减速箱课程设计说明书-带式运输机传动装置的设计

1、武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：机械电子工程03班学生学号： 1203120333学生姓名：学生成绩：指导教师：秦襄培课题工作时间：2014.12.22 至 2015.01.11武汉工程大学教务处目录第一章 传动方案的选择及拟定 2第二章 电动机的选择及计算 . 4第三章 . 运动和动力参数计算 6第四章 V 带传动的设计计算 8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算 11第六章减速器轴的结构设计 21第七章键连接的选择及校核 38第八章 轴承的选型及寿命计算 39第九章联轴器的选择及校核 41第十章 箱体及附件的结构设计和计算 42第十一章 润滑方式，润

2、滑剂以及密封方式的选择 44第十二章 设计总结 46参考文献1第一章传动方案的选择及拟定1.1课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作 可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用 和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸 较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。 由于斜齿圆柱齿轮传动的

3、 承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好， 故在高速或要求传平稳的场合，常采 用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。宀X,1XHrrr 1-nr-lXXX ,/X双级斜齿圆柱齿號械速据1电动枷2带传亦3械邃鬆4琥轴器5卷館G霸诽1.2课程设计的原始数据注：图中F为输送带拉力（或为输出转矩 T），V为输送带速度学号1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓轮直径D(mm)300330350350380300360320输送带速度v(m/s)0.630.750.850.800.80

4、0.700.840.75输出转矩T(N m)400370380450460440360430学号9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓轮直径D(mm)340350400450380300360320输送带速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73输出转矩T(N m)410390420400420420390400已知条件：1. 工作环境：一般条件，通风良好；2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4. 卷筒效率：n =0.96;5. 运输带允许速度误差：土 5

5、% ;6. 生产规模：成批生产。1.3课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的土5%工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；制造情况：小批量生产。1.4确定传动方案已知：已知带速 V=0.80m/s，滚筒直D=380mm输出转矩=460NM工作机滚筒的转速 Nw=60*1000 v/ ( n D) =40r/min可选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，估算总传动比(nm/nw)分别为11或16，外传动宜选用v带传动。第二章电动机的选择及计算.1根据动力源和工作条件，宜选用 Y系列三相异步电动机2.电动机功率的选择A.计算总效率查表得：n 1=0

6、.96V带的传动效率n 2=0.99-滚动轴承传动效率n 3=0.97 -圆柱齿轮传动效率n 4=0.99-联轴器传动的效率n 5=0.96-滚筒的效率则传动装置的总效率为n =n 1* n n补n ：* n 5则电动机所需的效率为Pd=0.81B. 电动机的转速选择为常用的同步转速1500r/min和1000r/min两方案号电动机型号额定率/kw功步转/(r/mi n)速载转/(r/mi n)速传动比SV带传比亍两级减传动比1Y100L2-431500142035.5314.22Y132S-63100096023.52.78.9种，根据所需功率和转速，选电动机如下:速方案一中的电动机转速高

7、，价格低，但总传动比过大。为了合理的分配传动比，使动装置结构紧凑，且方案 2传动比小，传动装置结构尺寸小,可选用方案二，即电机型号为 Y132S-6。第三章.运动和动力参数计算传动装置总传动比 匸nm/nw=960/40=24V带传动比i=2.7两级齿轮总传动比i=24/2.7=8.9高速级传动比io二、 1.351 =3.4则高速级传动比ii= . I.35io =2.6.传动装置的运动和动力参数计算A.各轴的转速计算电动机轴：Ni=Nw=960r/mi n高速轴：N2=N1/I1=356r/mi n中间轴：N3=N2/ii=105.6r/mi n低速轴：N4=N3/12=40r/mi nB

8、.各轴的输入功率计算P1二 3kwP2=P1*n 2* n 3=2.85kwP3=P2*n 2* n 3=2.74kwP4=P*3*n 3* n 1=2.63kwC. 各轴的输入转矩计算T =9550 P 】/n i =29.84N mT2=9550 P2/n2=76.45N mT3=9550P P3/n3=249.9N mT4=9550P P4/n4=623.7N m以上计算结果列于下表轴号转速 n/ (r/min)功率P/kw转矩 T/(N.m)传动比i1 1960329.842.723562.8576.453.43104.62.74249.92.64402.63623.79第四章 V 带

