1、 機械設計課程設計說明書題目：二級展開式圓柱齒輪減速器 0 / 51目 錄1. 設計目的12. 設計方案及要求13. 電機選擇24. 裝置運動動力參數計算45.帶傳動設計與校核 56.齒輪設計與校核 77.軸類零件、軸承及鍵的設計與校核168.減速器的結構及附件設計 34 9.設計心得 3810.參考文獻 391. 設計目的 機械設計課程是培養學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環節，同時也是高等工科院校大多數專業學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）初步學會綜合運用機械設計及其它先修課程的理論和生產實踐知識來解決工程實際中的具體設計問題； （2）掌

2、握一般機械設計的方法和步驟，培養理論聯系實際的正確設計思想和分析問題、解決問題的能力； （3）培養機械設計的基本技能； （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。2. 設計方案及要求2.1 設計方案 據所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下： 1電動機2V帶傳動3減速器4聯軸器5滾筒6輸送帶 2.2 設計要求 1）機械系統總體方案圖1張（可繪在說明書中）； 2）傳動裝置裝配圖1張（1號圖紙）； 3）零件圖2張（3號圖紙）； 4）設計計算說明書1份。 2.3 原始數據 1）滾筒圓周力F=6KN 2）滾筒速度

3、 =1.1m/s3） 滾筒直徑 D=380mm4） 傳動裝置的使用壽命預定為10年，每年按300天計算，每天 8小時計算；3. 電機選擇3.1 電動機類型的選擇 按工作要求選用Y系列封閉式三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據任務書所給數據F=6KN，=1.1m/s。則有：P=6.6KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯軸器效率，滾筒效率。據機械設計手冊知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。則有： =0.96 =0

4、.82所以電動機所需的工作功率為：P=式中K為功率儲備系數，取K=1.2 P=9.65KW 取P=9.8KW 3.3 確定電動機的轉速 按推薦的兩級展開式圓柱直齒輪減速器傳動比I=860和帶的傳動比I=24，則系統的傳動比范圍應為：I=I=（860）（24）=16240 工作機滾筒的轉速為 n=所以電動機轉速的可選范圍為 n=I=（16240）52.3 =（88513268）符合這一范圍的同步轉速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三種，準備選擇1500r/min。查詢機械設計手冊確定電機的型號為Y160M-4。其滿載轉速為1460r/min,額定功率為11KW。4.

5、裝置運動動力參數計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比i0則I。參考機械設計指導書，對展開式二級齒輪減速器，為保證其高低速級大齒輪浸油深度大致相近，其傳動比i1=(1.31.4)i2。式中i1為高速級傳動比；i2為低速級傳動比。所以，分配齒輪傳動比得高速級傳動比i1=4.1，低速級傳動比為i2=3.1。4.2 傳動裝置的運動參數計算 電動機軸： 轉速：n=1460 輸入功率：P0=P=9.8KW 輸出轉矩：T0=9550=9550=64.1Nm 軸（高速軸）: 轉速：n= 輸入功率：P1

6、=P0KW 輸入轉矩：T1=9550Nm 軸（中間軸）: 轉速：n= 輸入功率：P2=P1=8.94KW 輸入轉矩：T2=9550Nm 軸（低速軸） 轉速：n= 輸入功率：P3=8.59KW 輸入轉矩：T3Nm 滾筒軸： 轉速：n 輸入功率：P4= =8.59=8.42KW 輸入轉矩：T4Nm 各軸運動和動力參數表4-1軸 號功率（KW）轉矩（Nm）轉速（r/min）電機軸9.864.11460軸9.31133.9664軸8.94527162軸8.591567.652.3滾筒軸8.421537.552.3表4-15. 帶傳動設計與校核計算項目及說明結果1. 確定V帶型號查表4-6，每天工作8小

7、時的帶式輸送機確定計算功率 Pc=KAP1=1.19.8據Pc和n0值查圖4-6選用A帶。2. 確定帶輪的基準直徑D1、D2 （1）由表4-7，初選小帶輪的基準直徑D1 （2）大帶輪基準直徑D2 D2=i0D1=2.2112=246.4mm 按表4-7圓整 3. 驗算帶速v =8.56m/s 因為8.56m/s在5m/s25m/s之間，故帶速合適。 新的傳動比i0=2.23 軸的轉速修正為 4. 確定V帶長度Ld和中心距a（1）初定中心距a0范圍為 0.7（D1+D2） 2（D1+D2） （2）初算帶的基準長度 KA=1.1Pc=10.78KWA型帶D1=112mmD2=250mmV=8.56

