帶式輸送機傳動裝置二級展開式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計計算說明書

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目： 用于帶式運輸機的減速器設(shè)計 學院名稱： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導(dǎo)教師姓名： 目 錄 1、 設(shè)計任務(wù).2、 傳動方案的確定及簡要說明.3、 .選擇電動機 .4、 傳動比分配。計算各軸轉(zhuǎn)速，計算各軸扭矩 .5、 齒輪傳動設(shè)計.六計算軸類零件 .七 鍵連接的選擇及計算 .八 滾動軸承的選擇及校核計算 .26九 參考文獻.摘 要 本說明書主要針對用于帶式運輸機的減速器設(shè)計過程作了較為詳細的闡述。該減速器的布置形式為單級直齒輪傳動，設(shè)計參數(shù)分別為帶的工作拉力= N，帶速= 1.1 ，滾筒直徑= 300 。全書主要分為 9大部分,

2、包括設(shè)計的原始數(shù)據(jù),設(shè)計方案的確定,電動機的選型,聯(lián)軸器的選擇,傳動零件的設(shè)計計算,軸的初步設(shè)計,軸承的選擇、壽命計算及其潤滑密封，軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核,減速器附件結(jié)構(gòu)設(shè)計等。在主要傳動零件齒輪的設(shè)計中，運用了齒根彎曲疲勞強度準則和齒面接觸疲勞強度準則；在軸的設(shè)計中，首先按照扭矩估算了軸的最小直徑，然后進行軸系的結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后對軸的抗彎強度作了較為詳細的校核。計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果一：設(shè)計任務(wù) 題目：設(shè)計一帶式輸送機傳送裝置 1、傳動簡圖 第2章 傳動方案設(shè)計傳動方案應(yīng)首先滿足工作機的工作要求，如所傳遞的功率及轉(zhuǎn)速。此外，還應(yīng)具有結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方

3、便等特點，以保證工作機的工作質(zhì)量和可靠性。要同時達到這些要求，常常是困難的，設(shè)計時要統(tǒng)籌兼顧，保證重點要求。 圖2.1 減速器傳動方案任務(wù)書上圖所示為帶式運輸機的四種傳動方案。我選擇第四組，如圖2.1所示。該方案減速器的長度較短，但尺寸及重量較大兩對齒輪浸入油中深度大致相等，高速級齒輪的承載能力難于充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。三、電動機的選擇。 1、功率的確定 1）工作機所需功率 （kw） PWFWVW/(1000w)1.81031.1/10001.98 式中FW為工作機的阻力，N；VW為工作機的線速度，m/s；w為工作機效率. 2） 電動機至工作機的

4、總效率 選取卷筒效率 1=0.96 選取齒式聯(lián)軸器效率 2=0.99 選取8精度齒輪效率 3=0.97 選取 滾動軸軸承效率 4=0.99 齒輪2軸承3聯(lián)軸器20.960.9730.9920.990.86 選擇圓柱齒輪傳動8級精度，滾動軸承。 3）電動機所需功率Pd （kw） Pdpw/1.6/0.86=1.86KW2. 電動機轉(zhuǎn)速的運算 作機轉(zhuǎn)速nw ： 因：V= (Dn)/60*1000 (m/s) 故：nw=(V*60*1000)/ D(rpm) 因為減速器為開式，所以選擇傳動比 i=35,2級減速器i=925Nw=70.1m/min所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍Nd=i*70.1=(630.9

5、-1752.5) 4)電動機型號的確定初選電動機為同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電動機。查表查處電動機型為為Y100L4，其額定功率為2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速1430r/min,堵轉(zhuǎn)/額定轉(zhuǎn)矩2.2 最大轉(zhuǎn)矩 2.3 ，質(zhì)量 34 四、傳動比的分配 1）計算總傳動比：電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比 總傳動比i inmnw143070.220.4 2）合理分配各級的傳動比：為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應(yīng)該使兩級的大齒輪具有相近的直徑。設(shè)高速級傳動比為i1，低速級傳動比為i2，減速器的總傳動比為i，對于二級展開式圓柱齒輪減速器，傳動比按照以下分配

6、： i總=i減=i高*i低=nm/nw i高=（1.2-1.3)i低 i減= （1.2-1.3) i低2取i低=3，i高=6.83） 計算各軸轉(zhuǎn)速 1. I軸 nI=nm=1430 II軸 nII=P I I= P I * 12=210.29r/min III軸 nIII=70.09 4）各軸輸出功率 I軸 PI=1.84 II軸 PII=1.84 *0.97 *0.99=1.77 III軸 PIII=1.77 *0.97 *0.99=1.58 5）各軸扭矩 Td=9550*1.86/1430=12.4I軸 T1=12.4II軸 T2=T1*0.99*0.97*6.8=80.9III軸 T3=

7、T2*n23*i低=233.1 6）各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入扭矩、傳動比、效率：項目電動機軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min2970.09功率（kw）2.21.841.771.58轉(zhuǎn)矩（Nm）12.412.480.9233.1傳動比116.83效率10.990.970.97五 齒輪傳送設(shè)計：。 1、高速斜齒齒輪傳動的設(shè)計計算 1）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者材料硬度相差為40 HBS。兩者皆為軟齒面。 2）初選小齒輪齒數(shù)為Z121，大齒輪齒數(shù)Z26.824142.

