两级展开式圆柱齿轮减速器课程设计.doc

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1、目 录一、设计任务书1二、设计计算说明11、计算功率并选择电动机型号 12、确定传动装置的总传动比和分配传动比23、计算传动装置的运动和动力参数 2三、齿轮设计3 1、齿轮的材料，精度和齿数选择32、按齿面接触强度设计 33、齿根弯曲疲劳强度设计5四、轴的设计91、确定轴的最小直径 9五、轴的强度计算六、滚动轴承的计算选择9七、联轴器的选择10八、键的选择和计算108 、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度149、精确校核轴的疲劳强度14九、箱体结构的设计16十、润滑密封设计18十一、小结19参考文献 19一、设计任务书课程设计的目的主要包括三个方面：1)培养学生综合运用所学的理论知识与实践技能，树

2、立正确的设计思想，掌握机械设计一般方法和规律，提高机械设计能力；2)通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用资料、设计计算、分析设计结果及绘制图样、在机械设计基本技能的运用上得到训练；3)在教学过程中，为学生提供一个较为充分的设计空间，使其在巩固所学知识的同时，强化创新意识，在设计时间上深刻领会机械工程设计的内涵。1.传动装置简图 2.工作条件：1、 使用期限10年，二班制（每年按300天计算）2、 载荷平稳3、 运输物品：谷物4、 单向传动，转速误差不得超过+5%3.设计计算内容： 1.运动参数的计算，电动机的选择；2.联轴器的选择3.齿轮传动的设计与计算4.轴的设计与强度计算5.滚动轴承的

3、选择与强度校核6.键的选择与强度校核 4.原始数据运输带牵引力F=2600N运输带速度V= 1.4m/s滚筒直径D=280mm 5. 设计任务 1.8.1输送机总装图一张、减速器装备总图一张（M 1：1）1.8.2零件工作图三张（齿轮、轴、箱体）1.8.3设计计算说明书1份一、电动机的选择1)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2)选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv=2.61.4=3.64 kW 由机械设计课程设计手册P5表1-7可知：1：滚动轴承效率 0.99(球轴承)2：齿轮传动效率 0.95 (7 级精度一般齿轮

4、传动)3：联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)4：卷筒传动效率 0.96从电动机到工作机传送带间的总效率为。=4=0.990.950.990.96=0.827所以电动机所需工作功率为：Pd = Pw /= 3.64/0.827=4.40 kW 式中：Pd工作机实际所需电动机的输出功率，kW；P w工作机所需输入功率。kW；电动机至工作机之间传动装置的总功率。3)确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，两级圆柱齿轮传动为(840)， nw=v 601000/(D)=(1.4601000)/(280)=95.54 r/min nd=inw=(840) 95.54=(764.33821.6) r/m

5、in 所以电动机转速的可选范围为：(764.33821.6) r/min 可见同步转速为750 r/min，1000 r/min，1500 r/min，3000 r/min的电动机均符合。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 750 r/min 电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如下表。电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比Y132S-45.5150014406815.07电动机的技术数据和外形、安装尺寸如下：电动机型 号尺寸Y112M-4HAB

6、CDELFGD11219014070286040088GKABADACHDAABBHA24122451902302656018018二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1).总传动比i为 i=nm/nw= 1440/95.54=15.07分配传动比 i= i1i2=15.07考虑润滑条件等因素，初定i1为第一组齿轮传动比i2为第二组齿轮传动比当为两级传动时： i1=(1.31.5)i2 取1.4 ，所以经过计算以后可得： i1=4.59 i2=3.28(1).各轴的转速电动机轴：nm=1440 r/min 轴 ：n=1440 r/min 轴 ：n=1440/4.59=314r/min 轴 ：

7、n=3314/3.28=96 r/min 卷筒轴 ：nw= n=96/1=96 r/min (2). 各轴的输入功率电动机轴： Pd=3.64kW 轴 ： P=Pd3= 3.640.99=3.57kW 轴 ： P=P23=3.570.990.95=3. 36 kW 轴 ： P= P23=3.360.990.95=3.13 kW 卷筒轴 ： Pw= P24=3.130.990.99=3.06 kW 各轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率1(3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为： Td=9550Pd/nm=95503.64/1440=24.14Nm 电动机轴： Td=24.14Nm 轴

