1、仲愷農業技術學院機電工程學院機械設計課程設計說明書班級:機械081班學號:2022姓名:黃運才指導老師:王旭東目錄機械設計課程設計1說明書1設計任務書2設計步驟3電動機的選擇5傳動件的設計計算7圓錐直齒輪設計7圓錐直齒輪計算8按齒根彎曲強度設計9圓柱斜齒輪設計11軸的設計15軸的材料選擇和最小直徑的估算15軸的結構設計16軸的校核19求軸上的載荷20按彎扭合成應力校核軸的強度22滾動軸承的選擇和驗算25鍵的強度校核26鏈傳動的設計26聯軸器的選擇和驗算27減速器的潤滑28箱體結構的設計28設計小結31參考文獻32學號T（Nm）V(m/s)D(mm)149000.70300二. 設計要求 1.減

2、速器裝配圖一張； 2.零件工作圖若干張（傳動零件、軸和箱體等，具體由教師指定）； 3.設計計算說明書一份 4. 機械設計課程設計結束時進行課程設計總結和答辯。 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計10. 聯軸器設計傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大

3、，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：原始數據：輸送帶的扭矩T=900Nm；輸送帶的線速度V=0.70m/s；驅動滾筒直徑D=300mm；工作機傳動效率取為0.96。工作條件：運輸帶速度允差 5，運輸機效率=0.96；工作情況：兩班制，連續單向運轉，輕微沖擊；工作年限：8年；工作環境：室內，灰塵較多；動力來源：電力，三相交流，電壓380V，檢修間隔期：三年一次大圩，兩年一次中修，半年一次小修；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 傳動方案：如圖a-1所示。初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓錐圓柱齒輪減速器和鏈輪傳動。傳動裝置的總效率=0.99*0.96

4、=0.7837根據機械設計手冊可查得各部件的效率如下：為聯軸器效率，取0.99；為滾子軸承效率，取0.98；為球軸承效率，取0.99；為圓錐齒輪效率，取0.97；為圓柱齒輪效率，取0.98；為鏈傳動效率，取0.96；為滾筒效率，取0.96；為運輸機效率，取0.96。（齒輪為7級精度，油脂潤滑。滾珠鏈傳動為閉式傳動）電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/5.36kW, 執行機構的曲柄轉速為n=44.59r/min， 經查表按推薦的傳動比合理范圍，鏈傳動的傳動比i23.5，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i615，則總傳動比合理范圍為i1252.5，電動機轉速的可選范圍為nin（1252.5）63.

5、69764.283343.73r/min。方案電動機型號額定功率/KW同步轉速/（r*min）滿載轉速/（r*min）總轉動比i1Y132M2-65.5100096039.6632Y132S-45.51500144059.4943Y112M-44.01500144047.11綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW額定電流12A，滿載轉速960r/min，同步轉速1000r/min。實際傳動比為i=960/63.69=15分配傳動比根據傳動比分配原則：圓錐-圓柱齒輪減速器，為了便于大齒輪加工，高速級錐齒

6、輪傳動比=0.25，且使。根據課程設計指導書P17圖12可查得齒輪傳動中，高速級傳動比為 3,低速級為5，鏈傳動推薦為24，取=4傳動裝置的運動和動力參數計算各軸轉速的計算=n=960r/min =n=960r/min=960/3r/min320r/min 320/5r/min64r/min=64/4r/min=24 r/min（2）各軸輸入功率0 P=5.36kW=5.36kW=25.360.990.98KW5.20kW 5.200.975.04kW 25.040.980.984.84kWP2=4.840.980.964.55kW（3） 各軸輸入轉矩 = Nm電動機軸的輸出轉矩=9550 =

7、95505.36/960 Nm=53.32Nm所以: =53.32Nm=53.320.980.99=51.73Nm=51.7330.98=152.09Nm=152.090.980.975=722.88 Nm T=2=722.8840.980.96=2720.34 Nm項目軸1軸2軸3軸4軸5轉速(r/min)9609603206424功率(kw)5.365.205.044.844.55轉矩(N*m)53.3251.73152.09722.882720.34傳動比113.05.04效率10.9760.970.9580.950傳動件的設計計算圓錐直齒輪設計已知輸入功率P=5.36KW，小齒輪轉速9

