1、 機械設計課程設計（一級蝸桿減速器）說明書題 目： 一級蝸桿減速器設計 班 級： 機械設計104 學生姓名： XXX 學 號： 201000000000 指導教師： XXXXX 職 稱： 教授 完 成 日 期： 2013.1.15 目錄一、課程設計任務書3二、傳動方案的擬定與分析4三、電動機的選擇5四、計算總傳動比及分配各級的傳動比6五、動力學參數計算7六、傳動零件的設計計算8七、軸的設計計算11八、鏈及鏈輪的選擇17九、滾動軸承的選擇及校核計算18十、鍵連接的選擇及校核計算20十一、聯軸器的選擇及校核計算21十二、箱體的結構設計21十三、減速器及軸承的潤滑23十四、減速器的密封23十五、附件

2、的設計23十六、設計小結24十七、參考文獻25一、課程設計任務書（一）題目：設計某帶式傳輸機中的蝸桿減速器（二）工作條件：室外、多塵；工作時不逆轉，載荷有輕微沖擊；工作條件: 空載起動、連續；工作年限為10年，年工作日250天，二班制；三年一小修，五年一大修；輸送帶允許速度誤差：4%；生產批量：小批。（三）已知條件：滾筒圓周力F=5200N；帶速V=0.6m/s；滾筒直徑D=450mm。（四）設計任務1. 選擇電動機型號；2. 計算帶傳動參數；3. 選擇聯軸器型號；4. 設計蝸輪蝸桿減速器。（五）設計成果要求1. 蝸桿傳動減速器裝配圖A1一張；2. 零件工作圖2張；蝸桿軸和蝸輪零件工作圖3.

3、設計計算說明書1份（約25-30頁）。二、傳動方案的擬定與分析由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優點，適用于傳動V4-5 m/s,這正符合本課題的要求。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380，型號選擇Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇1）傳動裝置的總效率： 2）電機所需的功率：3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速：按機械設計課程設計指導書中表1推薦的傳動比合理范圍，取一級蝸桿減速器傳動比范圍，鏈傳動的傳動比 =2-6，則總傳動比合理范圍為I總=2024

4、0。故電動機轉速的可選范圍為： 。符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和鏈傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選n=1440r/min。方案型號額定功率同步轉速滿載轉速質量1Y160M2-85.57507201152Y132M2-65.51000960843Y132S-45.515001440684Y132S1-25.530002920674、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S

5、-4。其主要性能：額定功率5.5KW；滿載轉速1440r/min；額定轉矩2.2。型號額定功率KW 滿載時起動電流/額定電流起動電流/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩轉速r/min電流（380V時）A效率%功率因數Y132S-45.5144011.685.50.847.02.22.3四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸n，可得傳動裝置總傳動比為：總傳動比為各級傳動比的乘積，即由上式得式中分別為鏈傳動和減速器的傳動比。初選減速器的傳動比i為20，則的傳動比大小為五、動力學參數計算1、計算各軸轉速軸為蝸桿軸，軸為蝸輪軸，為滾筒軸 2、計算各軸的功率P0=P電

6、機 =4.91 KWP=P0聯=4.86KWP=P軸承蝸桿=3.6KWP=P軸承鏈=3.3KW 3、計算各軸扭矩電動機輸出轉矩T0=9.55103P0/n0=9.551034.91/1440=32.56 Nm第一軸輸出轉矩T=9.55103P/n=9.551034.86/1440=32.23Nm第二軸輸出轉矩T=9.55103P/n=9.551033.6/72=477.5Nm第三軸輸出轉矩T=9.55103PIII/n=9.551033.3/25.46=1238Nm將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表：軸 名功率P/kW轉矩T/N m轉速n/(r/min)傳動比效率電機軸4.9132.5

7、6144011第一軸4.8632.23144010.99第二軸3.6477.572200.7425卷筒軸3.3123825.462.8280.9108六、傳動零件的設計計算 蝸桿傳動的設計計算1、選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。2、選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45號鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3、按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則,

8、先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材P254式(1112),傳動中心距(1)確定作用在蝸輪的轉矩按，估取效率=0.75,則= =477500N.mm(2)確定載荷系數K因工作載荷有輕微沖擊,故由教材P253取載荷分布不均系數=1;由教材P253表115選取使用系數,由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數;則由教材P252(3)確定彈性影響系數因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。(4)確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖1118中可查得=2.9。(5)確定許用接觸應力根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造

