二级斜齿减速器课程设计70.69%0.65%350%115%165.doc
二级斜齿减速器课程设计70.69%0.65%350%115%165
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计70.69%0.65%350%115%165,减速器课程设计
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一、 设计任务要求： 1. 题目： 铸 钢 车间 型 砂 传送 带传动装置设计。 2. 任务： 1） 减速箱装配图 （ 0 号） 1 张 2） 低速轴工作图（ 3 号） 1 张 3） 大齿轮工作图（ 3 号） 1 张 4） 设计计算说明书 .1 份 3. 时间： 2006 年 1 月 9 日 至 2006 年 1 月 31 日 4. 传动方案： 其中：1 - - 电 动 机2 - - V 带 传 动3 - - 减 速 器4 - - 联 轴 器5 - - 传 送 带 鼓 轮6 - - 传 送 带7 - - 底 座nts5. 设计参数： 1） 传送速度 V=0.65m/s 2） 鼓轮 直径 D=350mm 3） 鼓轮轴所需扭矩 T 690N.m 6. 传动方案：展开式而二级圆柱斜齿轮传动 7. 其他条件： 工作环境通风不良，单向运转，双班制工作，使用期限 8 年，小批量生产，底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 二、 传动装置总体设计方案： 1. 电动机选择： 1) 电动机类型选择： Y（ IP44）小型三相异步电动机 工业上一般运用三相交流电源，无特殊要求应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是 Y 系列笼型三相异步交流电动机。 其中 Y（ IP44）小型三相异步电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点， B 级绝缘，可采用全压式或降压起动 。该电动机的工作条件为：环境温度 15+40 摄式度，相对湿度不超过 90%，海拔高度不超过1000M，电源额定电压 380V，频率 50HZ，常用于起动性能，调速性能及转差率均无特殊要求的机器或设备，如金属切削机床，水泵，鼓风机，运输机械和农业机械等。 传送速度： V=0.65m/s 鼓轮 直径： D=350mm 鼓轮轴所需扭矩： T 690N.m 传动方案：展开式而二级圆柱斜齿轮传动 电动机类型： Y（ IP44）小型三相异步电动机 nts2) 电动机容量确定： 6 0 1 0 0 0 0 . 6 5 3 5 m i n350wrn 初选 1000r/min 或 1500r/min 的电动机为原动机，传动装置总传动比约 2030。 6 9 0 3 5 2 . 5 39 5 5 0 9 5 5 0W T n w KwP 电动机 输出 功率为总 wd PP 传动装置总效率为 321 2 3 4 总 其中： 5,4,3,2,1 分别为 V 带传动， 滚动轴承，圆柱齿轮传动，弹性联轴 器传动 的传动效率。（ 参考 1p7 表 2-4） 取 1 2 3 40 . 9 6 , 0 . 9 9 , 0 . 9 7 , 0 . 9 9 321 2 3 4 0 . 8 7 总 2 . 5 3 2 . 9 10 . 8 7wdKw KwpP 总3ed Kwp （ 参考 1p196 表 20-1 选取电机额定功率 ） 3) 电动机转速确定： 一般常选用同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机。对计算齿轮传动比方便。 一般传动装置的传动比允许差可按（ 35） %考虑。 参考 1p4 表 2-1 选取传动比 V 带传动比 24i 1 单级圆柱斜齿轮传动比范围 36i 2 则可选用 2 6 3 0 5 0 4 0 / m i nrn n i i :总 W 1 2可见 转速为 1000r/min、 1500 的电动机 都 符合 总效率： 0.87 总 3ed Kwp nts4) 电动机型号确定 初选： 电机型号 额定功率（ Kw） 转速 (r/min) 总传动比 Y100L2-4 3 1440 40.57 Y132S-6 3 960 27.43 可见第二种方案传动比较小，传动装置的尺寸较小，因此选用： 转速为同步转速为 1000 r/min 的 Y132S-6 型电动机 电动机尺寸： 电动机的外型及安装尺寸（表一） 查书 2/P197 表 20-2 电动机型号 尺寸 H A B C D E F CD G K AB AD AC HD AA BB HA Y132S-6 132 216 140 89 38 80 10 8 33 12 280 210 135 315 60 200 18 电动机外形示意图（图一） 2. 