8、60r/min，齒數比u=3.，由電動機驅動，工作壽命8年（設每年工作300天），二班制，單向運轉，載荷平穩，室內工作，有粉塵。減速器小批量生產。選定齒輪精度等級、材料及齒數1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)2） 材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為250HBS。3） 選小齒輪齒數，大齒輪齒數z=3*25=75 1、 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內的各計算數值1） 試選載荷系數2） 計算小齒輪的轉矩=95.510=95.5105

9、.25/960=5.2210N.m選齒寬系數4）由機械設計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限5）由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數6） 計算應力循環次數由計算應力值環數N=60nj =609601（283008）=2.2110hN= =2.2110/3=0.7410h #(3為齒數比,即3=)7) 由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.92 K=0.968) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:=0.92620=570.4=0.96580=556.8圓錐直齒輪計算

10、1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 =2.92=64.71mm2） 計算圓周速度v3） 計算載荷系數根據v=3.25m/s，7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數直齒輪由3表10-3查得錐齒輪齒間載荷分配系數，由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數根據大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查機械設計（第八版）表得軸承系數，則接觸強度載荷系數4） 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得5） 計算模數m取標準值m=4mm按齒根彎曲強度設計1. 按齒根彎曲強度設計由3式（10-24）得彎曲強度的設計公式為1.確定齒輪彎曲疲勞強度由3圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

11、；大齒輪的彎曲強度極限；2.彎曲疲勞壽命系數由3圖10-18取彎曲疲勞壽命系數3.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.3,由3式（10-12）得4.計算載荷系數K5.查取齒形系數由3表10-5查得；6.查取應力校正系數由3表10-5查得；7.計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大大齒輪的數值大8. 設計計算1）.確定模數2）.計算齒數1）.對比計算結果，由齒面接觸強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，按m=3.105接近標準模數m=3,故取模數為m=4,按接觸強度算得的分度圓直徑2），取大齒輪齒數，1）2）9. 幾何尺寸計算1） .計算分度圓直徑2） 平均分度圓直徑3）

12、計算齒輪寬度4） 計算分錐角5） 計算當量齒數1） . 2）取齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼，齒面硬度為小齒輪 250HBS 取小齒齒數=20速級大齒輪選用鋼，齒面硬度為大齒輪 220HBS z=520=100 圓整取z=100 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值試選K=1.6查課本由圖10-30選取區域系數Z=2.45試選,查課本由圖10-26查得=0.76 =0.92 =0.76+0.92=1.68應力循環次數N=60njL=603201(283008)=7.3710 N=1.4710由課本圖10-1

13、9查得接觸疲勞壽命系數K=0.94 K= 0.97查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MPa選取齒寬系數 T=95.510=95.5105.04/320=1.510N.m =62.672. 計算圓周速度 1.053. 計算齒寬b=d=162.67=62.674. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 齒高 h=2.25m=2.253.065=6.896 =9.0885. 計算縱向重合度6計算載荷系數K根據v=1.05m/s，七級精度，由圖10-8可

14、得動載荷系數為k=1.06由機械設計（第八版）表10-3查得K=K=1.2由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數K=1由機械設計（第八版）表10-3查得 由機械設計（第八版）表10-4查得K=11.061.21.42=1.8067. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d=d=62.67計算模數8. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數值（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩152.09kNm（2） 確定齒數z因為是硬齒面，故取z20，zi z520100傳動比誤差 iuz/ z5i0.055，允許（3） 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角12（5）載荷系數KKK K

15、K K=11.061.21.381.76（6）當量齒數 zz/cos20/ cos1221.37 zz/cos100/ cos12106.86由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y （7） 螺旋角系數Y軸向重合度 1.35Y10.865（8） 計算大小齒輪的 由機械設計（第八版）圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.88 K=0.92 S=1.4 計算大小齒輪的,并加以比較小齒輪的數值大,選用小齒輪的尺寸設計計算.10.54342 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計

16、算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=65.252來計算應有的齒數.z=21.27取z=20z=520=100 取z=100 初算主要尺寸計算中心距 a=184.02將中心距圓整為185 修正螺旋角=arccos13.37因值改變不多,故參數,等不必修正 分度圓直徑 d=58.12d=290.6 計算齒輪寬度圓整后取 軸的設計1、軸的材料選擇和最小直徑的估算根據工作條件，初選軸的材料為40Cr鋼，調質處理。按扭轉強度進行最小直徑估算，即：dminA0。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵

17、槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大57，兩個鍵槽時，d增大1015。A0值由教材表15-3確定。高速軸A01125，中間軸A02115，低速軸A03=110。高速軸：,因為高速軸最小直徑出安裝聯軸器，查機械設計手冊2.0的聯軸器標準件，取聯軸器的孔徑，所以。 中間軸：,因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取標準值。低速軸：，因輸出軸最小直徑處安裝滾動軸承，取標準值=46。軸的結構設計高速軸的結構設計 1）各軸段直徑的確定d11：最小直徑，安裝在聯軸器上，d11=d1min=20mm；d12：密封處軸段，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），d12=30mmd13：滾動軸承處軸段，d

18、13=35mm，由于該軸同時受到徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，軸承代號為30207，其尺寸為：dDB=30mm72mm17mm。：過渡軸段，由于這段軸在兩個軸承的中間，可以選取=40mm: 滾動軸承處軸段， =35mm。: 安裝齒輪處軸段的直徑=30mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。2）各軸段長度的確定：為了滿足聯軸器的軸向定位要求，軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，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型號。聯軸器的計算轉矩，查3表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則查1表8-5，選TL4彈性套銷聯軸器，其公稱轉矩為63，半聯軸器的孔徑d1=20mm，

19、故取=20mm，聯軸器與軸配合的轂孔長度mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應比略短一些，現取=50mm：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，=50mm；：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系確定=20mm：由裝配關系、箱體結構等確定， =60mm；：由滾動軸承裝配關系確定=18mm；：由小錐齒輪的結構和裝配關系等確定，=40mm。3）細部結構設計略，參見中間軸中間軸的結構設計1）各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，=30mm，滾動軸承選取30206，其尺寸dDB=30mm62mm16mm；：低速級小齒輪軸段=40mm；：軸環，根據齒輪的軸向定位要求，=45mm；

20、：高速級大齒輪軸段，=40mm； ：滾動軸承處軸段，=30mm。2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油圈及裝配關系等確定， =38mm；：由低速級小齒輪的轂孔寬度B60mm確定=63mm；：軸環寬度， =20mm；：由高速級大齒輪的轂孔寬度B45mm確定=48mm；：由滾動軸承、擋油圈及裝配關系等確定=38mm。低速軸的結構設計1）各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，=46mm，滾動軸承選取6208，其尺寸dDB=46mm80mm18mm；：低速級大齒輪軸段=47mm;：軸環，根據齒輪的軸向定位要求，=50mm；：過渡軸段，=46mm；：滾動軸承處軸段，=46mm；：接外部軸段，根據軸

21、唇形密封圈標準，；: 接鏈輪處軸段，根據鏈輪大小，=35mm。2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油圈及裝配關系等確定， =37mm；：由低速級大齒輪的轂孔寬度B70mm確定=67mm；：軸環寬度， =12mm；：由裝配關系確定過渡軸段，=66mm；：由滾動軸承、擋油圈及裝配關系等確定=30mm；：接外部軸段，根據裝配關系確定=45mm；：接傳動帶輪軸段，根據裝配關系確定=50mm。軸的校核(這里以中間軸為例)計算軸上的作用力錐齒輪上： 斜齒輪上：， 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖如下在確定軸承的支點位置時，應從手冊 中查得a值，對于30206型的圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=

22、13.8。因此作為 簡支梁的軸的支承跨距L1+L2=108+36mm，由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。現將計算出的截面B出的、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據3式15-5及上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為40Cr（調質），由3表15-1查得，所以故安全。軸上的受力分析圖，可以知道截面處受載荷和彎矩最大，故需要校核截面M左右兩側即可。7、精確校核軸的

23、疲勞強度（1）判斷危險截面根據軸上的受力分析圖，可以知道截面M處受載荷和彎矩最大，故需要校核截面M左右兩側即可。（1） 截面M右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面5右側彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為40Cr，調質處理。由3表15-1查的 。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按3表3-2查取。因 可查的=1.6又圖3-1可得軸的敏性系數為 故有效應力集中系數為 由3附圖3-2的尺寸系數，扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由3附圖3-4得表面質量系數為 軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為又由3-1及3-2取碳鋼的特性系數于是計算安全系數值，按3式15