8、6，取Z2143 。 初選螺旋角=14 2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進行式算，即 d1t （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt1.6。 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T12.63104 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 。 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）由公式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N160n1jLh6014301（1830010）2.059109 N23.27108 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN10.90 ，KHN20.95 。 8）計算接觸疲勞應(yīng)

9、力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S1 ，由式10-12得 許用接觸應(yīng)力 （2）計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中取較小的值。 =39.37mm 2）計算圓速度 。 3）計算齒寬b。 mm 4）計算齒寬與齒高之比。 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)K。 根據(jù)v=2.94m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)0； 由10-4查的斜齒輪與直齒相同，； 由表10-13查得使用系數(shù) 由表10-3 查的，； 故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-13a得 7）計算模數(shù)m 。 3、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-5得彎曲強度計算公式為 （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)；

10、 2）查表得根據(jù)縱向重合度；從圖查螺旋角影響系數(shù) 3）計算當量齒數(shù) 4 查取齒形系數(shù) 由表10-5查的。 5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 ；。6. 由10-20C查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)7. 計算彎曲疲勞應(yīng)力 8）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.5優(yōu)先采用第一系列并就

11、近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的，算出小齒輪齒數(shù) 取大齒輪齒數(shù) 取。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 ,將中心距元整為120mm（3） 計算齒輪寬度 取，。5、 高速傳動幾何尺寸名稱結(jié)果模數(shù)1.5法面壓力角20分度圓直徑40200齒頂圓直徑43203齒根圓直徑36196中心距120齒寬4045 六 軸的設(shè)計計算 第一部分 初估軸徑、結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于高速軸轉(zhuǎn)速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為

12、齒輪軸，使用深溝球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。 1）初軸的最小直徑。 先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3，選取A0110，于是得到 高速軸的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取,則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T 5014-2003,選用GY3型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑，所以選用高速軸的最小直徑為20mm。 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。（見草圖） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,A軸端一端需制出一

13、軸肩，故取b段的軸頸D=22mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=42mm,A段的長度應(yīng)比L略短一些，故取LA=40因軸承同時受到軸向力和徑向力作用，故選用圓錐滾動軸承，選取dn=22mm,選取軸承30305，其尺寸，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，故d=32mm。因為齒輪1的齒根圓直徑與齒輪相近，故選用齒輪軸，所以取,取齒輪處的長度Ln=45mm。軸承蓋的總長度取18mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝既便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的間距取27mm，故取Ln=45mm。取齒輪據(jù)箱體內(nèi)壁的距離a=16mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)部一段距離S=8

14、mm故。由各軸位置及箱體寬度決定，故Ld=104.5mm。 2、中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： 低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端深溝球軸承承載。 1）初軸的最小直徑。 先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3，選取A0110，于是得到 兩端選用深溝球軸承，初選深溝球軸承代號為6208。所以選取軸的最小直徑Dmin40mm。2) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:該處安裝軸承，初選軸承型號為6208，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D40mm。此段需安裝軸承

15、和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L38mm。該處需安裝低速齒輪嚙合中的小齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D46mm。小齒輪的齒寬B73mm。為了使甩油杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L71mm。此段為軸肩，軸肩高度h0.1d0.1464.6mm選取故選取此處直徑為D56mm。此段是定位軸肩寬度b1.4h1.457mm，所以選取L8mm。該處需安裝高速齒輪嚙合中的大齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D46mm。大齒輪的齒寬B43.5mm。為了使甩油杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所

16、以選取此段長度為L42mm。該處安裝軸承，初選軸承型號為6208，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D40mm。此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L38mm。3、 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。 1）初軸的最小直徑。 先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3，選取A0110，于是得到 低速軸的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取,則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于

17、聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T 5014-2003,選用GY6型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑，所以選用低速軸的最小直徑為45mm。 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:該處安裝軸承，初選軸承型號為6211，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D55mm。此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L43mm。該處需安裝低速齒輪嚙合中的大齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D60mm。大齒輪的齒寬B67.5mm。為了使甩油杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L66mm。此段為軸肩，軸肩高度h0.1d0.

