1、機械設計基礎課程設計任務書設計題目：兩級（展開式）圓柱齒輪減速器系別：機械工程系班級：姓名：學號：指導教師： 日期:一、設計任務書二、傳動方案分析三、電機的選擇四、傳動比分配五、運動及動力參數計算六、帶傳動的設計七、齒輪轉動的設計八、軸的結構設計及計算九、滾動軸承的選擇及壽命十、 鍵的選擇及強度計算十一、聯軸器的選擇十二、箱體的結構設計十三、密圭寸件，潤滑劑及潤滑方式的選擇十四、設計小結十五、參考文獻3、設計任務書1、設計題目：設計用于熱處理車間零件清洗設備的兩級展開式圓柱齒輪減速器注：連續單向運轉，工作時有輕微震動，使用期限為8年，兩班制工作（16小時/每天）。速度允許誤差為5%。2、原始數

2、據：參數題號12345678910輸送帶工作速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.730.750.750.9滾筒直徑D/mm300330350350380300360320360380輸送帶主動軸轉矩/（ N.m）7006706509501050900660900900950注：本組按第6組數據進行設計計算3、設計任務:應完成：' 30頁設計說明書1份 減速器裝配圖1張（A0/A1） 零件工作圖2張4設計步驟及內容: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

3、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1. 傳動裝置總體設計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，將V帶設置在高速級其傳動方案如下：5（傳動裝置總體設計圖）二、傳動方案分析已知:已知輸送帶工作速度為0.7m/s，滾筒直徑為300mm,輸送帶 主動軸扭矩為900N.m。連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期 限為8年。該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動 能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功

4、率、載荷變化不大， 可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大 幅度降低了成本。減速器部分用兩級圓柱齒輪減速器。計算與說明三、電機的選擇1. 傳動裝置的總效率a42=! 24 32 4 = 0.95 0.990.970.99=0.851為V帶的效率，2為四對滾動軸承的效率,3為每對齒輪嚙合的效率，4為聯軸器的效率，2.卷筒的轉速 nw =60>M000v =45r/min兀DTnw9550900 459550二 4.24kw結果Pw=4.24Kw n w=45r/min工作機主動軸所需功率5#1=0.95n 2=0.99n 3=0.97電動機的輸出功率Pw =4.24 =

5、4.99kw d0.853. 由表可選取電動機功率Ped =5.5kw4. 電動機常選用Y系列三向異步電動機，根據所需功率在課設（p196）表20-1中選擇Y132S-4 型。Y132S-4型電動機數據如下表所示：n a=0.99Pd=5.5Kw額定功率Ped5.5kw滿載轉速nm1440r/mi n冋步轉速1500r/mi nY132S-4電動機伸出端直徑D38mm電動機伸出端安裝長度E80mm機座中心高132mm傳動比分配1、'總傳動比ia，=14%=32ia=322、各級傳動比分配：為了使傳動系統結構較為緊湊，據機設p4表2-1所述，取V型帶傳動比iv=2.8，則得減速器的傳動比

6、i:說二呀疔11.43高速齒輪嚙合的傳動比為ii3.8低速齒輪嚙合的傳動比為i2i 2 = 3.1由 ii=( 1.21.5) i2,則取 ii =3.8i2=3.1五、運動及動力參數計算1、各軸的轉速計算nn2/=144°28=514r/mi n136r/mi nP3n3=13策1 =46r/mi n2、各軸輸入功率的計算按電動機的額定功率Ped=5.5kW計算各軸輸入功率：I軸的輸入功率:P = Ped X 0.95 =5.23H軸的輸入功率：P2 = Pi 0.99 0.97 =5.02皿軸的輸入功率：P3 = p2 0.99 0.97 =4.823、各軸的輸入轉矩計算I 軸的

