机械毕业设计57机械设计课程设计---卷扬机传动装置

机械设计课程设计 设计说明书 姓 名 : 学 号 ： 学院（系） : 专 业 : 题 目 : 卷扬机 传动装置 指导者： 评阅者： 2011 年 6 月 机械设计基础课程设计成绩综合评定表 设 计 质 量 机械原理部分 1 机构运动简图、速度、加速度、力分析图正 确程度 好 中 差 2 位移图、速度图正确程度 好 中 差 3 原理图纸图面质量 好 中 差 4 原理部分计算说明书规范性和完整性 好 中 差 机械设计装配图 5 减速器装配图总体结构合理性 合理 一般 不合理 6 减速器装配图有无零件定位及结构干涉错误 无 较少 有一定数量错误 很多 7 减速器装配图中其它结构不合理错误 基本无 少 多 8 不符合制图规范的制图错误 基本无 少 多 9 尺寸标注、零件明细表和技术要求是否齐全、 规范 齐全、基本规范 齐全但存在错误 不齐全 10 装配图绘制的图面品质 优 良 中 及格 不及格 机械设计零件图 11 轴零件图结构标注的规范性、完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐全，有错误 12 齿轮零件图标注的规范性、完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐全，有错误 13 零件图的图纸质量 好 中 差 机械设计计算说明书 14 设计计算格式书写规范性、完整性 好 中 差 设计工作态度 15 不旷课、不迟到、不早退、积极学习、态度 端正 好 中 差 设计工作能力 16 独立工作能力强弱，设计进度快慢等 好 中 差 综合评定成绩 优 良 中 及格 不及格 评阅老师签字 评分标准： 优 ：带的项目必须达到优、好、合理等，其余评分项为良的不超过 3 项且没有中及以下的评分项； 良 ：不够优的标准，各评分项平均达到良好以上（带的项目必须为良），且没有及格及以下的评分项； 中 ：带的评分项必须达到中及以上，其余各项平均评分为中，且没有不 及格的项； 及格 ：带的项目必须及格及以上，其余各项平均应为及格，且为差，不及格的项目应不多于 3 项； 不及格 ：达不到及格的标准。 运动简图： 1电动机 2联轴器 3减速器 4卷筒 工作条件： 寿命十年，单班制 工作时有中度冲击 在室外工作 原始资料： 绳索牵引力 F(N)： 4150 牵引速度 V(m/s): 1.05 卷筒直径 D(mm): 350 目 录 1 引言 5 2 传动装置设计 5 2.1 传动方案 5 2.2 电动机设计步骤 6 2.3 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的 分配 8 2.4 确定 传动装置的运动和动力参数 和各轴转速 8 3 传动零件设计 9 3.1 高速级 减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 9 3.2 低速级 减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 13 4 轴的设计 错误 !未定义书签。 4.1轴的设计参数及材料 17 4.2 计算力的大小及轴的弯矩和扭矩 错误 !未定义书签。 5 滚动轴承的选择 21 6 联轴器、键连接的选择 22 6.1 联轴器的选择 22 6.2 键连接的选择 22 7 润滑和密封 22 7.1 润滑 22 7.2 密封 22 8 箱体及其附件的结构设计 23 8.1 箱体设计 23 8.2 附件 24 9 设计小结 25 参考文献 27 计 算 内 容 计算结果 1 引言 机械设计课程设计是 机械系学生的第一次较全面的机械设计训练，其目的是： 1、 培养我们综合实际问题的能力，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计步骤和进行方式。 进行机械设计设计基本技能训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计数据（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据进行经验估算和数据处理等，为后继课程学习、毕业设计、今后工作奠定扎实的基础。 2 传动装置设计 2.1 传动方案 展 开 式 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 ， 如 图 1 所示。图 1 减速器传动方案 计算内容 2.2 电动机设计步骤 传动装置总体设计方案 设计数据： 卷扬机工作拉力 F = 4150N。 牵引速度 v= 1.05 , 卷筒直径 D=350 mm 。 （ 1） 外传动机构为联轴器传动。 （ 2） 卷 筒效率 0.96 滚动轴承效率 0.98。 3.减速器为二级直齿圆柱齿轮减速器。 4.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑， 重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为 YZR 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 2.2.1 类型 按工作要求和工作条件选用 Y132 M2-6 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。 2.2.2 型号 1、 确定电动机容量 工作机所需功率 1000w wwwkwVFP 试中 NFw 4150V=1.05m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 98.096.0 w代入上试得 计算结果 4 .6 3 k w1000VFPwwww 电动机的输出功率功率 oP 按下式 wo kwPP 式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试 332221 由表 1-7两对齿轮的效率 97.01 ，四对滚动轴承效率 8.902 ，联轴器的效率 9.903 （ 8 级精度一般齿轮传动） 则 8679.0 所以电动机所需工作功率为 kw33.5pP n0 因载荷平稳，电动机核定功率 Pw 只需要稍 大于Po 即可。