二级直齿减速器课程设计1036.8%0.48%425%233%146
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计1036.8%0.48%425%233%146,减速器课程设计
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湖南工业大学 机械设计课程设计 - 1 - 湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 1 学期 课程名称 ： 机械设计课程设计 指导 教师 ： 李历坚 职称 ： 教授 学生姓名 ： 张邵翔 专业班级 ： 机械设计 092 班 学号 ： 09405700808 题 目 ： 带式输送机传动系统设计 成 绩 ： 起止日期 2011 年 12 月 26 日 2012 年 1 月 5 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 2 课程设计说明书 3 课程设计图纸 张 4 5 6 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 2 - 机 械 设 计 设计说明书 带式输送机传动系统设计 起止日期： 2011 年 12 月 26 日 至 2012 年 1 月 5 日 学生姓名 张邵翔 班级 机械设计 092 班 学号 09405700808 成绩 指导教师 ( 签字 ) nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 3 - 课程设计任务书 20112012 学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及自动化 专业 092 班级 课程名称： 机械设计 设计题目： 带式 输送 机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 26 日至 2011 年 1 月 5 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 运输带牵引力 F=6800N；输送速度 V=0.48 m/s；滚筒直径 D=425 mm。 工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 2 3 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 二、设计任务：设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有V带传动及两级圆柱齿轮减速器。 三、 设计工作量 1.传动方案运动简图 12 张（ A4附在说明书里）。 2.减速器装配草图 1张（ A1）。 3.完成减速器二维装配图一张（计算机绘图， A1）。 4.完成二维主要零件图两张（计算机绘图， A3）。 5.设计说明书 1份（ 20页 25页） 。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2011.12.26-2011.12.29 传动系统总体设计 2011.12.30-2011.01.02 传动零件的设计计算 2011.12.31-2012.01.05 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 2012.01.05 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1.机械设计 第八版 主编 濮良贵、纪名刚 2.机械设计课程设计 主编 杨光 席伟光 李波 3. 机械原理 主编 朱理 4. 机械 制图 第二版 中国地质大学 主编 王巍 5.材料力学 第四版 主编 刘鸿文 6.工程材料 与成形技术基础 主编 庞国兴 7. 互换性与测量技术 主编 徐学林 指导教师（ 签字） : 年 月 日 系（教研室）主任（ 签字）： 年 月 日 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 4 - 目 录 1 传动方案设计 4 2 电动机的选择 6 3 运动和动力参数计算 6 4 V 带传动的设计计算 7 5 齿轮传动的设计计算 10 6 轴系零件的设计计算 17 7 键连接的选择及校核 27 8 滚动轴承的选型及寿命计算 28 9 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 29 10 箱体及附件结构设计和计算 30 11 设计小结 32 12 参考文献 33 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 5 - 1. 传动方案设计 带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与传送 带之间布置一台二级直齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。 图 1 1为传动系统简图 1 电动机； 2 V 带传动； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 其原始数据如下： 最大有效拉力为 F=6800N 运输带速度 V=0.48m/s； 卷筒直径 D=425 mm。 2.传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足 上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级直齿圆柱齿轮减速器， 图 2-5 带式输送机传动系统简图 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 6 - 3.