郭可可一級蝸輪蝸桿減速器

1、畢業(yè)設計課 題 名 稱一級蝸輪蝸桿減速器分 院/專 業(yè) 機械工程學院/機械設計與制造班 級計輔1211學 號1201583105學 生 姓 名郭可可指導教師：李海萍2015年6月3日蝸輪蝸桿減速器設計摘 要通過在學校課堂上對減速器的學習和簡單了解，開始嘗試去設計蝸輪蝸桿減速器，蝸輪蝸桿減速器作為更加進步的減速裝置，讓學生對機械發(fā)展的迅速增強感性認知，并且提高自我對社會的適應能力，而且可以更進一步鞏固在大學中所學過的基礎理論知識，以及幫助自我提高對所學知識的綜合運用，以自我方式在設計中去發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，認真地把所學知識與實踐所結合，從而為以后的工作打下夯實的實踐基礎和積累經(jīng)驗。減速器的設計，

2、是學習怎么樣進行機械設計，及了解機械傳動裝置的運行原理及各類參數(shù)搭配的一個很好的方式。并且可以學習使用多種智能繪圖工具，比如CAD，CAXA等大眾所熟知的繪圖軟件，很直觀的呈現(xiàn)在二維圖上。通過對一級蝸輪蝸桿減速器的設計，對蝸輪蝸桿減速器會有個簡單的認識和了解。蝸輪蝸桿減速器是現(xiàn)代機械傳動裝置中必不可少的重要部分。任何機械傳動裝置在長期的使用過程中，都會出現(xiàn)不同程度的磨損和損害，因此對于機械裝置要經(jīng)常予以保養(yǎng)與維護，盡可能去延長其使用壽命，使其的運動高效化，進而提高機械生產(chǎn)的效率，降低生產(chǎn)的成本，以獲得最好的使用效率，獲得最高的效益。關鍵詞：機械傳動裝置、蝸輪蝸桿減速器、蝸輪傳動設計原理與參數(shù)配

3、置Design of worm gear reducerAbstractThrough in the school classroom learning and simple understanding of the deceleration and began to try to design of the worm reducer, worm gear reducer as more progressive deceleration device, let students of mechanical development of the rapidly increasing percep

4、tual cognition, and improve self ability to adapt to society, and further consolidate the basis theoretical knowledge we learned in the University, and self help to improve the integrated use of the knowledge, by way of self in the design to discover and solve problems, and seriously to the knowledg

5、e and practice combined, lay solid foundation of practice so as to work and accumulate experience.Design of reducer, is learning how to do mechanical design, and an understanding of mechanical transmission device of operation principle and all kinds of parameter matching of a good way. And can learn

6、 to use a variety of intelligent drawing tools, such as CAD, CAXA, known to the public the drawing software, very intuitive presented in Fig. 2D. Through the design of a worm gear reducer, the worm reducer will have a simple understanding and understanding. The worm reducer is the essential part of

7、modern mechanical transmission device. Any mechanical transmission device in the long-term use of the process, will appear different degree of wear and damage, so for the mechanical device to often be maintenance and maintenance, as far as possible to prolong the service life, make the movement more

8、 efficient, and improve the efficiency of the mechanical production, reduce the production cost to obtain the best use efficiency, gain the highest efficiency.Keywords:The mechanical transmission device, worm reducer, worm gear drive design principle and configuration parameters目 錄摘要IIn this paperII

9、一電動機的選擇1二分配傳動比22.1總傳動比22.2減速裝置的傳動比分配23各軸的參數(shù)23.1各軸的轉速23.2各軸的輸入功率33.3各軸的輸出功率33.4各軸的輸入轉矩33.5各軸的輸出轉矩33.6各軸的運動參數(shù)表44.蝸輪蝸桿的選擇44.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型44.2選擇材料44.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設44.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸64.5校核齒根彎曲疲勞強度74.6驗算效率74.7精度等級公差和表面粗糙度的確定85圓柱齒輪的設計85.1材料選擇85.2按齒面接觸強度計算設計85.3計算95.4按齒根彎曲強度計算設計105.5取幾何尺寸計算116 軸的設計計算126.1