9、传动的设计计算1. V带的设计 已知P=2.2KW，转速=940r/min，传动比i=2.5，每天工作 八小时 确定计算功率由表 8-8 查的工作系数 KA=1.2Pca=KA*p=3.6KW 选择V带带型 根据Pea ni由图8-11选用A型带 确定带轮直径，并验算带速 V（1 ）初选带轮直径 d=100mm（2）验算带速 VV= n *d*n 1/60*1000=5.05M/S5m/sv V v 30m/s二带速合适确定大带轮直径d2=i*d 1=2.7*100=270（3）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld初定中心距 a0=500mmLd0=2a）+ n /2 （d什d2） +

10、（d2-d1）2/4a0=1595mm由表 8-2 去 Ld=1640mm计算实际中心距 aa=a0+（Ld-Ld0） /2=520mm按照公式 8-23 中心距变化范围为 494573(4) 验算小带轮包角? 1=180- (dd2-ddi) 57.3/a=159 120(5) 计算带的根数计算单根V带额定功率Pr由 ddi 125 和 n=960r/min 查表 8-4 得 p=0.97kw由 n=960r/min , i=2.7 和 A 型带，查表 8-5，得 p0=0.11kw 查表 8-6，k2=0.95 表 8-2 得 Kl=1.00Pr= (p0+ p0) *Ka *KL=1.0

11、2kw计算V带的根数Z=Pca/Pr=3.6取 Z=4将上述结果正立填入下表：类型1 功率带速中心、距基准长度小带轮包L角带根:数小带轮直大带轮直呈径A3.65.05m/s5201640m查表20-2Y系列三相异步电动机的外形和安装尺寸，Y132S系列的电动机，故大轮米用孔板式，小轮米用实心式的铸造带轮。由选用普通 A型V带轮，查表8-8得轮槽截面尺寸e=15 士 0.3mmfmin=9mm b d=11mm h amin=2.75mm h fmin=8.7mm则带轮轮缘宽度 B=(Z-1)e+2f=33 士 0.9mm ,取 B=35mm , S=14mm根据带轮直

12、径 d=25mmd 1= (1.82 ) d=50mm2. 大带轮 dd2=280mm , d=25mm d d2-d=280-25=255 100mm则选用孔板式铸钢带轮第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算A.高速级齿轮传动已知T仁22.35N m本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS;大齿轮：45钢，正 火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为 200HBS。由齿面硬度查图得：-H liml = 58MPa, ；Hlim2 =55MPa二 Fliml =22MPav Flim2

13、=21MPa。应力循环次数N1=6a n1 t = 6*1*96*(1*3*16)8= 27.65 18N2=N1/i1= 6.24 1查机械设计得图3-7: Zn1 = Zn2=1接触强度计算寿命系数图 3-9:Yn1二Yn2 =1弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：SHmin=1 弯曲强度：SFmin=1.4 则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2）111Hp1J H lim1 Z N158 1.二 Hp2SHminH lim2 Z n 2SH min二 58Mpa55 1.二 55Mpa由式3-2得；-Fp1-F liml YSTYN1Sf min220 2 11.4=

14、314.28MpacrFlim2 YStYn2Fp2 :SF min210 2 11.4二 300Mpa36由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动 课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的 弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为 =53640N mm初估齿轮圆周速度v4m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用 斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为 8级精度。初选参数如下：卩=15，1=25，Z2=11.7 圆整为 Z2=112.取变位系数X1=X2=齿宽系数d.9由于电动机驱动

15、，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的 刚性不太好，可以取工况系数 K=1.65查机械设计得图 3-15 : Zh =2.45表 3-5 : Ze =189.&,Mpa取 Z =0.8、Z =、cos ： =0.983HP =；HP2 =55MPa由式3-14得d-32(ZhZeZ Z ) 2KHi = 41.08mm d iidicosmn -Z1=1.587mm查表3-7，取标准模数mn=2.0mm则中心距为“盐（Zi Z2）2*(25 112)2* cos5=141.83mm圆整后取a=142mm调整螺旋角为B 二arccos =152a14 59所以，计算分度圆直径为d1 = A

16、 =2x25/ (cos15 14 59) cos :=51.825mmd2 =2a- d1=232.175mm此时，计算圆周速度为V= JedL=960X n x 51.825/60000 60000=2.605m/s与估计值相近，以上计算正确。齿宽大齿轮b2 dd 47mm小齿轮b = b2 (5 10)mm st 55mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下当量齿数Zi = z-( / cos3 =27.84 z2 = z2/cos3 =124.7 查图 3-18 得：YFa1= 2.60YFa2=2.18查图 3-19 得：Ysa1=1.62 Ysa2=1.80取 Y =0.7 丫：=0.9计算

