一级圆柱直齿减速器课程设计582.8%1.4%350%182.5.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计582.8%1.4%350%182.5
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计582.8%1.4%350%182.5,减速器课程设计
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- 1 - 目录 1 设计任务书 -4 2 传动装置总体设计方案 2.1 拟定传动方案 -4 3 电动机的选择计算 3.1 所需电动机的输出功率 -5 3.1.1 工作机的功率 -5 3.1.2 传动装置的总效率 -5 3.1.3 所需电动机的输出功率 -5 3.2 选择电动机的转速 -5 3.2.1 计算传动滚筒的转速 -5 3.2.2 选择电动机的转速 -6 3.3 选择电动机的型号 -6 4 传动装置的运动和动力参数计算 4.1 分配传动比 -6 4.1.1 总传动比 -6 4.1.2 各级传动比的分配 -6 4.2 各轴功率、转速和转矩的计算 -7 5 传动零件的设计计算 5.1 V带传动的设计 -8 5.2 圆柱齿轮传动的设计计算 -12 6 轴的设计计算 6.1 高速轴传动轴的设计 -17 6.2 低速轴传动轴的设计 -21 7 滚动轴承的选择及其寿命计算 7.1 高速轴轴承的计算 -25 7.2 低速轴轴承的计算 -26 8 键联接的选择和验算 nts - 2 - 8.1 电动机与小带轮的键联接 -28 8.2 大带轮与高速轴轴伸的键联接 -28 8.3 低速轴轴伸与联轴器的键联接 -29 8.4 大齿轮与低速轴的键联接 -29 8.5 小齿轮与低速轴的键联接 -30 9 联轴器的选择 -30 10 其他零部件的设计计算 10.1 箱体 -31 10.2 检查孔及其盖板 -33 10.3 通气 器 -33 10.4 轴承盖和密封装置 -33 10.5 轴承挡油盘 -34 10.6 定位销 -34 10.7 起箱螺钉 -34 10.8 油面指示器 -34 10.9 放油螺钉 -34 10.10 油杯 -35 10.11 起吊装置 -35 11 润滑与密封 11.1 减速器齿轮传动润滑油的选择 -35 11.2 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择 -35 11.3 轴承 密封装置的选择 -35 12 维护与注意事项 -36 13 设计小结 -36 14 参考资料 -37 nts - 3 - 1、 设计任务书 题目 A：设计用于带式运输机的传动装置。 数据：运输带工作压力 F=2800N，运输带工作速度 V=1.4m/s，卷筒直径 D=350mm。 工作条件： 一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F中考虑）。 使用期限：十年 ， 大修期三年。 生产批量： 10台。 生产条件：中等规模机械厂，可加工 7 8级精度齿轮。 动力来源：电力，三相交流（ 220/380V）。 运输带速度允许误差： 5%。 设计工作量： 1.减速器装配图 1张。 2.零件图 1张 3张。 3.设计说明书 1份。 2、传动 装置总体设计 方案 nts - 4 - 采用单级圆柱齿轮减速器 计算及说明 结果 3 电动机的选择 3.1 所需电动机的输出功率 3.1.1 工作机的功率 传动滚筒所需的有效功率 )(92.31000 4.128001000 KWFvP w 3.1.2 传动装置的总效率 传动装置的总效率543221 确定各部分的效率如下：（ 1）联轴器的效率 ： 1 =0.99 （ 2）一堆滚动滚子轴承的效率： 2 =0.98 （ 3）闭式齿轮传动的效率：3=0.98 （ 暂定齿轮精度为 7级，稀油润滑 ） （ 4） V带传动的效率： 4 =0.95 （ 5）传动滚筒的效率：5=0.96 传动总效率 ： 8498.096.095.098.098.099.0 2 3.1.3 所需电动机的输出功率 所需电动机的功率 )(62.48498.0 92.3 KWPP wr 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压 380V， Y系列。 根据 Y电动机功率，可选 Y132S-4型，或选 Y132M2-6型，额定功率均为 5.5KW，均满足rPP 0要求 3.2 选择电动机的转速 3.2.1 计算传动滚筒的转速 92.3wP KW 0.8498 rP 4.62 KW wn=76.39 nts - 5 - 传动滚筒的工作 转速 m in )/(39.7635.0 4.16060 rD vn w 3.2.2 选择电动机的转速 现以同步转速为 1500r/min和 1000r/min两种方案进行比较 方案号 电动机号 额定功率/KW 同步转速/(r/min) 满载转速/(r/min) 电动机 质量 /kg 总传动比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 18.85 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 12.57 比较两方案可见，方案 1选用的电动机虽然质量价格较低，但总传动比大。 