传动比确定及各级传动比分配： 1) 总传动比： 电动机满载转速 9 6 0 / m i nm rn 传送带鼓轮轮速 3 5 / m inw rn 传动装置的总传动比为 ： 960 2 7 . 4 335mwni n 总电动机型号： Y132S-6 型电动机 总传动比 ： 27.43i 总 nts2) 分配各级传动： 各级传动比分配及其说明 各级传动比如何取值，是设计中的一个重要问题。分配传动比时通常应考虑以下几个方面： (1) 各级传动机构的传动比应在推荐值的范围内，不应超过最大值，以利发挥其性能，并使结构紧凑。 (2) 应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如，由 V带传动和齿轮传动组成的传动装置， V 带传动的传动比不应过大，否则会使大带轮半径超过减速 器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 (3) 应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。 (4) 在减速器设计中常使各级大齿轮直径相近，以使大带轮有相接近的浸油深度。 (5) 应避免传动零件之间发生干涉碰撞。 一般传动装置的传动比允许差可按 (35)%考虑。 取 V 带传动比1 2.2i ，使大带轮不致过大 。 齿轮传动比分别为2 3,ii且按照设计经验： 231.2ii故得： 1232.23.873.22iii各级传动比分配 ： 1232.23.873.22iiints 3. 各轴转速转矩及输出功率： 1) 各轴转速： 减速器高速轴为 I 轴，低速轴为 III 轴。 1I / 9 6 0 / 2 . 2 4 3 6 / m i nw irnn 2II / 4 3 6 / 3 . 8 7 1 1 3 / m i nInn 3/ 1 1 3 / 3 . 2 2 3 5 / m i nIIIII irnn 2) 各轴输入功率： 1 3 0 . 9 6 2 . 8 8I e d Kwpp 2 . 8 8 0 . 9 9 0 . 9 7 2 . 7 7I I I Kwpp 2 32 . 7 7 0 . 9 9 0 . 9 7 2 . 6 6I I I I I Kwpp 2 32 . 6 6 0 . 9 9 2 . 6 3I V I I I Kwpp 4 3) 各轴转矩： 39 5 5 0 9 5 5 0 2 9 . 8 4960OO O NmPT n g2 . 8 89 5 5 0 9 5 5 0 6 3 . 0 8436II I NmPT n g2 . 7 79 5 5 0 9 5 5 0 2 3 4 . 1 0113IIII II NmPT n g2 . 6 69 5 5 0 9 5 5 0 7 2 5 . 8 035IIIIII III NmPT n g2 . 6 39 5 5 0 9 5 5 0 7 1 7 . 6 135IVIV IV NmPT n g各轴转速： I 4 3 6 / m inrn II 1 1 3 / m inrn 3 5 / m inIII rn 各轴输入功率： 2 .8 8I Kwp 2 .7 7II Kwp 2 .6 6III Kwp 2 .6 3IV Kwp 各轴转矩： 2 9 .8 4O NmT 6 3 .0 8I NmT 2 3 4 . 1 0II NmT 7 2 5 . 8 0III NmT 7 1 7 . 6 1IV NmT nts汇总： 项目 电动机 I II III IV 转速 r/min 960 436 113 35 35 功率 kw 3 2.88 2.77 2.66 2.63 转矩 Nm 29.84 63.08 234.10 725.8 717.61 传动比 2.2 3.86 3.23 1 效率 0.96 0.96 0.96 0.99 4. 联奏器选择： 减速器常通过联轴器与电动机轴、工作机轴相联接。联轴器的选择包括联轴器的类型和尺寸（或型号）等的合理选择。 联轴器的类型应根据工作要求决定。联接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机轴联用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常 选用刚性可移式联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。对于中。