9、, 蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,可從從教材P254表117查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材P254應力循環次數壽命系數則(6)計算中心距(6)取中心距a=160mm,因i=20,故從教材P245表112中取模數m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.39375從教材P253圖1118中可查得接觸系數=2.7因為,因此以上計算結果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸(1) 蝸桿軸向尺距mm;直徑系數;齒頂圓直徑;齒根圓直徑;分度圓導程角;蝸桿軸向齒厚mm。(2) 蝸輪蝸輪齒數41;變位系數;演算傳動比,這時傳動誤差比為,是允許的。蝸輪分度圓直徑mm蝸輪喉圓直徑=269.6m

10、m蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑mm5、校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數根據從教材P255圖1119中可查得齒形系數螺旋角系數從教材P255知許用彎曲應力從教材P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56。由教材P255壽命系數MPa可見彎曲強度是滿足的。6、驗算效率已知=;與相對滑動速度有關。從教材P264表1118中用插值法查得=0.022312,代入式中得=0.85,大于原估計值,因此不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側隙種類為f,標注為

11、8fGB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m,蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用H7/r6配合，并加軸肩和螺釘固定（螺釘選用6個） 8.熱平衡核算1、初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 2、驗算油的工作溫度ti室溫：通常取20. 七、軸的設計計算 輸出軸的設計計算1、 按扭矩初算軸徑考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調質處

12、理。硬度217255HBS根據教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(3.464/72)1/3=41.83mm由于軸上由2個鍵槽，故應增大10%，d=41.83(1+10%)mm=46mm最小的直徑取圓整d=50mm初選滾動軸承：因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參考工作要求并根據，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為故選。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度，即套筒近軸承端厚4.5mm。2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配 單級

13、減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。(2)1根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為裝軸承，故該段直徑為50mm。為了設計的需要，考慮軸的軸向定位，設計II-III段的直徑為55mm。III-IV段為齒輪的軸向定位提供軸肩，定位軸肩高度，取設計直徑為75mm。IV-V段安裝蝸輪，故該段直徑為65mm，齒輪右端用套筒

14、定位。V-VI段裝套筒和軸承，直徑和I-II段一樣為50mm。-段安裝軸承端蓋，采用氈油封，所用直徑為45mm。-安裝鏈輪，故該段直徑為40mm。2各軸段長度的確定I-II段長為軸承的寬度為21.75mm。II-III段長度為為16mm,III-IV段為軸間的長度為10mm。IV-V裝蝸輪，蝸輪寬度為78mm，則取長為76mm。軸段V-VI的長度為47.75mm。軸段-裝軸承端蓋，長度為60mm。-段的長度為80mm。所以軸支承跨距3軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，蝸輪與軸選用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為1811GB1096-79,鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為70mm；同時為了保證蝸輪與

15、軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為H7/r6；鏈輪和軸采用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為鍵寬b鍵高h128GB1096-79，鍵長為70mm；軸與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6的配合。4確定軸上的圓角和倒角尺寸；參考機械設計表15-2，取倒角245，為保證30210軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為。（3）按彎扭復合強度計算1、求分度圓直徑：已知d2=258.3mm2、求轉矩：已知T2= TII=477500Nmm3、求圓周力Ft：根據教材P198（10-3）式得=2T2/d2=3697N4、求徑向力Fr：根據教材P198（10-3）式得Fr=ta

16、n/cos=3697/cos11.31tan200=1372N5、求軸向力Fn：根據教材P198（10-3）式得Fn=tan=739N兩軸承對稱LA=LB=85.75mm6、求支反力FAH、FBH、FAv、FBvn 垂直面支座反力水平面支反力FAH=FBH=/2=1848.5N水平面垂直面彎矩 根據合成彎矩 得C截面左側彎矩 C截面右側彎矩 由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環變應力,取=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此軸強度足夠 輸入軸的設計計算1、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率

17、減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調質處理。硬度217255HBS2、按扭矩強度，初步估計軸的最小直徑根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115已知軸的輸入功率為4.86kW，轉速為1440 r/min.d115 (4.86/1440)1/3mm=17.25mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=17.25(1+5%)mm=18.1mm蝸輪的最小直徑，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸 直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉矩 T ca =K aT（參考資料機

18、械設計濮良貴、紀明剛主編 高等 14教育出版社 第八版第 351 頁表 14-1），考慮到轉矩變化很小，故可以取 Ka=1.5 那么Tca =Ka T=1.5*32.23N*m=48.35N*m ，按照計算轉矩 Tca 應該小于聯軸器的公稱轉矩的條件，由于電動機的軸直徑為38mm，從GB432384中查得HL3型彈性柱銷聯軸器的公稱轉矩為630Nm,許用最大轉速為5300r/min,半聯軸器的孔徑d=38mm，即軸向直徑取，半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與孔配合的轂孔長度為：。 3、軸承類型及其潤滑與密封方式： 采用單列圓錐滾子軸承，并采用凸緣式軸承蓋和嵌入式軸承蓋，實現軸承系兩端單向固定

