机械毕业设计785行星齿轮减速器减速器的虚拟设计
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机械毕业设计论文
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机械毕业设计785行星齿轮减速器减速器的虚拟设计,机械毕业设计论文
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毕业设计 (论文 ) 课题名称 行星减速器设计三维造型虚拟设计分析 专业名称 机械设计与制造及其自动化 所在班级 学生姓名 学生学号 指导老师 完 成 日 期 ： nts 毕 业 设 计 任 务 书 （ 行星减速器设计 三维造型虚拟设计分析） 课题任务要求： 1、 设计计划（进度）表 严格按照计划执行，适当安排进度检查。 2、 市场调查 在广泛调查和资料收集的基础上为 XXX（个人设计课题）功能设计、工艺要求、适应性要求提供可靠的依据。 3、理论 设计 在广泛调查和全面分析考虑的基础上进行设计，并形成工程图纸。 4、 草图、效果图制作 充分表现所设计的 圆锥圆柱齿轮加链减速器 总体结构表达技巧，设计表达全面、明晰。 5、 设计说明书 字数符合毕业设计规定，内容完整，文献查阅不少于 15 篇，外文资料翻译，译文不少于4000 字。（专科班同学可 2000 字左右） 6、 预期目标： （）、 实习报告一份； （）、 草稿一份； （）、 设计说明书：字数不少于一万字； （）、 设计图：纸量不少于折合成图 幅为 A0 号的图纸 2 5 张 （ 圆锥圆柱齿轮加链减速器 装配图 A0 号 1 张，非标件零件图若干张（ CAD、 PRO/E 图各一套） ） ； （）、 查阅文献 15 篇以上，翻译外文资料，译文字数不少于 4000 字。 机械设计制造及其自动化专业 nts 课程设计任务书 一、 题目： 设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器 二、设计基本 内容 1， 传动系统 /方案设计和主要零部件的设计计算 2， 减速器装配图和零件工作图设计 3， 编写设计说明书 三、设计完成后应缴的资料 装配图 1 张 、 零件图 1 2 张 、 设计计算说明书一份 四， 设计完成期限： 本设计任务 是于 2004 年 12 月 27 日发出 于 2005 年 1 月 14 日完成 指导老师 ： 签名日期 教研室主任 ： 批准日期 目录 nts 第 一， 设计任务 第 二， 总 体方案设计 第 三，电动机的设计和选择 第 四， 传动零件的设计 一、 减速器外部传动零件的设计链传动 二、 减速器内部传动零件的设计 （一）高速级传动设计锥齿轮传动 （二）低速级传动设计柱齿轮传动 第 五， 轴系零部件的初步选择 一、拟定轴上零件的装配方案 二、轴有关数据的确定 三、轴承的校核 四、轴的强度校核计算 五、键的校核 第六， 其余机构参数设计 一、 轴承的选择和计算 二、 联轴器的选择 三、 润滑和密封方式的设计和选择 四、箱体设计（ mm） 五 、 附件设计 六 、设计明细表 七 、技术说明 小结 和参考书 nts 第 二 ，总体方案设计 一、 设计数据及工作条件： F 7000N T 9550 P n 1225.06Nm P1000VF 2.24 kW V 0.32m/s N=D V100060 17.462 r/min D 350mm 生产规模：成批 工作环境：多尘 载荷特性：冲击 工作期限： 3 年 2 班制 二、 方案选择 两级圆锥 -圆柱齿轮减速器 i=i1i2 直齿圆锥齿轮 i=8 22 斜齿或曲线齿锥齿轮 i=8 40 特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难 动力传动方向 电动机连轴器轴 I锥齿轮轴 II柱齿 轮轴 III连轴器轴 IV链传动轴 V滚筒 nts 第三 ，电动机的 设计和 选择 一 ，所需电动机的功率 0.992 0.995 0.96 0.97 0.92 0.96 0.7666 Pd Pw 2.24 0.7666 2.922kW 二 ，所需电动机的转速 初选传动比： 锥齿轮： 2.5 (可选范 围： 2 3) 圆柱齿轮： 4 (可选范围： 3 5) 链传动： 5 (可选范围： 2 6) 总传动比： i 2.5 4 5 50 所需电动机转速： Nd N 50 17.462 50 873.1 r/min 三 ，所选电动机的型号及参数 型号： 三相异步电动机 Y132S 6 电动机 参数 ：额定转速： 960 r/min 额定功率： 3 kW 输出轴直径： 38mm 备选电动机 ： Y160M 18 电动机数据对比 方案 电动机型号 额定功率kW 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比 外伸轴径 mm 轴外伸长度 mm 1 Y132S 6 3 1000 960 54.09762 38 80 2 Y160M-18 3 750 710 41.2323 38 80 四 ， 计算总传动比和 分配传动比 1 总传动比： i 960 17.462 54.9762 2 分配传动比的基本原则 在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传动比的基本原则是： 1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。） 