齿轮模拟故障试验台设计——齿轮箱设计

摘要 齿轮模拟故障实验台，能够方便地模拟齿轮设备的典型故障，方便了科研人员进行故障诊断方法的研究验证过程，也为齿轮的故障诊断提供依据，节省了科研人员花费在布置实验的时间和精力。该实验台还可用于教学实践中，提高学习认知水平。设计齿轮模拟故障实验台就显得非常有必要。 本文通过了解国内外齿轮模拟故障实验台的模拟器结构设计的现状，设计了一种能模拟 6 种典型故障的齿轮模拟实验台，操作者能在运行中能连续观察齿轮从正常到发生故障的信号变化过程和故障齿轮啮合的合成信号。本文完成了模拟器的总体方案分析和设计；重点计算 了减速箱的结构尺寸、齿轮的几何参数和精度等级；设计了输入花键轴、输出花键轴、中间轴的结构尺寸，并进行了强度校核和精确校核；估算了各轴承的工作寿命，并校核了花键、平键强度。 关键词 ： 齿轮；减速箱；设计；故障；模拟 目 录 第一章 绪 论 . 错误 !未定义书签。 （一） 齿轮模拟故障实验台的设计意义 . 1 （二） 国内外齿轮故障模拟实验台的发展概况 . 1 （三） 工作内容与设计方法 . 2 第二章 减速器设计 . 4 （一） 总体方案设计 . 4 （二） 初步确定减速器结构和零部件类型 . 5 （三） 定传动方案 . 6 1 选择电机 . 6 2 确定传动比和分配传动比 . 6 3 计算运动和动力参数 . 6 （四） 减速器结构 . 8 1 高速级齿轮设计计算级结构说明 . 9 2 低速级齿轮设计计算级结构说明 . 11 3 减速器附件的名称、位置和作用 . 14 （五） 齿轮的结构设计及精度选择 . 15 1 小花键齿轮 . 15 2 双联齿轮 . 19 3 三联齿轮 . 21 4 大花键齿轮 . 22 5 齿轮传动系统的传动特性 . 27 （六） 铸铁减速器机体结构尺寸 . 29 第三章 轴的结构设计与校核 . 31 （一） 材料选择 . 31 （二） 输入轴结构设计与校核 . 31 （三） 中间轴结构设计与校核 . 36 （四） 输出轴结构设计与校核 . 43 第四章 滚动轴承的校核 . 47 （一） 输入轴上滚动轴承校核 . 47 （二） 中间轴上滚动轴承校核 . 48 （三） 输出轴上滚动轴承校核 . 48 第五章 键的选择与校核 . 51 1 输入轴上键的选择与校核 . 51 2 中间轴上键的选择与校核 . 51 3 输出轴上键的选择与校核 . 52 （二） 花键的选择与校核 . 52 1 输入轴上花键的强度计算 . 52 2 输出轴上花键的强度计算 . 53 （三） 注意事项 . 54 结 论 . 54 参考文献 . 55 1 第一章 绪 论 1.1 齿轮模拟故障实验台的设计意义 齿轮装置广泛应用于国民经济各部门，齿轮装置的运行状态直接影响着企业设备及人身安全和生产效益。使用科学的方法对齿轮装置的运行状态进行监测和判断，从而了解运行质量，防止故障发生，对企业的设备管理和经济效益都有重要价值 【 1】 。 齿轮故障诊断方法的研究是设备故障的热点问题。各种故障诊断方法的使用范围、优缺点等问题都要实践的检验。通过实验装置模拟齿轮的各种故障，进而方便地在实验装置上进行各种有针对性的实验以对诊断方法进行检验是很有意义的。 作为机器的重要零件的齿轮的故障实验研 究日益受到人们的重视。一方面，如果只有理论研究而没有实验研究，那么齿轮各种诊断方法的有效性、准确性、优缺点等问题的研究就不能建立在科学的基础之上 【 2】 。另一方面，国内在齿轮箱故障诊断上做的工作较多，但主要是根据现有的设备，对测得的振动时域或频域波形进行事后分析。因此，试制齿轮传动故障模拟试验台，以为齿轮的故障诊断提供依据，就显得非常有必要。 齿轮模拟故障试验台的是一种用来模拟齿轮故障振动的实验装置，通过对故障的模拟、故障振动信号的采集、传输、分析，达到实验、分析、建立诊断数据库与频谱图像的目的，为齿轮箱的故 障诊断提供有效地依据。可以测试不同转速（ 03000r/min）、不同载荷、不同故障齿轮的振动、噪声、声发射等动态信号。 1.2 国内外齿轮故障模拟实验台的发展概况 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。 目前科研单位所用的齿轮箱实验台绝大多数是机械功率封闭性型或电功率封闭性运转式齿轮实验台，主要用于观测单个或单对齿轮某一项故障的发展过程。虽然成本低、便于安装、便于观察测量，但是观察不同的故障必须更换齿轮试件，且一次实验只能同时观察一种故障，不便于齿轮故障方法的研究。 如国外 FZG的 CL-100 齿轮试验机能完成下列实验： 通过西德润滑实验标准方法，即 FZG齿轮油实验来确定有齿轮油引起的齿轮擦伤负荷和重量变化。 