10、蝸桿軸126.1.1按扭矩初算軸徑126.1.2蝸桿的結構設計126.2蝸輪軸136.2.1輸出軸的設計計算136.2.2軸的結構設計146.3蝸桿軸的校核156.3.1求軸上的載荷156.3.2精度校核軸的疲勞強度176.4蝸輪軸的強度校核206.4.1精度校核軸的疲勞強度226.4.2精度校核軸的疲勞強度227.滾動軸承的選擇及校核計算257.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算257.2蝸桿軸上軸承的選擇計算278.鍵連接的選擇及校核計算308.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接308.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接308.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接319聯(lián)軸器的選擇計算319.1與電機輸出

11、軸的配合的聯(lián)軸器319.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器3210.潤滑和密封說明3210.1潤滑說明3210.2密封說明3311拆裝和調(diào)整的說明3312減速箱體的附件說明3313.設計小結3314參考文獻34 一、電動機的選擇1、電動機類型的選擇 按已知的工作條件和要求，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。2、選擇電動機型號 電動機所需要工作功率： kw 所以其中 kw=7.60kw 由電動機至運動裝置的傳動總效率為： =0.9920.9930.80.96=0.73043、確定電動機轉速滾筒工作轉速為 r/min按機械設計課程設計指導書表2-1推薦的合理傳動比范圍，初取蝸桿傳動比范圍，故r/m

12、in電動機的技術特性和外形安裝尺寸見表14-1，表14-2，符合這一范圍電動機的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min。有三種適用的電動機型號可供選擇。如下所示：方案型號額定功率/kw同步轉速/r/min滿載轉速/r/min重量價格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440輕低綜合電動機和傳動裝置的尺寸、重量和價格選擇方案3比較合適因此選定電動機型號為Y132M-4其主要性能：額定功率7.5KW；滿載轉速1440r/min；額定轉矩2.2。二、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比2、分配各級傳動比根

13、據(jù)課程設計指導書P12表2-1，取蝸輪蝸桿傳動比=20（單級減速器合理）=7.60kw=0.7304=72.23r/min電動機型號為Y132M-4=20=20三、傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算1、計算各軸的功率 P0=Pd=7.60 KW 1軸 P1=P01=7.600.99=7.52 KW 2軸 P2=P123=7.520.990.8=5.96KW 3軸 P3=P212=5.960.990.99=4.72KW2、計算各軸轉速 1軸： 1440r/min 2軸： 72r/min 3軸： 72r/min3、 計算各軸扭矩 Nm 1軸： = =49.90Nm 2軸： = =790.53Nm

14、3軸： = =626.06Nm軸名功率p/kw轉矩T/N.m轉速n(r/min)傳動比i效率輸入輸入電動機軸07.6050.421440蝸桿軸17.5249.90144010.99蝸輪軸25.96790.5372200.79滾筒軸34.72626.0672P0= 7.60 KWP1=7.52 KWP2=5.96KWP3=4.72KW=1440r/min=1440r/min=72r/min=72r/min =50.42 NmT1=49.90NmT2=790.53 NmT3=626.06 Nm四、傳動零件的設計計算蝸桿蝸輪設計計算：1、蝸桿傳動類型GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA

15、）2、選擇蝸輪蝸桿材料蝸桿材料為20Gr，表面滲碳，硬度5863HRC；蝸輪齒圈材料 為ZCuSn10P1。砂型鑄造。估計滑動速度小于10m/s，由表14-3可查出蝸輪的許用接觸應力=200MPa3、按齒面接觸疲勞強度公式設計 （1） 、選擇蝸桿齒數(shù)，計算蝸輪齒數(shù)，并取整數(shù)。 選擇蝸桿齒數(shù)=2，根據(jù)傳動比，計算蝸輪齒數(shù)=2*20=40（2） 根據(jù)蝸桿齒數(shù)，估計總效率值，并計算蝸輪轉矩。 估計總效率值=0.8，計算蝸桿上的轉矩 T2=9.55106P2/n2=9.551065.96/72=798000Nmm （3）計算，并查表確定模數(shù)m,及蝸桿分度圓直徑。 初步選取載荷系數(shù)K=1.2. =1.2

