二級同軸式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、XXXXX大學(xué)課程設(shè)計說明書目 錄一. 課程設(shè)計任務(wù)書3二.電動機(jī)選擇 4三.傳動裝置的總傳動比及其分配 5四.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5五.齒輪設(shè)計 6六.軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 12 6.1輸入軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 12 6.2中間軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 18 6.3輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 25七.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計30八.潤滑與密封34九.設(shè)計總結(jié)35十.參考文獻(xiàn)36一. 課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置的設(shè)計 學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師： 原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號 A6 ；傳動方案編號： 方案3 運(yùn)輸帶工作拉力F(kN)2800運(yùn)輸帶工作速度v(m/s)1.4

2、卷筒直徑D(mm)350參數(shù)表工作條件：一班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶與卷筒及支承間、包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：10臺生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級精度齒輪及渦輪動力來源：電力，三相交流（220/380V）。運(yùn)輸帶速度運(yùn)行誤差：±5%。設(shè)計工作量：（1）減速器裝配圖1張（A0或A1）（2）減速器零件圖13張（3）設(shè)計說明書份二.電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型選擇：根據(jù)一般帶式輸送機(jī)以及該減速箱的運(yùn)作環(huán)境選用Y（IP44）系列封閉式三相異步電動機(jī)2、電動機(jī)容量選擇：（1）、工作機(jī)的輸出功率查機(jī)械基礎(chǔ)附錄

3、3得：聯(lián)軸器的動效率：1=0.99，每對軸承的傳動效率：2，=0.983齒輪傳動的傳動效率：3=0.984輸送機(jī)滾筒效率：4=0.96所以電動機(jī)輸出地有效功率查機(jī)械設(shè)計手冊選取電動機(jī)的額定功率為=5.5KW。（2）、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒的轉(zhuǎn)速由設(shè)計手冊查得二級圓柱齒輪減速器傳動比i=860，所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為611.44-4585.8 r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min,1500r/min，3000r/min四種。根據(jù)電動機(jī)的功率以及轉(zhuǎn)速，查機(jī)械設(shè)計手冊表32.1-9可得出只有Y132S1-2、Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8這四種電

4、機(jī)合適。綜合考慮電動機(jī)的重量、價格等因素，最終選用Y132M2-6型電動機(jī)。根據(jù)表32.1-9可得Y132M2-6型電動機(jī)的主要參數(shù)如下：電動機(jī)型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.59602.02.2三.傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比i由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nw=960/76.43=12.562 分配傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因?yàn)閕12.56，取速度偏差為0.5%<5%，所以可行。四.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速軸 =nm=14

5、40 r/min 軸1440/4.34331.80 r/min 軸 / 331.80/4.34=76.45 r/min=76.45 r/min（2）各軸輸入功率×5.5×0.995.445kW ×2×5.445×0.98×0.985.229kW ×2×5.229×0.98×0.985.022kW×2×4=5.022×0.98×0.964.725kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550

6、=9550×5.5/960=45.6 N·m所以: × =45.6×0.99=45.3 N·m××2×=45.3×3.6×0.98×0.98=156.56 N·m×××=156.56×3.6×0.98×0.98=541.07 N·mT卷=×1×2=541.07×0.99×0.98=510.77 N·m項(xiàng) 目電動機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III卷同軸轉(zhuǎn)速（r

7、/min）960960266.6774.0874.08功率（kW）5.55.4455.2295.0224.725轉(zhuǎn)矩（N·m）45.645.3156.56541.07510.77傳動比113.63.61效率10.990.950.950.97五.齒輪設(shè)計1. 齒輪選材（1）按低速級齒輪設(shè)計（2）選用級精度（3）材料選擇。小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)21·13.6×24=86.4,取Z2=86。選取螺旋角。初選螺旋角2.接觸強(qiáng)度計算因?yàn)榈退偌壍妮d

8、荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算，6即 dt）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選 （2）由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)（3）由圖10-26查得（4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （5）由表10-7選取齒寬系數(shù)（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（7）由圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（9）由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（10）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得3.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(shù)（4）計算縱向重合度（5）計

9、算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得 （7）計算模數(shù)由式10-171）確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)（2）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當(dāng)量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)由表10-5查得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得（6）由圖10-20查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（7）由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式10-12得（9）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大2）、設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒

10、面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取2.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則4.計算幾何尺寸（1）計算中心距將中心距圓整為109mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角圓整后??；（3）計算齒輪的分度圓直徑（4）計算、齒輪的齒根圓直徑（5）計算齒輪寬度所以取；5.驗(yàn)算所以此齒輪設(shè)計符合要求。由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定滿足高速級齒輪傳動的要求。所以齒輪的各參數(shù)如下表： 齒

11、輪參數(shù)高速級齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級齒輪4材料45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度為240HBS45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS齒數(shù)23832383螺旋角模數(shù)2.52.5齒寬/mm65606560中心距/mm1096.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)后面的軸設(shè)計計算，大齒輪做出下圖的a圖形式，而小齒輪由于直徑與軸的直徑相差不遠(yuǎn)，所以設(shè)計成齒輪軸的形式。六.軸設(shè)計6.1輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽

12、，校正值，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014-2003中的LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250 000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L38,J型軸孔,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號6的深溝球軸承參數(shù)如下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?。?）軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大

13、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(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故?。?）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(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 （5）取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁間的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機(jī)械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,（6）鍵連接. 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。

14、由表6-1查得 平鍵截面b×h=10mm×8mm, 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm, 同 時為保證齒輪和軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合 為H7/n6; 同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×28mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.5.軸的受力分析 1)畫軸的受力簡圖2)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力3)畫彎矩圖4)畫扭矩圖(見前圖)6.校核軸的強(qiáng)度C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由

15、于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7. 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8. 校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠.齒輪: 查表得.故強(qiáng)度

16、足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向:因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 按表13-6,取按表13-5，X=1，Y=0故 查表13-3得預(yù)期計算壽命6.2中間軸設(shè)計1.中間軸上的功率；轉(zhuǎn)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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑,取軸段1的直徑4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初選型號6307的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷， (2)軸段2上

17、安裝大齒輪,取，齒輪左端與左端軸承采用套筒定位,為使大齒輪軸向定位，取mm,又由于考慮到與高、低速軸的配合，取; 軸段4上安裝小齒輪，取，3)鍵連接 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵 12mm×8mm×50mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m65.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，軸的支撐跨距為 ， ， 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和彎矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。1) 畫軸的受力簡圖 2）計算支承反力在水平面上 在

18、垂直面上 故3)總支承反力4)畫彎矩圖5)畫扭矩圖（如前圖）6.校核軸的強(qiáng)度低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取, 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)

19、(15-8)則得 故安全7.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核鍵連接強(qiáng)度高速齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.低速齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向:因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得預(yù)期計算壽命6.3.輸出軸設(shè)計1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩2求作用在車輪上的力3初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小

20、直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機(jī)械設(shè)計手冊，選用GB5014-2003中的LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L60,J型軸孔,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足半聯(lián)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（2）初選型號6308的深溝球軸承參數(shù)如下 故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取 (3)軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端

21、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(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 (4)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(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6308深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 (5)取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機(jī)械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K=20mm.故 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,5.軸的受力分析1 )畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平

22、面上 在垂直面上 故總支承反力3 )畫彎矩圖 故4）畫轉(zhuǎn)矩圖(見前圖)6.校核軸的強(qiáng)度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為,故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6

23、)(15-8)則得 故安全。7.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8.校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠.齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.9.校核軸承壽命 軸承載荷 軸承1 徑向 軸向 軸承2 徑向 軸向 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 按表13-5取X=1，Y=0，按表13-6，取，故 查表13-3得預(yù)期計算壽命。7.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計7.1、箱體架構(gòu)1）、箱體材料選擇。減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合。2）、

24、箱體的性能(1) 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體外加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度。(2) 考慮到機(jī)體內(nèi)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?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。(3) 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便。3）、箱體的尺寸如下：目的分析過程結(jié)論機(jī)座壁厚=0.025a+58mm機(jī)蓋壁厚11=0.025a+58mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.512mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.5

25、20mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=66 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df12.2mm機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df10mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df7mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d27mm軸承旁凸臺半徑R10 mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=59.5m

26、mD22=59.5mmD23=74.5mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.212mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mm兩齒輪端面距離4=2020 mmdf,d1,d2至外機(jī)壁距離C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離C2C2f=24mmC21=19mmC22=15mm機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d113mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df13mm4）.箱體的結(jié)構(gòu)

27、7.2附件設(shè)計（1）視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。（2）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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。（4）通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。（5）蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。（6）定位銷為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的