按表 12-1 中 Y 系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为 5.5kw。 3.确定电动机转速 按表 2-3 推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 408gi而工作机卷筒轴的转速为m in32.57100060n w rD v ，所以电动机转速的可选范围为 m i n)22924.458(m i n3.57)408(, rrinn w 符合这一范围的同步转速有 m in/3 0 0 0,1 5 0 0,1 0 0 0 r。综合考电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 min1440 r 的 Y系列电动机 Y132M1-6,其满载转速为 m in/1440 rnw ,电动机的安装结构形式以及其中心KWPW 63.4 8679.0 KWP 33.50 min/32.57 rn W 高 ,外形尺寸 ,轴的尺寸等都可查表获得。 2.3.传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1.总传动比 i 为 12.2532.571 1 4 0nniwm 2.分配传动比 21 iii 考虑润滑条件等因素，初定 396.4,7148.53.12121 ii ii 2.4.确定传动装置的运动和动力参数和各轴转速 1.各轴的转速 I轴 m in14401 rnn m II轴 m in977.251112 rinn III轴 m in32.573 rn 卷筒轴 m in32.573 rnn w 2.各轴的输入功率 I轴 5 . 2 7 6 7 k w0 . 9 933.530 PPII轴 5 .0 1 6 k w0 .9 70 .9 82767.521 PPIII轴 kwPP 7682.40 .9 70 .9 8016.521 卷筒轴 kwPP 6 2 6 1.40 . 9 80 . 9 97 6 8 2.4 223w 3.各轴的输入转矩 电动机轴 mNnPTm 3483.351440 33.595509550 0 轴 mN995.34mN99.03483.35T31 T396.47148.521 iim in/14401 rnn m m in/977.2512 rn min/32.573 rn min/32.57w rn kw2767.5P1 kw016.5P2 kw7682.4P 3 kw626.4P w mN 995.34T 1 轴 mN11.1907 1 4 8.598.097.0995.341212 iTT 轴 mN439.794396.498.097.011.19022123 iTT 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 项目 电动机 轴 轴 轴 转速（ r/min） 1440 1440 251.977 57.32 功率 P（ kw） 5.33 5.2767 5.016 4.7682 转矩 T（ Nm） 53.0224 34.995 190.11 794.439 传动比 i 1 5.7148 4.396 效率 0.99 0.9506 0.9506 3 传动零件设计 3.1.高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计表 10-1，选择大小齿轮材料为 40Cr（调制处理），硬度为 48-55HRC。 4.试选小齿轮齿数 171 z ，则大齿轮齿数 1516.972 z 取 98。 B.按齿面接触疲劳强度设计 公式为： 3211 132.2 HEdtzuuKTd (1)确定公式内的数值 1.因大小齿轮为硬齿面，故选 8.0d2.由机械设计图 10-21e查得 M PaHH 1 1 0 02lim1lim 3.小齿轮的传递扭矩 mmNT 41 104 9 9 5.3 4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 MPaz E 8.189 mNT .11.1902 mN .439.794T 3 z1 =17 982 Z 5.试选载荷系数 3.1tK6.计算应力循环次数 911 100736.21030081114406060 hjlnN892 10628.37 1 4 8.5100 7 3 6.2 N 7. 由机械设计图 10-19 取接触寿命系数 95.0,90.0 21 HNHN KK 8.计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 s=1） M PasK HHNH 990110090.01l i m11 M PasK HHNH 1045110095.02l i m22 M P aHH 9901 (2) 计算 1.试算小齿轮分度圆直径 mmd t 312.31990 8.1897148.5 7148.68.0 1049 3241 2.计算圆周速度 smndv t /36.2100060 1440312.31100060 11 3.