16、7.98 =3740.625mm 由上述所求數(shù)據(jù)查表14-2（機械設計基礎）取 =4032mm，則模數(shù)m=8、蝸桿直徑系數(shù)q=7.875、蝸桿分度圓直徑d=63 mm 4、確定蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與尺寸(1)蝸桿：軸向齒厚=m/2=12.566mm齒頂圓直徑 79mm齒根圓直徑 43.8mm分度圓導程角=101836 蝸輪寬度，=107.2mm磨削蝸桿，當10mm時，應增大1525mm，故取=125mm(2)蝸輪：蝸輪分度圓直徑320mm蝸輪喉圓直徑 336mm蝸輪齒根圓直徑 300.8mm蝸輪外圓直徑=348mm蝸桿寬度：0.75=59.25mm 故取值=58mm蝸輪咽喉母圓半徑23.5mm

17、5、校核齒根彎曲疲勞強度：當量齒數(shù)：=56.21根據(jù)=0.246，56.21。從機械設計第八版圖11-1中可查的齒形系數(shù)=2.2。螺旋角系數(shù)：=0.9192許用變應力：從機械設計第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力=56Mpa。壽命系數(shù)：=0.570 =56X0.570Mpa=31.92Mpa =15.907Mpa0.8因此不用重算。=200Mpa T2=798000Nmm d=63mm m=8=19.782mm1075.6mm47.88mm=1118369.891=53+0.246i=26.5333.9mm349.5996mm321.2244mm25.2112m

18、m56.210.91920.570=31.92Mpa=15.907Mpa4.842m/s=0.8516七、軸的設計計算 輸出軸的設計-蝸輪軸1、按扭矩初算軸徑（1）、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選用45號鋼，正火處理 b=600MPa b1=55MPa（2）、按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑d軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得=1.59.5503.22/54.68=843.57Nm查表GB/T 5014-1955 HL3選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑d=45mm，即軸伸直徑為45

19、mm 。（3）、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，軸伸處用C型普通平鍵聯(lián)接，實現(xiàn)周向固定。用A型普通平鍵連接蝸輪與軸。2、軸的結構設計（1）、徑向尺寸的確定從軸段d1=45mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.070.1）d范圍內(nèi)， h（0.070.1）d1=（3.154.5）mm。應取d2=53mm；d3與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝，取d3=55mm，查機械零件設計手冊選定軸承型號為7011C，d4與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安裝。按標準直徑系列，取d4=56mm；d5起蝸輪軸向固定作用，由h=（0.070.1）d4=（0.

20、070.1）56=3.935.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7與軸承配合，取d7=d3=55mm；d6為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取d6=58mm。（2）、軸向尺寸的確定與聯(lián)軸器相配合的軸段長度，L1=112mm。對蝸輪b=74mm取軸長段L4=b-(23)mm=72mm,對定位軸肩L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整則L5=11mm。7011C型軸承其軸承寬度B=18mm，故L7=B=18mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與箱體的距離取1015mm，軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離取5mm；分箱面取5565mm，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器

21、距離1015mm，初步估計L2=55mm，軸承環(huán)寬度為8mm，兩軸承的中心的跨度為144mm，軸的總長為311mm。(3)、軸的強度校核（a） 軸的結構與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉矩圖 （g）計算彎矩圖（3.1）計算蝸輪受力1）、繪出軸的計算簡圖（a）圖2）、繪制水平面彎矩圖（b）圖蝸輪的分度圓直徑 =334mm； 轉矩 =563.167Nm蝸輪的圓周力 =2563.167/334=3372.26N蝸輪的徑向力=3372.26tan20=1227.4N蝸輪的軸向力760N軸承支反力：1686.13N截面C處彎矩：12