7、轉矩 t9550 = 955512=97.17N mm514H 軸的轉矩 T3 =9550 P3 =9550 4.82 =352.51N mr>346皿軸的轉矩 T3 =9550_P3 =9550 482 =1000.67 N mn1=514r/mi nn2 二 136r/minn 3 =46 r/minp1 = 5.23KwP2 二 5.02KwP3=4.82T 91.17N mnm 352.51N mT3 =1000.67N 軸名功率轉速轉矩(Kw)(r/min)(N m)各軸功率、轉速、轉矩列于下表:匕46I5.2351497.17Ka = 1.2pc =6.6KwA型d1=112

8、mm d2 = 315mmv = 8.45m/sn5.02136352.17皿4.82461000.67六、帶傳動的設計外傳動帶選為普通v帶傳動1、確定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數Ka :由表查得Ka = 1.2計算功率 pc： Pc =kAPed =1.2咒5.5 =6.6Kw皮帶轉速nm =1440r/min選帶型號：由圖13-15(P2i9)選A型V帶小帶輪直徑：由表13-9(P219)，Dmin =75mm,取d1 =112mm大帶輪直徑：設名=0.01，由式13-9得：n1440d2 - “4(1®勺12(10.01)310.64mmn1514由表 13-9 取 d 31

9、5mm帶速V：gnm兀"12"440 c,v =1 m =8.45m/s60漢100060 1000帶速在525m/s范圍內，合適。2、計算中心距、帶長和包角11初步選取中心距a° 二 640mma0 =1.5© d2) =1.5 (112 315) =640.50mm取 a。=640.00mm，符合 0.7(d1 d2) ： a0 :：: 2(d1 d2)由式13-2得帶長312 2(d1 d2)2(d2 -)4a°= 2640 +=(112 +315) +(315 一112)=1966mm24 x 640查表13-2，對A型帶選用L 200

10、0mm。再由式13-16計算實際中心距:= 6402000 -1966=657.00mm3、驗算小帶輪包角：-1L0 = 1996mmLd = 2000mm a = 742.5mma a°Ld - Lc2-7002240 - 2213由式13-1得0 d? dr 00315 1 12=180 - 21 57.3 =180 57.3a657=1620 1200 合適。4、求V帶根數z由式13-15得Pcp0 =1.61kw(P0 P0)K：Kl今 nm =1440r/mi n, d112mm，查表 13-3 得:p0 =1.61kw由式13-9得傳動比d1（1 一 ；）315112(1

11、-0.01)= 2.84：p0 二 0.17Kw查表 13-5 得=p0 =0.17Kw由：1=1620查表13-7得匕=0.95，查表13-2得Kl =1.03，由此可得Pc(P0 Lp)©Kl6.6(1.610.17) 0.95 1.03= 3.79取4根。5、求作用在帶輪軸上的壓力Fq查表13-1得q=0.1kg/m，故由式13-17得單根V帶的初拉力：500 Pc 2.5F0( ”zv Ka-1) - qv2500 匯6.6 2.54 8.45 (0.952-1) 0.1 8.45= 159NF0 =159NFq =1256.3N作用在軸上的壓力a162B=65mmFQ=2z

12、F0sin扌=2""592“ “256.3N6、帶輪結構設計帶輪寬度：查表 13-10 得 e=15mm,fmin=9mm,取 f =10mmB=(z -1)e 2f = (4 -1) 15 2 10 =65mm查表得小帶輪的輪轂長度50mm,大帶輪輪轂長度為 60mm七、齒輪轉動的設計< 一 >高速齒輪1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪米用 9級精度， 斜齒圓柱齒輪。大小齒輪都選用 45表面淬火，齒面硬 度為40-50HRC。齒面精糙度 Raw 1.63.2卩m2、初步計算齒寬系數；:由表11-6取；".6接觸疲勞極限二Hli

13、m與彎曲疲勞極限二FE由表11-1取二 Hliml =；：Hlim2 - 1140MPa-'FE1 二：FE2 二 690MPa由表 11-5 取 SH =1.0 , SF =1.25(1) 初步計算的許用接觸應力6:H1=丘H 21 = =1140 =1140MPa°SH1.0cF1 =丘門】=552MPaSf 1.25(2) 按輪齒彎曲強度設計設齒輪按九級精度制造。取載荷系數K=1.1 (表11-3),小齒輪上的轉矩：P5 23=9.55 1061 =9.55 1069.72 104 Nm514齒數取Z1 =24 ,則Z2 =3.8 24 =92。故實際傳動比92i3.8