计算齿宽 b 以及模数 m 044.61445.40496.251445.48842.117312.310496.25312.318.0111hbmmmhmmzdmmmdbttd4计 算载荷系数 K 91 100736.2 N 82 106287.3 N mmd 312.311 smv /36.2 mmb 0496.25 mmm 842.1 mmh 1445.4 由 smv /36.2 ， 8级精度，由机械设计图 10-8查得动载系数 11.1vK由表 10-3 得 0.1 FH KK由表 10-4 中硬面，非对称布置， 8 级精度的 295.1HK由表 10-2 得 5.1AK 156.2295.1111.15.1 HHVA KKKKK5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt 0634.373.1156.2312.31 3311 6.计算模数 mmzdm 1802.2170634.3711 c. 按齿根弯曲疲劳强度设计 公式为 131212 F a S aFYYKTmdz （ 1） .确定公式内的各参数值 1.计算载荷系数 由机械设计图 10-13得 27.1FK11455.227.1111.15.1 FFVA KKKKK 2.由机械设计图 10-20d 查得齿轮弯曲疲劳极限M PaFEFE 6 2 021 3.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数89.0,85.0 21 FNFN KK 4.计算弯曲疲劳许用应力 (s取 1.4) 156.2K mmd 0634.371 mmm 1802.2 11455.2K M PasK FEFNF 428.3764.1 62085.0111 M P asK FEFNF 143.3944.1 62089.0222 5.查取齿形系数 由机械设计表 10-5查得 186.2,97.221 FaFa YY6.查取应力校正系数 由机械设计表 10-5查得 7 8 7.1,52.121 SaSa YY7.计算大小齿轮 FSaFaYY并比较 0 1 1 9 9.0428.376 52.197.21 11 F SaFa YY 009911.0143.394 787.1186.22 22 F SaFa YY 小齿轮数值大 （ 2）设计计算 mmm n 97255.101199.0170 . 8 103 . 4 9 9 52 . 1 1 4 5 52 3 2 4 对比结果，取 mmm 0.2 。分度圆直径 mmd 0634.371 5 3 1 7.180.20 6 3 4.3711 mdz取 19 所以大齿轮 5812.108197148.52 z 取 109 D.几何尺寸计算 1.分度圆直径 mmmzd mmmzd 2 1 81 0 90.2 38190.222 11 2.中心距 mmm n 97255.1 mmdmmm0634.3721 1091921 zz mmdmmd2183821 mmdda 12 82 21 3.计算齿轮宽度 mmdb d 4.30388.01 取 mmBmmB 36,31 12 3.2、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计表 10-1，选择大小齿轮材料为 40Cr（调制处理），硬度为 48-55HRC。 4.试选小齿轮齿数 171 z ，则大齿轮齿数 732.742 z 取 75。 B.按齿面接触疲劳强度设计 公式为： 3211132.2 HEdtzuuKTd (1)确定公式内的数值 1.因大小齿轮为硬齿面，故选 8.0d2.由机械设计图 10-21e查得 M PaHH 1 1 0 02lim1lim 3.小齿轮的传递扭矩 mmNT 51 109 0 1 1.1 4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 MPaz E 8.189 5.试选载荷系数 3.1tK6.计算应力循环次数 811 10628.310300811977.2516060 hjlnNmma 128 mmBmmBmmb36314.3012751721 zz 81 10628.3N 782 10253.8396.410628.3 N 7. 由机械设计图 10-19 取接触寿命系数 98.0,95.0 21 HNHN KK 8.计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 s=1） M P asK HHNH 1 0 4 51 1 0 095.01l i m11 M PasK HHNH 1078110098.02l i m22 M P aHH 1 0 4 51 (2) 计算 1.试算小齿轮分度圆直径 mmd t 856.531045 8.189396.4 396.58.0 1090 3251 2.计算圆周速度 smndv t /7102.0100060 977.251856.53100060 11 3.计算齿宽 b 以及模数 m 044.6128.70848.43128.7168.325.225.2168.317856.530848.43856.538.0111hbmmmhmmzdmmmdbttd4计算载 荷系数 K 由 smv /7102.0 ， 8级精度，由机械设计图 10-8查得动载系数 04.1vK由表 10-3 得 0.1 FH KK72 10253.8 N mmd 856.531 smv /7102.0 mmb 0848.43 mmm 168.3 mmh 128.7 由表 10-4 中硬面，非对称布置， 8 级精度的 295.1HK由表 10-2 得 5.1AK 0202.2295.1104.15.1 HHVA KKKKK5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt 3808.623.10202.2856.53 3311 6.计算模数 mmzdm 669.3173808.6211 C. 按齿根弯曲疲 劳强度设计 公式为 131212 F a S aFYYKTmdz （ 1） .确定公式内的各参数值 1.计算载荷系数 由机械设计图 10-13得 27.1FK9812.127.1104.15.1 FFVA KKKKK2.