1、目錄一.題目及整體分析2二.各主要部件選擇3三.電動機的選擇3四.分配傳動比4五.傳動系統的運動和動力參數計算5六.設計高速級齒輪7七.設計低速級齒輪11八.鏈傳動的設計16九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計18十.潤滑與密封31十一.箱體的設計32十二.設計小結35參考文獻36一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的傳動裝置給定條件：傳動簡圖如圖1-1所示，設計參數列于表1-1。工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期為10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為。帶式輸送機的傳動效率為0.96。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點

2、及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖1-1 帶式輸送機傳動簡圖圖示：1為電動機，2為聯軸器，為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒。輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。輸送帶的牽引力f/kn2.6輸送帶的速度v/(m/s)1.2輸送帶滾筒的直徑d/mm390

3、表1-1 帶式輸送機的設計參數二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩，承載能力大，傳動效率高直齒輪不產生軸向力，但傳動平穩性差一些高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大滾動球軸承聯軸器結構簡單，耐久性好彈性聯軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結論類型根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為pwfv2600n1.2m/s=3.12kw圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.98 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率

4、為40.96鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號按選電動機型號查得型號y132s-4封閉式三相異步電動機參數如下額定功率p=5.5 kw滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min選用型號y132s-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比傳動系統的總傳動比其中是傳動系統的總傳動比，多級串聯傳動系統的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速（r/min）；nw 為工作機輸入軸的轉速（r/min）。計算如下, 取.28 :總傳動比，：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比五.傳動系統的運動和動力參數計算目的過程分析

5、結論傳動系統的運動和動力參數計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為軸、軸、軸、軸；對應于各軸的轉速分別為；對應各軸的輸入功率分別為；對應各軸的輸入轉矩分別為；相鄰兩軸間的傳動比分別為；相鄰兩軸間的傳動效率分別為。各軸轉速n(r/min)，輸入功率p(kw)，輸入轉矩t(n m)系統的運動和傳動動力參數計算 高速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩中間軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩低速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩滾筒軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為10.98 滾動軸承傳動效率為20.99 彈性聯軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率為40.96鏈傳動的效率50.96：鏈傳動比

6、，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比軸號電動機兩級圓柱減速器工作機軸軸軸軸轉速n(r/min)=1440n1=1440n2=378.95n3=134.38n4=58.94功率p(kw)p=5.5p1=5.445p2=5.28p3=5.13p4=4.87轉矩t(nm)t1=36.11t2=133.06t3=364.57t4=692.19兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.8i23=2.82i34=2傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.95高速級齒輪設計 六設計高速級齒輪1.選精度等級、材料及齒數，齒型1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2)材

7、料選擇。小齒輪材料為40cr（調質），硬度為380hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4)選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z2z13.824=91.2，取=91。 2.按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式109a進行試算，即 1)確定公式各計算數值(1)試選載荷系數(2)計算小齒輪傳遞的轉矩(3)由表107選取齒寬系數(4)由表106查得材料的彈性影響系數(5)由圖1021d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(6)由式1013計算應力循環次數 z1 =24z2=91高速

8、級齒輪(7)由圖1019曲線1查得接觸疲勞強度壽命系數，(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數為s=1，由式1012得 2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值(2)計算圓周速度v (3)計算齒寬b (4)計算齒寬與齒高之比 bh模數(5)計算載荷系數k 根據，7級精度，由圖108查得動載荷系數 假設，由表103查得 由表102查得使用系數.25由表104查得s=1 高速級齒輪設計 由圖1013查得故載荷系數 (6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得(7)計算模數3.按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內的計算數值(1

9、)由圖1020c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(2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數， (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為s=1.4，由式1012得 (4)計算載荷系數高速級齒輪設計(5)查取齒形系數由表105查得，(6)取應力校正系數 由表105查得(7)計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數據大2)設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，可取有彎曲強度算得的模數2.33，并就近圓整為標準值2.0。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是有，取大齒輪齒數取4.幾何尺寸計