2 确定有不同材质制成的齿轮，其齿面承载能力的强度曲线。 确定有不同材质制成的齿轮，其齿跟承载能力曲线。 齿面疲劳强度实验。 轮滑油剪切安定性测定法实验。 国内设计的一种机械设备故障诊断综合实验台，包括动力源部分、故障模拟器部分、检测部分。动力源部分，有交流电机和调速器组成；故障模拟器部分，有各类齿轮、轴承、联轴器、动不平衡模拟器、载荷设备组成；检测部分，有各类传 感器组成，电机与故障模拟部分靠轴计齿轮啮合连接，该实验台可以给学员提供设备的各种故障来进行学习和训练，实验台诊断功能全面，可以真实的模拟工程中，机械设备中十多种常见的设备故障现象。该设备也是进行各种机械设备故障诊断研究实验的可靠工具。其特征在于实验包括：动力源部分，由交流电机和调速器组成；故障模拟器部分，由可更换的各类无损坏、损坏和有缺陷的直齿轮、斜齿、人字齿轮、滚动轴承、滑动轴承、静压轴承及各类联轴器、动不平衡模拟器、载荷设备组成；检测部分，由加速度、速度、位移、温度、力、压力传感器组成，其中调速器装在点 电机上电机通过联轴器与故障模拟部分的输入轴连接。载荷设备通过联轴器与输出轴连接，检测部分的加速度、速度、位移、温度传感器装在载荷设备的轴承座上。 1.3 工作内容与设计方法 本文 齿轮故障模拟实验台由直流发电机、加载电机、直流调速加载系统、齿轮减速箱构成。 本文是对该试验台的故障模拟器部分齿轮箱进行设计，以实现 6 种故障模拟，全部集中在中间轴上，一根安装在齿轮箱内（三种故障），一根备用轴（三种故障），更换时整根轴系（包括：轴承、轴、齿轮）一起换，使用比较方便。 本齿轮模拟故障实验台可通过齿轮换挡或更换齿轮箱 中间轴组件实现不同故障齿轮的啮合。实验台配置的故障齿轮有：轮齿疲劳裂纹、断齿、齿面点蚀、单齿齿面剥落、一对对称齿齿面疲劳剥落、齿面磨损、齿轮偏心。 齿轮箱上设有油标，内设有输入花键轴、输出花键轴，输出花键轴和输入花键轴之间有过渡轴，输出花键轴、输入花键轴、中间轴不再同一平面上。输入花键轴上安装有第一花键齿轮，输出花键轴上安装有第二花键齿轮，中间轴上安装有两个齿轮构成的二联齿轮以及一个三联齿轮或多联齿轮。第一花键齿轮与二联齿轮啮合，第二花键齿轮与三联齿轮啮合。在第一花键齿轮和第二花键齿轮旁边分别装有第一拨叉换 位装置和第二拨叉换位装置，在运行中由第一、第二拨叉换位装置拨动二联齿轮、三联齿轮或多联齿轮，即可连续模拟多种齿轮故障。 3 拆开齿轮箱箱盖后，只暴露给实验者中间轴的齿轮、档油盘、轴承。 更换中间轴时，其他两根轴固定装态不变化，更换中间轴后不需要调整两根轴的轴向位置，更换过程较为简单。 当拆卸箱盖更换中间轴的故障齿轮时，只需要卸下中间轴轴承旁螺栓和中间轴上端盖，拆卸过程较短。反之，当合上箱盖时，也只需较短的装配时间，齿轮箱的上述三根轴的空间装置，横向尺寸小，结构紧凑。 二联三联或多联齿轮经由拨叉换位装置，在运行中 连续模拟多种故障，通过拨叉装置拨动齿轮的组合结果，可方便观察齿轮的各种故障信号。 手柄经手柄轴、摆杆，通过销轴使滑块拨动被操纵件，这种操纵方式结构简单、应用普遍。操纵机构靠手柄座上的钢球来定位，钢球在弹簧作用下压入定位坑中实现定位。钢球定位的结构简单，使用方便、制造容易。 4 第二章 减速器设计 2.1 总体方案设计 通过了解国内外齿轮模拟故障实验台的模拟器结构设计的现状，设计了一种能模拟 6 种典型故障的齿轮模拟实验台，操作者能在运行中能连续观察齿轮从正常到发生故障的信号变化过程和故障 齿轮啮合的合成信号。 齿轮故障模拟实验台由直流发电机、加载电机、直流调速加载系统、齿轮减速箱构成。减速器总体方案如图 2-1 所示。 图 2-1 减速器总体设计方案 本齿轮模拟故障试验台可通过齿轮换挡或更换齿轮箱中间轴组件实现不同故障齿轮的啮合。试验台配置的故障齿轮有：断齿、齿面点蚀、单齿齿面剥落、一对对称齿面疲劳剥落、齿面磨损、齿轮偏心。如图 2-2、图 2-3 所示。 本试验台为齿轮模拟故障试验台，故选用圆柱齿轮减速器。其中部分传动齿轮有故障齿。 齿面均匀磨损 正常 偏心 正常 点蚀 剥落 正常 正常 对称剥落 断齿 5 图 2-2 中间轴组件故障设置 图 2-3 中间轴组件故障设置 2.2 初步确定减速器结构和零部件类型 2.2.1.1 减速器的传动级数 减速器的 传动级数为两级传动。 2.2.1.2 确定传动件布置形式 减速器传动件 采用展开式。主要考虑齿轮模拟故障和实现两级传动的需要，以及满足浸油润滑的要求。 2.2.1.3 初选轴承类型 轴承主要承受径向载荷，且转速较高，故采用深沟球轴承。 （ 1） 调整：实现双支点各单向固定的支撑，这种轴承在安装是，通过调整端盖断面与外壳之间垫片的厚度，使轴承外圈与端盖之间留有很小的轴向间隙，以适当补偿轴受热伸长。 （ 2） 固定：由挡油板和轴承端盖实现轴向固定，轴承端盖结构如图 4所示。 （ 3） 润滑：轴承中的润滑剂不仅可 以降低摩擦阻力，还可以起到散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。初选脂润滑。 （ 4） 密封：轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其他杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。初选接触式的毡圈油封 1 。 2.2.1.4 决定减速器机体结构 由于在试验过程中需要更换中间轴，故将中间轴布置在水平剖分面上，为了减小减 6 速器的总体尺寸，故将相啮合的两齿轮中心线旋转一定的角度。 选择联轴器类型 初选膜片联轴器。膜片联轴器结构比较简单，弹性元件的连接没有间隙，不需 润滑，维护方便，平衡容易，质量小，对环境适应性强，主要用于载荷比较平稳的高速转动。 2.3 定传动方案 2.3.1 选择电机 1.驱动与加载电机 (1)驱动电机为直流电动机： 型 号： Z2-12， 额定转速： 3000r/min， 额定功率： 1.1kw， 额定电压： 220V， 额定电流： 6.41A。 (2)加载电机为直流电动机： 型 号： Z2-42， 额定转速： 750r/min， 额定功率： 1.5kw， 额定电压： 230V， 额定电流： 9.16A。 2.3.2 确定传动比和 分配传动比 （ 1） 齿轮减速箱的变速级数：两级变速，采用展开式齿轮减速器。 （ 2） 分配传动比： 1i =2.5， 2i =1.6。 2.3.3 计算运动和动力参数 将传动装置各轴由高速值低速以此定为 1 轴、 2 轴、 3 轴、 4 轴，以及 0i， 1i ，为相邻两轴间的传动比； 01， 12 ，为相邻两轴间的传动效率； 1 ， 2 ，为各轴的输入功率（ kw）； 1n , 2n ,为各轴的转速（ r/min）。 各轴转速 7 由文献 3,(9) (11)可知， 1 轴 30001300001 inn m r/min （ 2-1） 2轴： 12005.23000112 inn r/min （ 2-2） 3轴： 7506.11200223 innr/min （ 2-3） 4轴： 7 5017 50334 inn r/min （ 2-4） 2.3.3.2 各轴输入功率 齿轮联轴器的效率取 0.99，齿轮传动副效率 0.972 。 由文献 3,(12) (15)可知， 1 轴： 09.199.01.1011 dkw （ 2-5） 2 轴： 06.197.009.11212 kw （ 2-6） 3 轴： 03.197.006.12323 kw （ 2-7） 4 轴： 02.199.003.13434 kw （ 2-8） 各轴输入转矩 由文献 3,(16) (21)可知， 电机轴： 50.330001.195509550 mdd nN m （ 2-9） 1 轴： 47.399.015.30101 idN m （ 2-10） 2 轴： 41.897.05.247.312112 i N m （ 2-11） 3 轴： 06.1397.06.141.823223 i N m （ 2-12） 4 轴： 93.1299.016.1334334 i N m （ 2-13） 8 齿轮传动系统的运动和动力参数如表 2-1所示。 表 2-1 齿轮传动系统的运动和动力参数 轴号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 加载电机 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n (r/min) 3000 3000 1200 750 750 功率 （ kw） 1.10 1.09 1.06 1.03 1.02 转矩 （ N.m） 3.50 3.47 8.41 13.06 12.93 2.4 减速器结构 2.4.1 高速级齿轮设计计算级结构说明 2.4.1.1 选定齿轮类型 、精度等级、材料级齿数 （ 1） 按图 3-1 的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2） 实验台减速器齿轮转速较高，故选用 7级精度 2210,1 图 。 （ 3） 材料选择 110,1 表 。 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（常化），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。 （ 4） 计算小齿轮传递的扭矩 mNnPT 3115 1047.3105.95 （ 5） 取齿宽系数 4.0d 。 （ 6） 取弹性影响系数 aE MPZ 8.189 （ 7） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,6001lim aH MP 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 （ 8） 预期寿命为 20年，两班制，一年按 300天计 ,9 6 0 0 01630020 hL h 应 力 循 环 次 数1011 1073.196 000130 006060 hjLnN , 102 107.0 N 2.4.1.2 按齿根弯曲强度设计 9 3 21 12 F saFad YYzKTm 510,1 （ 2-14） （ 1） 确定各计算数值 a. 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE 3802 )2110,1 c（图 。 b. 取 弯曲疲劳寿命系数 8.01 FNK， 84.02 FNK )1310,1 图； c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式（ 10-12）1 得： ;7.2854.1 50080.0111 M P aSK FEFNF (2-15) ;2284.1 38084.0222 M P aSK FEFNF (2-16) d. 由文献 1查得： ,1AK 17.1VK， 1FK， 14.1FK， 计 算 载 荷 系 数 K ： ;334.114.1117.11 FFVA KKKKK(2-17) e. 查取齿形系数：由表 10-51 查得 60.21 FaY， 26.22 FaY。 f. 查取应力校正系数：由表 10-51 查得 595.11 saY， 74.12 saY。 g. 计算大小齿轮的 F saFa YY并加以比较。 ;0 1 45 2.07.285 595.160.21 11 F saFa YY （ 2-18） ;0 1 7 25.0228 74.126.22 22 F saFa YY （ 2-19） 大齿轮的数值大。 (2） 设计计算：由公式（ 4-1）得， ;84.001725.0264.01047.3334.122 3233 211 mmYYzKTmFsaFad （ 2-20） 10 取 mmm 2 。 按齿轮的接触疲劳强度计算。 1） .试算小齿轮的分度圆直径 32.2td 3 21 )(1 HEdt ZuuTk =31.5mm，取501 td mm。 2).计算圆周速度 v。 100060 11 tndv =7.86m/s。 3） .计算齿宽 b。 b=td d1=0.4 50mm=25mm。 4） .计算齿宽齿高之比 b/h。 模数 923.1265011 zdm tt 。齿高： h=2.25 tm =4.327,b/h=5.778。 5） .根据 smv /86.7 ， 7 级精度，查得动载系数 17.1vK ，直齿轮，1 FH KK ，查得使用系数 1AK ，查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， 157.1HK，由 b/h=5.778， 157.1HK，得 14.1FK，故载荷系数 HHVA KKKKK =1.354 6） . 311tt KKdd =50.68mm。 7） .计算模数 m。 m=11zd =1.949 .几何尺寸的计算。 取模数 m=2，考虑到各轴的配置，齿轮的分度圆直径不宜过小，取 301 z ，mmmzd 6030211 ， 755.2302 mmz ， mmmzd 15075222 。mmdda 1052 21 。取 mmBmmB 28,24 12 。 高速级圆柱齿轮传动参数如表 2-2。 11 名称 代号 单位 小齿轮 大齿轮 模数 m mm 2m mm 20 1 0 522 2121 zzmdda mm 5.2i 20a4.0d压力角 中心距 a mm 传动比 i 啮合角 a 齿宽系数 d齿数 z 301 z 752 z 分度圆直径 d mm 6011 mzdmm 15022 mzdmm 基圆直径 bdmm 4.561 bd mm 4.1202 bd mm 齿顶圆直径 admm 641 admm 1542 admm 齿根圆直径 fdmm 551 fdmm 1452 fd mm 齿宽 b mm 281 b mm 242 b mm 材料及齿面硬度 HBS Cr40 调 质 HBS280 