14、3245 = 0.6<rH |im1 =1140MPa<iFE1 = 690MPaH lim2 = 1140 MPa<tfE2 = 690MPcSH = 1.0SF = 1.25<iH1 = 1140MPa 舊 H2 =1140MPa<rF1 =552MPa F2525MPaK=1.14£=9.7210NZe =189.8初選螺旋角-=15：17齒形系數zv12； 26.63cos 15j2 = 93102.09cos 15查圖11-8 和11-9 得Ysa1因為= 2.71=1.61YFa1YSa1L_，F1 1YFa2 =2.21Ysa2 =1.82

15、/71 佃=0.0079 普2片552F2 ,2 21" 82.0.0073 故應552對小齒輪進行彎曲強度計算法向模數2KT1 YFaW Rs22 * 9.72 10 。吋小m'dZ12|Cf1J20.6 2421.65835由表4-1取mn =2中心距 a = mn Z1 Z2 = 224 92 =120.092"os 15取 a=1202cos :確定螺旋角 B =arccos 山“ 0_=14.842a在誤差范圍內。輪齒分度圓直徑d12 24=50.00 _rcos :cos 14.84"mnZ22 92cos :cos 14.84"mi

16、n乙= 190.00d2齒寬=dd0.6 49.66 =29.29取 b2 =25mm,b1 =30mm。(3)驗算齒面接觸強度取 Ze =189.8 Zh =2.5二 h Ze Zh Z2=189.8 2.5 0.9666：2-9,72 嚴彳83-1bd1u-30 49.663.83一 2KT1 u 130 49.662：876MPa<1140MPaZh=2.5Z1 = 24Z2=92 m=2mmd1=50.00m m d2=190mmB =14.84°a = 120mmb=30mm安全19安全！ !(4)齒輪的圓周速度r： d1 nj60 1000二 49.66 51460

17、000二 1.3m /s對照表11-2可知選用九級精度是合宜的(5)齒輪傳動的作用力及計算載荷(a =20。，B =14.84)由式11-7有圓周力斤1=出=2T12 涼17 1000 "913.4N49.662T22 352.51 1000d2 一 190.35-3703.8NFr1 = Ft1 tan : /cos ： =3913.4 tan 200/ cos 14.84 =1474.5 NFr2=Ft2tan_：i/cos ： =3703.8 tan20o/cos 14.84、= 1394.6N 車由Ft1=3913.4NFn = 1474.5NFa1=1036.8NFt2=3

18、703.8NFr2=1394.6NFa2=981.4N#向力Fa1=Ft1 tan 7 =3913.4 tan 14.84： =1036.8NFa2= Ft2 tan：? =3703.8 tan 14.84： =981.4N<二 >.低速齒輪的設計1. 齒輪的材料選用45鋼表面淬火，齒面硬度40-50HRC采用九級精度，斜齒。齒面精糙度 Raw 1.63.2卩m2. 初步計算齒寬系數；:由表11-6取；76接觸疲勞極限Slim與彎曲疲勞極限二FE 由表11-1取#二 Hliml 二;丁 Hlim2 =114°MPa；FE1 =；FE2 = 69°MPa由表 11

19、-5 取 SH =1.0 , SF =1.25(1)初步計算的許用接觸應力f:二H1 一 l；H2 丄 Hlim1 J14°=114°MPaSh1.0二 F1 一 LF2 I- FE1Sf690 =552MPa1.25(3)按輪齒彎曲強度設計設齒輪按九級精度制造。取載荷系數K=1.1 (表11-3)，小齒輪上的轉矩:T2 755 106卩2 755 106 5.02 =3.53 105Nn2136初選螺旋角匕=15齒數取乙=30，則Z2=3.1 30=93。故實際傳動比933.130齒形系數zv130-33.29cos3159393=103.20查圖11-8和11-9 得Y