8、m/s符合要求i0=2.23a0=700mm =1977mm由表4-3圓整（3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5. 驗算小帶輪上的包角6. 確定V帶的根數z（1）單根V帶實驗條件下許用功率P0 由和r/min查表4-4 （2）傳動功率增量P0 據n=1460r/min，i=2.23和A型帶，查表4-5 （3）查表4-8確定 （4）查表4-3確定 （5）計算V帶根數z 7. 確定帶輪寬度B=(z-1)e+2f Ld=2000mma=712mm= P0=1.62KWP0=0.17KW=0.98=1.03圓整取z=6B=93mm 查表12-1得 A型帶e=15mm f=9mm8. 確定張緊力 單

9、根普通V帶合適的張緊力為： 查表4-2得A型帶的單位長質量q 9. 計算壓軸力Q壓軸力的最小值為： 10. 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y160M電動機可知其軸直徑為d=42mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=42mm。由表12-3可知小帶輪結構為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取d2=32mm，由表12-3可知其結 構為四孔板輪。q=0.1kg/mF0=170.1NQ=2032Nd=42mm實心輪d2=32mm四孔板輪6. 齒輪設計與校核計算項目及說明結果1. 高速級齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力由表6-2選 小齒輪 45鋼 調質 大齒輪 45鋼 正火許用

10、接觸應力 接觸疲勞強度極限 查圖6-4接觸強度壽命系數ZN 應力循環次數N N1=60n1jLh=606541(103008)N2=N1/i1 查圖6-5得 ZN1,ZN2接觸強度的最小安全系數 則 許用彎曲應力彎曲疲勞極限，查圖6-7，雙向傳動乘以0.7 彎曲強度壽命系數，查圖6-8HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1=9.42×108N2=2.30×108ZN1=1.02ZN2=1.11.1彎曲強度尺寸系數，查圖6-9彎曲強度最小安全系數 則 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6-7、表6-8選取小齒輪分度圓直徑齒寬系

11、數 查表6-9，按齒輪相對于軸承為非對稱布置小齒輪齒數 在推薦值2040中選取 大齒輪齒數 圓整取 齒數比 傳動比誤差 軸的轉速修正為小齒輪轉矩 由前面計算得載荷系數 使用系數 查課本表6.3 公差組8級合適動載系數 由推薦值1.051.4齒間載荷分配系數 由推薦值1.01.2齒向載荷分配系數 由推薦值1.01.2載荷系數 材料彈性系數 查表6-4節點區域系數 查圖6-3重合度系數 由推薦值0.850.92 故 法面模數 按表6-6圓整 分度圓直徑 圓周速度 中心距 齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數 查表6-5 小齒輪 大齒輪 應力修正系數 查課本表6-

12、5 小齒輪 大齒輪重合度 重合度系數 故 （4）齒輪其他主要尺寸計算 大齒輪分度圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 2. 低速級齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力齒根彎曲強度滿足HBS1=240HBS由表6-2選 小齒輪 45鋼 調質 大齒輪 45鋼 正火許用接觸應力 接觸疲勞強度極限 查圖6-4接觸強度壽命系數ZN 應力循環次數N N1=60n2jLh=601611(103008)N2=N1/i2 查圖6-5得 ZN1,ZN2接觸強度的最小安全系數 則 許用彎曲應力彎曲疲勞極限，查圖6-7，雙向傳動乘以0.7 彎曲強度壽命系數，查圖6-8彎曲強度尺寸系數，查圖6-9彎曲強度最小安全系

13、數 則 HBS2=200HBSN1=2.32×108N2=7.48×107ZN1=1.08ZN2=1.171.1 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6-7、表6-8選取小齒輪分度圓直徑齒寬系數 查表6-9，按齒輪相對于軸承為非對稱布置小齒輪齒數 在推薦值2040中選取 大齒輪齒數 圓整取 齒數比 傳動比誤差 小齒輪轉矩 由前面計算得載荷系數 使用系數 查課本表6.3 動載系數 由推薦值1.051.4齒間載荷分配系數 由推薦值1.01.2齒向載荷分配系數 由推薦值1.01.2載荷系數 公差組8級合適材料彈性系數 查表6-4節點區域系數