24、-615-8故可知其安全。（2） 截面M左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面5左側彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表3表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是=2.52，軸按磨削加工，由3附圖3-4得表面質量系數為故綜合系數為：于是計算安全系數值，按3式15-615-8故可知其安全。綜上，該軸滿足要求。 滾動軸承的選擇和驗算軸上滾動軸承的選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為,由前計算結果知：軸承所受的徑向力，軸向力。2、初選滾動軸承30205（GB/

25、297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、徑向當量動載荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。所以動載荷， 根據3P319式13-6得：，滿足要求。軸上滾動軸承的選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為,由前計算結果知：軸承所受的徑向力，軸向力。2、初選滾動軸承30206（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、徑向當量動載荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。查得Y=1.6。所以動載荷， 根據3P319式13-6得：，滿足要求。軸上滾動軸承的

26、選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為, 2、初選滾動軸承30207（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、壽命驗算：查3表13-6 取。則軸承的當量動載荷， 合適。 滾動軸承的選擇和驗算軸上滾動軸承的選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為,由前計算結果知：軸承所受的徑向力，軸向力。2、初選滾動軸承30205（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、徑向當量動載荷.，

27、查1表6-7GB/297-1994，得 。即。所以動載荷， 根據3P319式13-6得：，滿足要求。軸上滾動軸承的選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為,由前計算結果知：軸承所受的徑向力，軸向力。2、初選滾動軸承30206（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、徑向當量動載荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。查得Y=1.6。所以動載荷， 根據3P319式13-6得：，滿足要求。軸上滾動軸承的選擇1、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸

28、承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預期壽命取為, 2、初選滾動軸承30207（GB/297-1994），基本額定動載荷， 基本額定靜載荷3、壽命驗算：查3表13-6 取。則軸承的當量動載荷， 合適。鍵的強度校核軸聯軸器的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸 ，與聯軸器聯接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯接的強度鍵、軸材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應力為。鍵的工作長度， ,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度，。由3式（6-1）得, 合適軸齒輪的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）。聯接齒輪：校核鍵聯接的強度 由3表6-2查得許用擠壓應力為,鍵與聯軸器鍵槽的接

29、觸高度，。由3式（6-1）得, 合適軸聯軸器的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸 ，與聯軸器聯接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯接的強度鍵、軸材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應力為。鍵的工作長度， ,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度，。由3式（6-1）得, 合適軸齒輪的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸選用單圓頭平鍵（C型）。聯接齒輪：校核鍵聯接的強度 由3表6-2查得許用擠壓應力為,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度，。由3式（6-1）得, 合適軸聯軸器的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸 ，與聯軸器聯接處選用普通圓頭平鍵（A型） 2、校核鍵聯接的強度鍵、軸材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠

30、壓應力為。鍵的工作長度， ,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度，。由3式（6-1）得, 合適軸齒輪的鍵聯接校核1、選擇鍵聯接的類型和尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）。聯接齒輪：校核鍵聯接的強度 由3表6-2查得許用擠壓應力為,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度，。由3式（6-1）得, 合適鏈傳動的設計傳動比 主動輪轉速虛擬電動機額定功率(1)輪齒 取，則,取2）計算功率查表9-6，查圖9-13， 單排鏈3） 鏈條型號和節距 由和n 查表選型號32A ，查表9-1，p=50.8mm4) 連接和中心矩 初選 取取查表9-7 最大中心矩 5） 鏈速v和潤滑方式 查圖9-14 采用地油潤滑6） 壓軸力 有效圓周力水平布置 聯

31、軸器的選擇和驗算見各軸的設計在軸的計算中已選定聯軸器型號。輸入軸選HL1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為160000，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為630000，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 減速器的潤滑1、潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內傳動件濺起的油潤滑軸承。2、密封方式的選擇計算可得，各軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3、潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業齒輪油320號潤滑。箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄

32、造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1、 機體的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2、機體內零件的潤滑，密封散熱因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為3.、 機體結構的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4、 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與

33、凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.4