1、機械設計課程設計設計題目： 二級斜齒輪減速器 機械與自動控制 院（系） 機械電子工程 專業 班級： 學號： 學生姓名： 指導教師： 完成日期： 2014 年 1 月 14 日 浙江理工大學目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統的運動和動力參數計算66. 設計高速級齒輪67. 設計低速級齒輪118. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計16軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計16軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計24軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計329. 箱體結構尺寸3410. 設計總結3611. 參考文獻36一.題目及總體分析題目：設計一個

2、帶式運輸機的減速器給定條件：輸送帶的牽引力F=4.9KN，運輸帶速度V=1.65m/s，運輸機滾筒直徑為D=500mm，滾筒效率。工作情況：連續單向運轉，載荷較平穩，兩班制，每班8小時；使用年限為八年；檢修間隔期：四年一大修，兩年一次中修；動力來源：電力三相電流，電壓380/220V。減速器類型選擇：選用展開式二級齒輪展開式圓柱斜齒輪減速器。特點及應用：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。高速級與低速級均為斜齒。整體布置

3、如下：圖示：5為電動機，4為聯軸器，為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。2. 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高低速級做成斜齒軸承圓錐滾子球軸承，角接觸球軸承聯軸器結構簡單，耐久性好彈性聯軸器三.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(三對)為20.97 3彈性聯軸器（兩對

4、）傳動效率3 輸送機滾筒滑動軸承效率為40.96從電動機至工作機主動軸之間的效率電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號根據輸出功率，選取額定功率工作機卷筒軸的轉速單級圓柱齒輪傳動比，兩級圓柱齒輪減速器總傳動比則電動機轉速可選范圍為 可見同步轉速為、的電動機均符合。對這三種電動機進行比較，如下表由表中數據可知三個方案均可行，但方案2的傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小，因此，可采用方案2，選定電動機的型號為Y160L-6。選用型號Y160L-6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i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；

5、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, 按展開式取 ，則 i：總傳動比 ：高速級齒輪傳動比 ：低速級齒輪傳動比五.傳動系統的運動和動力參數計算目的過程分析結論傳動系統的運動和動力參數計算設：從電動機到運輸機卷筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為、 、 、 ；對應各軸的輸入功率分別為、 、 、 ；對應名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、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=970n1=970n2=216.52n3=62.94n4

6、=62.94功率P(kw)P=11P1=10.89P2=10.35P3=9.84P4=9.45轉矩T(N·m)T1=107.22T2=456.51T3=1493.04T4=1433.87兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪聯軸器傳動比 ii01=1i12=4.48i23=3.44i34=1傳動效率01=0.9912=0.9823=0.9834=0.99六.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斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280，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

7、，故選用7級精度4）選小齒輪齒數124，大齒輪齒數21·14.48×24=107.52,取Z2=107。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即1）確定公式內的各計算數值（1）試選 （2）由圖10-30，選取區域系數（3）由圖10-26查得 （4）計算小齒輪傳遞的轉矩 （5）由表10-7選取齒寬系數（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數（7）由圖10-21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（8）由式10-13計算應力循環次數（9）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數（10）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，

8、安全系數為S=1，由式10-12得2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數K已知使用系數根據，級精度，由圖查得動載荷系數由表10-4查得由圖10-13查得假定，由表10-3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10-10得 （7）計算模數3按齒根彎曲強度設計由式10-11）確定計算參數（1）計算載荷系數（2）根據縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數（3）計算當量齒數（4）查取齒形系數由表10-5查得（5）查取應力校正系數由表10-5查得（6）由圖10-20查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大

9、齒輪的彎曲疲勞強度極限（7）由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數 （8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4，由式10-12得（9）計算大小齒輪的大齒輪的數據大設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2mm，已可滿足彎曲強度。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，則4幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為175mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑計算大、小齒輪的齒根圓直徑 計算齒輪寬度圓整后取；5驗算合適七.設計低速級