20、Fa1 =2.54YFa2 =2.20Ysa1 =1.69Ysa2 =1.82因為丫航1'-F1254 侮 70078 丫嚴f/20 倔 0.0072 故552匕 F J 552應對小齒輪進行彎曲強度計算法向模數口“汽丫皿：躺2 * 3.53, 105 0.0078 cos215dZ12 l>F1 10.6 302d =0.6K=1.1T2 =3.53 105z<i = 30z 93mn = 2.5a=160mm- =16.07°di = 78mm2.1874078242217824223d2 = 242mm由表4-1取mn = 2.5中心距 a-Z1”53

21、76;93159.172cos P 2 x cos 15"78242#取 a=160mm_nmZ1 +Z2 確定螺旋角 P =arccos 2a-16.07在誤差范圍內。分度圓直徑d1Jn 乙二 25 30mmcos - cos 16.07d2 二 mn Z_2- ：2.5 93242.00 mmcos P cos 16.07齒寬b = dd = 0.6 78 = 46.8b2 = 45mm, d =j 50mm78242#78242#取 b2 =45mm,b| =50mm。(3) 驗算齒面接觸強度取 ZE =189.8 ZH =2.5f1-r r r c "KT? U 也

22、 彳cccwc 匸 wcccccw 1.3.5103.01 m =ZE Zh Z El 2=189.8 X2.5X0.9803X|2X-H E H - 2 口:45 7823.1安全bd12：901MPa<1140MPa45 78278242#78242#安全！ ！(4) 齒輪的圓周速度d1 n1v =60 1000二 78 136=0.5m/ s60000V=0.5m/s對照表11-2可知選用九級精度是合宜的。(5) 齒輪傳動的作用力及計算載荷(a =20°, B =14.84)由式11-7有 圓周力斤1=並35遷1000 =9051"d1=22 100°

23、.67 1000 =8270N d2Fr1 = Ft1 tan ： /cos 一： =9051 tan 20°/cos 16.07 = 3428NFr2=Ft2ta n：/cos 1 =8270 ta n 20o/cos 16.07； = 3132 N 軸 向 力Fa1=Ft1 ta n 2=9051 tan 16.07； =2607NFa2= Ft2 tan 一： =8270 tan 16.07 =2382N高低齒輪的參數列表如下：名稱高速級低速級端面模數mt2.069012.60166中心距a(mm)120.00160.00法向模數mn22.5螺旋角0 (0)14,8416.07

24、旋小齒輪左右向大齒輪右左齒乙2430數Z29293分度圓直d1 (mm)50.0078.00徑(mm)d2 (mm)190.00242.00齒頂圓直dajmm)54.0083.00徑(mm)da2(mm)194.00247.00齒根圓直df1 (mm)45.0072.00徑(mm)df2(mm)185.00236.007824225齒（mm）寬0 (mm)3050b2 (mm)2545材料及熱處理45鋼表面淬火45鋼表面淬火三齒輪的結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm 故以選用腹板式為宜。如圖5-1所示，其他有關尺寸參看大齒輪 零件圖八、軸的結構設計)軸的材料

25、選擇與最小直徑的確定1、高速軸(1)軸的材料的選擇由P241表14-1選用45號鋼調質匚b =650MPa(2)初算軸的直徑據表 14-2，取 C=110mm3 t3由式 14-2 得d _C i 1 =1105.2351423.80mm考慮到直徑最小處安裝大皮帶輪需開一個鍵槽，將大 5%后得 d=24.99mm取高速軸最小直徑d1=25mm高速軸：45號鋼調 質cb =650MPC=110mmd1=25mm27據上計算的帶輪輪轂長為60mm，則與帶輪配合的軸頭其尺寸為b h L=8 7 50,大帶輪與軸的配合為長度亦取丨-二60mm。大帶輪與軸之間采用普通平鍵 C型, 巴，滾 r6動軸承與軸