为了使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2。 3.3 选择电动机的型号 选用 Y132M2-6型三相异步电动机的数据和安装尺寸 额定功率0P/KW 5.5 外伸轴直径 D/mm 38 满载功率0n/(r/min) 960 外伸轴长度 E/mm 80 额定扭矩 N/m 2.0 外伸轴键槽宽度F/mm 10 电动机中心距H/mm 132 外伸轴键槽深度D-G/mm 5 4 传动装置的运动和动力参数计算 4.1.1 总传动比 选定电动机的满载转速 min/9600 rn ， 总传动比 56.1239.769600 wnni 4.1.2 各级传动比的分配 选定 V带的传动比 31i ，则减速器的传动比 187.4356.1212 iii(r/min) Y132M2-6型电动机 i =12.56 187.4321 ii nts - 6 - 计算及说明 结果 4.2 各轴功率、转速和转矩的计算 （ 1） 0轴：电动机轴 mNnPTrnKWPP r96.4596062.495509550m in/96062.400000（ 2） 1轴：减速器高速轴 动力从 0轴到 1轴经历了 V带传动和一对滚动轴承，估发生两次损耗 mNnPTrinnKWPP39.128320302.49 5 5 09 5 5 0m in/3203960302.4931.062.4931.098.095.01111011011（ 3） 2轴：减速器低速轴 动力从 1轴到 2轴经历了 1轴上的一对滚动轴承和一对齿轮传动 mNnPTrinnKWPP30.51643.76132.495509550m in/43.76187.4320132.49604.0302.49604.098.098.0222212121212（ 4） 3轴传动滚筒轴 动力从 2轴到 3 轴经历了 2轴上一对滚动轴承和联轴器 mNnPTrinnKWPP93.50043.76009.495509550m in/43.76143.76009.49702.0132.49702.098.099.0333012323232396.4596062.4000TnP 39.128320302.4111TnP30.51643.76132.4222TnP93.50043.76009.4333TnPnts - 7 - 计算及说明 结果 运动和动力参数计算结果整理于表： 轴序号 功率 P/KW 转速 n/(r/min) 转矩 T/(N m) 0 4.62 960 45.96 1 4.302 320 128.39 2 4.132 76.43 516.30 3 4.009 76.43 500.93 传动形式与传动比汇总 传动形式 传动比 效率 V带传动 3 0.95 齿轮传动 4.187 0.9604 联轴器 1 0.9702 5 传动零件的设计计算 5.1 V带传动的设计 已知：电动机的功率 P=5.5KW，转速 min/9600 rn ，减速器输入轴转速 min/3201 rn ，允许误差 5%，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，一班制。 1、确定计算功率caP。 由表 8-7查得工作情况系数 AK =1.0，故 nts - 8 - caP= AK P=1.0 5.5kW=5.5kW 2、选择 V带的带型。 根据caP、0n由图 8-11选用 A型 3、确定带轮的基准直径d，并验算带速 v。 1）初选小带轮的基准直径1dd。由表 8-6和表 8-8，取小带轮的基准直径1dd=125mm caP=5.5kW 1dd=125 计算及说明 结果 2）验算带速 v按式（ 8-13）验算带的速度 100060 11 ndv d=100060 960125 =6.28m/s 因为 5m/s0.07d，故取 h=5mm，则 mmd 6065 ，轴环宽度 hb 4.1 ，故取 mmL 1465 4） 轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的拆装以及便于轴添加润滑脂的要求，取端盖外端与大带轮端面的距离 l=30mm，故取mmL 5032 5） 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内壁一段距离 s，取s=8.75mm，已知滚动轴承宽度 T=25.25mm，则 mmL 58)7175(75.82025.2543 mmL 75.1876 mmd 4976 mmd 5054 mmL 7154 mmd 6065 mmL 1465 mmL 5032 5843 L mmL 75.1876 计算及说明 结果 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 3） 轴上零件的周向定位 齿轮，大带轮和轴的周向定位均采用平键连接。按54d查得平键截面mmmmhb 914 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了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67rH；同样，大带轮与轴连接，选用平键为 mmmmmm 7078 ，大带轮与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2.