19、。4、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。（2）確定軸各段直徑和長度直徑的確定從軸段段開始逐漸選取軸段直徑，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，故-段直徑取；左用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。III-IV段安裝軸承，故該段直徑為50mm，IV-V段為擋油環提供軸向定位，利用，選直徑為58mm，取V-VI段直徑為45mm。VI-VII段為蝸桿，直徑是蝸桿的齒頂圓直徑為75.6mm，-直徑和V-VI段一樣為45mm。-直徑和IV-V一樣，選直徑為58mm，-段是安裝

20、軸承，所以選直徑為50mm。軸承確定初選滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為軸向長度的確定I-II段安裝聯軸器，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應比L略短一下，I-II段的長度可取58mm。II-III段裝端蓋，端蓋總寬度為20mm，根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取其外端面與半聯軸器左距離為30mm，因此取長為50 mm。軸段III-IV的長度為20mm。軸段IV-V裝長度為10mm。V-VI段和-段有退刀槽存在，所以各取長度為60mm，查機械設計（表11-4 b

21、1（12.5+0.09z2）m），計算得出VI-VII的長度為102 mm，-長度和V-VI段一樣為60mm，而-段的長度為10mm，-的長度為20mm。蝸桿總長為L=58+50+20+10+60+102+60+10+20=390mm（3）軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6配合，軸承外圈與套杯采用H7/k6的配合，聯軸器與軸采用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為鍵寬b*鍵高h 10*8 GB1096-79,鍵長56mm。（4）軸上倒角與圓角為保證30210軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸環圓角半徑為1.5mm。其他軸cx肩圓角半徑均為2m

22、m。根據標準機械設計（表15-2），軸的左右端倒角均為1.645。八、鏈及鏈輪的選擇1、選擇鏈輪齒數取小鏈輪尺數=19,由前面計算知則大鏈輪齒數2、確定計算功率由教材P178表96查得,由教材P179圖913查得,單排鏈,則由教材P178式(9-15)得計算功率為3、選擇鏈條型號和齒距根據及查教材P176圖9-11,可選24A-1。查教材P167表9-1得鏈條節距為P=38.1mm。4、計算鏈節數和中心距初選中心距取1400mm由教材P180式916相應鏈節數為查得取鏈長節數=110節,此時查教材P180表9-7得到中心距計算系數=0.24735,則由教材P180式917得鏈傳動的最大中心距。

23、5、計算鏈速v,確定潤滑方式由教材P172式91 由v=0.87m/s和鏈號24A-1查教材P181圖9-14可知采用滴油潤滑6、計算壓軸力有效圓周力為鏈輪水平布置時的壓軸力，則壓軸力為。九、滾動軸承的選擇及校核計算根據實際條件，軸承預計壽命：1625010=40000小時。1、計算輸出軸軸承初選兩軸承為單列圓錐滾子軸承30210型查軸承手冊可知其基本額定動載荷=73.2KN基本額定靜載荷=92KN。e=0.42,Y=1.4,Yo=0.8。(1)求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(

24、1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:（2）求兩軸承的計算軸向力對于30210型軸承,按教材P322表13-7,其中,Y為1.4 按教材P322式(13-11a) (3)求軸承當量動載荷和因為由教材P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1 =0.40, =1.4對軸承2 =1, =0因軸承運轉中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, ,取。則由教材P320式(13-8a)(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算由教材P319式(13-5)故所選軸承滿足壽命要求。十、鍵連接的選擇及校核計算1、連軸器與電機連接采用平鍵連接軸徑d1=

25、38mm，L電機=80mm查參考文獻5P119選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=70即：鍵A1070GB/T1096-2003 l=L-b=70-10=60mm T0=32.56Nm 根據教材P106式6-1得p=4T2/dhl=432560/(38860)=7.1Mpap(120Mpa)2、輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=38mm L1=58mm T=32.23Nm查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50即：鍵A1050 GB/T1096-2003l=L1-b=50-10=40mm h=8mmp=4T/dhl=432230/(38840)=10.6Mpap(12

