括论点、论据和论证。 毕业设计标题：每章标题以三号黑体居中打印；“章”下空两行为“节”以四号黑体左起打印；“节”下为“小节”，以小四号黑体左起打印。换行后空二格打印正文。正文采用小四号宋体，正文行间距为固定值 24 磅。例： 第 1 章 (居中书写 ) 1. 1 1.1.1 论文一级标题为四号黑体左起打印；二级标题以小四号黑体左起打印；正文采用小四号宋体，正文行间距为固定值 24 磅。例： 1 1. 1 1.1.1 图、表、公式：文中的 图、表公式一律采用阿拉伯数字分章（或连续）编号，如：图 2-5，表 3-2，公式（ 5-1）等。图序及图名居中置于图的下方，图中的术语、符号、单位等应与正文表述所用一致；表序及表名置于表的上方，表中参数应标明量和单位的符号；图序及图名、表序及表名采用五号楷体字。公式的编号用括号括起写在右边行末，其间不加虚线。 图、表、公式等与正文之间要有一定的行间距。 6.结束语 设计总结、主要成果或结论、存在的问题等，论文还要包含致谢词。 7参考文献 只列作者直接阅读过、在正文中被引用过的文献资料。参考文献一律列在正文的末尾 ，不得放在各章之后。在引用别人的结论时，应在引用处加以说明，严禁抄袭现象的发生。 作者姓名写到第三位，余者写“，等”或“， et al。”。“参考文献”四字居中用三号黑体字，空一行左起按顺序依次列出参考文献，将序号置于方括号内，用小四号宋体字。 几种主要参考文献的格式为： nts连续出版物：序号 作者 .文题 . 刊名 J，年，卷号（期号）：起 止页码 专（译）或编著：序号 作者 .书名 M.出版地：出版社，出版年 .起 止页码 技术标准：序号 发布单位 .技术标准代号 . 技术标准名称 .出版地：出版者，出版日期 举例如下 ： 1 周绥平 ,陈宗基 .DR 算法的更新时间间隔研究 .系统仿真学报 J,1999,7(2):13 18 2 竺可桢 . 物理学 M. 北京：科学出版社， 1973.56 60 3 中华人民共和国国家技术监督局 . GB3100 3102. 中华人民共和国国家标准 量与单位 . 北京：中国标准出版社， 1994-11-01 8附录（根据需要添加） 主要列入设计过程所做的实物图、公式推导、程序源代码，与正文分开。 9致谢 对给予指导、各类资助和协助完成本设计工作以及提供各种工作有利条件的单位及个人表示感 谢。 10页码 页码从正文开始至全文结束按阿拉伯数字连续编排，前置部分用罗马数字分别单独编排；页码位于页面底端，居中书写。 二、打印及装订要求 一律采用 WORD97 以上版本编辑，用 A4 规格输出，打印区面积为 240mm146mm，双面打印。 湖南工学院教务处 附表 1 附表 2 附表 3 附表 4 nts 湖南大学衡阳分校 毕业设计 (论文 ) 课题名称 基于 PRO/E 的齿轮油泵的三维设计 专业名称 机械设计与制造及其自动化 所在班级 03 机制专科四班 学生姓名 吴 祥 祥 学生学号 2003101420 指导老师 杨 湘 洪 完 成 日 期 ： 2006 年 5 月 nts目 录 摘要 1 第一章 齿轮油泵概论 2 1.1 油泵的发展历史及国内外现状 2 1.2 油泵的作用 5 第二章 齿轮油泵零件的建模 2.1 齿轮的建模 9 2.1.1 参数化设计的基本原理 10 2.1.2 建立零件库的步骤 12 2.1.3 渐开线直齿圆柱齿轮模型库的实现 14 2.2 轴的建模 16 2.3 小结 18 设计心得 23 参考文献 24 致谢 25 nts摘 要 齿轮油泵 靠一对齿轮的旋转运动 ,将液压能转变为机械能的液压装置，它 把油从低压区油孔吸入 ,加压到高压区出油孔送出 ,经机床上油槽输送到轴承等需要润滑的部位 ，广泛应用于各个行业，如冶金、运输、化工、建筑、食品，甚至艺术舞台。 PRO/ENGINEER 是美国 PTC 公司开发的软件 ,是目前最先进、最广泛的三维设计软件， ANSY 是 ANSYS 公司新推出的工程分析软件，对热力学、流体力学、静力学、结构分析 、电磁场分析等应力分析问题都适用。 本次设计主要的目的是对齿轮油泵进行理论设计，在此基础上，根据各零件的零件图利用 PRO/E 进行实体建模；再利用 PRO/E 装配模块进行装配，这是基于 PRO/E 的一种新型的、先进的零件设计和装配的方法，在实际中具有高效、优质的特点。同时，还利用 PRO/ENGINEER的仿真功能，模拟仿真齿轮油泵的现场工作状态，这样增加对齿轮油泵的感性认识，使设计者更合理，经济的设计出提出了合理的齿轮油泵结构。 关键词 齿轮油泵 ,PRO/E,齿轮 ,参数化 nts第二章 齿轮油泵 零件的 建模 齿轮油泵主要由泵体、前后泵盖、齿轮、主被动轴、轴承、安全阀和轴端密封等零件组成 ,装配图如附图 2-1 所示。齿轮油泵造型设计步骤如下。 1. 箱体主体 2. 生成凸缘和底座特征 3. 构建轴承座特征 4. 