去轴端倒角为 o452 ，各轴肩的圆角半径见图 1. nts - 20 - 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 1）做出轴的计算简图（图 2）。对于 30308型圆锥滚子轴承，由手册查得 a=20mm。因此， 作为简支梁的轴的支承跨度为 73.5mm+73.5mm=147mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭转图（图 2）。 图 2 计算及说明 结果 从轴的结构图以及弯矩图和扭转图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出截面 C出的 HM 、VM及 M 的值列于下表 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFFNHNH 5.213921 NF NV 6.2121 2NVF=1769.6N 弯矩 M mmNMH 25.1 5 7 2 5 3mmNM V 6.1 3 0 0 6 5总弯矩 mmNM 6.2040726.13006525.15725322nts - 21 - 扭矩 T mmNT 1369501 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 665.10632502 )1450(91432 502 )(322323 d tdbtdWM P aW TMca 31.19665.1 0 6 3 2 )1 3 6 9 5 06.0(6.2 0 4 0 7 2)( 222121 之前已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得MPa60 1 。因此 1 ca ，故安全。 95.23ca计算及说明 结果 6.2低速轴的计算 1.输出轴上的功率 KWP 132.42 ，转速 min/43.762 rn 和转矩mNT 30.5162 2.求作用在齿轮上的力 因为已知 大 齿轮的分度圆直径 mmd 2522 NdTF t 6.40972525163002222 NFF tr 4.149120t a n6.4097t a n NFF tn 6.436020c o s 6.4097c o s 363312433414nrtFFF nts - 22 - 3.初步确定轴的最少直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理，取1120 A 。 mmnPAd 62.4343.76 132.411203.1%)31( 33110m i n ，圆整为 50mm 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 图 3 计算及说明 结果 （ 5） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 6） 为了满足与 联轴器 的轴向定位要求， 1-2 轴段后端需要制出一轴肩，故 2-3段的直径 mmd 5732 ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=60mm。 联轴器 的 连接孔 长 mmL 1121 ，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 1L 略短一些，现取 mmL 11021 。 7） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mmd 5732 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚mmd 5732 mmL 1121 mmL 11021 mmd 5732 nts - 23 - 子轴承 30312，其尺寸为 mmmmmmTDd 5.3313060 ，故mmdd 608743 ， mmL 5.3387 ，右端轴承采用轴肩定位，查得 30308轴承的定位轴肩高度 h=6mm，因此取 mmd 7276 。 8） 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径 mmd 6554 ，齿轮左端与轴承之间用轴套定位。已知齿轮的轮毂宽度为 70mm，为了使轴套的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略短于齿宽， mmL 6654 ，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=5mm，则 mmd 7565 ，轴环宽度 hb 4.1 ，故取 mmL 1465 9） 轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的拆装以及便于轴添加润滑脂的要求，取端盖外端与大带轮端面的距离 l=30mm，故取mmL 5032 10） 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内壁一段距离 s，取s=7mm，已知滚动轴承宽度 T=33.5mm，则 mmL 5.60)6670(3205.3343 mmL 1376 mmL 5.3387 mmdd 608743 mmd 7276 mmd 6554 mmL 6654 mmd 7565 mmL 1465 5.6043 LmmL 1376 计算及说明 结果 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 6） 轴上零件的周向定位 齿轮， 联轴器 和轴的周向定位均采用平键连接。