10、算1)計算分度圓直徑2)計算齒根圓直徑3)計算中心距將中心距圓整后取。4)計算齒寬取5.驗算合適七.設計低速級齒輪1.選精度等級、材料及齒數，齒型1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2)材料選擇。小齒輪材料為40cr（調質），硬度為380hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4)選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z2z12.8224=67.68，取=68。 2.按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式109a進行試算，即 1)確定公式各計算數值(1)試選載荷系數(2)計算小齒輪傳遞的轉矩低速級齒輪設計

11、(3) 由表107選取齒寬系數(4)由表106查得材料的彈性影響系數(5)由圖1021d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(6)由式1013計算應力循環次數(7)由圖1019曲線1查得接觸疲勞強度壽命系數，(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數為s=1，由式1012得 2) 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值(2)計算圓周速度 (3)計算齒寬 (4)計算齒寬與齒高之比 bh 模數低速級齒輪設計(5)計算載荷系數k 根據，7級精度，由圖108查得動載荷系數假設，由表103查得 由表102查得使用系數.25由表104查得 由圖1013查得故

12、載荷系數 (6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得(7)計算模數3.按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內的計算數值(1)由圖1020c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(2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數， 低速級齒輪設計(3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為s=1.4，由式1012得 (4)計算載荷系數(5)查取齒形系數由表105查得，(6)取應力校正系數 由表105查得(7)計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數據大2)設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，可取有

13、彎曲強度算得的模數2.33，并就近圓整為標準值2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是有，取大齒輪齒數取低速級齒輪設計4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算齒根圓直徑3)計算中心距將中心距圓整后取。4)計算齒寬取5.驗算合適鏈傳動的設計八.鏈傳動的設計1. 選擇鏈輪齒數和材料取小齒輪齒數，大齒輪的齒數為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火。2. 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率為：。3. 選擇鏈條型號和節距根據及查圖911，可選20a-1。查表91，鏈條節距為。4. 計算鏈節數和中心距初選中心距。取。相應得鏈長節數

14、為，取鏈長節數節。查表97得到中心距計算系數，則鏈傳動的最大中心中心距為：。5. 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號20a1，查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6. 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數，則壓軸力為。鏈傳動的設計7. 鏈輪的結構設計小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于搬運、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，常可將齒圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。根據軸的尺寸可確定鏈輪軸孔d=45mm，輪轂長度l=80mm，可與減速器的相關尺寸協調。8. 鏈輪的基本參數和主要尺寸名稱符號計算公式結果分

15、度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高最大軸凸緣直徑節距p=31.75mm，滾子直徑=19.05mm，小鏈輪齒數，大鏈輪齒數，內鏈板高度減速器軸及軸承裝置鍵的設計九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計.輸入軸上的功率轉矩.求作用在齒輪上的力 圓周力，徑向力，.初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表153，取(以下軸均取此值），于是由式152初步估算軸的最小直徑。輸入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 與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩tca=kat1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取ka=1.3

16、,則 按照計算轉矩tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用hl1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為160000n。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度l42的半聯軸器。 與軸配合的轂孔長度。減速器軸及軸承裝置鍵的設計.軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖9-1） 2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足半聯軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，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，故的長度應該比略短一點，現取。 (2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據，初選型號6205深溝

17、球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故,軸段3和5的長度取相同,，。(3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應根據6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取,。其余尺寸如圖91(4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得,，。(5)參考表152，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。圖9-1 輸入軸的結構布置簡圖減速器軸及軸承裝置鍵的設計5.受力分析、彎距的計算 1)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故總支承反力 2)計算彎矩并作彎矩圖 (1)水平面彎矩圖 (2)垂直面彎矩圖 (3)合成彎矩圖 3)計算轉矩并作轉矩圖減速器軸及軸承裝置鍵的設計6.作受力、彎矩和扭矩圖圖 92軸受力、彎矩和扭矩圖7