26、采用過渡配合，軸的直徑尺寸采用m6.#2. 中間軸(1)選用45鋼調質，二B=650MPa(2) 初算軸徑取 C=110二 36.6mm3 ：3d -C . P =110軸的最小直徑顯然是安裝軸承處，為使軸承便于安dU = 40mm裝，且對于直徑d汨00mm的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%然后將軸徑圓整d=40mm,低速級大齒輪的軸采用普通平鍵 A型連接，其尺寸為 b h L =16 10 20,齒輪與軸的配合為H7，滾動軸承 r6與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直 徑尺寸公差為m6。3、低速軸（1）軸的材料選擇由表14-1選用45號調質匚b =650MPa（2）初算軸的直徑據表

27、14-2，取 C=11033由式 14-2 得 d _CP -110 . 4.82 -51.9mm* n2V 46D=63mm軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了 使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相配合，且對于直徑d < 100mm的軸有兩個鍵槽時，應增大10%-15%然 后將軸徑圓整，故取d=63。.半聯軸器與軸的配合為H7,齒輪與軸的配合H7，k6n6（二） 高速軸的校核 tan 2=3913.4 tan 14.84高速軸上齒輪的分度圓直徑d1 =50mm,圓周力2T12 97.17 1000Ft ： 13913.4Nd149.66徑向力Fr 二 Ft tan 二/cos ： =

28、3913.4 tan20°/cos 14.84 = 1474.5 N軸向力Fa=Ft tan ? =3913.4 tan 14.84： =1036.8N帶輪對軸的壓力0皆2亦巧 心4"59®丁=1256.3N 軸的受力分析及彎矩圖如下:31#FrMtMikMTTD&rnTTrnTmT331.垂直面的支撐反力LFX30.5Fa X25“Fiv = 98 N136F2v=l105.5 + i25 =1376N1362水平面的支撐反力Ft 漢 30.5FH1 = =878N136Ft X105.5FH2 = t=3036 N1363. 力在支點產生的反力F* 2

29、26.5 Rf = = 2092N136F"90.5F2F = =836N1364. 垂直面產生的彎矩Mv1 =F1V 匯105.5 =11N.mM v2 = F2v 30.5 =42N.m5. 水平面產生的彎矩M H1 =FH1 漢105.5 =93N.mM H2 = FH2 漢 105.5 =93N.m6. 產生的彎矩M F =F滬90.5=189N.m在齒輪截面C產生的彎矩M FC =F2F r0.5=26N.m7. 合成的彎矩M 1 =Mfc +Jm 2v1 +M 2H1 =120N.m#M 2 二 Mfc . M V2 M H2 128N.m 8軸傳遞的轉矩d50T=Ft

30、3913.498N.m229. 危險截面的當量彎矩分析的齒輪中心截面C為危險截面，取折合系數a=0.6 其當量彎矩為Me =Jm 22+(aT $ = Jl282 +(0.6匚98 ' =141N.m10. 計算危險截面處軸的直徑軸的材料選用 45鋼，調質處理，查得；B=650MPa，1b = 60MPa則d -3141 100.1 60=30.0mm35#考慮到鍵槽對軸的消弱，將d增大5%,故d 32mm7307AC九. 滾動軸承的選擇及校核(1)軸承選擇1. 高速軸上選用角接觸軸承7307AC,尺寸7308ACd D B = 35 80 212. 中間軸上選用角接觸軸承7308AC

31、,尺寸d D B=40 90 237051AC3. 低速軸上選用角接觸軸承7051AC,尺寸d D B =75 115 20(2)軸承的校核現選擇高速軸上的一對角接觸軸承 7307AC進行校核#1軸承在垂直面的受力Fr 3°5Fa 25 =98N136FFr 105.5 Fa 25 =1376N1362.軸承在水平面的受力F30-5.878N136Ft 105-5 =3036N1363軸承所受的軸向外載荷Fa =1036.8N4.軸承所受的載荷Fn -匸21V FH12 j982 8782 =884NFr2Fl Fh22 = J3762 30362 = 3334N5.對于70000A