电动机的选择 按按照设计要求以及工作条件，选用一般 Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。 工作机所需要的有效功率 6 8 0 0 0 . 4 8 3 . 2 6 41 0 0 0 1 0 0 0w FvP k w 带的输出功率 0 . 4 8P = T = 3 6 0 = 9 6 0 w0 . 1 8带 带 带带轮转速 0 . 4 8 6 0n = = = 2 5 . 4 8 r / m i n2 0 . 1 8 2带 轮 传动效率 251 2 3 4 5= 0 . 7 3 1 弹性联轴器效率，根据文献 2第 66页表 4 4可取 0.99 2 闭式齿轮（ 7级精度）效率，根据文献 66第页表 2可取 0.98 3 滚动轴承效率，根据文献 2第 66页表 4 4可取 0.98 4 V带传动效率，根据文献 1第 66页表 2可取 0.90 5 运输带传动效率，根据文献 1第 66页表 2可取 0.94 电动机所需功率dPP = 1 . 3 1 5 k w 带根据文献 2电动机型号表 8 54可选定电机型号为 Y90L-4 数据如下： 额定功率 1.5kw； 满载转速 1400r/min； 总传动比 i为 59.94。 3.运动和动力参数计算 3.1传动比分配 总传动比 i=1420/44.56=59.94 带的传动比1i=3，则减速器的总传动比j 1i 5 9 . 9 4i = = = 1 8 . 3 1i3 取双级直齿圆柱齿轮减速器高级传动比2i = 1 .3 4 .8 8ji 则第二级传动比 j32ii = =3.75ints湖南工业大学 机械设计课程设计 - 7 - 3.2各轴转速 1400n = r / m i n = 4 6 6 . 6 7 r / m i n34 6 6 . 6 7n = r / m i n = 9 5 . 6 3 r / m i n4 . 8 89 5 . 6 3n = n = r / m i n = 2 5 . 5 0 r / m i n3 . 7 5 3.3各轴输入功率的 计算 5 1 . 5 0 . 9 4 1 . 4 1dP P k w k w 23 1 . 4 1 0 . 9 8 0 . 9 8 1 . 3 5P P k w k w 23 1 . 3 5 0 . 9 8 0 . 9 8 1 . 3 0P P k w k w 13 1 . 3 0 0 . 9 9 0 . 9 8 1 . 2 6P P k w k w 3.4各轴输入扭矩的计算 9 5 5 0 P 9 5 5 0 1 . 4 1T = = N m = 2 8 . 8 5 N mn 4 6 6 . 6 7 9 5 5 0 P 9 5 5 0 1 . 3 5T = = N m = 1 3 4 . 8 2 N mn 9 5 . 6 3 9 5 5 0 P 9 5 5 0 1 . 3 0T = = N m = 4 8 6 . 8 6 N mn 2 5 . 5 0 9 5 5 0 P 9 5 5 0 1 . 3 0T = = N m = 4 8 6 . 8 6 N mn 2 5 . 5 0 2. V 带的传动设计 4.1 选择 V 带带型 电动机功率dP和满载转速已知，根据文献 1第 152页表 8 4a和第 157页图 8-11普通 V带选型图可选 A型带 4.2 选取带轮基准直径 4.2.1 初选小带轮的基准直径 由文献 1 第 155 页表 8-6 和第 157 页表 8-8 可初选小带轮的基准直径d1d =112mm4.2.2 验算带速 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 8 - d11 4 0 0 2= r a d / s = 1 4 6 . 6 0 r a d / s60dv = = 2 6 . 8 8 m / s2带带带因为 带速不宜过高或过低，一般推荐 v=5m/s0.07d 故取 h=5mm 故取轴环处的直径 78VVd mm轴环宽度 1 . 4 1 0VVb h l m m取4）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）。根据轴承端盖的拆装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的距离 L=30mm，故取 50l mm 5）取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm，齿轮 2与齿轮 4之间的距离 c=12mm，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=8mm，已知滚动轴承宽 度 B=23mm，齿轮 2的宽度2 60B mm则： ( 1 1 2 1 1 0 ) 2 3 8 1 6 2 4 9V I I Vl B s a m m 2 6 0 1 2 4 6 8 1 0 8 6I V V V Vl B s a c l m m 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.4.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。按 68VVd mm 查文献 1第 106 页表 6 1得平面键 2 0 1 2b h m m m m ，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 76Hn，同样，半联轴器与轴的连接选用平键为1 6 1 0 7 0m m m m m m，半联轴器与轴的配合为 76Hk，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 m6 6.4.4确定周上圆角和倒角尺寸 参考文献 1 第 365 页表 15 2，取轴端倒角为 02 45 ，各轴肩处的圆角半径见 6.4.1拟定轴上零件装配方案图中。 