构建加强肋、窥视方孔、油尺孔等附属特征 5. 建立螺纹孔、倒圆角等特征 6. 分割箱体主体 7. 轴的造型设计 8. 齿轮的造型设计 下面是各零件的建模过程。 2.1 齿轮的建模 齿轮是齿轮油泵的传动零件，也是机械设备中最常用的传动零件。它的创建是 采用参数化 、关系式 设计的 。 2.1.1 参数化设计的基本原理 Pro/Program 是 Pro/Engineer 软件提供的一种程序化的二次开发工具。利用Pro/Engineer 造型的同时， Pro/Program 会产生特征的 program，它是一个记录文件，由类似 BASIC 的高级语言构成，记录着模型树（ modeltree）中每个特征的详细信息，包括各个特征的建立过程、参数设置、尺寸以及关系式等，我们可以通过修改和添加特征的 program 来生成基本参数相同的一系列模型。 利用 Pro/Program 对 Pro/Engineer 软件进行二次开发时不需要重新撰写设计步骤，只需加入几个相关的语法指令 就可以让整个零件或组件变得弹性化与多样化，其主要思想是利用 Pro/Program 模块的功能来接收、换算和传递用户输入的有关参数，通过改变特征的尺寸及特征之间的关系来达到参数化设计的目的。这里需要注意的是，开发工作的关键在于确定独立可变参数，应尽量以最少的参数 nts 毕业设计 (论文 ) 课题名称 行星减速器设计 专业名称 机械设计与制造及其自动化 所在班级 04 机制专科一班 学生姓名 学生学号 指导老师 完 成 日 期 ： nts 毕 业 设 计 任 务 书 （ 行星减速器设计 ） 课题任务要求： 1、 设计计划（进度）表 严格按照计划执行，适当安排进度检查。 2、 市场调查 在广泛调 查和资料收集的基础上为 XXX（个人设计课题）功能设计、工艺要求、适应性要求提供可靠的依据。 3、理论 设计 在广泛调查和全面分析考虑的基础上进行设计，并形成工程图纸。 4、 草图、效果图制作 充分表现所设计的 圆锥圆柱齿轮加链减速器 总体结构表达技巧，设计表达全面、明晰。 5、 设计说明书 字数符合毕业设计规定，内容完整，文献查阅不少于 15 篇，外文资料翻译，译文不少于4000 字。（专科班同学可 2000 字左右） 6、 预期目标： （）、 实习报告一份； （）、 草稿一份； （）、 设计说明书：字数不少于一万字； （）、 设计图：纸量不少于折合成图幅为 A0 号的图纸 2 5 张 （ 圆锥圆柱齿轮加链减速器 装配图 A0 号 1 张，非标件零件图若干张（ CAD、 PRO/E 图各一套） ） ； （）、 查阅文献 15 篇以上，翻译外文资料，译文字数不少于 4000 字。 机械设计制造及其自动化专业 nts 目录 第 一， 设计任务 第 二， 总 体方案设计 第 三，电动机的设计和选择 第 四， 传动零件的设计 一、 减速器外部传动零件的设计链传动 二、 减速器内部传动零件的设计 （一）高速级传动设计锥齿轮传动 （二）低速级传动设计柱齿轮传动 第 五， 轴系零部件的初步选择 一 、拟定轴上零件的装配方案 二、轴有关数据的确定 三、轴承的校核 四、轴的强度校核计算 五、键的校核 第六， 其余机构参数设计 一、 轴承的选择和计算 二、 联轴器的选择 三、 润滑和密封方式的设计和选择 四、箱体设计（ mm） 五 、 附件设计 六 、设计明细表 七 、技术说明 小结 和参考书 nts 第 二 ，总体方案设计 一、 设计数据及工作条件： F 7000N T 9550 P n 1225.06Nm P1000VF 2.24 kW V 0.32m/s N=D V100060 17.462 r/min D 350mm 生产规模：成批 工作环境：多尘 载荷特性：冲击 工作期限： 3 年 2 班制 二、 方案选择 两级圆锥 -圆柱齿轮减速器 i=i1i2 直齿圆锥齿轮 i=8 22 斜齿或曲线齿锥齿轮 i=8 40 特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难 动力传动方向 电动机连轴器轴 I锥齿轮轴 II柱齿轮轴 III连轴器轴 IV链传动轴 V滚筒 nts 第三 ，电动机的 设计和 选择 一 ，所需电动机的功率 0.992 0.995 0.96 0.97 0.92 0.96 0.7666 Pd Pw 2.24 0.7666 2.922kW 二 ，所需电动机的转速 初选传动比： 锥齿轮： 2.5 (可选范围： 2 3) 圆柱齿轮： 4 (可选范围： 3 5) 链传动： 5 (可选范围： 2 6) 总传动比： i 2.5 4 5 50 所需电动机转速： Nd N 50 17.462 50 873.1 r/min 三 ，所选电动机的型号及参数 型号： 三相异步电动机 Y132S 6 电动机 参数 ：额定转速： 960 r/min 额定功率： 3 kW 输出轴直径： 38mm 备选电动机 ： Y160M 