2）使各级传动的大齿轮浸入 油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。 对圆锥圆柱齿轮 减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动 比 i1 不宜太大，通常取 i1 0.25i，最好使 i1 3。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 i1 3.5 4。 3、 初定链传动的传动比： i 链 5.1 nts 那么，减速器的传动比： i 减 i i 链 54.9762 5.1 10.7796 锥齿轮传动的传动比： i 锥 0.25 i 减 10.7796 0.25 2.695 柱齿 轮传动的传动比： i 柱 i 减 i 锥 10.7796 2.695 4.000 4、 传动装置的玉女动和动力参数的计算 各轴的转速计算： n2 n1 i 各轴的输入功率计算： P2 P1 各轴的输入转 矩 计算： T 9550 P n 轴号 转速 n(r/min) 功率 P(kW) 扭 矩 T(N m) 传动比 i I 960 2.970 29.55 2.695 II 356.215 2.823 75.684 4.000 III 89.054 2.711 290.723 5.1 IV 89.054 2.657 288.362 1 V 17.462 2.44 1336.28 注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。下同。 nts 第四 、 传动零件的设计 一 ，减速器外部传动零件的设计链传动 （一） 、 链传动的特点 两轮 间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。 运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动， i 不恒定，不均匀性。 优点：平均速比 im准确，无滑动；结构紧凑，轴上压力 Q 小；传动效率高 =98%；承载能力高 P=100KW；可传递远 距 离传动 amax=8mm；成本低。缺点：瞬时传动比不恒定 i；传动不平衡；传动时有噪音、冲击；对安装粗度要求较高。 应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。中低速传动： i 8(I=24)， P 100KW， V 12-15m/s，无声链 Vmax=40m/s。（不适于在冲击与急促反向等情况下采用） 。 （二） , 链传动的设计计算 已知： P=2.657kW， n1 89.054， n2 17.462 i 5.1 载荷性质：冲击，工作条件多尘， 求 Z1、 Z2 P，列数， a，润滑方式等。 1、 选择链轮齿数 Z1、 Z2 Z1 17， Z2 i Z1 5.1 17 86.7，取 Z2 87 选择原则： Z1 不能过少， Z1应为奇数！ 当 Z 少 外壳尺寸小，重量轻但 Z 过少 1）传 动不均性和动负荷增大； 2） P 增大后， 角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧； 3）当 P 一定时， Z 少， D 小，但 Ft（ =2T/D）加速轮与链的破坏 Z2 不能过大！ Z2过多 外壳尺寸大、重量加大。且 Z 多，承载力降低，且 Z 过多容易脱链（ Z2 更大） 2， 链的节和排数 计算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18) 工况系数： KA 1. （表 9-9，中等冲击 3） Pca=KA P=1.3 2.657=3.454 (KW) 3、链节数与中心距 LP， a 通常以节距倍数来表示链长 LP 1）初选 a0 a 过小时则 过小（包角）参加啮合齿数少，总的 LP 也少，在一定的 V 下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但 a 过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。 nts 一般推荐：初选 a0=(3050P)， amax=80P 当有张紧链装置时，可选 a080P amin接 i 定： 当 i3 1092 21m in idda aa i 3 时 mmdda aa )5030(2 21m i n 初取 a0=40P 2）算 LP（链节数） 0212021 )2(22 aPZZPaZZPLL P （ 9-19） LpP40)2 1787(P4028717 22 PPPLL P 135.10 圆整为整数（最好为偶数） 取 Lp 136 3） 确定链条节距 原则： 要求单排链传递功率 PLZca KKK PP 0（ 9-18） KZ 小链轮齿数系数 表 9-10 当工作点在图 9-13 曲线顶点左侧时，查表 9-10， KZ，先假设！ 