按54d查得平键截面mmmmhb 1118 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm， 同时为了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67rH；同样， 联轴器 与轴连接，选用平键为 mmmmmm 100914 ， 联轴器 与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为 k6。 （ 7） 确定轴上圆角和倒角尺寸 nts - 24 - 参考表 15-2.去轴端倒角为 o452 ，各轴肩的圆角半径见图 3. 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 3）做 出轴的计算简图（图 4）。对于 30312型圆锥滚子轴承，由手册查得 a=31mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨度为 62.5mm+62.5mm=125mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭转图（图 4）。 图 4 计算及说明 结果 从轴的结构图以及弯矩图和扭转图 中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出截面 C出的 HM 、VM及 M 的值列于下表 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFFNHNH 170721 NFFNVNV 5.61221 弯矩 M mmNMH 5.1 0 6 6 8 7mmNM V 75.3 8 8 4 3总弯矩 mmNM 802.11353875.388435.106687 22 nts - 25 - 扭矩 T mmNT 5035901 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 29.22506652 )1165(111832 652 )(322323 d tdbtdWM P aW TMca 34.1429.22506 )5035906.0(802.113538)( 222121 之前已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得MPa60 1 。因此 1 ca ，故安全。 34.14ca计算及说明 结果 7 滚动轴承的选择及其寿命计算 7.1 高速轴轴承的计算 查表可知 30308的基本额定动载荷 NC 86200 ，基本额定静载荷NC 638000 1.求两轴承收到的径向载荷 1rF 和 2rF 将轴系部件受 到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系 nts - 26 - NFF VrVr 65321 NF Hr 11361 NF HN 32442 NFFF HrVrr 33096533244 2221211 NFFF HrVrr 13106531136 2222222 2.求两轴承的计算轴向力1aF和2aF轴承的派生轴向力YFF rd 2NYFF rd 24.9 7 37.123 3 0 92 11 NYFF rd 29.3857.1213102 22 NFFF daea 29.3 8 521 NFFF daea 24.9 7 312 3.求两轴承的当量动载荷 1P 和 2P 查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对于轴承 1和 2是： 4.01 X 7.11 Y 4.02 X 7.12 Y 因为轴承有轻微冲击， 2.10.1pf，取 2.1pf。则 2.9731 dF2.3852 dF计算及说明 结果 NFYFXfP arp 31.2374)29.3857.133094.0(2.1)( 11111 NFYFXfP arp 21.2614)24.9737.113104.0(2.1)( 22222 4.验算轴承寿命 310626 2.5987627)21.261486200(3206010)(6010hh LPCnL 所以，选定的轴承满足寿命要求。 8.39701 P9.33282 Pnts - 27 - 7.2 低速轴轴承的计算 查表可知 30312的基本额定动载荷 NC 162000 ，基本额定静载荷NC 1250000 1.求两轴承收到的径向载荷 1rF 和 2rF 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系 NFF VrVr 5.62121 NFF HrHr 170721 NFFFF HrVrrr 62.1 8 1 65.6211 7 0 7 22212121 2.求两轴承的计算轴向力1aF和2aF轴承的派生轴向力YFF rd 2NYFF rd 12.5 3 47.121 8 1 62 11 NYFF rd 12.5347.1218162 22 NFFF daea 12.5 3 421 NFFF daea 12.5 3 412 NFF VrVr 170721 NFF HrHr 5.62121 18161 rF 5341 dF 5341 aF 计算及说明 结果 4.