18、1606mm選取故選取此處直徑為D72mm。此段是定位軸肩寬度b1.4h1.468.4mm，所以選取L9mm。此段與安裝大齒輪直徑相同，取D60mm。此段長度與高速齒輪嚙合的寬度有關(guān)。選取L47mm。該處安裝軸承，初選軸承型號為6211，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D55mm。此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L43mm。該段需要軸有一定的伸出長度與聯(lián)軸器相配合，考慮到軸肩要有2mm的圓角。故選取直徑D50mm。長度L40.該段與聯(lián)軸器相配合，尺寸受聯(lián)軸器限制。選取聯(lián)軸器的型號為GY6型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑，所以此段直徑為D45mm。該段軸連接聯(lián)軸器，半

19、聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L84mm，該段長度定為L80mm。 強度校核選取中間軸進行強度校核：1、 軸的強度校核計算：按彎扭合成強度計算。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。1） 做出軸的計算簡圖軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布的中點。作用在軸上的扭矩，從傳動件輪轂寬度中點算起。 （簡圖和彎矩圖一起）2） 做出彎矩圖根據(jù)計算簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩。校核該軸 作用在齒輪上的圓周力： 徑向力： 水平面支承力： 垂直面的反支力： 水平面彎矩

20、 垂直彎矩 總彎矩 軸的載荷分析圖： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式15-5及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)切應(yīng)力，取=0.6，軸的抗彎截面系數(shù)。軸的計算應(yīng)力 選擇的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。 因此材料安全。七 鍵連接的選擇和計算。1、中間軸中大齒輪的選擇和校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸 因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)軸的直徑D=46mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，高度 h9mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L36mm。2）校核鍵連接

21、的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度。由式6-1得 （合適）2、中間軸中小齒輪的選擇和校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸 因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)軸的直徑D=46mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，高度 h9mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L63mm。2）校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度。由式6-1得 （合適）3、低速軸中大齒輪的選擇和

22、校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸 因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)軸的直徑D=60mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度b18mm，高度 h11mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L56mm。2）校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度。由式6-1得 （合適）代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（Nm）極限應(yīng)力（MPa）高速軸無鍵安裝中間軸14936（圓頭）46224.5137.560.3814963 (圓頭)46494.513

23、7.527.1低速軸181156（圓頭）60385.5535.9385.47由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。八 滾動軸承的選擇和計算 1、高速軸：軸承6206的校核，即軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取，。取?；绢~定動載荷。因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即 則以題意不符合，重新選取軸承為6306型，基本額定動載荷。此時 符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。 2、中間軸：軸承6208的校核，即軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，

24、由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取，。取。基本額定動載荷。因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即 則以題意不符合，重新選取軸承為6308型，基本額定動載荷。此時 符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。 3、低速軸：軸承6211的校核，即軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取，。取。基本額定動載荷。因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即 則 符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。 聯(lián)軸器的選擇。1、高速軸與電動機處聯(lián)軸器的選擇初步選擇聯(lián)軸器型號為GY3型，公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速為9500r

25、/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩 公稱轉(zhuǎn)矩 由表14-1查得,故由式14-1計算轉(zhuǎn)矩為 所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求，可以選用。2、低速軸與工作機處聯(lián)軸器的選擇初步選擇聯(lián)軸器型號為GY6型，公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速為6800r/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩 公稱轉(zhuǎn)矩 由表14-1查得,故由式14-1計算轉(zhuǎn)矩為 所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求，可以選用。箱體的設(shè)計。減速器的箱體是用以支持和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好輪滑及密封的重要零件。箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本有很大的影響，設(shè)計時必需全面考慮。 1、減速器采用鑄造箱體的方法獲得，并采用剖分式。名稱符號公式取值（mm）箱座

26、壁厚8箱蓋壁厚8地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目4 注：對于二級圓柱齒輪減速器，a為低速級中心距。 由表5-2的箱體結(jié)構(gòu)尺寸：名稱符號公式取值（mm）箱座凸緣厚度1.512箱蓋凸緣厚度1.512箱座底凸緣厚度2.520軸承旁連接螺栓直徑0.75M16箱蓋與箱座連接螺栓直徑0.50.6M12連接螺栓的間距150200150軸承蓋螺釘直徑0.40.58視孔蓋螺釘直徑0.30.48定位銷直徑0.70.810、至外箱壁距離查表5-3、至凸緣邊緣距離查表5-3軸承旁凸臺半徑凸臺高度圖7-2外箱壁至軸承座端面距離+(58)mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離=10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=10箱蓋肋厚0.856.8箱蓋肋

27、厚0.856.8軸承蓋外徑 =+2.5mm軸承旁連接螺栓距離圖 7-2 凸臺外徑螺栓的扳手空間尺寸、和沉頭座坑直徑 mm螺栓直徑M12M16M20至外箱壁距離182226至凸緣邊距離162024沉頭座坑直徑263340 2、附件的選擇：為了使減速器具有較完善的性能，如注油、排油、通氣、吊運、檢查油面高度、檢查傳動件嚙合情況、保證加工精度和拆裝方便等，在減速器箱體上常需設(shè)置一些附加裝置或零件，簡稱為附件。包括視孔與視孔蓋、通氣孔、油標、放油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘、吊運裝置、油杯等。1） 視孔和視孔蓋：視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、輪滑狀態(tài)、接觸斑點及齒輪間隙，還可以用來注入輪滑油。視孔設(shè)置在箱蓋的上部，便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置。視孔蓋用軋制鋼板，和箱體之間用石棉橡膠紙密封墊片，防止漏油。2） 通氣器：通氣器用于通氣，是箱內(nèi)外氣壓相同，避免由于運轉(zhuǎn)