17、弯曲应力得：F1-2KTibdimnYFalYsaY Y2*1.65*34975*47*232.175*22.60*1.62*0.7*0.9= 14.032MPa v 二 fp1Y Sa2Y Fa2 F1 Y Sa1Y Fa11 8* 2 18 -14.03*13.07MPa .1.62*2.6a fp2由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下:mn=2.0151459a=142mmd1=51.875mmd2=232.175mmb2=47mmb1=55mmB.低速机齿轮传动已知扭矩 T1=147333N mm本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS具体选

18、择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS;大齿轮：45钢，正 火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为 200HBS。由齿面硬度查图得：-H liml =58MPa,Hlim2 =55MPa二 Fliml =22MPav Flim2 =21MPa。应力循环次数N1=60a n1 t =60*1*216.80*( 10*300*16)=6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查机械设计得图 3-7: Zn1 = Zn2=1图 39 :Y N1 =2 - 1接触强度计算寿命系数弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：SHmin=1弯曲强度：

19、SFmin=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2）J Hp1H lim1 Z N1SH min580 1.01二 580Mpa二 Hp2H lim2 Z n 2SH min550 1.01=550Mpa由式3-2得Fp1J F Iim1 YstYn1SF min220 2 11.4314.28Mpa”-Fp2-Flim2 YstYn2210灯SF min1.4=300Mpa由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动 课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的 弯曲疲劳强度。

20、已知，小齿轮的输入转矩为 =34975N mm初估齿轮圆周速度v4m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用 斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下：:=12，Z厂 3O，Z2 和2Z023 圆整为 z2=103取变位系数xx0齿宽系数厂09由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的 刚性不太好，可以取工况系数 K=1.5查机械设计得图 3-15 : Zh=2.46表 3-5 : ZE = 189.8、Mpa取Z =0.8、Z：= .cos： =0.989二 HP 二二 HP2=550MP由式3-14得2d1(ZHZEZW) 2KTi.163.72

21、mmi1d.63.72*COS12 .2.078mm30按表3-7圆整为标准模数mn=2.5mm，则中心距a 二 mn ()二2 cos 0 Z1 Z22.5* (30 103)=169.96mm2* cos21 HP即 d圆整为整数a=170mm-arccos ( Z1 Z2) = 12 324调整螺旋角为2a Z Z 12 324所以，计算分度圆直径为小齿轮d“ = mZ1 = 76.692mmd1 cos：大齿轮d= 263.308mmcos此时，计算圆周速度为V= nd1 =216.8* n *76.692/60000m/s=0.871m/s 60000与估计值相近，故以上计算过程是正

22、确的。齿宽计算如下：大齿轮b2 dd 77mm小齿轮b = b2 (5 10)mm : 85mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下当量齿数z 1 = z /cos3 : = 32.08z 2= z2 /cos3 : =110.13查图 3-18 得：YFal 二 2.59YFa2 =2.20查图 3-19得：Ysai=1.62Ysa2 = 1.78取 y；=0.7y：=0.9计算弯曲应力得：F12KTibdimnYFalYsalY Y2*1.5*147333* 2.59*1.62* 0.7*0.9 77* 76.692* 2.5= 79.14MPa :“唸蔷P由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，

23、故确定方案参数如下表:模数中心距圆周速度分度圆直径齿数齿宽ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速级2900.8540142101296560低速级31250.38691831274795100六.减速器轴的结构设计A.画出传动方案见图如下给各级轴分别命名为：轴一-电动机所连接的输入轴轴二-中间轴轴三-低速级用来输出的轴B.高速轴-轴一设计计算画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为 mm）:d仁35d2=45d3=51.83（齿轮轴上的小齿轮）d4=45d5=35d6=32d7=28 L仁32L6=45L7=44L2=6L3=55L4=97L5=32画出轴的受力分析图如下:覚力脯1