左侧时 表示为链板疲劳（主要外板） 当工作点在图 9-13 曲线顶点右侧时，查表 9-10， KZ 右侧时 表示套筒与滚子冲击疲劳 KP 多排链系数，表 9-11（当排数为 2 时 KP=1.7， 当排数为 3 时 KP=2.5） KL 链长系数：曲线 1 链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线 2 滚子套筒冲击疲劳 4） 选型： KZ（ Z1 19） 1.08（ 17 19） 1.08 0.8868 KL（ Lp 100） 0.26（ 136 100） 0.26 1.08 KP 2.5 （选择三排） PLZca KKK PP 0 1.442 kW 由 P0、 n1 P 图 9-13 定链型号 12A nts 其他选型 方案 比较 方案 排数 KP 功率 Pca 型号 节距 P（ mm） 滚子外径 d（ mm） 1 1 0.9557 3.607 16A 25.40 15.88 2 2 1.628 2.121 16A 25.40 15.88 3 3 2.3943 1.442 12A 19.05 11.91 讨论：当 P，结构尺寸，如 n 一定，承载力，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下， P 越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时： 当功率大（ CP）， V 高时， 选节距（ P）小，用多排链 当 a 小， i 大时 选节距（ P）小，用多排链 当 a 大， i 小时 选节距（ P）大 ，用单列链 因此，本设计选择了方案三 5）求中心距 a（实际） 21221212 )2(8)2()2(4 ZZZZLZZLPaPP（ 9-20） 22 )2 1787(8)2 1787136()2 1787136(4 50.19 770.88mm 为使安装后，松边得到适当的垂度： 则 a实 =a- a（ a 2p），松边垂度控制在（ 0.010.02） a a 松边长度 a=（ 0.010.02） a a实 =a a 770.88 770.88（ 0.010.02） =1023.71025.79 取整 a 1025 当轮用可调中心距或张紧轮外 ，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜 60时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距 a、 6） 计算链速 1 0 0 060 054.8905.19171 0 0 060 11 PnZVV m 0.4807 m/s 4、小链轮孔径 dkmax dkmax 53 （表 9-1） 当链与轮 P 与 Z 一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径DH（表 9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径 dkmax即可求出表 9-1， P，Z dkmax必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计。增大 Z、P 值。 5、轴上压力 Q nts 工 有效圆周力 V PFe 1000（ N） V PFe 10004807.0 657.21000 5389.3（ N） 轴上压力 按水平 布置取压力轴力系数： Kp 1.5 Fp Kp Fe Kp 5389.3 1.5 13473.2 （ N） 6，链轮设计 设计公式：分度圆直径（公称直径） ZPd /180sin/ 齿顶圆直径 )1 8 054.0(ZtgPD a 齿根圆直径 dDDf d 滚子直径 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿高 小链轮 103.6 112.20 100.29 50.62 大链轮 527.67 537.61 525.70 50.62 二 ，减速器内部传动零件的设计 （一） 高速级传动设计锥齿轮传动 由于圆锥齿轮的强度计算是按（机械原理中当量齿轮 是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数包括当量齿轮的参数 齿数比，锥顶距 R，大端分度圆直径 d1， d2（平均分度圆直径 dm1， dm2），齿数 Z1、 Z2，大端模数 m， b 齿宽 1，已知 传动比： i 2.695 功率 P 2.970 kW 小齿轮： n1 960 r/min 扭 矩 T1=29.55 N m 大齿轮： n2 356.215 r/min 扭 矩 T2=75.68 N m 2，选材 大小齿轮均选 45 号钢 8 级精度要求 小齿轮： 调质处理 硬度 236HBS（可选范围 217 255HBS） 大齿轮：正火处理 硬度 190HBS（可选范围 162 217HBS） 大小齿轮硬度差为 46HBS，符合要求。 