32、C型軸承，a= 20 ,軸承的內部軸向力Fs=0.68 Fr 所以FA =1036.8NFr1 = 884NFr2 = 3334Na= 20；FS1 =0.68Fr1 =0.68 884 =601NFs2 =0.68Fr2 =0.68 3334 =2267N因為 FS1 + Fa =601 +1036.8 =1368N cFS2 =2267 NFa1 =FS2 -Fa =2267 -1036.8 =1230NFa2 =2267N6求軸承的當量載荷查表得e=0.68對于軸承 1Fa1 =1230 九39 . 0.68Fr1884對于軸承 2 Fa2 = 2267 =0.68Fr2 3334查表可

33、得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為:e=0.6837對于軸承 1X" =0.41 , ¥ =0.87對于軸承2x2 =1 , Y2 =0當量動載荷R =XiFri+YiFai =0.41X884 +0.87X1230 =1433NP2 =X2Fr2 lFa2 =1 3334 0 =3334N7.求軸承應具有的額定動載荷因R< R2則有C= 37656N : Cr =290000N7307AC 軸承適用1.鍵 C8 50GB/T1096-20032. 鍵 16 20GB1096-20033. 鍵18 100 GB/T1096-2003故所選7307AC軸承適用。(其它軸

34、上的軸承用相同的方法校核也適用，過程略)十.鍵的選擇及校核1. 高速軸上帶輪與軸用C型平鍵，尺寸為b h L =8 7 50鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 L_，P = 120 150MR 取其平均植，'=135皿巳鍵的工作長度丨二L - b =50 -4 =46mm2血 2T 2匯9.717匯104r 1 擠人、千則匚P21MPa < LP丨，故合適。hid 8 46 25所以選用：鍵 C 8 50 GB/T 1096-20032. 中間軸上齒輪與軸選用普通平鍵 A型，尺寸為 bsm =16漢10“0 (鍵 16匯 20 GB1096-2003 ),經校 核合適，校核過程同上

35、。3. 低速軸上與大齒輪連接時用A型平鍵，尺寸為b h L=25 14 40 (鍵 25 40 GB1096-2003).低速軸與聯軸器連接用A型平鍵，其尺寸為b h L =18 11 100(鍵 18 100GB/T1096-2003),校核合適，校核過程同上。十一.聯軸器的選擇聯軸器的計算轉矩G二KaT3，查表可得，考慮到轉矩TL10聯軸器變化小，故取Ka =1.3Tca=KAT3=1.3 1000.67 =1300.8NLm查表可選彈性套柱銷聯軸器TL10,它的公稱轉矩為2000N.m 半聯軸器的孔徑 d1=63mm，長度L= 142mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L 107mmo十二.

36、箱體的結構設計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嚙合質量，大端蓋分機體采用H 7is6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圭寸，聯接凸緣應 有足夠的寬度，聯接表面應精加工，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

37、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，機體上開窺視孔處應設計凸臺，以便于機械 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螺釘緊固B放油孔和螺塞：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設置凸臺，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

38、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定位銷：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個圓錐定位銷，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.四、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 =0.025a +3X810箱蓋壁厚W =0.02a +3K89箱蓋凸緣厚度bibi = 1 5d i12箱座凸緣厚度bb = 1.5a15箱座底凸緣厚度b2b2 =2.5b25地腳螺釘直徑dfdf =0.036a +12M20地腳螺釘 數目n查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑didj =0.75dfM16機蓋與機 座聯接螺 栓直徑d2d2 =（0.50.6） d fM10軸承端蓋螺釘直徑d3d3=（0.40.5） d f10（6 個）視孔蓋螺 釘直徑d4d4 =（0.30.4） d f8定位銷直 徑dd = （0.70.8） d28d f , di , d 2 至外機壁距離Ci查機械課程設計指導 書表4262218df，d2 至凸緣邊緣距離C2查機械課程設計指導 書表42416外機壁至 軸承座端 面距離li11 =C1 +C2 + （ 812）50大齒輪頂 圓與內機 壁距離