24、3352,5VTIRmFLF7L匚FJ4121731681_ 84029349755405634975* X Xz尹z产賃尹ZZ/ / / / / / /J / / / / z / / / / z / zZ / / /f /以上所示图中各数据计算如下:之前已经计算过，Ti=249900N mm,所以齿轮圆周力：=2=2*249900: 1237NFt1/ 51.83厂/ d1齿轮径向力：tan 一 亠 cos：= 1237* ta ncos = 464NFr Ftn1201514 59齿轮轴向力:Fttan 一：1237*tan5i459 =308N求支反力:（FV平面：RvA(133 117

25、 厂 238 NtFvA=1350 238=1112NH平面:= 631.8NRhb 二 FlRha = 7182N轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有抗拉强度：J =650Mpa屈服强度：j=360Mpa弯曲持久极限：二4 =300Mpa剪切持久极限：y =155Mpa 且对称循环应力状态下，许用应力：【】一1 =60M pa计算当量弯矩：按脉动循环 取=0.6Mca 二 M2（ T）2 M = MH2 MV2由上图可知，在 B点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=99915N mm3由表 6-2 知，W ： 0.1dM-/999153=10.96MPa/o.1dA.

26、1* 45显然，轴是满足强度要求的B.中间轴-轴二的设计计算画出轴的结构图如下：7ioc)寸10i985CD44o1寸其中各参数值记录如下（单位均为mm）:d1=40 d2=60d4=56 d5=50 d6=40d3=76.69（齿轮轴上的小齿轮）L仁33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44画出轴的受力分析图如下：134,5VIFR癖困T肖：PL以上所示图中各数据计算如下: 之前已经计算过，Ti = 147333N mm,所以由齿轮啮合时的受力关系知圆周力F t1 =4087N F t2 =1350N径向力F r1 =1521N F r2 = 509N轴向力Fai=872

27、.9N Fa2=368N求支反力:V平面:Rva 886NRvc 126NH平面：Rha=2390NRhc 二-347 N轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：二b =650Mpa屈服强度：J二360M pa弯曲持久极限：J = 300Mpa剪切持久极限：d =155Mpa且对称循环应力状态下，许用应力：【】-1 =60M pa计算当量弯矩：按脉动循环取=0.6McaM2（ T）2 M =Jmh2 Mv2由上图可知，在 D点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=244253N mm3由表 6-2 知，W、0.1d厂 caD =M caD3 =19.54MPadD

28、显然，该轴的设计是满足强度需要的。C.输出轴-轴三的设计计算画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为 mm）:d1=60d2=80d3=90d4=80d5=70d6=60d7=56d8=50L仁49L2=74L3=7L4=30L5=37L6=37L7=50L8=84画出轴的受力分析图如下：F； 102VHffi?E已C i Rw匚f曰1173021322231 R-179326_463336/ Z Z Z / Z z z z z z ,/Z/ZZ/XXXXXZXX X X XX X /I463659481833/ 厶a1675.140.8278卜r1F a2F =926.%323.7

29、9卜r2用线性插值法可得：Xi=0.44, Y 1=1.40X2=0.44, 丫2=1.33。所以P广 f p(XiFYiF ai).2* (0.44* 675.14 1.4*558.6) =1294.9NP2= f P(X 2F r2+Y2F a2)i.2* (0.44*1323.7+1.33* 926.6) = 2177.8N所以按轴承二进行寿命计算:-3二 8.54年106/ftCr、106 1*29000L)10()h=40994hP260n、r 丿 60*960、2177 8 丿 轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴进行更换B. 中间级轴承： 初选轴承型号选择角接触球轴承 720

30、8C GB/T 292-1994C r =35.2kN Cor =24.5kN查表得CC,由于温度不咼，选择ft=1,微冲击，fp=1.2 计算派生轴向力画出受力分析图如下（正装）：查表知，派生轴向力S=0.7F所以S =1784N S2 =258N Fa=505N判断可知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以:F a1 =1784N f a2 =2289N计算当量动载荷= 178%4500 =0.071or=228%4500 093or由线性插值法知：0=0.443 62=0.462。而广17%48=.7e1r 1J228%68.6 9用线性插值法可得：Xi=0.44, Y 1=1.36X2=0

31、.44, Y2=1.2。所以P广 f p(XF1 YFaJ =425NP2=f p(X2Fr2 Y2Fa2)=349N所以按轴承二进行寿命计算:-烁晋厂631061*35 2 00上10() h =43677h 71 年60*216.8 (4250)轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴承进行更换。C. 低速轴轴承:初选轴承型号选择角接触球轴承 7212C GB/T 292-1994C r =58.2kN C =46.2kN查表得CrCor,由于温度不高，选择ft=1，微冲击,fp=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下:1038查表知，派生轴向力S=0.7Fr，所以I 2222$=0.7