8、： T=9550P/n=95503.57/1440=23.61Nm 轴 ： T=9550P/n=95503. 36 /314=102.19Nm 轴 ： T=9550P/n=95503.13/96=311.37Nm 卷筒轴： Tw=9550Pw/nw=95503.06/96=304.4 Nm 三、齿轮的设计1)齿轮1、2的设计(1)齿轮的材料，精度和齿数选择因传递功率不大，转速不高 故选用7级精度由机械设计P191表10-1选择齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,齿轮2为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿数取z1=24 则z2= 4.5924=110

9、.2 取z2=120 (2)按齿面接触强度设计由设计计算公式（机械设计P203）10-9a 进行计算，即试选载荷系数Kt=1.4计算齿轮1传递的转矩由机械设计P205表10-7选取齿宽系数d=0.6 由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得齿轮1的接触疲劳强度极限;齿轮2的接触疲劳强度极限由机械设计P206 10-13计算应力循环次数。 由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计P205 10-12式得=2试算齿轮1分度圆直径d1t, 代入中

10、较小的值 齿轮的圆周速度 齿宽b=dd1=0.640.97=40.97mm计算齿宽与高之比=齿高h=2.25 =2.252.2=4.95 = =10.45由机械设计P193表10-2查得使用系数=1根据,7级精度, 查机械设计P194 图10-8查得动载系数K=1.07,直齿轮 K=1查机械设计P212 0-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.423由 =10.64 K=1.423机械设计P212图10-13得: K=1.35 故载荷系数:KK K K K =11.0711.423=1.523按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=40.83=43.04mm计算模数

11、= (3)验算齿轮弯曲强度由机械设计P201 10-5式得弯曲强度的设计计算公式为由机械设计P208图-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮由机械设计P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.733 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=查取齿形系数(由机械设计P200表10-5可得)YFa1=2.65 YFa2=2.162查取应力校正系数(由机械设计P200表10-5可得)YSa1=1.58 YSa2=1.81 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-

12、1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=40.83来计算应有的齿数.于是由:z=20.415 取z=21那么z=4.7621=99.96， 取z=100几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 2 计算中心距3计算齿轮宽度mm取 B2=42mm B1=47mm高速级齿轮传动设计结果设计传递功率 /kW: 3.96000小轮最高转速 /(r/min): 1440.00小轮最大扭矩 /(N.mm): 26262.50预期工作寿命 /h: 48000第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接

13、触精度) : 7名义传动比 : 4.76实际传动比 : 4.76使用系数 : 1.10动载系数 : 1.10接触强度齿间载荷分配系数 : 1.31接触强度齿向载荷分布系数 : 1.48弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.45弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.42支承方式 : 非对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 21小轮齿宽b1 /mm: 47.00小轮变位系数x1 /mm: 0.0000小轮分度圆直径 /mm: 42.00齿轮法向模数mn /mm: 2.00小轮计算接触应力 /MPa: 585.76

14、小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 475.70小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 600.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 101.29小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 331.15小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 307.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 280.00大轮齿数z2 : 100中心距 /mm: 121.000大轮齿宽b2 /mm: 42.00大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 200.00大轮计算接触应力 /MPa: 585.76大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 439.51大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550

15、.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 98.27大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 278.66大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 252.00大轮齿面硬度 /HV10 : 210.00大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质极限传递功率 (kW): 2.22940低速级齿轮传动设计结果设计传递功率 /kW: 3.80000小轮最高转速 /(r/min): 302.52小轮最大扭矩 /(N.mm): .01预期工作寿命 /h: 48000第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 3.41实际传动比 : 3.41使用系数 : 1.10动载

16、系数 : 1.06接触强度齿间载荷分配系数 : 1.30接触强度齿向载荷分布系数 : 1.49弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.45弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.43支承方式 : 非对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 22小轮齿宽b1 /mm: 71.00小轮变位系数x1 /mm: 0.0000小轮分度圆直径 /mm: 66.00齿轮法向模数mn /mm: 3.00小轮计算接触应力 /MPa: 646.96小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 463.78小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 600.0

17、0小轮计算弯曲应力 /MPa: 120.68小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 331.42小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 307.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 280.00大轮齿数z2 : 75中心距 /mm: 145.500大轮齿宽b2 /mm: 66.00大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 225.00大轮计算接触应力 /MPa: 646.96大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 455.37大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 116.68大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 277.4