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 19 - 6.5求轴上载荷 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 121 0 5 1 . 3 , 1 8 4 6 . 8N H N HF N F N123 8 2 . 6 , 6 7 2 . 2V N VN F N弯 矩 170830HM N m m62174VM N m m总弯矩 M 2 2 2 21 7 0 8 3 0 6 2 1 7 4 1 8 1 7 9 2 . 4 5HVM M M N m m 扭 矩 T 527460T N m m 按照轴的装配方案作出下图： nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 20 - T1 NHF1 NVF2 NHF2 NVFrFtF1 NHF1 NVFtFrF2 NHF2 NVFHMVMVMMMTTHM6.6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（即危险截面 C）的强度。根据文献 1 或 15 5 及 6.5 中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力应为脉动循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力 2 223() 1 8 1 7 9 2 . 4 5 ( 0 . 6 5 2 7 4 6 0 ) 1 1 . 60 . 1 ( 6 8 )caMT M P a M P aW 已选定的轴材料为 45钢，调质处理，由文献 1表 15 1查得 1 6 0 M Pa 1ca，故安全。 6.7精确校核轴的危险截面 6.7.1判断危险截面 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 21 - 截面 A、 、 、 B只受扭矩作用，虽然键槽轴肩及过渡配合所引起的应力集中均能削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A、 、 、 B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大，但应力集中不大，故 C 面也不用校核， V 和 V 面自然更不用校核，由文献 1 第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核 V 截面左右两侧即可。 6.7.2截面 V 右侧 抗弯截面系数 3 3 3 3W = 0 . 1 0 . 1 7 8 4 7 4 5 5 . 2d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 3W = 0 . 2 0 . 2 7 8 9 4 9 1 0 . 4t d m m m m 截面 V 右侧的弯矩 1 0 7 . 51 8 1 7 9 2 . 4 5 1 2 0 2 6 2 . 71 6 2 . 5M N m m N m m 截面 V 上的扭矩 527460T N m m 为截面上的弯曲应力31 2 0 2 6 2 . 7 2 . 5 34 7 4 5 5 . 2b M N m m M P aW m m 截面上的扭转切应力 527460 5 . 5 69 4 9 1 0 . 4T TT M P a M P aW 轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1表 15 1查得： 116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献 1 附表 3 2 查取，因 2 . 0 7 80 . 0 2 9 , 1 . 1 56 8 6 8rDdd 经差值后可查得 1 .6=2.1,又由附图 3 1可得轴的材料的敏性系数为 0 .8 2 , 0 .8 5qq故有效应力集中系数按式（附表 3 4）为 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 . 1 1 ) 1 . 9 01 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 6 1 ) 1 . 5 1Kq 由附图 3 2 及附图 3 3查得 0 .7 , 0 .7 9轴按磨削加工，由附图 3 4查得表面质量系数为 0 .9 2轴为经表面强化 处理，即 1q ，则按文献 1中式 3 12a得综合系数为 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 22 - 1 1 . 9 0 11 1 2 . 80 . 7 0 . 9 2kK 1 1 . 5 1 11 1 2 . 00 . 7 9 0 . 9 2kK 由文献 1 3 1 3 2及 取钢的特性系数 =0.05， 于是计算安全系数caS值，按文献 1式 15-615-8有： 1 275 3 8 . 8 22 . 8 2 . 5 3 0 . 1 0mS K 1 155 2 7 . 1 95 . 5 6 5 . 5 62 . 0 0 . 0 522mS K 2 2 2 23 8 . 8 2 2 7 . 1 9 2 2 . 2 7 1 . 53 8 . 8 2 2 7 . 1 9caSSSSSS 故可知其安全。 6.7.3截面 V 左侧 抗弯截面系数 3 3 3 3W = 0 . 1 0 . 