小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不很大时，也可选用弹性柱销联轴器这类弹性可移式联轴器。 因为鼓轮轴与 III 轴在最终安装时很有可能出现相对位移，所以选用能补偿两轴位移的联轴器，根据工作情况，定为弹性柱销联轴器。 根据工作情况 由 1表得 17-4 选用 HL4 型 弹性柱销联轴器 联轴器 选取： HL4 型 弹性柱销联轴器 nts 联轴器的外形及安装尺寸 型号 公称扭矩 许用转速 轴孔直径 轴孔长度 D HL4 （ N m） （ r/min） （ mm） （ mm） （ mm） 1250 4000 45 112 195 转动惯量 许用补偿量 (kg m2) 轴向 径向 角向 3.4 1.5 0.15 0 30 5. 传动说明： 传动装置主要参数及主要部件型号 电动机：工作功率 2 . 5 3 2 . 9 10 . 8 7wdKw KwpP 总额定功率： 3ed Kwp 所选电动机型号： Y132S-6 型电动机 电动机型号 额定功率 （ kW） 满载转速 （ r/min） 堵转转矩额定功率 最大转矩额定功率 质量 （ kg） Y132S-4 3 960 2.0 2.2 63 总传动比及其分配 总传动比 i V 带传动传动比 iv 齿轮传动传动比 i 齿 27.43 2.2 12.47 nts 各轴得传动功率，转矩，转速 项目 电动机 I II III IV 转速 r/min 960 436 113 35 35 功率 kw 3 2.88 2.77 2.66 2.63 转矩 Nm 29.84 63.08 234.10 725.8 717.61 传动比 2.2 3.86 3.23 1 效率 0.96 0.96 0.96 0.99 联轴器型号： HL4 TC=717.61N m 型号 公称扭矩 许用转速 轴孔直径 轴孔长度 D HL4 1250 4000 45 112 195 本装置使用 V 带传动和一级齿轮传动减速， V 带传动设置在高速级，齿轮传动设置在低速级。将 V 带传动设置在低速级是因为： a) 主要由于 V 带传动能力小，把它布置在高速级，速度快，转矩小，有利于结构紧凑； b) V 带在高速级有利于发挥其传动平稳，吸震缓冲，减少噪声的作用； c) V 带在高速级更能起到过载保护的作用； d) V 带结构工艺简单，精度容易保证。 e) 根据工作要求，采用单级闭式软齿面斜齿圆柱齿轮转动。单级传动工艺简单，效率高，精度容易保证。固工作环境有粉尘，使用闭式传动。斜齿轮承载能力，传动平衡，软齿面能简化齿轮的加工工艺。 nts综上所述，本方案从设计任务书所给定的条件来看具有合理性，可行性。 三、 各级传动设计： 1. 带轮传动设计计算 （ 1）求计算功率：cp参考 2p205 表 13-6 得 KA=1.2 PC=KA PI=1.2 2.88=3.46kw （ 2） 根据 n0=960r/min PC=5.359kw 参考 2P205 图 13-15 选择 A 型带 （ 3）求大小带轮基准直径 d1、 d2 参考 2p206 表 13-7 得 d1=100mm d2= )1(121 dnn 216mm 参考 2p206 表 13-7 得 d2=212mm(n1 略有增大但误差小于5，故允许 ) （ 4）验算带速 v 10 1 0 0 9 6 0 5 . 0 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 05 2 5 /dnv m sms 在 所 以 合 适（ 5） v 带基准长度 Ld 和中心距 初选中心距： 02210 0 1 20500()2 ( )241496a m mddL a d damm 取参考 2p202 表 13-2 带型选择： 选择 A 型带 基准直径： d1=100mm d2=212mm 带速： V 5.03m/s nts取 A 型带 Ld=1600mm 00 552dLLa a m ma （ 6）验算包角 21 2 1 2 1 0 01 8 0 5 7 . 3 1 8 0 5 7 . 35521 6 8 1 2 0dda 所 以 中 心 距 合 适（ 7）求 v 带根数 z 根据 n0=960r/min d1=100mm 参考 2p203 表 13-3 取 P0=0.95kw 参考 2p204 表 13-4 取0 0.11p参考 2p204 表 13-5 取 0.97ak 参考 2p204 表 13-2 取 0.99Lk 003 . 4 6 3 . 4 0 4( ) ( 0 . 9 5 0 . 1 1 ) 0 . 9 7 0 . 9 9CaLPZ P P K K 取 4 根带 （ 8）求作用在带轮上的压力 FQ 参考 2p201 表 13-1 取 q=0.11kg/m 初拉力： 20500 2 . 