18 电动机数据对比 方案 电动机型号 额定功率kW 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比 外伸轴径 mm 轴外伸长度 mm 1 Y132S 6 3 1000 960 54.09762 38 80 2 Y160M-18 3 750 710 41.2323 38 80 四 ， 计算总传动比和 分配传动比 1 总传动比： i 960 17.462 54.9762 2 分配传动比的基本原则 在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传动比的基本原则是： 1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。） 2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。 对圆锥圆柱齿轮 减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动 比 i1 不宜太大，通常取 i1 0.25i，最好使 i1 3。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 i1 3.5 4。 3、 初定链传动的传动比： i 链 5.1 nts 那么，减速器的传动比： i 减 i i 链 54.9762 5.1 10.7796 锥齿轮传动的传动比： i 锥 0.25 i 减 10.7796 0.25 2.695 柱齿轮传动的传动比： i 柱 i 减 i 锥 10.7796 2.695 4.000 4、 传动装置的玉女动和动力参数的计算 各轴的转速计算： n2 n1 i 各轴的输入功率计算： P2 P1 各轴的输入转 矩 计算： T 9550 P n 轴号 转速 n(r/min) 功率 P(kW) 扭 矩 T(N m) 传动比 i I 960 2.970 29.55 2.695 II 356.215 2.823 75.684 4.000 III 89.054 2.711 290.723 5.1 IV 89.054 2.657 288.362 1 V 17.462 2.44 1336.28 注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。下同。 nts 第四 、 传动零件的设计 一 ，减速器外部传动零件的设计链传动 （ 一） 、 链传动的特点 两轮间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。 运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动， i 不恒定，不均匀性。 优点：平均速比 im准确，无滑动；结构紧凑，轴上压力 Q 小；传动效率高 =98%；承载能力高 P=100KW；可传递远 距 离传动 amax=8mm；成本低。缺点：瞬时传动比不恒定 i；传动不平衡；传动时有噪音、冲击；对安装粗度要求较高。 应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。中低速传动： i 8(I=24)， P 100KW， V 12-15m/s，无声链 Vmax=40m/s。（不适于在冲击与急促反向等情况下采用） 。 （二） , 链传动的设计计算 已知： P=2.657kW， n1 89.054， n2 17.462 i 5.1 载荷性质：冲击，工作条件多尘， 求 Z1、 Z2 P，列数， a，润滑方式等。 1、 选择链轮齿数 Z1、 Z2 Z1 17， Z2 i Z1 5.1 17 86.7，取 Z2 87 选择原则： Z1 不能过少， Z1应为奇数！ 当 Z 少 外壳尺寸小， 重量轻但 Z 过少 1）传动不均性和动负荷增大； 2） P 增大后， 角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧； 3）当 P 一定时， Z 少， D 小，但 Ft（ =2T/D）加速轮与链的破坏 Z2 不能过大！ Z2过多 外壳尺寸大、重量加大。且 Z 多，承载力降低，且 Z 过多容易脱链（ Z2 更大） 2， 链的节和排数 计算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18) 工况系数： KA 1. （表 9-9，中等冲击 3） Pca=KA P=1.3 2.657=3.454 (KW) 3、链节数与中心距 LP， a 通常以节距倍数来表示链长 LP 1）初选 a0 a 过小时则 过小（包角）参加啮合齿数少，总的 LP 也少，在一定的 V 下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但 a 过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。 