1 6 8 3 1 4 4 3 . 2d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 3W = 0 . 2 0 . 2 6 8 6 2 8 8 6 . 4t d m m m m 弯矩 1 0 7 . 51 8 1 7 9 2 . 4 5 1 2 0 2 6 2 . 71 6 2 . 5M N m m N m m 截面 V 上的扭矩 527460T N m m 为截面上的弯曲应力 3 . 8 2b M M P aW 截面上的扭转切应力 527460 8 . 3 96 2 8 8 6 . 4T tT M P a M P aW 过赢处配合的 k由文献 1附表 3-8用差值法求出， 2 . 8 , 0 . 8 2 . 2 4k k k 并 取 轴按磨削加工，由文献 1附图 3-4得表面质量系数为 0 .9 2故有效应力集中系数为： nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 23 - 111 2 . 8 1 2 . 8 90 . 9 2kK 111 2 . 2 4 1 2 . 3 30 . 9 2kK 所以轴在 V 截面左侧的安全系数为 1 275 2 4 . 9 12 . 8 3 . 8 2 0 . 1 0mS K 1 155 9 . 9 88 . 3 9 8 . 3 92 . 3 3 0 . 0 522mS K 2 2 2 22 4 . 9 1 9 . 9 8 9 . 2 7 1 . 52 4 . 9 1 9 . 9 8caSSSSSS 故该轴在截面 V 左侧的强度也是足够的。 由于本轴无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 至此，低速轴的设计计算即告结束。 6.8下面进行高速轴和中间轴的设计 6.8.1高速轴的最小直径 根据文献 1中 15-2式可初步估算轴的最小直径， 3m in 0 PdAn 式中：0A 最小直径系数， 根据文献【 1】中表 15-3按 45钢查得0 112A1P 高速轴的功率（ KW），由表 5.1 可知： 1.41kwP n 高速轴的转速（ r/min），由表 5.1可知： 4 6 6 .6 7 / m i nnr 故得：33m i n 0 1 . 4 11 1 2 2 04 6 6 . 6 7Pd A m m m mn 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 根据文献 2中表 8-35查得，选用 TL4型弹性柱销联轴器，选取半联轴器孔径1 24d mm，故得，高速轴的最小直径为 24mm。半联轴器的长度 52L mm ，与轴配合的毂孔长度1 38L mm。 6.8.2高速轴的结构设计 轴的结构设计图如下 ; nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 24 - 由于轴的最小直径与齿轮直径相差不是很多，如果采用键连接的方式会大大削弱齿轮的强度，故将高速轴和高速齿轮设计成齿轮轴的形式。 6.8.3中间轴的尺寸及结构设计 上图为中间轴的结构设计图 为了简化设计，取中间轴的最小直径与低速轴的最小直径相同，即可保证中间nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 25 - 轴的强度，工艺处理方面，中间轴也与低速轴相同。低速轴的最小直径是与联轴器相连接的部位，直径为 55mm，中间轴的最小直径是与轴承配合的部位，也取值为 55mm。故中间轴的结构如上图。 至此，各轴的强度及结构设计就已结束。 7.键连接的选择及校核 7.1普通平键的强度条件 根据文献 1表 6-1中可知， 32 1 0PPT k ld 式中： T 传递的转矩 ( N mm ) k 键与轮毂键槽的接触高度， 0.5kh，此处 h 为键的高度（ mm ） l 键的工作长度（ mm ），圆头平键 l L b ， L 为键的公称长度， b 为键的宽度（ mm ） d 轴的直径（ mm ） P 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（ MPa ），根据文献 1中表 62 中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得 110 P M P a。 7.2低速轴上键的校核 对于键 1 6 1 0 7 0m m m m m m，已知： 0 5 2 7 . 4 6 , 5 , 7 0 , 5 5T N m k m m l m m d m m 于是得， 3 302 1 0 2 5 2 7 . 4 6 1 0 5 4 . 85 7 0 5 5PPT M P ak l d ，故该键安全。 对于键 2 0 1 2 1 0 0m m m m m m，已知：0 5 2 7 . 4 6 , 6 , 1 0 0 , 6 8T N m k m m l m m d m m 于是得， 3 302 1 0 2 5 2 7 . 4 6 1 0 2 5 . 96 1 0 0 6 8PPT M P ak l d ，故该键安全。 7.3中间轴上键的校核 对于键 1 8 1 1 1 0 0m m m m m m已知：1 7 4 . 1 8 , 5 . 5 , 1 0 0 , 6 1T N m k m m l m m d m m 于是 得， 3 302 1 0 2 1 7 4 . 1 8 1 0 1 0 . 3 85 . 5 1 0 0 6 1PPT M P ak l d ，故该键安全。 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 26 - 对于键 1 8 1 1 5 0m m m m m m已知： 1 7 4 . 1 8 , 5 . 