22、1.4N.m3）、繪制垂直面彎矩圖（c）圖軸承支反力：613.7N計算彎矩：截面C左右側彎矩：43.96N.m4）、繪制合成彎矩圖（d）圖129.12N.m5）、繪制彎矩圖（e）圖563.10N.m6）、繪制當量彎矩圖 （f）圖轉矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取0.6，截面C處的當量彎矩為：=361.69N.m7）、校核危險截面C的強度：13.78Mpa=55MPa安全。 輸入軸的設計計算-蝸桿軸1、 按扭矩初算軸徑（1）、軸的材料的選擇：選用45號鋼，調(diào)質處理，硬度HBS=230，強度極限=650Mpa，屈服極限=360Mpa，彎曲疲勞極限=300Mpa，剪切疲勞極限=155Mpa，對稱循

23、環(huán)變應力時的許用應力=60Mpa。（2）初步估算軸的最小直徑最小直徑估算：16.3mm軸伸部位安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得=1.59.5503.61/1440=35.91Nm查機械零件設計手冊表GB/T4323-2002 LT4選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑d=20mm，即軸伸直徑為20mm 。軸孔長度L=52mm（3）、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，軸伸處用C型普通平鍵聯(lián)接，實現(xiàn)周向固定。2、 軸的結構設計（1）、徑向尺寸的確定從軸段d1=20mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度可

24、在（0.070.1）d范圍內(nèi)， h（0.070.1）d1=（1.42）mm。應取d2=24mm；d3與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝，取d3=25mm且d7=d3=25mm，查機械零件設計手冊選定軸承型號為7005C，d4=d6=27mm。d6為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取d6=27mm。d5取蝸桿齒頂圓直徑 d5=75.6mm.(2)、軸向尺寸的確定由GB/T4323-2002查聯(lián)軸段長度52mm，與軸承配合的軸段長度，查軸承寬度為12mm，取擋油板厚為1mm，其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸桿端面與箱體的距離取1015mm，軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離取5

25、mm；分箱面取5565mm，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離1015mm，軸承環(huán)寬度為18mm ，蝸桿軸總長352mm。(3)、蝸桿的受力齒頂圓直徑=75.6mm； 轉矩 =23.947Nm蝸桿的圓周力 =223.94/0.0756=633.33N蝸桿的徑向力=633.33tan20=230.51N蝸桿的軸向力143.35N45號鋼b=600MPa b1=55MPa843.57NmHL3選彈性銷柱聯(lián)軸器角接觸球軸承d1=45mmd2=53mmd3=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm軸承型號為7011CL1=112mmL4=72mmL5=11mmL7=B=18mmL2=

26、55mm=311mm3372.26N1227.4N760N=1686.13N121.4N.m613.7N43.96N.m129.12N.m563.10N.m361.69N.m13.78Mpa=55MPa45號鋼HBS=230=650Mpa=360Mpa=300Mpa=155Mpa=60Mpa35.91Nm彈性套柱銷聯(lián)軸器LT4d1=20mmd2=24mmd7=d3=25mmd4=d6=27mmd5=75.6mm軸承型號：7005C=352mm633.33N230.51N143.35N八、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命： 1030016=48000小時1、 計算輸入軸軸承（1

27、）已知=1440r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=115.25N初選兩軸承為角接觸球軸承7005C型根據(jù)教材P322表13-7得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=78.37N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=143.35故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=78.37N FA2=FS2=221.72N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=78.37N/115.25N=0.68FA2/FR2=221.72N/115.25N=1.92根據(jù)教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1e x2=1 y1=0 y2=0（4）計算當量載荷P1、P

28、2根據(jù)教材P321表13-6取fP=1.1根據(jù)教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(1115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1(1115.25+0)=126.775N（5）軸承壽命計算P1=P2 故取P=126.775N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7005C型的Cr=23000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/1440(123000/126.775)3=3216949974h48000h預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承（1）已知n=54.68r/min = 760N, FR=FN

29、H1=1686.13N試選7011C型角接觸球軸承根據(jù)教材P322表13-7得FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.681686.13=1146.57N（2）計算軸向載荷FA1、FA2FS1+=FS2 = 760N任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=1146.5NFA2= FS1+=1906.5N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13根據(jù)教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1e x2=1 y2=0（4）計算當量動載荷P1、P2根據(jù)表P321表13