5 1 1 3 8CaPF q v NZ v K 作用在轴上的力： 102 s i n 1 0 9 82QF Z F N V 带设计汇总： 带型选择：选择 A 型带 基准直径： d1=100mm d2=212mm 基准长度 Ld: 和中心距 : Ld=1600mm a=552mm 包角 =168 v 带根数： z 4 作用在轴上的力： 1098QFN nts带速： V 5.03m/s 基准长度： Ld=1600mm 包角 =168 v 带根数： z 4 作用在轴上的力： 1098QFN2. 齿轮传动设计 A. 高速级设计 （ 1） 选择材料及确定许用应力： 大齿轮： 40Cr 调制 270HBS 小齿轮： 35SiMn 调制 240HBS 参考 2p166 图 11-7 l i m 1 l i m 17 1 0 2 5 0HFM P a M P al i m 2 l i m 26 7 0 2 3 0 1 . 3 0 . 4aM P a M P a k 1 . 1 1 . 3HFSS l i m 11 645HHHM P aS l i m 22 609HHHM P aS l i m 11 192FFFM P aS l i m 22 177FFFM P aS （ 2） 按齿面接触强度计算： 39 . 5 5 1 0 6 3 . 0 8 N m mpTn 初选 =15 1 645H M P a 2 609H M P a 1 192F M P a 2 177F M P a 6 3 . 0 8 N m mT nts齿数 z1=30 z2=30 3.86=116 i=116/30=3.87 设计中心距： 23 3051 1 1 5 . 3 5aHkT mm n 计算模数： 12122 c o s2 c o s 2 1 1 5 . 3 5 c o s 1 5 1 . 5 33 0 1 1 6nnZ Z mm ZZ 取 mn=2 121221()1 5 1 . 1 52 c o s() ( 3 0 1 1 6 ) 2a r c c o s a r c c o s 1 4 5 9 5 82 2 1 5 1 . 1 58 2 00 . 4 1 5 1 . 1 5 6 16 1 7 0nnaZ Z mmmZ Z mb a m mb m m b m m 回 代a=在 之 内与 要 求 相 符取 则计算齿轮分度圆直径： 11222 3 06 2 . 1 2c o s c o s 1 4 . 9 9 92 1 1 62 4 0 . 1 8c o s c o s 1 4 . 9 9 9nnmzd m mmzd m m 齿顶高： ha1=ha2=mn=2mm 齿根高： hf1=hf2=1.25mn=1.252=2.5mm 齿顶圆直径： da1=d1+2ha=66.12mm da2=d2+2ha=244.18mm 齿根圆直径： df1=d1-2hf=61.12mm =115.35mm 模数取： mn=2 中心距： a=151.15mm 实际螺旋角： 1 4 5 9 5 8 齿宽： b1=70mm b2=61mm 分度圆直径： 126 2 .1 22 4 0 .1 8d m md m mha=2mm hf1=2.5mm da1=66.12mm da2=244.18mm df1=61.12mm df2=235.15mm nts df2=d2-2hf=235.15mm （ 3） 验算齿轮弯曲强度： 12333 0 1 1 63 3 . 2 9 1 2 8 . 7c o s c o sVVZZ 参考 2p167 图 11-9 得 齿形系数： YF1=2.57 YF2=2.22 11132122 1 212 K T c o s212 1 . 3 6 3 . 0 8 1 0 2 . 5 7 c o s 1 4 . 9 9 96 1 2 3 05 5 . 6 24 8 . 0 5FFFFF F FFYnM p aYM p aYb m Z 所 以 设 计 安 全（ 4） 齿轮圆周速度： 11 1 . 3 7 / 1 0 /6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选 8 级精度 B. 低速级设计 （ 1） 选择材料及确定许用应力： 大齿轮： 40Cr 调制 270HBS 小齿轮： 35SiMn 调制 240HBS 参考 2p166 图 11-7 l i m 3 l i m 37 1 0 2 5 0HFM P a M P al i m 4 l i m 46 7 0 2 3 0 1 . 3 0 . 4aM P a M P a k 1 . 1 1 . 