45 钢常化 HBS240 齿顶高 ahmm 21 ah mm 22 ah mm 齿根高 fhmm 5.21 fh mm 5.22 fh mm 12 全齿高 h mm 5.4h mm 5.4h mm 表 2-2 高速级圆柱齿轮传动参数 2.4.2 低速级齿轮设计计算级结构说明 2.4.2.1 选 定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 （ 1） 按图 3-1的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2） 实验台减速器齿轮转速较高，故选用 7级精度 2210,1 图 。 （ 3） 材料选择。 由表 10-13 选择小齿轮 材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（常化），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。 （ 4） 选小齿轮齿数 401 z ,大齿轮齿数 646.1402 z 。 2.4.2.2 按齿根弯曲强度设计 3 21 12 F saFad YYzKTm 510,1 （ 2-21） (1) 确定各计算数值 a. 由图 10-20c1 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 。 b. 由图 10-181 取弯曲疲劳寿命系数 83.01 FNK， 85.02 FNK； c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式（ 10-12） 1得： ;43.2964.1 50083.0111 M P aSK FEFNF (2-22) ;7.2 3 04.1 3 8 085.0222 M P aSK FEFNF （ 2-23） d. 由文献 1查得： ,1AK 15.1VK， 1FK， 13.1FK， 计算载荷系数 K ： ;3.113.1115.11 FFVA KKKKK（ 2-24） e. 查取齿形系数：由表 10-5查得 40.21 FaY， 26.22 FaY。 f. 查取应力校正系数：由表 10-5查得 67.11 saY， 74.12 saY。 13 g. 计算大小齿轮的 F saFa YY并加以比较。 ;01352.043.296 67.140.21 11 F saFa YY （ 2-25） ;0 1 7 04.07.230 74.126.22 22 F saFa YY （ 2-26） 大齿轮的数值大。 (2） 设计计算：由公式（ 4-21）得， ;835.001704.040 1041.82995.122 3 233 211 mmYYzKTmFsaFad （ 2-27） 取 mmm 2 。 2.4.2.3 按接触疲劳强度计算。 确定各参数值。 （ 1） 试选载荷系数 3.1tK 。 （ 2） 计算小齿轮的传递的扭矩。 mmNT 101 1041.8 。 （ 3） 取齿宽系数 4.0d 。 （ 4） 取弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 （ 5） 按齿面硬度差得小齿轮 的接触疲劳强度极限 MPaH 601lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 （ 6） 预期寿命 20 年， 2班制，一年按 300 天计， hLh 9 6 0 0 01630020 力循环次数 912911 1032.46.1/;109.69 6 0 011 2 0 06060 NNjLnN h。 （ 7） 接触疲劳寿命系数 。90.0;87.021 HNKK HN（ 8） 计算接触疲劳许用应力 14 取 失 效 概 率 为 1% ， 安 全 系 数 s=1 ， 由 式 （ 10-12 ）得： 4952lim;522 221l i m11 SKSK HNHHNH 。 2.设计计算。 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 ,1td代入 H 中较小的值 3233 211)495 8.189(6.1 6.24.0 1041.83.132.2)(132.2 HEdttZuuTKd =46. 取801 td 。 （ 2） 计算圆周速度 v。 smndv t /5100060 11 。 计算齿宽 b. td db 1=0.4 80=32mm。 计算齿宽齿高比 b/h。 模数 。