求两轴承的当量动载荷 1P 和 2P 查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对于轴承 1和 2是： 4.01 X 7.11 Y 4.02 X 7.12 Y 因为轴承有轻微冲击， 2.10.1pf，取 2.1pf。则 NFYFXfP arp 58.1961)12.5347.162.18164.0(2.1)( 11111 nts - 28 - NFYFXfP arp 58.1961)12.5347.162.18164.0(2.1)( 22222 4.验算轴承寿命 310616 9.534910991)58.1961162000(43.766010)(6010hh LPCnL 所以，选定的轴承满足寿命要求。 21791 P 计算及说明 结果 8 键联接的选择和验算 8.1 电动机与小带轮的键联接 1.选择键的类型和尺寸 带轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头普通平键（ A型）尺寸为： mmmmmm 70810 2.校核键的连接强度 nts - 29 - 键、轴和轮毂都是钢，由表 6-2查得许用应力 M PaP 120100 ，取其平均值 MPaP 110 。键的工作长度 mmbLl 601070 键与轮毂键槽的接触高 度 mmhk 485.05.0 。由式（ 6-1）可得： 86.938604 1096.442102 33 PP M P ak ldT 所以所选的键符合强度要求 键的标记为：键 7010 GB/T 1096-2003 8.2 大带轮与高速轴轴伸的键联接 1.选择键的类型和尺寸 带轮 有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头普通平键（ A型）尺寸为： mmmmmm 7078 2.校核键的连接强度 键 、 轴 和 轮 毂 都 是 钢 ， 由 表 6-2 查得许用应力M PaP 120100 ，取其平均值 MPaP 110 。键的工作长度mmbLl 62870 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度mmhk 5.375.05.0 。由式（ 6-1 ）可得：34.4128625.3 1059.1252102 33 PP MP ak ldT 所以所选的键符合强度要求 键的标记为：键 708 GB/T 1096-2003 79.14P34.41P计算及说明 结果 8.3 低速轴轴伸与联轴器的键联接 1.选择键的类型和尺寸 联轴器有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头普通平键（ A型）尺寸为： mmmmmm 100914 2.校核键的连接强度 键、轴和轮毂都是钢，由表 6-2查得许用应力 M PaP 120100 ，nts - 30 - 取 其 平 均 值 MPaP 110 。 键 的 工 作 长 度mmbLl 8614100 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度mmhk 5.495.05.0 。由式（ 6-1 ）可得：05.5250865.4 1059.5032102 33 PP MP ak ldT 所以所选的键符合强度要求 键的标记为：键 10014 GB/T 1096-2003 8.4 大齿轮与低速轴的键联接 1.选择键的类型和尺寸 一般 8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（ A型）尺寸为 mmmmmm 561118 2.校核键的连接强度 键、轴和轮毂都是钢，由表 6-2查得许用应力 M PaP 120100 ，取其平均值 MPaP 110 。键的工作长度 mmbLl 381856 键与轮毂键槽的接触高度 mmhk 5.5115.05.0 。由式（ 6-1 ）可得：14.7465385.5 1059.5032102 33 PP MP ak ldT 所以所选的键符合强度要求 键的标记为：键 5618 GB/T 1096-2003。 05.52P 14.74P 计算及说明 结果 8.5 小齿轮与低速轴的键联接 1.选择键的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（ A 型）尺寸为：mmmmmm 63914 2.校核键的连接强度 nts - 31 - 键 、 轴 和 轮 毂 都 是 钢 ， 由 表 6-2 查得许用应力M PaP 120100 ，取其平均值 MPaP 110 。键的工作长度mmbLl 491463 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度mmhk 5.495.05.0 。由式（ 6-1 ）可得：78.2250495.4 1059.1252102 33 PP MP ak ldT 所以所选的键符合强度要求 键的标记为：键 6314 GB/T 1096-2003。 9 联轴器的选择 1.类型选择 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算 公称转矩： mmNTT 4898803由表 14-1查得 5.1AK mmNTKT Aca 7348204898805.1 4.