3，接触疲劳强度设计 nts 3 221 )5.01(T92.2 uKZdRRHE （ 10-26） 1)、 参数确定 T1=29.55 N m 初选 Kt 2 弹性影响系数 ZE=189.8 MPA 1/2 (表 10 6、 直齿轮计 算 ) u i 2.695 R 0.3，（锥齿轮， R 0.25 0.35） 许用接触应力 H H KN lim /S Hlim1 680 MPa （ 图 10-21 d,MQ 材料及热处理质量达中等要求 ） Hlim2 400 MPa 预计使用寿命 N1 60 n1 j Lh 60 960 1 2 8 300 3 8.29 108 h N2 N1 i 8.29 108 h 2.695 3.078 108 h 寿命系数 KN KN1 KN2 0.95 (图 10-18) 疲劳强度安全系数 S 1.25 1.5 取 S 1.3 H1（ KN1 Hlim1） S 496.92 Mpa H2（ KN2 Hlim2） S 292.31 Mpa H（ H1+ H2） 2 394.615 Mpa 2）、 计算 3 221 )5.01(T92.2 uKZdRRHE 322695.2)3.05.01(3.0100055.292615.3948.18992.2 =83.526mm 传动尺寸 dm1 dt1（ 1 0.5 R ） 83.526（ 1 0.5 0.3） 70.997mm 100060 960526.83100060 d 1 nV 4.198 m/s 3） ，修正分度圆直径 载荷系数： K= KA KV K 工作情况系数 KA 初载荷系数 KV 1.19 （查图 10-8 八级精度） 齿向载荷分布系数 K 1.5 KH be 1.5 1.25 1.875 （按表 10-9 ，工业用及一个两端支承一个 悬臂，轴承系数可得 KH be 1.25） K 1 1.19 1.875 2.23125 311 / tt KKdd 3 2/23125.2526.83 86.612 mm 4，选齿数及计算其他几何参数 nts Z1 29 Z2 i Z1 29 2.695 78.155 取整 Z2 78 实际传动比： i Z2 Z1 78 29 2.690 模数 m 1d Z1 86.612 29 2.9866 取标准模数 m 3 分度圆直径： 1d Z1 m 87mm 2d Z2 m 261mm 锥顶距2122212221 udddR 2 1690.287 2 137.0062mm 齿宽 RRb 137.00 0.3 41.10mm，取整 b 42mm 由21122212211212 s ins inc o sc o s utgZZZZZZZZuVVV 9021 可得 1 20.395。 2 69.6145。 齿顶高 ha m 3mm 齿根高 hf 1.25m 3.75mm 圆周力 211 /T2 tmt FdF 779.189 N ( tgFFt) 22 /T2 mt dF 579.95 径向分力2111 co sco s atr FtgFFF 272.647 N 轴向分力 2111 s ins in rta FtgFFF 101.367 N 法向力 costn FF 名称 代号 参数 小齿轮 大齿轮 齿数 Z 17 87 模数 M 3 分锥角 20.395 69.6145 齿顶高 ha 3mm 齿根高 hf 3.75 mm Mm 分度圆直径 D 87 mm 261 mm 齿顶圆直径 da 93 mm 267 mm 齿根圆直径 df 79.5 mm 253.5 mm 锥距 R 137.006mm nts 顶隙 C 3mm 齿宽 B 42mm 圆周力 Ft 779.189 N 779.189 N 径向分力 Fr 272.647 N 101.367 N 轴向分力 Fa 101.367 N 272.647 N 5，弯曲疲劳强度校核 FRSaFatF bmYYKF )5.01( F KN lim /S 1） 参数确定 K 2.23 F1 T1（ 2 dm） 29.55 1000（ 2 87 0.85） 199.70 N 齿形系数FaY 2.45 应力校正系数SaY 1.65 （表 10 5） 寿命系数 KN KN1 KN2 0.9 （图 10-18） 疲劳强度安全系数 S 1.25 1.5 取 S 1.3 1 F 450MPa 2 F 310 MPa （图 10 20） 取较小值： 310 MPa 2） 计算 )5.01( RSaFatF bmYYKF 168.817 MPa F KN FEim /S 199.29 MPa F L2 反装（背靠背） nts （ 三 ） ， 校核 在本设计中，轴 I 作为输入轴，转速较高，所以设计中只是校核轴 I 的轴承即可 已知轴 I 及轴承参数 已知参数： 轴承型号：圆锥滚子轴承 30208， e 0.37， C0 59.8KN 10/3 Ft1 799.189N Fr1 272.64N Fa1 101.367N 转速 n=960r/min L1 44.85mm L2 103.8mm 1）求径向力 FV3 Fr1 L1 L2 117.806N FH3 Ft1 L1 L2 345.314N Fr3 (FV32+ FV32)1/2=364.856N FV2 FV3+ Fr1=390.453N FH2 FH3+ Ft1 1144.494N Fr2 (FV22+ FV22)1/2=1209.738N 2）求派生轴向力 由派生轴向力 Fd e Fr 以及表 13-7 可得 Fd2 e Fr2 0.37 1209.738 447.603N Fd3 