18、.選用鍵校核鍵連接：聯軸器：選單圓頭平鍵（a型）軸的直徑d=18mm,選，聯軸器:由式61，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，c處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據式155，并取，軸的計算應力，由表151查得，,故安全減速器軸及軸承裝置鍵的設計2.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.中間軸上的功率轉矩2.求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表153，取，于是由式152初步估算軸的最小直徑中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，取增大12%

19、得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑4.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)初選型號6207的深溝球軸承參數如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長度相同,故取。(2)軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊，軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒減速器軸及軸承裝置鍵的設計寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取 ，。(3)軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的

20、長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(4) 參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑 見圖93。 圖93 中間軸的結構布置簡圖5.軸的受力分析、彎距的計算1)計算支承反力： 在水平面上 減速器軸及軸承裝置鍵的設計在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉矩并作轉矩圖減速器軸及軸承裝置鍵的設計6. 作受力、彎矩和扭矩圖圖94軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級小齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（a型），小齒輪軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬b=85mm，。 由式61，查表62，得 ，鍵校核安全

21、2)高速級大齒輪的鍵 由表61選用圓頭平鍵（a型），大齒輪軸端直徑d=40mm，大齒輪齒寬b=50mm，。 由式6，減速器軸及軸承裝置鍵的設計查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，根據式155，并取， 由表查得，校核安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.輸入功率轉速轉矩2.第三軸上齒輪受力3.初定軸的直徑軸的材料同上。由式152，初步估算軸的最小直徑輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，圓整的。這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與

22、箱體的距離，取。4.軸的結構設計1)擬定軸的結構和尺寸（見圖95）2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度減速器軸及軸承裝置鍵的設計(1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。(2)軸段3和軸段6用來安裝軸承，根據，初選型號6212的深溝球軸承，參數基本：，基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： ，取 ，。 (3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,取,。

23、(4)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(5)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖95。圖95 軸的結構布置簡圖減速器軸及軸承裝置鍵的設計5.軸的受力分析、彎距的計算(1)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故(2)計算彎矩1)水平面彎矩 在c處，2)垂直面彎矩 在c處， 在b處 ，(3)合成彎矩圖 在c處在b處，(4)計算轉矩，并作轉矩圖 (cd段)減速器軸及軸承裝置鍵的設計6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖96 軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（a型）d=62mm， ，。由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級鏈輪的鍵 由表61選用圓

24、頭平鍵（a型）d=45mm，由式61，查表62，得 ，鍵校核安全減速器軸及軸承裝置鍵的設計8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，b處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式155，并取，d=62mm，由表151查得，校核安全。潤滑與密封十.潤滑與密封1.潤滑方式的選擇 減速器傳動零件的軸承都需要良好的潤滑，其目的是為減少摩擦、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。1)因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區進行潤滑。同時，傳動零件將油池中的油甩到箱壁上，可以使潤滑油加速散

25、熱。箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于3050mm。2)計算所需油量 。對于一級減速器每傳遞1kw的功率需油量約為350700(潤滑油的粘度高時取大值)。對于多級減速器，應按傳動的級數成比例的增加油量。軸的輸入功率為5.28kw。3)驗算油池中的油量v是否大于傳遞功率所需油量 油池中油量，符合要求。4)軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。為防止箱內潤滑油進入軸承室而使潤滑脂稀釋流出，同時也防止軸承室中的潤滑脂流入箱體內而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內一側裝設甩

26、油環。潤滑脂的充填量為軸承室的1/21/3，每隔半年左右補充或更換一次。2.密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。氈圈密封結構簡單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場合。3.潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用全損耗系統用油， lan68(gb 4431989)；潤滑脂選7407號齒輪潤滑脂(sy 40361984)。箱體的設計十一.箱體的設計1. 箱體的剛度減速器箱體一般采用剖分式結構，分箱面處的凸緣結構和軸承座結構對箱體的剛度有很大的影響。箱體底座凸緣的結構會影響箱體的支撐剛度。1) 軸承座壁厚和