nts 一般推荐：初选 a0=(3050P)， amax=80P 当有张紧链装置时，可选 a080P amin接 i 定： 当 i3 1092 21mi n idda aa i 3 时 mmdda aa )5030(2 21m i n 初取 a0=40P 2）算 LP（链节数） 0212021 )2(22 aPZZPaZZPLL P （ 9-19） LpP40)2 1787(P4028717 22 PPPLL P 135.10 圆整为整数（最好为偶数） 取 Lp 136 3） 确定链条节距 原则： 要求单排链传递功率 PLZca KKK PP 0（ 9-18） KZ 小链轮齿数系数 表 9-10 当工作点在图 9-13 曲线顶点左侧时，查表 9-10， KZ，先假设！ 左侧时 表示为链板疲劳（主要外板） 当工作点在图 9-13 曲线顶点右侧时，查表 9-10， KZ 右侧时 表示套筒与滚子冲击疲劳 KP 多排链系数，表 9-11（当排数为 2 时 KP=1.7， 当排数为 3 时 KP=2.5） KL 链长系数：曲线 1 链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线 2 滚子套筒冲击疲劳 4） 选型： KZ（ Z1 19） 1.08（ 17 19） 1.08 0.8868 KL（ Lp 100） 0.26（ 136 100） 0.26 1.08 KP 2.5 （选择三排） PLZca KKK PP 0 1.442 kW 由 P0、 n1 P 图 9-13 定链型号 12A nts 其他选型 方案 比较 方案 排数 KP 功率 Pca 型号 节距 P（ mm） 滚子外径 d（ mm） 1 1 0.9557 3.607 16A 25.40 15.88 2 2 1.628 2.121 16A 25.40 15.88 3 3 2.3943 1.442 12A 19.05 11.91 讨论：当 P，结构尺寸，如 n 一定，承载力，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下， P 越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时： 当功率大（ CP）， V 高时， 选节距（ P）小，用多排链 当 a 小， i 大时 选节距（ P）小，用多排链 当 a 大， i 小时 选节距（ P）大，用单列链 因此，本设计选择了方案三 5）求中心距 a（实际） 21221212 )2(8)2()2(4 ZZZZLZZLPaPP（ 9-20） 22 )2 1787(8)2 1787136()2 1787136(4 50.19 770.88mm 为使安装后，松边得到适当的垂度： 则 a实 =a- a（ a 2p），松边垂度控制在（ 0.010.02） a a 松边长度 a=（ 0.010.02） a a实 =a a 770.88 770.88（ 0.010.02） =1023.71025.79 取整 a 1025 当 轮用可调中心距或张紧轮外，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜 60时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距 a、 6） 计算链速 100060 054.8905.1917100060 11 PnZVV m 0.4807 m/s 4、小链轮孔径 dkmax dkmax 53 （表 9-1） 当链与轮 P 与 Z 一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径DH（表 9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径 dkmax即可求出表 9-1， P，Z dkmax必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计。增大 Z、P 值。 