3HFSS 按弯曲疲劳强度验算：安全 齿轮圆周速度： 1.37 /v m s 选 8 级精度 nts l i m 33 645HHHM P aS l i m 44 609HHHM P aS l i m 33 192FFFM P aS l i m 44 177FFFM P aS （ 2） 按齿面接触强度计算： 39 . 5 5 1 0 2 3 4 . 1 0 N m mpTn 初选 =15 齿数 z1=23 z2=23 3.23=75 i=75/23=3.26 设计中心距： 23 3051 1 6 5 . 3 8aHkT mm 计算模数： 34342 c o s2 c o s 2 1 6 5 . 3 8 c o s 1 5 3 . 2 62 3 7 5nnZ Z mm ZZ 取 mn=3.5 343443()1 7 7 . 5 52 c o s() ( 2 3 7 5 ) 3 . 5a r c c o s a r c c o s 1 5 0 12 2 1 7 7 . 5 58 2 00 . 4 1 7 7 . 5 5 7 27 2 8 0nnaZ Z mmmZ Z mb a m mb m m b m m 回 代a=在 之 内与 要 求 相 符取 则 3 645H M P a 4 609H M P a 3 192F M P a 4 177F M P a 2 3 4 . 1 0 N m mT =165.38mm 模数取： mn=3.5 中心距： a=177.55mm 实际螺旋角： 15 0 1 齿宽： b3=72mm b4=80mm nts 计算齿轮分度圆直径： 33443 . 5 2 38 3 . 3 4c o s c o s 1 53 . 5 7 52 7 1 . 7 6c o s c o s 1 5nnmzd m mmzd m m 齿顶高： ha3=ha4=mn=3.5mm 齿根高： hf3=hf4=1.25mn=1.253.5=4.375mm 齿顶圆直径： da3=d3+2ha=90.34mm da4=d4+2ha=278.76mm 齿根圆直径： df3=d3-2hf=74.59mm df4=d4-2hf=263.01mm （ 3） 验算齿轮弯曲强度： 34332 3 7 52 5 . 5 2 8 3 . 2 2c o s c o sVVZZ 参考 2p167 图 11-9 得 齿形系数： YF3=2.73 YF4=2.26 33332344 3 432 K T c o s232 1 . 3 2 3 4 . 1 1 0 2 . 7 3 c o s 1 57 2 3 . 5 2 37 9 . 1 26 5 . 5 0FFFFF F FFYnM p aYM p aYb m Z 所 以 设 计 安 全（ 4） 齿轮圆周速度： 11 0 . 4 8 / 1 0 /6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选 8 级精度 分度圆直径： 348 3 .3 42 7 1 .7 6d m md m mha=3.5mm hf=4.375mm da3=90.34mm da4=278.76mm df3=74.59mm df4=263.01mm 按弯曲疲劳强度验算：安全 齿轮圆周速度： 0.48 /v m s 选 8 级精度 nts齿轮设计主要参数列表： 齿轮结构设计： 根据表 9 2 齿轮 1做成齿轮轴。 小齿轮 3使用实心式结构（如图 b）； 2、 4 两个 大齿轮使用腹板式结构（如图 a）。 四、 轴的设计： 1. 减速器各轴结构设计 ： 1 2 3 4 材料 40Cr 调质 35SiMn 调质 40Cr 调质 35SiMn 调质 齿数 30 116 23 75 螺旋角 14.99 14.99 15 15 模数 2 2 3.5 3.5 齿宽 61 70 72 80 中心距 151.15 177.55 齿轮圆周速度 1.37 0.48 修正传动比 3.87 3.26 ntsA. 高速轴 1) 选材 ： 由于此轴为齿轮轴因此材料与 1 号齿轮材料相同采用 40Cr 调质 2) 确定最小轴径 d： 已知高速轴上的功率1 2.88P kW，转速1 4 3 6 / m innr，1 6 3 .0 8T N m由表 14-2， 40Cr 的 C 值： 98 107 取 C=100 1 33m i n12 . 8 81 0 5 % 1 0 0 1 0 5 % 1 9 . 6 9436Pd C m mn 轴要与电动机匹配 查表 9-1， dd 1 ， 1d 要符合标准直径系列 取1 20d mm3) 确定各轴段直径 ： 1 20d mm轴上装大带轮，应取标准系列值 轴的各段长度 2 28d mm轴上装密封元件和轴承盖，与唇形密封圈内径一致 3 35d mm装滚动轴承，因此与初选角接触球轴承 36307内径一致。 