27、加強肋的確定為了保證軸承座的剛度，軸承座孔應有一定的壁厚。設計軸承座孔采用凸緣式軸承蓋，根據安裝軸承蓋螺釘的需要確定軸承座厚度以滿足剛度的要求。為了提高軸承座的剛度，還應設置加強肋，一般中、小型減速器加外肋板。2) 軸承旁螺栓位置和凸臺高度的確定為了增強軸承座的連接剛度，軸承座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，為此需在軸承座兩側做出凸臺。兩螺栓孔在不與軸承座孔以及軸承蓋螺釘孔相干涉的前提下，應盡量靠近。凸臺高度h應以保證足夠的螺母扳手空間為原則，具體高度由繪圖確定。為了制造和裝拆的方便，全部凸臺高度應一致，采用相同尺寸的螺栓。3) 凸緣尺寸的確定為了保證箱蓋與箱座的連接剛度，箱蓋與箱座分箱面凸緣的厚

28、度一般取為1.5倍的箱體壁厚。為了保證箱體的支撐剛度，箱座底板凸緣厚度一般取2.5倍的箱座壁厚。底板寬度b應超過內壁位置，一般取。2. 箱體的結構工藝性1) 小齒輪端箱體外壁圓弧半徑r的確定小齒輪端的軸承旁螺栓凸臺位于箱體外壁之內測，這種結構便于設計和制造。為此，應使，從而定出小齒輪端箱體外壁和內壁的位置。2) 箱體凸緣連接螺栓的布置連接箱蓋與箱座的螺栓組應對稱布置，并且不應與吊耳、吊鉤、圓錐銷等相干涉。螺栓數由箱體結構及尺寸大小而定。3) 減速器中心高h的確定減速器中心高h可由下式確定：箱體的設計式中da為浸入油池內的最大旋轉零件的外徑。4) 鑄件應避免出現狹縫如果鑄件上設計有狹縫，這時狹縫

29、處砂型的強度較差，在取出木模時或澆鑄鐵水時，易損壞砂型，產生廢品。3. 附件設計3)視孔和視孔蓋視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態、接觸斑點及齒側間隙，還可以用來注入潤滑油。視孔應設計在箱蓋的上部，且便于觀察傳動零件嚙合區的位置，其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜。視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加石棉橡膠紙密封墊片，以防止漏油。2)通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高、內壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。3）油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩定之處。油尺結構簡單，在減速器中應用較多。4）放油孔和螺塞為了將污油排放干凈，應在

30、油池的最低位置處設置放油孔，放油孔應安置在減速器不與其它部件靠近的一側，以便于放油。平時放油孔用螺塞堵住，并配有封油墊圈。5）啟蓋螺釘為防止漏油，在箱座和箱蓋接合面處通常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設12個啟蓋螺釘。6）定位銷為了保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，需在箱體連接凸緣長度方向的兩端安置兩個定位銷，兩個定位銷相距遠些可提高定位精度。7）起吊裝置為了裝拆和搬運減速器，應在箱體上設計吊環螺釘、吊耳及吊鉤。箱蓋上的吊環螺釘及吊耳一般是用來吊運箱蓋的，也可以用來吊運輕型減速器。箱座上的吊鉤用于吊運整臺減速器。箱體的設計箱體的具體尺寸如下表名稱符號尺寸關系結果箱座壁厚=0.025a+18mm箱蓋壁厚11=(0.8-0.85）8mm箱座凸緣壁厚bb=1.512mm箱蓋凸緣壁厚b1b1=1.5112mm箱座底凸緣壁厚b2b2=2.520mm地腳螺釘直徑dfdf =0.036a+1217.4mm取m20地腳螺釘數目na8mm齒輪端面與箱體內壁距離22210mm兩級大齒輪端面距離33=12.512.5 mmdf，d1，d2至外機壁距離c1c1=1.2d+(58)c1f=26.5mmc11=22.5mmc12=16mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離c2c2c2f=25mmc21=26mm