14、查圖6-3重合度系數 由推薦值0.850.92 故 法面模數 按表6-6圓整 分度圓直徑 圓周速度 中心距 齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數 查表6-5 小齒輪 大齒輪 應力修正系數 查課本表6-5 小齒輪 大齒輪重合度 重合度系數 故 （4）齒輪其他主要尺寸計算 大齒輪分度圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 齒根彎曲強度滿足7. 軸類零件、軸承及鍵的設計與校核7.1 I軸的設計計算計算項目及說明結果1. 計算作用在齒輪上的力 轉矩由前面計算得 輸入軸上齒輪分度圓直徑 圓周力 直齒輪螺旋角為0 故： 徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45

15、鋼，調質處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm3. 軸的結構設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-1 d=32mm圖7-1右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位，齒輪和左軸承從軸的左端裝入，齒輪右側端面靠軸肩定位，齒輪左側端面靠套筒定位，左軸承靠套筒和端蓋定位，齒輪和軸、軸和帶輪均采用普通平鍵聯接。采用深溝球軸承。（2） 確定各軸段的直徑和長度1 I-II段是與帶輪連接，帶輪寬度B=93mm，d1=32mm，l1=90mm。2 II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的厚度e=

16、15mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。軸承端蓋伸入箱體的長度取15mm，故取l2=55mm，因其右端面需制出一軸肩故取d2=38mm。3 III-IV段為便于裝拆軸承內圈，d3>d2，且符合標準軸承內徑。查表13-3，暫選深溝球軸承型號為6309，其尺寸為dDB=45mm100mm25mm，軸承的潤滑方式選擇d3n1=45664=29880<180000，選擇脂潤滑。左端采取軸肩定位，取l3=28mm，d3=45mm。4 由于齒輪直徑過小，可將原圖中的V-VI段取消，直接在IV-V段做成齒輪軸

17、，為了便于定位軸承，以及滿足軸承拆卸要求，取dd1=32mml1=90mml2=55mmd2=38mml3=28mmD3=45mm4=54mm。該段的長度由I的總長度l減去各段軸長，總長度l由中間軸各齒輪寬度，齒輪間的間隙和齒輪與箱體間的間隙組成，以及各軸承及套筒寬度等組成，經計算取l=396mm，l4=l-l1-l2-l3-l5=195mm。5 因改為齒輪軸，故VII-VIII段無需軸套定位齒輪，故該段長度與l3相等。（3） 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6309軸承，其支點尺寸a=12.5mm，考慮減速器整體結構，選取軸承的支撐點到齒輪載荷作用點的距離，L1=AC=55mm

18、，L2=AB=165mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 帶輪的壓軸力為Q=2032N（1）求軸承支反力H水平面RH1=2511N，RH2=837NV垂直面Rv1=1957.2N，Rv2=-2771.2N（2） 求齒寬中點彎矩及右端軸承支撐點彎矩 齒寬中點彎矩l4=195mmD4=54mml5=28mmD5=45mmL1=55mmL2=165mmRH1=2511NRH2=837NRv1=1957.2NRv2=-2771.2N H水平面 MH1=138105V垂直面 MV1=107646 右端軸承支撐點彎矩 H水平面 MH2=0 V垂直面 MV2=229616 合成彎矩 齒寬中點處 M1=1751

19、02 右端軸承支撐點處 M2=229616 扭矩T=133900彎矩圖、扭矩圖見圖7-25. 按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩，折合系數則齒寬中點處當量彎矩右端軸承支撐點處當量彎矩當量彎矩圖見圖7-2軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為滿足強度條件齒寬中點處 右端軸承支撐點處 6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與帶輪采用平鍵聯接，鍵的材料選用45號剛，調質處理。選用A型鍵，根據軸的直徑選擇鍵的截面尺寸bh=108,鍵槽深5mm，轂槽深3.3mm。取鍵長L=80mm，其工作長度為l=L-b。（2） 鍵的強度校核查表3-2得 許用擠壓應