4 6 2 .1 2d mm齿轮轴的齿轮部分 5 45d mm过渡用 6 35d mm装滚动轴承，因此与初选角接触球轴承 36307内径一致。 4) 确定各轴段长度： mml 501 由轴承宽度确定 高速轴选材： 40Cr 调质 最小外伸轴直径： 1 20d mmnts 2 86.5l mm由齿轮到箱体内壁的距离确定 3 71l mm由齿轮的宽度确定 4 41l mm由轴承的宽度确定 5 65l mm考虑起螺柱的空间 6 64l mm由带轮轮毂长度标准确定 5) 高速轴尺寸图： B. 中间轴 1) 选材： 轴的材料选用 40Cr ，调质处理 2) 确定最小轴径 d： 已知高速轴上的功率 2.77IIP kW，转速 1 1 3 / m inIInr，2 3 4 .1 0IIT N m 由表 14-2， 40Cr 的 C 值： 98 107 取 C=105 中间轴选材： 40Cr ，调质处理 nts 1 33m i n12 . 7 71 1 0 % 1 0 0 1 1 0 % 3 3 . 5 5113Pd C m mn 查表 9-1， dd 1 ， 1d 要符合标准直径系列 取1 34d mm3) 确定各轴段直径： 1 35d mm装滚动轴承，因此与初选角接触球轴承 36307 内径一致。2 40d mm安装齿轮 3 48d mm轴肩，遵循非定位轴肩，配合处轴的直径 1.8 2.4 油面高度 cm 同时在确定最高最低油面时还需考虑两个大齿是否都浸到合适的油量。 综合考虑以上两点， 油面高度应该在 57cm(能使两个大齿轮充分润滑 ) 轴承 寿命计算： 工作 8年内不会发生失效 润滑方式 : 脂润滑 nts3） 减速器各处密封方式 内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。 外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止 灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用唇型密封圈。 七、 箱体部件设计： 1） 箱体 采用 HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。 箱体主要结构尺寸 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 =8mm 箱盖壁厚 1 1=8mm 箱体凸缘厚度 b， b1， b2 箱座 b=1.5 =12mm 箱盖 b1=1.5 =12mm 箱底座 b2=2.5 =20mm 加强肋厚 m， m1 箱座 m=0.85 =7mm 箱盖 m=0.85 =7mm 地脚螺钉直 径 df 0.036a+12=18.39 （ M20） 地脚螺钉数目 n n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1 d1=0.75df=13.79 取（ M16） 箱盖、箱座联接螺栓直径 d2 (0.5 0.6) df取（ M10） 轴承盖螺钉直径和数目 d3， n d3=8 n=4 观察孔盖螺钉直径 d4 d4=(0.3 0.4) 取（ M6） df、 d1、 d2至箱壁外距离 C1 df: C1=26mm d1: C1=22mm d2: C1=16mm df、 d2至凸缘边缘的距离 C2 df: C2=24mm d1： C2=20mm d2: C2=14mm 轴承旁凸台高度半径 R1 R1= C2=20mm 箱体外壁至轴承座端面的距离 l1 l1=C1+C2+(5 10)=52mm 密封方式 : 挡油盘 唇型密封圈 nts减速器零件位置尺寸： 代号 名称 选用值 1 齿轮顶圆至箱体内壁的距离 1.2 10 2 齿轮端面至箱体内壁的距离 10 3轴承端面至箱体内壁的距 离 10 4 旋转零件间的轴向距离 15 5齿轮顶圆至轴表面的距离 25 6大齿轮顶圆至箱体内壁的 距离 30 7箱底至箱底内壁的距离 20 1L 箱体内壁至轴承座孔端面的距离 l1=66 2） 主要附件 a) 窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操 作为宜 窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。 由 表 9-18 b) 通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了
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