26、0Mpa)3、輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接軸徑d3=65mm L2=76mm T=477.5N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=70即：鍵A1870GB/T1096-2003l=L2-b=70-18=52mm h=11mm根據教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4477500/(651152)=51.4Mpap (120Mpa)4、輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接軸徑d3=40mm L2=80mm T=477.5N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=12 h=8 L=70即：鍵A1270GB/T1096-2003l=L2-b=70-18=52mm h=8mm根據教

27、材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4477500/(40852)=114.78Mpap (120Mpa)綜述，減速器的平鍵選擇都符合要求。十一、聯軸器的選擇及校核計算聯軸器選擇的步驟： 連軸器的設計計算1、類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。2、載荷計算公稱轉矩 取 Ka=1.5 那么公稱轉矩Tca =Ka T=1.5*32.23N*m=48.345N*m3、型號選擇已知Y132M-4電機軸直徑為38mm，軸長，蝸桿軸直徑，從GB432384中查得HL3型彈性柱銷聯軸器的公稱轉矩為630Nm,許用最大轉速為5300r/min,半聯軸器的孔徑d=38mm，即軸向直徑取，半聯

28、軸器長度L=82mm，半聯軸器與孔配合的轂孔長度為：。該聯軸器符合要求。十二、箱體的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。（1）箱體的基本結構設計參考機械設計手冊V5m/s，采用下置剖分式蝸桿減速器。（2）箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵HT100，砂型鑄造。（3）鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 =11mm 箱蓋壁厚1 1=10mm箱座凸緣厚度b1，箱蓋凸緣厚度b，箱座底凸緣厚度b2 b=1.5 =16.5mm b1=1.51=15mm b2=2.5=27.5mm地腳螺釘直徑及數目 df=20mm n=4軸承旁聯接

29、螺栓直徑 d1=16mm箱蓋，箱座聯接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 L=160mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=8mm 螺釘數目6檢查孔蓋螺釘直徑 d4=8mm定位銷直徑 d=8mmDf，d1，d2至外壁距離 df，d2至凸緣邊緣距離 C1=26,22,16 C2=24,14軸承旁聯接螺栓距離 S=130mm軸承旁凸臺半徑 R1=30mm軸承旁凸臺高度 H根據軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定外機壁至軸承座面距離L1=170mm箱蓋，箱座筋厚 m1=8.5mm m2=9.4mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 12mm大齒輪頂圓與內機壁距離 14mm軸承端蓋外徑 D2=130mm軸承端蓋凸緣厚度t=

30、8mm十三、減速器及軸承的潤滑（一）、減速器的潤滑蝸輪傳動部分采用浸油潤滑, 查機械設計，潤滑油的粘度為118cSt（100C）。軸承采用脂潤滑，查機械設計潤滑脂的牌號為ZL-2。蝸輪圓周速度v5m/s所以采用浸油潤滑；軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心，取浸油深度H1為10mm。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱，取油池深度H23050mm。換油時

31、間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業齒輪潤滑油。（二）、滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用飛濺潤滑。十四、減速器的密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。（1）軸伸出處的密封作用是使滾動軸承與箱外隔絕，防止潤滑油漏出以及箱體外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。（2）軸承內側的密封該密封處選用擋油環密封，其作用用于脂潤

32、滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。（3）箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。十五、附件的設計（1）窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。（2） 排油孔、放油油塞、通氣器、油標為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中采用螺塞M101 。 為了檢查減速器內的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩定的部位設置油標。 （3） 吊

33、耳和吊鉤為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據具體情況加以修改。 電動機型號：Y132S-4i=20P0=4.91KWPI=4.86KWPII=3.6KWPIII=3.3KWT0=32.56NmTI=32.23NmTII=477.5NmTIII=1238NmK=1.21a=160mm=63mm S=0.751= = d=50mmd1=50mmd2=55mmd3=75mmd4=65mmd5=50mmd6=45mmd7=40mmFAV=1243NFBV=129NFAH=FBH=1848.5NMC1=159Nmd18.1mmd1=38mmd2=45mmd3=50mmd4=58mmd5=45mmd6=75.6mmd7=45mmd8=58mmd9=50mm1400mm=110=92KNe=0.42Y=1.4Yo=0.8=0.4 =1.18 =0鍵A1070 GB/T1096-2003p=7.1Mpa 鍵A1050GB/T1096-2003p=10.6Mpa鍵A1870GB/T1096-2003p=51.4Mpa鍵A1270GB/T1096-2003p=114.78MpaTca =48.345N*mHL3型彈性柱銷聯軸器十六、設計小結經過這不完整的、中間雜夾著考試的2周時間，我終于把機械設計