5 , 5 0 , 6 1T N m k m m l m m d m m 于是 得， 3 302 1 0 2 1 7 4 . 1 8 1 0 2 0 . 7 75 . 5 5 0 6 1PPT M P ak l d ，故该键安全 8.滚动轴承的寿命计算 因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。 8.1低速轴齿轮载荷的计算 由 6.2 节设计数据有 42 2 5 2 7 . 4 62 8 9 8 . 10 . 3 6 4IItTFNd t a n 2 8 9 8 . 1 N t a n 2 0 1 0 5 4 . 8rtF F N o8.2轴承的当量动载荷的计算 由于两个轴承都是深沟球轴承，故可认为不受轴向载荷的作用 由 6.4.1轴的装配方案可知， 9 2 . 5 , 1 6 2 . 5D C C Bl m m l m m由弯矩平衡方程有： 12r D C r C BF l F l 由力的合成定理有： 12r r rF F F联立 解得126 7 2 . 2 , 3 8 2 . 6rrF F N由文献 2 第 189 页表 8-32 查得深沟球轴承 6213 的基本额定动载荷44.0rC kN ，基本额定静载荷 0 34.0rC kN 根据文献 1中表 13-6按轻微冲击查得载荷系数 1.2Pf11 8 0 6 . 6 4PrP f F N22 4 5 9 . 1 2PrP f F N8.3轴承寿命的计算及校 核 根据文献 1 中表 13-3按 24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 27 - 寿命 4 0 0 0 0 6 0 0 0 0 hLh，取 50000 hLh，齿轮转速 n=44.54r/min 。 并取 12 m a x, 8 0 6 . 6 4P P P N。 故根据文献 1中 13-5式可算出轴承基本额定寿命为 3661 0 1 0 4 4 0 0 0 500006 0 6 0 4 4 . 5 4 8 0 6 . 6 4hCLhnP 故轴承绝对安全。 9.润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 1、 润滑 本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的 油沟来吧油引入轴承中。 1） 齿轮的润滑。 采用侵油润滑， 2） 滚动轴承的润滑。 采用开设油沟，飞溅润滑。 3） 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，选用 L-AN15 润滑油。 2、 密封形式 用凸缘式端盖易与调整，采用闷盖安装骨架式选装轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间接触式垫圈密封。 10.箱体及附件结构设计和计算 箱体设计 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 48 0.025a+38 箱盖壁厚 140 0.025a+38 凸缘厚度 箱座 b 18 1.5 箱盖 b112 1.5 底座 b225 2.5 箱座肋厚 m 10 0.85 nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 28 - 地脚螺钉 型 号 M16 0.036a+12 数目 4 轴承旁连接螺栓直径 d1M12 0.75df 箱座、箱盖连接螺栓直径 d2 M12 (0.5-0.6)df 连接螺栓的间隙 1 160 150-200 轴承盖螺钉直径 d3 8 (0.4-0.5)df 观察孔盖螺钉 d46 (0.3-0.4)df 定位销直径 d 9.6 (0.7-0.8)d2 d1,d2 至外箱壁间距 c122 C1=C1min d2 至凸缘边缘距离 c216 C2=C2min df 至外箱壁的距离 c326 df 至凸缘边缘距离 c424 箱体外壁至轴承盖做端面距离 11 53 C1+C2+(5-10) 轴承端盖的外径 D2 101 101 106 轴承旁连接螺 栓距离 S 115 140 139 附件 为了保证减速器的正常工作，出了对齿轮，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想座的精确定位、掉装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 1、 窥视孔视孔盖 规格为 130 100，为了检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔的盖板用螺钉固定在箱体上。材料nts湖南工业大学 机械设计课程设计 - 29 - 为 Q235。 2、 通气孔 通气螺塞为 M10 1,减速器工作时，箱体内的温度升高，气体膨胀，压力增加，为了箱体内的膨胀空气能自由排除，以保持箱体内的压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴申密封件等其他地方渗漏，通常在箱体的顶部装设通气孔。材料为 Q235。 3、 轴承盖 凸缘式轴承盖，六角螺栓 M8,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。我们采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上。外伸轴出的轴盖是通孔， 其中装有密封装置。材料为 HT200。 3、 定位销 M9 38,为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔
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