20、力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命： 軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查設計手冊，深溝球軸承6309，得 水平支反力 RH1=2511N，RH2=837Nb=10mmh=8mml=70mm滿足強度條件壽命滿足要求 垂直支反力 Rv1=1957.2N，Rv2=-2771.2N合成支反力 當量動載荷 軸承壽命為 圖7-2 I軸的受力分析7.2 II軸的設計計算計算項目及說明結果1. 計算作用在齒輪上的力 轉矩由前面計算得 軸上大齒輪分度圓直徑 軸上小齒輪分度圓直徑 大齒輪圓周力 小齒輪圓周力 直齒輪螺

21、旋角為0 故： 大齒輪徑向力 小齒輪徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 3. 軸的結構設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-3 圖7-3左右軸承裝入時，均由套筒定位，兩齒輪內側端面均由軸肩定位，齒輪和軸普通平鍵聯接。采用深溝球軸承。（2）確定各軸段的直徑和長度1 II -III段為高速級大齒輪，由前面計算得其寬度為57mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=54mm，d=68mm。2 III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此

22、段軸長度應由同軸條件計算得l =12mm，d=78mm。3 IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為100mm，為了使套筒端面與小齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=95mm，d=68mm4 I-II段為安裝軸承用，暫選取深溝球軸承6211，其尺寸為dDB=55mm100mm21mm，軸承的潤滑方式選擇d1n2=55162=8910<180000，選擇脂潤滑。為保證高速級大小齒輪完全嚙合，該段長度取ll2=54mmD2=68mml3=12mmD3=78mml4=95mmD4=68mm=43mm。5 V-VI段為安裝軸承用，由I軸兩軸承之間的距離確定II的總長度為l=2

23、47mm,該段長度取lV-VI=43mm。（4） 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6211軸承，其支點尺寸a=10.5mm，因此，軸的支撐點到大齒輪載荷作用點的距離L1=AB=55mm，L2=BD=165mm。軸的支撐點到小齒輪載荷作用點的距離L3=AC=145.5mm，L4=CD=74.5mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（1）求軸承支反力H水平面RH1=671N，RH2=5221NV垂直面Rv1=243.9N，Rv2=1900.1N（2）求齒寬中點彎矩 H水平面 MH1=36570 MH2=386354V垂直面 MV1=13293 MV2=140607l1=43mmD1=55

24、mml5=43mmD5=55mmRH1=671NRH2=5221NRv1=243.9NRv2=1900.1N合成彎矩 M1=38911 M2=411144扭矩T=527000彎矩圖、扭矩圖見圖7-45. 按彎矩合成強度校核軸的強度 當量彎矩，折合系數 則齒寬中點處當量彎矩 當量彎矩圖見圖7-4軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與齒輪采用平鍵聯接，鍵的材料選用45號剛，調質處理。選用A型鍵，根據軸的直徑選擇鍵的截面尺寸bh=2012,鍵槽深7.5mm，轂槽深4.9mm。取大齒輪鍵長L1=48mm，其工

25、作長度為l滿足強度條件b=20mmh=12mml1=28mml2=60mm1=L1-b。取小齒輪鍵長L2=80mm，其工作長度l2=L2-b（2）鍵的強度校核查表3-2得 許用擠壓應力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命： 軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得。查設計手冊，深溝球軸承6211，得 水平支反力 RH=5221N 垂直支反力 Rv=1900.1N合成支反力 當量動載荷 軸承壽命為 故壽命滿足要求。滿足強度條件壽命滿足要求圖7-4 II軸的受力分析7.3 III軸的設計計算計算項目及說明結果1. 計算

26、作用在齒輪上的力 轉矩由前面計算得 輸出軸上齒輪分度圓直徑 圓周力 直齒輪螺旋角為0 故： 徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 3. 軸的結構設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-5圖7-5右軸承從軸的右端裝入，靠套筒定位，左軸承從左端裝入，靠軸肩定位。齒輪從右端裝入，右側端面靠套筒定位，左側端面靠軸肩定位。齒輪和軸、軸和聯軸器均采用普通平鍵聯接。采用深溝球軸承。（3） 確定各軸段的直徑和長度 I-II段用來安裝聯軸器，根據T3和n3及表14-5選擇聯軸器