32、Fvi Fhi =0-7* 224.7 2329 =1637-8N S2-2351NFa=872.9N由分析知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以Fa2 二 Si Fa = 2510.7N Fai 二 Si 637.8N计算当量动载荷or=1637-846200= 0.035=25%00or= 0.054由线性插值法知：8=0.406 e?=0.426。而r22510.7/33586Lh60*63.581*582005719h =57.5 年= 0.75 02用线性插值法可得：X1=0.44, Y 1=1.3 X2=0.44丫2=1.31。所以P f p(X1Fr1 Y1Fa1)=1.2(0.4

33、4* 2339.7 1.37*1637.8)N = 3927Np2= f p(X 2F r2 *Y2F a2)=1.2(0.44*3358 + 1.31* 2510.7)N =5719N所以按轴承二进行寿命计算:可见，是符合设计需要的45第九章联轴器的选择及校核A. 输入端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜 采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取如1.3，则Tea二KaTi=1.3*34.975N m=45.468N m可选择HL2型联轴器，许用转矩为T=315N m许用转速为5600r/min.国标示例为：JA38 工 80HL2 联轴器GB/T 5014 -1995J

34、A28 x 44其中为J型轴孔，A型键槽，电动机外伸轴径38mm,外伸轴长80mm,高速轴外伸长 44mm,直径为28mm。B. 输出端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜 采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取 Ka=1.3，则Tea二KaT4=1.3*463.336N m=602.34N m可选择HL4型联轴器，许用转矩为T=1250N - m许用转速为4000r/min.国标示例为：HL4 联轴器JB50 84GB/T 5014 - -1995JB50 80第十章.箱体及附件的结构设计和计算箱体设计所涉及到的基本尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚 =(0.025 0.0

35、3) a+3810箱盖壁厚勺=(0. 80. 85) 6 88箱盖凸缘厚度bibj = 1.512箱座凸缘厚度bb =1.5612箱座底凸缘 厚度b2b2 = 2.5620地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M16地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didj =0.75dfM12机盖与机座联接螺栓直径d2d2= (0.50.6 ) d fM8轴承端盖螺钉直径dad3= ( 0.40.5 ) d f8视孔盖螺钉直径d4d4= (0.40.5 ) d f6定位销直径dd = (0.70.8 ) d26连接螺栓相关参数,通孔直径d =13.5mm ;沉头座直径 D=26mmd底座凸缘尺寸

36、 C1=20mm C2min=i6mm通孔直径d =9mm;沉头座直径D=18mm d底座凸缘尺寸 C1min彳uC2min 1min =15mm 2min =12mm箱体外壁至 轴承座端面 距离1111 = C1 +C2 + （ 58）35大齿轮顶圆 与内机壁距 离4 1.2 S7齿轮端面与内机壁距离也2也23 （或色 1015）10机盖，机座肋厚mi, mmFO.853, m 启 0.85%m1=10m=10轴承端盖外径D2D2 = D + （55.5 ） x d3（凸缘式）D2= 112D2/T20D2t50箱体内壁轴向距离L2190箱体轴承座 孔端面间距 离L3300减速器的箱体采用铸

37、造（HT150制成，采用剖分 式结构.1. 机体有足够的刚度在设计箱体时除有足够的壁厚外，还在轴承座孔凸台上下作出刚性加 强肋（根据需要进行设置）。2. 考虑到机体内零件的润滑，采用密封散热。因其传动件速度较小，故采用侵油润油，为保证机盖与机座连接处密 封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为R=5b机体 外型简单，拔模方便，铸件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔， 能看到传动零件齿合区的位置， 并有足够的 空间，以便于能对内部进行操作。 窥视孔有盖板， 机体上

38、开窥视孔与 凸缘一块， 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封， 盖 板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B 放油孔和螺塞 ： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气器： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机 盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便保证箱体内压力与外界平衡。E 起盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成 圆柱形，以免破坏螺纹 .F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度， 在机体联结凸缘的 长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 起吊装置：在机盖上直接铸出吊耳，用以起吊或搬运。十一章.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择对于所设计的二级圆柱斜齿轮减速器，由于传动装置所传递的 转矩不是很大属，且在频繁的启动过程中，会有轻微的振动，宜采 用油