5、轴上压力 Q nts 工 有效圆周力 V PFe 1000（ N） V PFe 10004807.0 657.21000 5389.3（ N） 轴上压力 按水平 布置取压力轴力系数： Kp 1.5 Fp Kp Fe Kp 5389.3 1.5 13473.2 （ N） 6，链轮设计 设计公式：分度圆直 径（公称直径） ZPd /180sin/ 齿顶圆直径 )18054.0(ZtgPD a 齿根圆直径 dDDf d 滚子直径 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿高 小链轮 103.6 112.20 100.29 50.62 大链轮 527.67 537.61 525.70 50.62 二 ，减速器内部传动零件的设计 （一） 高速级传动设计锥齿轮传动 由于圆锥齿轮的强度计算 是按（机械原理中当量齿轮是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数包括当量齿轮的参数 齿数比，锥顶距 R，大端分度圆直径 d1， d2（平均分度圆直径 dm1， dm2），齿数 Z1、 Z2，大端模数 m， b 齿宽 1，已知 传动比： i 2.695 功率 P 2.970 kW 小齿轮： n1 960 r/min 扭 矩 T1=29.55 N m 大齿轮： n2 356.215 r/min 扭 矩 T2=75.68 N m 2，选材 大小齿轮均选 45 号钢 8 级精度要求 小齿轮：调质处理 硬度 236HBS（可选范围 217 255HBS） 大齿轮：正火处理 硬度 190HBS（可选范围 162 217HBS） 大小齿轮硬度差为 46HBS，符合要求。 3，接触疲劳强度设计 nts 3 221 )5.01(T92.2 uKZdRRHE （ 10-26） 1)、 参数确定 T1=29.55 N m 初选 Kt 2 弹性影响系数 ZE=189.8 MPA 1/2 (表 10 6、 直齿轮计算 ) u i 2.695 R 0.3，（锥齿轮， R 0.25 0.35） 许用接触应力 H H KN lim /S Hlim1 680 MPa （ 图 10-21 d,MQ 材料及热处理质量达中等要求 ） Hlim2 400 MPa 预计使用寿命 N1 60 n1 j Lh 60 960 1 2 8 300 3 8.29 108 h N2 N1 i 8.29 108 h 2.695 3.078 108 h 寿命系数 KN KN1 KN2 0.95 (图 10-18) 疲劳强度安全系数 S 1.25 1.5 取 S 1.3 H1（ KN1 Hlim1） S 496.92 Mpa H2（ KN2 Hlim2） S 292.31 Mpa H（ H1+ H2） 2 394.615 Mpa 2）、 计算 3 221 )5.01(T92.2 uKZdRRHE 322695.2)3.05.01(3.0100055.292615.3948.18992.2 =83.526mm 传动尺寸 dm1 dt1（ 1 0.5 R ） 83.526（ 1 0.5 0.3） 70.997mm 100060 960526.83100060 d 1 nV 4.198 m/s 3） ，修正分度圆直径 载荷系数： K= KA KV K 工作情况系数 KA 初载荷系数 KV 1.19 （查图 10-8 八级精度） 齿向载荷分布系数 K 1.5 KH be 1.5 1.25 1.875 （按表 10-9 ， 工业用及一个两端支承一个悬臂，轴承系数可得 KH be 1.25） K 1 1.19 1.875 2.23125 311 / tt KKdd 3 2/23125.2526.83 86.612 mm 4，选齿数及计算其他几何参数 nts Z1 29 Z2 i Z1 29 2.695 78.155 取整 Z2 78 实际传动比： i Z2 Z1 78 29 2.690 模数 m 1d Z1 86.612 29 2.9866 取标准模数 m 3 分度圆直径： 1d Z1 m 87mm 2d Z2 m 261mm 锥顶距2122212221 udddR 2 1690.287 2 137.0062mm 齿宽 RRb 137.00 0.3 41.10mm，取整 b 42mm 由21122212211212 s ins inc osc os utgZZZZZZZZuVVV 9021 可得 1 20.395。 2 69.6145。 齿顶高 ha m 3mm 齿根高 hf 1.25m 3.75mm 圆周力 211 /T2 tmt FdF 779.189 N ( tgFFt) 22 /T2 mt dF 579.95 径向分力2111 coscos atr FtgFFF 272.647 N 轴向分力 2111 s ins in rta FtgFFF 101.367 N 法向力 costn FF 名称 代号 参数 小齿轮 大齿轮 齿数 Z 17 87 模数 M 3 分锥角 20.395 69.6145 齿顶高 ha 3mm 齿根高 hf 3.75 mm Mm 分度圆直径 D 87 mm 261 mm 齿顶圆直径 da 93 mm 267 mm 齿根圆直径 df 79.5 mm 253.5 mm 锥距 R 137.006mm nts 顶隙 C 3mm 齿宽 B 42mm 圆周力 Ft 779.189 N 779.189 N 径向分力 Fr 272.647 N 