18、5大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 252.00大轮齿面硬度 /HV10 : 210.00大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质极限传递功率 (kW): 1.882612.3.2 输出轴的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=3.65KW =88.72/min=392.89Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =225而 F=3492.4 N F= 1271.1 N. 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取 A0=11037.97 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增到3% 轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有

19、标准系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想适应，所以，取轴的最小直径为(2)确定轴各段的直径和长度： ：根据联轴器的长度，取 ：半联轴器需要定位，故需设计一定位轴肩，轴肩高度，所以取则 ：根据外伸长度确定为60mm：这段与轴承配合，初选轴承内径为，初定为6209 ：根据轴承宽度b=19mm，所以L3=20mm：有轴承的安装尺寸确定，取 ：根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取：安装轴承，采用套筒给齿轮定位， ：根据装配草图，确定：这段安装齿轮，取 ：根据齿轮宽度，取：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩， ：轴环长度，按确定，所以这里取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,

20、为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查机械设计P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3 Tca=KAT3= 1.3Nmm=Nmm查机械设计课程设计手册P94表8-2，选用GYH6凸缘联轴器，其公称转矩为900N.m。半联轴器的孔径d=40,故da=40mm 半轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的彀长度82mm 4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,a段右端需要制出一轴肩, 半联轴器需要定位，故需设计一定位轴肩，轴肩高度，所以取则：根据外伸长度确定为60mm故取b段的直径=48m

21、m;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与82mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 L略短一些,现取La=802）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据=48,由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6209型.DB轴承代号50902057836210 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故=50;而 lc=20mm ，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。3）取安装齿轮处的轴段=57;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为66mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取=64mm. 齿轮

22、的左端采用轴肩定位 ,取=75mm.轴肩宽度,取=20mm. 4）轴承端盖的总宽度为28mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取=55mm.5）考虑到齿轮距箱体内壁之距离，两圆柱齿轮间的距离,和箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=5,已知滚动轴承宽度B=29,则：=64.5mm ; =49mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.输出轴总体设计结构图: 2.3.3 高速轴的设计 . 求高速轴上的功率，转速，转矩=3.96KW =1440r/min=26.26Nm

23、. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =42而 F=1250.48N F= 455.14N. 初步确定轴的最小直径先按课本14-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取 A0=110 考虑到轴上有键槽，将轴径增大7% 联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查机械设计P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3 Tca=KAT3= 1.326260Nmm=34138Nmm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,同时，应能与电机轴（d=28mm）相配合，查机械设计手册P99表8-7，选取联轴器的型号为LX2

24、弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为28mm，半联轴器的长度L=84mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,a轴段右端需要制出一轴肩, 轴肩高度故取b段的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与52mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故a的长度应比 略短一些,现取2）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6206型.DB轴承代号 30621636566206 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 ，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

25、：有轴承的安装尺寸确定，取 ：根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取3）取安装齿轮处的轴段;齿轮直接镶嵌在轴上，齿轮的宽度为60mm 。 4）轴承端盖的总宽度为26mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.5考虑到齿轮距箱体内壁之距离,两圆柱齿轮间的距离，以及箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,已知滚动轴承宽度B=17,高速齿轮轮毂长L=60,则：mm mm ; 17.5mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.输入轴总体设计结构图: 2.3.4 中间轴的设计1 求中

26、间轴上的功率，转速，转矩=3.80KW =302.52r/min=119.96Nm. 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取C=110mm 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增到5% 3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据最小直径为26.84,并考虑到大齿轮的安装直径为33mm，轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6404型.DB轴承代号30902339816408 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;左端轴承采用挡油环与轴肩进行轴向定位，右端滚动轴承采用

27、套筒进行轴向定位。2）取小齿轮安装处的轴段齿轮直接镶嵌在轴上;大齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，.已知大齿轮的宽度为71mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取，小齿轮的宽度为42mm,故取，齿轮的中间采用轴肩定位 ,取.轴环宽度=13mm. 3）考虑到齿轮距箱体内壁之距离,两圆柱齿轮间的距离.以及箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=5,已知滚动轴承宽度B=23,则：=50mm ; 42.5mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.中间轴总体设计结构图: 2.3.5 轴的强度计算1 选择轴的材料，并确定许用应力： 选用45钢正火处