e Fr3 0.37 364.856 112.798N 由于 Fa1 Fd3 214.165N e=0.37 由 表 13-7 可得 X2 1， Y27 0 X3 0.4， Y3 1.6 fp 1.2 1.8，取 fp 1.5 则 P2 fp（ X2 Fr2+ Y2 Fa2） 1814.607 N P3 fp（ X3 Fr3+ Y3 Fa3） 553.984 N 4）验算寿命 根据公式 )(60106PCnL h 得 )(6010 6 PCnL h 31036 )607.1814 108.59(6010 n 1.992 106h 415 年 3 年 结论： 轴承符合要求 四、 轴的强度 校核 计算 因为各轴的材料一样，而且直径相近，输出轴的转速低，扭矩大，所以轴的校核只需要对输出轴（ 轴 III）的 校核即可。 （一）先校核轴承 已知参数： 轴承型号：圆锥滚子轴承 30208， e 0.4， C0 64.2KN 10/3 Y 1.5 Ft1 1925.75N Fr1 724.613N Fa1 504.978N 转速 n=89.05 r/min AB 144.15mm BC 49.15mm AC 193.3mm 1）求径向力 Fv2 Fr1 BC AC 184.246N FH2 Ft1 BC AC 489.657N Fr2 (Fv22+ FH22)1/2=523.174N Fv3 Fr1 AB AC 540.367N FH3 Ft1 AB AC 1436.094N Fr3 (Fv32+ FH32)1/2=1534.393N Ft2 Ft1 Ft3 Fa1 Fr1 Ft1 A L2 B C Fr2 nts 2）求派生轴向力 由派生轴向力 Fd e Fr 以及表 13-7 可得 Fd2 e Fr2 0.4 523.17 209.270N Fd3 e Fr3 0.4 1534.393 613.757N 由于 Fa1 Fd3 1118.735N e=0.4 Fa3 Fr3 0.4 e=0.4 由表 13-7 可得 X2 1， Y2 0 X3 0.4， Y3 1.5 fp 1.2 1.8，取 fp 1.5 则 P2 fp（ X2 Fr2+ Y2 Fa2） 784.761 N P3 fp（ X3 Fr3+ Y3 Fa3） 2301.589 N 4）验算寿命 根据公式 )(60106PCnL h 得 （用较大的 P 计算） )(6010 6 PCnL h 31036 )2301102.64(6010 n 1.239 107h 2569 年 3 年 轴承符合要求 （二）校核轴 条件：已知支点、距距， M 可求 时 步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中Fd3 Fd2 Fa1 nts 点将力分解为水平分力和垂直分力 已知： 轴向 水平方向 垂直方向 Fa1 504.978N Ft1 1925.75N Fr1 724.613N Fa2 1118.735N Fx2 489.657N Fy2 184.264N Fa3 613.757N Fx3 1436.094N Fy3 540.367N T=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm 本轴采用 45 号钢材料， -1 60Mpa 2、 作水平内弯矩图 、 垂直平面内的弯矩图 、 合成弯矩图 、 作扭矩图 T 其中合成弯矩 22VH MMM 为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数 弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力 与扭矩变化情况有 关 ，本设计为扭矩脉动循环变化，取 0.6 水平内弯矩 极点在 B 点 MH Fx2 AB 67.557Nmm 水平内弯矩极点在 B 点 MV1 Fy2 AB 26.56Nmm MV2 Fy BC+FA1 D 2 -49.535Nmm（ D 为斜大齿轮分度圆直径） MVMax MV2 -49.535 Nmm 合成 弯矩 22VH MMM 83.664Nmm T D Ft3 Ft1 C B Fx22 Ft1 Fa1 Fr1 A C Fy2 Fa2 Fa3- nts 3，校核 校核公式wTM 22ca）（ Mpa 8 箱盖壁厚 1 10 （ 0.8 0.85） 8 凸缘厚度 箱座 B 15 1.5 箱盖 b1 12 1.5 1 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 M 10 0.85 箱盖 肋 厚 m1 10 0.85 1 凸台高度 H 结构而定 凸台半径 R 14 = C2 nts 轴承盖的外径 D2 D+(55.5)d3 (D 为轴承外径 ) 地脚螺钉 直径 Df 16 双级减速器， R+a 325 数目 N 4 通孔直径 df、 20 沉头座直径 D0 45 底座凸缘 C1 25 C2 20 联接螺钉 轴承旁联接螺栓直径 d1 10 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径 d2 10 联接螺栓直径 D 10 通孔直径 d、 11 沉头座直径 D 22 凸缘尺寸 C1 18 