101.367 N 轴向分力 Fa 101.367 N 272.647 N 5，弯曲疲劳强度校核 FRSaFatF bmYYKF )5.01( F KN lim /S 1） 参数确定 K 2.23 F1 T1（ 2 dm） 29.55 1000（ 2 87 0.85） 199.70 N 齿形系数FaY 2.45 应力校正系数SaY 1.65 （表 10 5） 寿命系数 KN KN1 KN2 0.9 （图 10-18） 疲劳强度安全系数 S 1.25 1.5 取 S 1.3 1 F 450MPa 2 F 310 MPa （图 10 20） 取较小值： 310 MPa 2） 计算 )5.01( RSaFatF bmYYKF 168.817 MPa F KN FEim /S 199.29 MPa F L2 反装（背靠背） nts （ 三 ） ， 校核 在本设计中，轴 I 作为输入轴，转速较高，所以设计中只是校核轴 I 的轴承即可 已知轴 I 及轴承 参数 已知参数： 轴承型号：圆锥滚子轴承 30208， e 0.37， C0 59.8KN 10/3 Ft1 799.189N Fr1 272.64N Fa1 101.367N 转速 n=960r/min L1 44.85mm L2 103.8mm 1）求径向力 FV3 Fr1 L1 L2 117.806N FH3 Ft1 L1 L2 345.314N Fr3 (FV32+ FV32)1/2=364.856N FV2 FV3+ Fr1=390.453N FH2 FH3+ Ft1 1144.494N Fr2 (FV22+ FV22)1/2=1209.738N 2）求派生轴向力 由派生轴向力 Fd e Fr 以及表 13-7 可得 Fd2 e Fr2 0.37 1209.738 447.603N Fd3 e Fr3 0.37 364.856 112.798N 由于 Fa1 Fd3 214.165N e=0.37 由 表 13-7 可得 X2 1， Y27 0 X3 0.4， Y3 1.6 fp 1.2 1.8，取 fp 1.5 则 P2 fp（ X2 Fr2+ Y2 Fa2） 1814.607 N P3 fp（ X3 Fr3+ Y3 Fa3） 553.984 N 4）验算寿命 根据公式 )(60106PCnL h 得 )(6010 6 PCnL h 31036 )607.1814 108.59(6010 n 1.992 106h 415 年 3 年 结论： 轴承符合要求 四、 轴的强度 校核 计算 因为各轴的材料一样，而且直径相近，输出轴的转速低，扭矩大，所以轴的校核只需要对输出轴（ 轴 III）的 校核即可。 （一）先校核轴承 已知参数： 轴承型号：圆锥滚子轴承 30208， e 0.4， C0 64.2KN 10/3 Y 1.5 Ft1 1925.75N Fr1 724.613N Fa1 504.978N 转速 n=89.05 r/min AB 144.15mm BC 49.15mm AC 193.3mm 1）求径向力 Fv2 Fr1 BC AC 184.246N FH2 Ft1 BC AC 489.657N Fr2 (Fv22+ FH22)1/2=523.174N Fv3 Fr1 AB AC 540.367N FH3 Ft1 AB AC 1436.094N Fr3 (Fv32+ FH32)1/2=1534.393N Ft2 Ft1 Ft3 Fa1 Fr1 Ft1 A L2 B C Fr2 nts 2）求派生轴向力 由派生轴向力 Fd e Fr 以及表 13-7 可得 Fd2 e Fr2 0.4 523.17 209.270N Fd3 e Fr3 0.4 1534.393 613.757N 由于 Fa1 Fd3 1118.735N e=0.4 Fa3 Fr3 0.4 e=0.4 由表 13-7 可得 X2 1， Y2 0 X3 0.4， Y3 1.5 fp 1.2 1.8，取 fp 1.5 则 P2 fp（ X2 Fr2+ Y2 Fa2） 784.761 N P3 fp（ X3 Fr3+ Y3 Fa3） 2301.589 N 4）验算寿命 根据公式 )(60106PCnL h 得 （用较大的 P 计算） )(6010 6 PCnL h 31036 )2301 102.64(6010 n 1.239 107h 2569 年 3 年 轴承符合要求 （二）校核轴 条件：已知支点、距距， M 可求 时 步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中Fd3 Fd2 Fa1 nts 点将力分解为水平分力和垂直分力 已知： 轴向 水平方向 垂直方向 Fa1 504.978N Ft1 1925.75N Fr1 724.613N Fa2 1118.735N Fx2 489.657N Fy2 