27、YL12，J型。輪轂長L=107mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現取l1=104mm。為滿足半聯軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩,取I-II段的直徑d1=70mm。 II-III段用于安裝軸承端蓋，為了拆裝及潤滑方便，取l2=70mm，d2=78mm。 III-IV段為便于裝拆軸承，d3>d2，且符合標準軸承內徑。查表13-3，暫選深溝球軸承型號為6217，其尺寸為dDB=85mm150mm28mm，軸承的潤滑方式選擇d3n3=8552.3=4445.5<180000，選擇脂潤滑。左端采取軸肩定位，取l3=31mm，d3=85

28、mm。 VI-VII段為安裝齒輪用，齒輪寬度為B=93mm，該段軸長應略短于輪轂寬度，故取ll1=104mmd1=70mml2=70mmd2=78mml3=31mmD3=85mml6=90mmd6=95mm6=90mm，d6=95mm。 V-VI段為定位齒輪的軸肩，取l5=15mm，d5=105mm。 VII-VIII為安裝軸承用，為保證與中間軸小齒輪準確嚙合，則CD=74.5mm,且軸應超出軸承2-3mm，故取l7=48mm，d7=85mm。 為保證兩軸承準確裝入箱體軸承孔，取IV-V段長度為l4=53mm，d4=95mm。（4）確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6217軸承，其

29、支點尺寸a=14mm，軸承的支撐點到齒輪載荷作用點的距離，L1=BC=145.5mm，L2=CD=74.5mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（1）求軸承支反力H水平面RH1=2949.2N，RH2=5759.7NV垂直面Rv1=1073.4N，Rv2=2096.4N（3） 求齒寬中點彎矩及右端軸承支撐點彎矩 齒寬中點彎矩H水平面 MH=429098l5=15mmd5=105mml7=48mmD7=85mml4=70mmD4=95mmRH1=2949.2NRH2=5759.7NRv1=1073.4NRv2=2096.4N V垂直面 MV=156180 合成彎矩 齒寬中點處 M=456637 扭矩

30、T=1567600彎矩圖、扭矩圖見圖7-65. 按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩，折合系數則齒寬中點處當量彎矩當量彎矩圖見圖7-2軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為齒寬中點處 6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與齒輪、聯軸器均采用平鍵聯接，鍵的材料選用45號剛，調質處理。聯軸器處選用C型鍵，根據軸的直徑選擇鍵的截面尺寸b1h1=2012,鍵長L1=100mm，其工作長度為l1=L1-b1/2，鍵槽深7.5mm，轂槽深4.9mm。齒輪處選用A型鍵，根據軸的直徑選擇鍵的截面尺寸b滿足強度條件b1=20mmh1=12mml1=90mmb

31、2=25mmh2=14mml2=55mm2h2=2514,鍵長L2=80mm，其工作長度為l2=L2-b2，鍵槽深9mm，轂槽深5.4mm。（2）鍵的強度校核查表3-2得 許用擠壓應力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命： 軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查設計手冊，深溝球軸承6217，得 水平支反力 RH1=2949.2N，RH2=5759.7N 垂直支反力 Rv1=1073.4N，Rv2=2096.4N合成支反力 滿足強度條件壽命滿足要求當量動載荷 軸承壽命為 圖7-6 III軸的受力分析8.減速

32、器的結構及附件設計8.1箱體的設計計算減速器的箱體采用鑄造（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. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，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6.3。3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=3mm。機體外型簡單，拔模方便。8.2 減速器箱體附件設計1. 觀察孔及觀察孔蓋 觀察

33、孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網。 查表15-8選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。2. 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。3. 通氣器通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器。查表15-6選 型通氣螺塞。4. 放油孔及放油螺塞 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住，并加油封墊片加以密封。查表15-12選型外六角螺塞及皮封油圈厚度H=2mm,外徑D0=25mm。5. 起吊裝置 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環用于吊起箱蓋。6. 起蓋螺釘的選擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，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。7. 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長度方向的兩端，各裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。8. 地腳螺栓為了防止減速器傾倒和振動，減速器底座下部凸緣應設有地腳螺釘與地基聯接。