；齿高 11.7b / h5.425.2;211 mmmhzdm ttt（ 3） 根据 v=5m/s， 7 级精度 ,查得动载系数 VK =1.15；直齿轮，,1,1 AHH KKK 查得使用系数 由 7级精度，小齿轮相对支承为非对称布置， 13.1,158.1,11.7/,158.1 FKKhbK HH 得由， 故 载 荷 系 数332.1158.1115.11 HHVA KKKKK 。 （ 4） .65.80311 mmKKddtt （ 5） 计算模数。 016.240 65.8011 zdm。 2.4.2.4 确定几何尺寸。 取模数 m=2 ， 齿 轮 直 径 要 取 大 一 些 ， 令 mzd 11 =50 2mm=100mm ， 15 1606.112 dd mm；中心距 mmdda 1302 21 ; mmBmmB 26,3021 。 低速级圆柱齿轮传动参数如表 2-3 所示。 表 2-3 低速级圆柱齿轮传动参数 名称 代号 单位 小齿轮 大齿轮 模数 m mm 2m mm 20 1 3 022 2121 zzmdda mm 6.1i 20a25.0d压力角 中心距 a mm 传动比 i 啮合角 a 齿宽系数 d齿数 z 501 z 802 z 分度圆直径 d mm 10011 mzdmm 16022 mzdmm 基圆直径 bdmm 941 bd mm 5.1502 bd mm 齿顶圆直径 admm 1041 admm 1642 ad mm 齿根圆直径 fdmm 911 fdmm 1512 fd mm 齿宽 b mm 301b mm 262 b mm 材料及齿面硬度 HBS Cr40 调 质 HBS280 45 钢常化 HBS240 16 齿顶高 ahmm 21 ah mm 22 ah mm 齿根高 fhmm 5.21 fh mm 5.22 fh mm 全齿高 h mm 5.4h mm 5.4h mm 2.4.3 减速器附件的名称、位置和作用 （ 1） 窥视孔和窥视孔盖：在减 速器上不开窥视孔，检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况； （ 2） 放油螺塞：在减速器底部设有放油孔，用于排除污油，注油前用螺塞堵 上； （ 3） 油标：油标用来检查油面高度，保证正常油量； （ 4） 通气器：在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，达到机体内外气压相等，提高机体由缝隙处的密封性能； （ 5） 启盖螺钉：机盖与机座接合面上涂有水玻璃或密封胶，联结后不易分开。故在机盖凸缘上装有一到两个启盖螺钉，在启盖时，先拧动次螺钉顶起机盖； （ 6） 定位销：为保证轴承座孔的安装精度 ，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位置不对陈； （ 7） 调整垫片：调整垫片有多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙，有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用； （ 8） 吊环：机盖上装有吊环，用以搬运或拆卸机盖，在基座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器， （ 9） 密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油或污物进入机体内。 2.5 齿轮的结构设计及精度选择 2.5.1 小花键齿轮 2.5.1.1 齿轮结构 齿轮有关尺寸如下： 17 花键孔内径 28d mm，花键孔外径 32D mm，轮毂长度 48L mm。 齿轮精度等级选择 确定齿轮的精度等级 小齿轮的分度圆直径： 603021 mzd mm, 大齿轮的分度圆直径： 1 5 07522 mzd mm, 公称中心距： 1 0 52 1 5 0602 21 ddamm, 齿轮的圆周速度： 42.9100060 30006014.311 ndv m/s, 参考表 10-54 所列通用减速器的齿轮和表 10-64 所列某些机器中的普通齿轮所采用的精度等级，按齿轮圆周速度，综合考虑三项精度要求，确定齿轮传递运动的准确性、传动平稳性、轮齿载荷分布均匀性的精度等级分别为 8 级、 7级、 7 级。 确定齿轮的应检精度指标的公差或极限偏差 由附表 10-14 查得小齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为： 齿距累积总公差： 38pFm， 单个齿距极限偏差： 12ptfm， 齿廓总公差： 16Fm， 螺