由机械设计图 10-20d 查得齿轮弯曲疲劳极限M PaFEFE 6 2 021 3.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数89.0,85.0 21 FNFN KK 4.计算弯曲疲劳许用应力 (s取 1.4) M PasK FEFNF 428.3764.1 62085.0111 M P asK FEFNF 143.3944.1 62089.0222 5.查取齿形系数 0202.2K mmd 3808.621 mmm 669.3 9812.1K 由机械设计表 10-5查得 23.2,97.221 FaFa YY6.查取应力校正系数 由机械设计表 10-5查得 76.1,52.121 SaSa YY7.计算大小齿轮 FSaFaYY并比较 0 1 1 9 9.0428.376 52.197.21 11 F SaFa YY 00996.0143.394 76.123.22 22 F SaFa YY 小齿轮数值大 （ 2）设计计算 mmm n 393.301199.0170 . 8 101 . 9 0 1 11 . 9 8 1 22 3 2 5 对比结果，取 mmm 5.3 。分度圆直径 mmd 3808.621 8.175.33 8 0 8.6211 mdz取 18 所以大齿轮 128.7918396.42 z 取 80 D.几何尺寸计算 1.分度圆直径 mmmzd mmmzd 280805.3 63185.322 11 2.中心距 mmdda 5.1 7 12 21 3.计算齿轮宽度 mmdb d 4.50638.01 mmm n 393.3 mmdmmm3808.625.31 801821 zz mmdmmd2806321 mma 5.171 取 mmBmmB 56,51 12 校核： 5.6222185.1712 2 da di所以满足 齿轮参数如表 2： 名称 符号 单位 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 128 171.5 传动比 i 5.7148 4.396 模数 m mm 2 3.5 压力角 20 20 齿数 Z 19 109 18 80 分度圆直径 d mm 38 218 63 280 齿顶圆直径 da mm 42 222 70 287 齿根圆直径 df mm 33 213 54.25 271.25 齿宽 b mm 36 31 56 51 材料 40Cr 40Cr 40Cr 40Cr 热处理状态 调制 调制 调制 调制 齿面硬度 HRC 48 55 48 55 48 55 48 55 4 轴的设计 4.1.轴的设计参数及材料 1.初选轴的最小直径 按机械设计式 15-2初步估算轴的最小直径，轴的材料为45钢（调制处理）。 由机械设计表 15-3取 1120 A 轴 mmd 267.171 4 4 02 7 6 7.5112nPA 331 1 01 ，考虑到联轴器的影响。 联轴器的计算转矩 1TKT Aca ，查机械设计表 14-1，取mmBmmBmmb56514.5012 9.1AK 。 mmNTKTAca 664905104995.39.1 411查 GB5014-1985,选用 HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000 mmN ，故选轴的最小直径为 20mm，取该段轴长为 36mm。考虑到高速级齿轮 1的分度圆直径，这里选用齿轮轴，轴承外圈用端盖定位，内圈用套筒定位，套筒一端顶住齿轮。具体尺寸，如下图： 1l =36mm， 2l =39mm。 3l =36mm， 4l =63mm， 5l =36mm， mml 106 ，mml 367 。1d =20mm, 2d =22mm, 3d =25mm, 4d =31mm, 5d =38mm, 6d =31mm, 7d =25mm。 轴 mmd 354.30977.251016.5112nPA 332202 ，取 2d =34mm 在该轴上装有两个齿轮，两齿轮中间用轴肩定位，周浦两端装有轴承，轴承与齿轮间用套筒定位，具体的尺寸如下图： 1l =39mm， 2l =54mm。 3l =10mm， 4l =29mm， 5l = 50mm。 1d =40mm, 2d =65mm, 3d =58mm, 4d =46mm, 5d =40mm。 轴 mmd 892.4832.577682.4112nPA 333303 ,取 3d =50mm。 在这根轴上右端轴承外圈靠端盖定位，内圈靠轴肩定位，左端轴承内圈靠套筒定位，齿轮右侧靠轴肩定位，左侧顶住套筒。具体尺寸如下图： 1l =82mm， 2l =35mm。 3l =42mm， 4l =49mm， 5l =35mm， mml 106 ，mml 427 。 1d =50mm, 2d =53mm, 3d =55mm, 4d =60mm, 5d =72mm, 6d =60mm, 7d =55mm。 4.2.计算力的大小 及轴的扭矩和弯矩 画轴的受力简图如下： 如上图所示为轴 2 上的受力分析，水平方向为轴向力，竖直方向为径向力。 