型号选择 从 GB4323-84 查得 LT9 型 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 的 许 用 转 矩 为1000000N.mm，许用最大转速为 2100r/min，轴径为 50mm，故合用。 78.22P 489880T计算及说明 结果 10 其他零部件的设计计算 10.1 箱体 箱体由灰铸铁铸造而成，其结构设计如下表所示： 名称 符号 数值 下箱体壁厚 10 上箱体壁厚 1 10 nts - 32 - 下箱座剖面处凸缘厚度 b 15 上箱座剖面处凸缘厚度 1b 15 地脚螺栓底脚厚度 p 25 箱座上的肋厚 m 9 箱盖上的肋厚 1m 9 地脚螺栓直径 d 20 地脚螺栓孔直径 d 25 地脚螺栓沉头座直径 0D48 底脚凸缘尺寸 （扳手空间） 1L 32 2L 30 地脚螺栓数目 n 4 轴承旁联接螺栓（螺钉）直径 1d 16 轴承旁联接螺栓孔直径 1d 17.5 轴承旁联接螺栓沉头座直径 0D32 轴承旁凸台的凸缘尺寸 （扳手空间） 1c 24 2c 20 计算及说明 结果 上下箱联接螺栓（螺钉）直径 2d 10 上下箱联接螺栓通孔直径 2d 11 上下箱联接螺栓沉头座直径 0D24 nts - 33 - 箱缘尺寸 （扳手空间） 3c18 4c 14 轴承盖螺钉直径 3d8 检查孔盖联接螺钉直径 4d 6 圆锥定位销直径 5d8 圆锥定位销数目 1n 2 减速器中心高 H 182.5 轴承旁凸台高度 h 轴承旁凸台半径 R20 轴承端盖螺钉分布直径 01D110 02D150 轴承端盖（即轴承座）外径 21D 80 22D 100 轴承旁联接螺栓距离 1S 80 2S 100 箱体外壁至轴承座端面的距离 K 50 计算及说明 结果 轴承座孔长度（即箱体内壁至轴承座端面的距离） K 60 大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离 1 12 齿轮端面与箱体内壁间的距2 20 nts - 34 - 离 10.2 检查孔 及其盖板 为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部分的位置设置检查孔。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。检查孔的大小应允许将手伸入箱内，以便检查齿轮啮合的情况。 10.3 通气 器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或者其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。通气器是具有垂直相通气孔的通气螺塞。通气螺塞旋紧在检查孔盖板的 螺孔中。这种通气器结构有滤网，用于工作环境多尘的场合，防尘效果较好。 选 M12*1.25 10.4 轴承盖和密封装置 为了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。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承比较方便。 计算及说明 结果 10.5 轴承挡油盘 为了防止箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内的一侧安装挡油盘。 10.6 定位销 为了精确地加工轴承座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半nts - 35 - 孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上装配定位销。 两个定位圆锥销安置在箱体纵向两侧联结凸缘上，并呈非对称布置以加强定位效果。 销 GB/T117-2000 A10*60 10.7 起箱螺钉 为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密使分开困难。为此在箱盖联结凸缘的适当位置，加工出 12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。 螺钉 GB/T86-1988 M10*30 10.8 油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保证油池内有适当的 油量，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器 油 标尺。 油标 A80 JB/T7941.3-1995 10.9 放油螺钉 换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住。放油螺塞和箱体结合面间应加防漏用的垫圈。 六角螺塞 M20（ JB/ZQ4450-1986） 计算及说明 结果 10.10 油杯 滚动轴承采用润滑脂润滑时，应经常补充润滑脂。因此箱盖轴承座上应加上油杯，供润滑脂用。 油杯 M10*1 JB/T7490.1-1995 10.11 起吊装置 当减速器的质量超过 25kg时，为了便于搬运，常需在箱体上nts - 36 - 设置起吊装
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