凸缘尺寸 C2 14 定位销直径 D 8 (0.70.8)d2 轴承盖螺钉直径 d3 10 (0.40.5)df 视孔盖螺钉直径 D4 6 (0.30.4)df 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 L1 40 C1+ C2+(58) 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 1 12 1.2 齿轮端面与箱体内壁的距离 2 10 (1015) 注释： a：中心距之和， a 188 ：与减速器有关，两级减速器， 3 五 ， 附件设计 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 140 120 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。 通气器 通气罩 M18 1.5 减速器工作时，箱体内温度升高，气体 膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。 轴承盖 凸缘式轴承盖 六角螺栓固定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。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承nts （ M6） 盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。 定位销 M8 30 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位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。 油面指示器 油 标 尺M16 检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器， 放油螺塞 M12 1.5 换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 启盖螺钉 M10 30 为 加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出 1 2 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。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。 起吊装置 吊耳 +吊钩 当减速器重量超过 25kg 时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。 六 、 设计明细表 序号 名称 数目 材料 型号和规格 1 轴 I 1 45 35mm 2 键 1 45 键 10 70GB1096-79 3 轴承盖 1 HT200 D 40mm 4 轴承盖联接螺栓 6 Q235A 螺栓 GB5782 86 M8 35 5 套杯 1 HT150 D 40mm 6 套杯联接螺栓 6 Q235A 螺栓 GB5782 86 M10 35 7 套杯联接螺栓弹簧垫圈 6 65Mn 垫圈 GB93-87-10 8 油杯 1 A10 GB1154-89 9 箱盖联接螺栓 4 Q235A 螺栓 GB5782 86 M10 40 10 箱盖 联接螺母 4 Q235A 螺母 GB6170 86 M10 11 箱盖弹簧垫圈 4 65Mn 垫圈 GB93-87-10 12 起盖螺钉 1 Q235A 螺母 GB6170 86 M10 30 13 凸缘联接螺栓 6 Q235A 螺栓 GB5782 86 M12 120 14 凸缘联接螺母 6 Q235A 螺母 GB6170 86 M12 15 凸缘弹簧垫圈 6 65Mn 垫圈 GB93-87-10 16 轴 II 轴承盖 1 HT150 40mm 17 轴 II 轴承盖联接螺栓 6 Q235A 螺栓 GB5782 86 M10 40 18 视孔盖联接螺栓 12 Q235A 螺栓 GB5782 86 M6 20 19 通气罩 1 20 视孔盖 1 Q235A 140 120 nts 21 轴 III 轴承盖 1 HT150 72mm 22 轴 III 轴承盖联接螺栓 162 Q235A 螺栓 GB5782 86 M10 35 23 油尺 1 Q235A M16 24 螺塞 1 Q235A M20 25 封油垫 1 石棉橡胶纸 26 轴承 2 滚动轴承 30209GB/T297.94 27 U 形油封 1 工业用革 U 形油封 40 65 12.5GB13871 9 28 键 1 45 键 10 45GB1096-79 29 轴 III 1 45 钢 40mm 30 调整垫片 2 08F 31 轴 III 轴承盖 1 HT150 72mm 32 轴 III 轴承盖联接螺栓 162 Q235A 螺栓 GB5782 86 M10 35 33 密封垫片 2 08F 34 密封垫片 2 08F 35 轴承 2 滚动轴承 30207G
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