30、-6取fP=1.1根據(jù)式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(11686.13)=1854.743NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(11686.13)= 1854.743N (5)計算軸承壽命LHP1=P2 故P=1854.743 =3根據(jù)手冊P71 7011C型軸承Cr=30500N根據(jù)教材P320 表13-4得：ft=1根據(jù)教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/54.68(130500/1854.743)3 =1355674.4h48000h此軸承合格，預期壽命足夠。FR1=FR2=115.25N角接觸球軸承7005C

31、FS1=FS2=78.37NFA1=78.37N FA2= 221.72NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.92P1=126.775NP2=126.775NP=126.775N=3Lh=3216949974h48000h預期壽命足夠。7011C型角接觸球軸承FS1=FS2=1146.57NFA1=1146.5NFA2=1906.5NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.13P1=1854.743NP2=1854.743NLh=1355674.4h48000h九、鍵連接的選擇及校核計算1、聯(lián)軸器與輸出軸連接采用平鍵連接軸徑d1=45mm，L1=112mm查機械零件設計手冊P291

32、 選用C型平鍵，得：b=14 h=9 L=50即：鍵C1450 GB/T 1096-2003 l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30Nm 根據(jù)教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4631100/45998=49.48Mpap(110Mpa)2、輸入軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑d4=56mm L4= 72mm T2=563.10Nm查機械零件設計手冊P291 選A型平鍵，得：b=16 h=10 L=50即：鍵1650 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm p=4 T2/d4hl=4563100/561056=22.524Mpap(110Mpa)3

33、、輸入軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接軸徑d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m查機械零件設計手冊P291 選用A型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵632GB/T1096-2003l=L1-b=52-6=46mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得p=4 T1/d1hl=423940/20646=1.32Mpap (110Mpa)C型平鍵b=14 h=9 L=50l=98mmp=49.48Mpap(110Mpa)A型平鍵b=16 h=10 L=50l=56mmp =22.524Mpap(110Mpa)A型平鍵b=6 h=6 L=32l=46mmp=1.32Mpap (110Mpa)

34、十、聯(lián)軸器的選擇及校核計算聯(lián)軸器選擇的步驟：1、蝸桿端聯(lián)軸器（1）、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2）、載荷計算：公稱轉矩：23.94N.m由機械設計第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的計算轉矩為：=1.5X23.94=35.91N.m (3)、型號選擇：依據(jù)蝸桿軸的設計與計算中知：查GB/T 5014-1955 HL3選彈性銷柱聯(lián)軸器，標準孔徑d=45mm，即軸伸直徑為45mm 。2、 輸出軸端聯(lián)軸器（1）、類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器（2）、載荷計算：公稱轉矩：563.10N.m由機械設計第八版表14-1查得=1.

35、5。故由公式（14-1）的計算轉矩為：=1.5X563.10=844.65N.m(3)、型號選擇：依據(jù)蝸輪軸的設計與計算中知：查機械零件設計手冊表GB/T4323-2002 LT4選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑d=20mm，即軸伸直徑為20mm 。軸孔長度L=52mm。35.91N.m彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 5014-1955HL3844.65N.m彈性銷柱聯(lián)軸器GB/T 4323-2002LT4十一、減速器的潤滑與密封在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結構本課題所設計的減速器，其基

36、本結構設計是在參照機械設計基礎課程設計圖10-8裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內(nèi)油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔，在箱體底部設有

37、放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。2、減速箱體的結構該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式具體結構詳見裝配圖3、軸承端蓋的結構尺寸詳見零件工作圖4、減速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為118cSt（100C）查表5-11機械設計基礎課程設計軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為ZL-2查表5-13機械設計基礎課程設計。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。蝸輪傳動部分：潤滑油軸承部分：脂潤滑十二、箱體及附件的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。采用下置剖分式蝸桿減速器（由于Vs=4.84m/s5m/s時，蝸桿下置）。鑄造箱體，材料HT150。2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 名稱減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 =11mm 箱蓋壁厚1 1=10mm箱座凸緣厚度b1，箱蓋凸緣厚度b，箱座底凸緣厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.1=15mm b2=2.5=28mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm軸承