28、理，有教材表14-1查得强度极限，由表14-5查得其许用应力2 按弯扭合成校核轴的强度 绘制轴的受力简图 求水平面支反力： F=3268.7 N求得1095N,2173.7N 绘制水平面弯矩图（上图中）： 1.47(N） 求垂直面支反力： F= 1189.7 N求得 绘制垂直面弯矩图：（上图中） N 绘制合成弯矩图：（上图中） N 绘制转矩图：（上图中） T= N 绘制当量弯矩图：（上图中） 由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭转剪应力看做脉动循环，取，则 C截面： N N在2项中，取最大者计算。 D截面：由图易知 N N N 校核危险

29、截面处的强度 C截面： D截面： 48000小时预期寿命足够2.4.2中间轴轴承(1) 已知中间轴上的功率=3.80KW，转速=302.52r/min，转矩=119.96Nm (2) 已知中间轴小齿轮的分度圆直径为 =66则中间轴小齿轮受切向力F=3635.15N 齿轮受径向力 F= 1323.086N (3) 中间轴大齿轮的分度圆直径为 =200 则大齿轮受切向力F=1199.6N 大齿轮受径向力 F= 436.6N 易求得 取最大者计算则 试选两轴承为深沟球轴承6406型，查手册得Cr=47500N径向当量动载荷： （2）计算轴承寿命Lh =小时48000小时此轴承合格2.4.3 输出轴轴

30、承(1)已知输出轴上的功率P=3.65KW，转速 =88.72/min，转矩=392.89Nm 已知输出轴大轮的分度圆直径为 =225 则是齿轮受切向力F=3492.4 N 齿轮受径向力 F= 1271.1 N易求得 取最大者计算则试选两轴承为深沟球轴承6210型，查得Cr=35000N径向当量动载荷： (2)计算轴承寿命LH=小时48000小时此轴承合格2.5 键联接的选择及校核计算 2.5.1中间轴与小齿轮用平键联接轴径d=33mm L=63mm T=119.96（Nm）查手册，选用A型平键,查机械设计P106表6-2，取p=110Mpa ，键10863 GB/T 1096 强度校核计算：

31、 = =28.85Mpap=110Mpa所以满足要求中间轴与大齿轮用平键联接轴径d=33mm L=36mm T=119.96（Nm）查手册，选用A型平键,查机械设计P106B表6-2，取p=110Mpa ，键10836 GB/T 1096 强度校核计算： = =50.49Mpap=110Mpa所以满足要求2.5.2输出轴与齿轮采用平键联接轴径d=57mm L=64mm T=392.89Nm查手册， 选A型平键 键161056 GB/T 1096强度校核计算： = =25.985Mpap=110Mpa所以满足要求。 2.5.3输入轴与联轴器采用平键联接轴径d=25mm L=62mm T=26.2

32、6Nm查手册 选A型平键 键8755 GB/T 1096强度校核计算： = =34.10Mpap=110Mpa所以满足要求。2.5.3输出轴与联轴器采用平键联接轴径d=40mm L=82mm T=392.89Nm查手册 选A型平键 键12870 GB/T 1096强度校核计算： = =70.16Mpap=110Mpa所以满足要求。2.6联轴器设计 2.6.1靠近电动机的联轴器为了隔离振动和冲击，则： Tca=KAT3= 1.326260Nmm=34138Nmm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,并考虑到轴输入端的最小直径为 16.478mm,所以查机械设计课程设计手册P99表8-7，选用LT4型弹

33、性套柱销联轴器，其公称转矩为63Nm。半轴器长度L=62 2.6.2靠近运输带的联轴器振动和冲击很小，则：考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3 联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查机械设计P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3 Tca=KAT3= 1.3Nmm=Nmm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,并考虑到轴输出端的最小直径为41.06所以查课程设计表82，选取GYH6型凸缘联轴器，其公称转矩为900Nm。2.7箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.2.7.1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形

34、，增强了轴承座刚度2.7.2考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为36mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.32.7.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.2.7.4对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺

35、塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.减速器机体结构尺寸如下： 名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M18地脚螺钉数目查机械设计手册P1584轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）