10、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斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為，二者材料硬度差為。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，大齒輪齒數,取Z2=80。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即）確定公式內的各計算數值（1）試選 （2）由圖10-30，選取區域系數（3）由圖10-26，查得 （4）計算小齒輪傳遞的轉矩 （5）由表10-7選取齒寬系數（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數（7）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

11、接觸疲勞強度極限（8）由式10-13計算應力循環次數（9）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數，（10）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為S=1，由式10-12得2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數 （4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數K由工作條件確定使用系數根據，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數用插值法，根據，非對稱布置，軟齒面齒輪，7級精度，由表10-4查得 根據，由圖10-13查得假定，由表10-3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10-10a得 （7）計算模數3按齒根彎曲強度設計式10

12、-171）確定計算參數（1）計算載荷系數（2）根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數（3）計算當量齒數 （4）查取齒形系數由表10-5查得（5）查取應力校正系數由表10-5查得（5）由圖10-20c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（7）由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數（8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4，由式10-12得（9）計算大小齒輪的 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法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取3mm，已可滿足彎曲強度。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

13、來計算應有的齒數。于是有取，則4 幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為196mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑4） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑5）計算齒輪寬度圓整后取；5驗算合適8. 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2求作用在齒輪上的力 3初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取（以下軸均取此值），于是由式15-2初步估算軸的最小直徑輸出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

14、算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查機械設計手冊，選用HL型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為315000N·。半聯軸器的孔徑，故取半聯軸器長度L82，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。4軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 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，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=60mm.，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）初步選擇球軸承 參照工作要求并根據，初選型號7308A

15、C軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取（3）取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段3加軸套，直徑應根據7308AC角接觸球軸承右位軸肩直徑，確定。（4）軸段4上安裝齒輪,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4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應根據直徑應根據7308AC角接觸球軸承左位軸肩直徑確定,即，（5）取

16、齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸入軸的結構布置5受力分析、彎距的計算（1）計算支承反力 在水平面上 （2）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6作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯軸器：選單圓頭平鍵（C型） 齒輪：選普通平鍵 （A型） 聯軸器:由式6-1，查表6-2，得 ，鍵校核安全齒輪: 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。

17、根據式15-5，并取，軸的計算應力由表15-1查得，故安全9.精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A,，B無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面左右兩側需驗證即可。.截面左側。抗彎系數 W=0.1=0.1=64

18、00抗扭系數 =0.2=0.2=12800截面的右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =107.2截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得： 因 經插入后得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 =0.84k=1+=1.81k=1+（-1）=1.33所以 綜合系數為： K=2.46K=1.63碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=39.1S22S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數 W=0.1=0.1=9112.5抗扭系數 =0.2=0.2=1822.5截面左側的彎矩M為 M=17278.09截面上的扭矩為 =107.2截面上的彎曲應力 截

19、面上的扭轉應力 =過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=2.496 =1.997軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數綜合系數為：K=K=安全系數S=53.8S24.8S=1.5 所以它是安全的9校核軸承和計算壽命（1）求兩軸承受到徑向載荷 （2）求兩軸承計算的軸向力， 對于7308AC型軸承，按表13-7，軸承派生的軸向力=e,其中e=0.68派生軸向力 Fd1 = 0.68 Fr1=1807.6N Fd2 = 0.68 Fr2=622.65N=1550.4 N < 1915.8N =Fd1, 被放松的軸承1所受的軸向力為其本身派生的軸向力Fd1, (3)求軸

20、承當量動載荷，在表查得，X11，=0。=0.41, =0.87由表取則，A軸承的當量動載荷，校核安全校核安全 （4）驗算軸承壽命 因為>,所以按軸承A的受力大小驗算該軸承壽命該軸承壽命=5.17年>4年，大于大修年限，符合要求。2.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初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取。由式15-2，初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器直徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩 由查表14-1得 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條

21、件，查標準選用型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為，半軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。4軸的結構設計1）擬定軸的結構和尺寸（見下圖）輸出軸的結構布置2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的 直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，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1-2段的長度應比略短些，現取。 （2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙

22、組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為，故；而右端由于有擋油環，故。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30314型軸承的定位軸肩高度，因此，取（3） 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環處的直徑。軸環寬度，取。（4） 軸承端蓋的總寬度為32mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故取。（5） 取齒輪距箱體內壁之距

23、離為12mm，滾動軸承端面距箱體內壁之距離為5mm；由于要與減速器整體相配合，可得，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位齒輪和聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為、。5. 軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上 在垂直面

24、上總支承反力（2）計算彎矩 1）水平面彎矩 在A處，在B處， 2）垂直面彎矩 在A處 在B處 3）合成彎矩 在A處 在B處， 4）轉矩 5）作受力、彎距、扭距圖軸的受載情況如下表載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩6. 按彎矩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（即危險截面中間截面）。根據式15-5及上表中的數據，以及軸單向旋轉，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45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面軸上前面裝聯軸器的一段只受扭矩作用。雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引

25、起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以前一段均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中間截面上的應力最大。截面5的應力集中影響和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不做強度校核。中間截面雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故中間截面不用校核。截面6和7顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需截面4左右兩側即可。（2）截面4左側抗彎系數 W=0.1=0.1=34300抗扭

26、系數 =0.2=0.2=68600截面4的左側的彎矩M為 截面4上的扭矩為 =1493.04截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼,調質處理。由課本表15-1查得： 因 查附表3-2，經插值后得1.913 =1.253由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為 =0.85故有效應力集中系數按式（附表3-4)得K=1+=1.749K=1+（-1）=1.215由附圖3-2，3-3，根據直徑75mm，得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數軸未經表面強化處理，即按式3-12及3-12a得綜合系數 碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05計算安全系數S=13.93S7.1699S=1.5 所以它

27、是安全的（3） 截面4右側抗彎系數 W=0.1=0.1=42187.5抗扭系數 =0.2=0.2=84375左側的彎矩M為 M=210255截面4上的扭矩為 =1493040截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =過盈配合處由附表3-8用插值得到，并取取質量系數 綜合系數K=K=碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=SS=1.5 所以它是安全的7選用校核鍵）聯軸器處的鍵由表6-1選用圓頭平鍵（A型） 工作長度 由式6-1，查表6-2，得 ，為安全起見，故采用雙鍵，呈分布，雙鍵工作長度因此，采用雙鍵安全。2）齒輪處的鍵 由表6-1選用單圓頭平鍵（C型） 工作長度 由式6-1，查表6-2，

28、得 ，鍵校核不安全故采用雙鍵，呈分布，雙鍵工作長度因此，采用雙鍵安全。8.軸承校核查滾動軸承樣本可知圓錐滾子球軸承30314的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。 1）求兩軸承受到的徑向載荷 2）求兩軸承的計算軸向力查表 軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，所以 3）求軸承當量動載荷P 取 取 因軸承運轉有中等沖擊載荷，按表13-6， ，取則 3）驗算軸承壽命圓錐滾子軸承取軸承額定壽命為3.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初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是由式15-2初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑3根據軸向定位的要求

29、確定軸的各段直徑和長度（1）初選型號7309AC的角接觸球軸承參數如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 根據結構設計兩段安裝軸承的軸長度分別為44mm、48mm，軸直徑為45mm。（2）為了與兩端的輸入、輸出軸相配合，并與相嚙合的齒輪齒寬相配合，取兩段軸的長度為61mm、61mm，軸直徑都取為50mm。 （3）根據總體結構取中間軸肩長度為26mm，直徑為60mm。 （4）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結構布置4.選用鍵（1）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） （2）高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 得 故安全。九箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（H

30、T200）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 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

31、板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，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

32、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.箱體結構尺寸如下表名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑M16機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8 8 12視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4262216，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表4242014外機壁至軸承座端面距離=+（812）47大齒輪頂圓與內機壁距離>1.212齒輪端面與內機壁距離&