mmLLmmL 5.43,5.53,56 321 圆周力 NdTFt 12819022 3122 径向力 NFFtr 81.63420ta n22 圆周力 NdTFt 238.6035631011.19022 3223 径向力 NFFtr 647.219620t a n33 轴的抗弯截面系数 33322 6.9733461.01.0 mmdw 求垂直支反力 NFFFFVrrV 1603.1212 05.43)5.435.53()5.435.5356(2232 同理 NF V 6767.3491 计算垂直弯矩 mNLFMVa v m 88.6710561603.1212 312mNLFMVa v n 21.15105.436767.349 331求水平支反力 NLLLLLFLFF ttH 224.3457)(321212132 NFFFFHttH 142.4 3 2 22231 计算并绘制水平弯矩图 NLFMHa H M 04.2 4 212 NLFMHa H N 289.15031 求合成弯矩 mNMam 378.25104.242881.67 22mNMan 156.151389.150211.15 22 mNTMMame 047.276222 mNTMMante 365.189222 式中 取 0.6 NF t 128.17442 NFr 81.6342 NF t 238.60353 NF r 647.21963 32 6.9733 mmw NF V 1603.12122 NF V 6767.3491 mNM avm 88.67 mNM avn 21.15 NF H 224.34572 NF H 142.43221 mNM ahm 04.242 mNM ahn 289.150 mNM am 378.251 mNM an 156.151 mNM e 047.276 mNM te 365.189 M： MP aMP awTM ep 60686.30 1222 N： MP aMP awTM tep 60712.22 1222 5 滚动轴承的选择 轴选轴承为 7205C 轴选轴承为 7208C 轴选轴承为 7211C 各轴承参数见下表： 轴承代号 基本尺寸 /mm 安装尺寸 /mm 基本额定 /kN d D B da Da 动载荷 Cr 静载荷 Cor 7205C 25 52 15 31 46 16.5 10.5 7208C 40 80 18 47 73 36.8 25.8 7211C 55 100 21 64 91 52.8 40.5 6 联轴器、键连接的选择 6.1 联轴器的选择 输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩3TkT caca ,查表 14-1.考虑到转矩很小，取 9.1Ak 。 则： mNTk Aca 434.1509439.7949.1T 3 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4弹性柱销型联轴器，其公称转矩为 2500N m。 半联轴器的孔径d=50mm。 半联轴器长度 L=112mm。 半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL 841 。 同理，输入轴的联轴器选用 LX1弹性柱销型联轴器 ,孔径 d=16mm。 6.2 键连接 的选择 轴的直径 20 46 60 50 轴的长度 36 29 49 82 b h 6 6 14 9 18 11 16 11 键长 L 25 18 36 63 7 润 滑与密封 7.1.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把油引入各个轴承中。 1） .齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度小，所以浸油高度约为 3050。 取为 30。 2） .滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度小，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 7.2.密封 输入输出轴的外伸端，为防止灰尘、水汽及其它杂质的渗入，防止润滑油外泄，必须在端盖轴孔内安装密封件。考虑到减速器转速较低，可采用毛毡式密封。该密封方法结构简 单价格低廉，但与轴表面摩擦较大。 8箱体及其附件的结构设计 8.1.箱体设计 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 10 0.025a+3 =8 箱盖壁厚 1 10 0.02a+3 =8 凸缘厚度 箱座 b 15 1.5 箱盖 b1 15 1.5 1 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 m 20 0.85 地脚螺钉 型号 df M20 0.036a+12 数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 M16 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M10 （ 0.5-0.6） df 连接螺栓的间距 l 150 150200 轴承盖螺钉直径 d3 M8 （ 0.4-0.5） df 观察孔盖螺钉 d4 M8 （ 0.3-0.4） df 定位销直径 d 6 （ 0.7-0.8） d2 d1,d2 至外 C1 26 C1=C1min 箱壁距离 d2 至凸缘边缘距离 C2 24 C2=C2min 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 l1 50 C1+ C2+(510) 轴承端盖外径 D2 92 120 140 轴承旁连接螺栓距离 S 120 145 180 注释： a取低速级中心距， a 299.5mm 8.2.附件 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 180 140 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。材料为 Q235 轴承盖 凸缘式轴承盖 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。采用凸缘式轴承盖，利用 六角螺栓（ M16） 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。材料为 HT200 定位销 M6 24 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