184.264N Fa3 613.757N Fx3 1436.094N Fy3 540.367N T=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm 本轴采用 45 号钢材料， -1 60Mpa 2、 作水平内弯矩图 、 垂直平面内的弯矩图 、 合成弯矩图 、 作扭矩图 T 其中合成弯矩 22VH MMM 为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数 弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应 力 与扭矩变化情况有关 ，本设计为扭矩脉动循环变化，取 0.6 水平内弯矩 极点在 B 点 MH Fx2 AB 67.557Nmm 水平内弯矩极点在 B 点 MV1 Fy2 AB 26.56Nmm MV2 Fy BC+FA1 D 2 -49.535Nmm（ D 为斜大齿轮分度圆直径） MVMax MV2 -49.535 Nmm 合成 弯矩 22VH MMM 83.664Nmm T D Ft3 Ft1 C B Fx22 Ft1 Fa1 Fr1 A C Fy2 Fa2 Fa3- nts 3，校核 校核公式wTM 22ca）（ Mpa 8 箱盖壁厚 1 10 （ 0.8 0.85） 8 凸缘厚度 箱座 B 15 1.5 箱盖 b1 12 1.5 1 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 M 10 0.85 箱盖 肋厚 m1 10 0.85 1 凸台高度 H 结构而定 凸台半径 R 14 = C2 nts 轴承盖的外径 D2 D+(55.5)d3 (D 为轴承外径 ) 地脚螺钉 直径 Df 16 双级减速器， R+a 325 数目 N 4 通孔直径 df、 20 沉头座直径 D0 45 底座凸缘 C1 25 C2 20 联接螺钉 轴承旁联接螺栓直径 d1 10 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径 d2 10 联接螺栓直径 D 10 通孔直径 d、 11 沉头座直径 D 22 凸缘尺寸 C1 18 凸缘尺寸 C2 14 定位销直径 D 8 (0.70.8)d2 轴承盖螺钉直径 d3 10 (0.40.5)df 视孔盖螺钉直径 D4 6 (0.30.4)df 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 L1 40 C1+ C2+(58) 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 1 12 1.2 齿轮端面与箱体内壁的距离 2 10 (1015) 注释： a：中心距之和， a 188 ：与减速器有关，两级减速 器， 3 五 ， 附件设计 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称 规格或 参数 作用 窥视孔 视孔盖 140 120 为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。 通气器 通气罩 M18 1.5 减速器工作 时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。 轴承盖 凸缘式轴承盖 六角螺栓固定固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承nts （ M6） 盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。 定位销 M8 30 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。 油面指示器 油 标 尺M16 检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器， 放油螺塞 M12 1.5 换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 启 盖螺钉 M10 30 为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出 1 2 个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。 起吊装置 吊耳 +吊钩 当减速器重量超过 25kg 时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。 六
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