設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、nrX、設計任務書（一）、題目設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器（二）、原始數據運輸機工作軸轉矩 T:800N.m運輸帶工作速度 V:0.70m/s卷筒直徑D:350mm（三）、工作條件連續(xù)單向運轉，空載啟動，中等沖擊，使用期限為10年，雙班制工作，運輸帶速度允許誤差為土5%二、傳動方案的分析與擬定（1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉速），且綜合考慮其在結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對本次設計采用展開式二級圓柱齒 輪減速器.。該設計更能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。傳動方案簡圖 如下所示1-電動機2一一V帶傳動3二

2、級圓柱齒輪黜器4一一聯軸器5卷簡6一一運輸帶對傳動簡圖中各標號零件的說明：1電動機 2- 聯軸器3 一二級圓柱齒輪減速器4運輸帶 5 帶筒三、電動機的選擇計算（一）、選擇電動機的類型和結構形式：根據工作要求采用 丫系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機, 電壓380V。（二）、選擇電動機的容量：按照機械設計課程設計中式（2-4 ）,電動機所需工作功率為：PWd 2 '計算結果按照機械設計課程設計中式（2-1 ）8工作機所需功率為:PW -Tnw9500800 38.229500= 3.22(kw)Y =0.825傳動裝置的總效率為:Y =0.825 所需電動機效率為:3.22Pd = =

3、3.90kw0.825因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表16-1丫系列電動機技術數據，選電動機的額定功率Ped為3.90kw。（三）、確定電動機的轉速按照機械設計課程設計中式（2-3 ）卷筒軸工作轉速Pd = 3.90kw60 1000V= 38.22r /minnw = 38.22r / minV帶傳動比i帶=24二級圓柱齒輪減速器為i減=840 ；則總傳動比的范圍為，i = i帶i減=16160 故電動機轉速的可選范圍為nd =i nw=（16160） 38.22 = 611.52 6115.2r/min符合這一范圍的同步轉速有1000r/min、1500r/min,

4、 3000r/min 三種。方案對比：如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和價格以及總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結構緊湊，選用方案1效果較Y132M-4好；如考慮電動機重量和價格，則應選用方案2。現選用方案2。選定電動機的型號為 Y132M-4電動機數據及總傳動比:方 案電動機型號額定功率Ped / KW電機轉速 n/（r/min）同步轉速滿載轉速1Y132S2-27.5300029202Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970四、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算 （一）、傳動裝置總傳動比的確定和分配 1、傳動裝置總傳動比；nmi總nw1

5、44038.22= 37.68其中，nm為選定的電動機的滿載轉速2、分配傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比i減為i 總 38.68i 減=12.89i03取兩級圓錐-圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i1 =(1.4i減)0.5= (1.4 M12.89嚴=4.25則低速級的傳動比i2=為二”=3.03i14.25（二）、傳動裝置運動及動力參數的計算 1、0軸（電機軸）：P0 -Pd =3.90kwn0 = nm =1440r / minP03.90飛=9550 0 =955025.86( N m)n014402、1軸(高速軸)P =P0M"01 =P0M"2 = 3.90 M 0

6、.96 =3.74kwn0n=480r / mini0T1 =9550旦=9500父34 =74.41(N m) n14803、2軸（中間軸）P2 =R m"12 = R 黑n2 黑”3 =3.90乂0.96父0.99 =3.70kwn1480n2112.94r / mini14.25P23.70T2 =9550 2 =9500 312.87( N m)n2112.944、3軸(低速軸)i 總=37.68i1 = 4.25Y112M-6P0 =3.90kwn0 = 1440r / minT0 = 25.86(N m)Pi = 3.74kwn1 = 480r / minT1 = 74.

7、41(N m)P2 = 3.70kwn2 = 112.94r / minT2 = 312.87( N m)n2 J12"i23.03=37.27r/minP3 = 3.55kwn3 = 37.27r / minT3 =909.64( N m)P4 =3.48kwn4 = 37.27r / minT4 = 891.71(N m)P3=P2 xn23 = P2 x“2 父力3 =3.90x0.99x0.97 =3.55kwP33.55T3 =9550 3 =9500： ：909.64(N m)n337.275、4軸(滾筒軸)P4 =P3 M力34 =p3 xn2 Xn4 =3.55M 0

8、.99M 0.99 = 3.48kwn4 = n3 =37.27r / minT4 =9550 P4 =9500 3.48 =891.71(N m)n437.276、說明1 3軸的輸入功率或輸出轉矩，分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘 軸承效率0.997、將運動和動力參數的計算結果加以總結，列出表格如下所示各軸運動和動力參數軸 名功率P / KW轉矩 T/ (N m)轉 速n/(r/min)傳動比i效率刀輸入輸出輸入輸出電機軸3.9042.84144034.253.0310. 960. 960. 960. 981軸3.743.5974.4171.434802軸3.703.55312.87300.

9、36112.943軸3.553.41909.64873.2537.27卷筒軸3.483.41869.54852.1537.27五、傳動零件的設計計算 減速箱內傳動零件設計(一)、圓柱齒輪傳動：1、選擇材料，確定許用應力由機械設計表10-1得，小齒輪用40cr表面淬火，硬度為 48-55HRC,取為55;大齒輪用45鋼表面淬火，硬度為 40-50HRC,取為45。小齒輪許用接觸應力Lhi 】=500+11 黑55 =1105MPa瓦1 =1105MPa計算結果大齒輪許用接觸應力L.-H2 .1-500 11 45 =995MPa小齒輪許用彎曲應力8 fj = 160+2.5x55 = 297.5

10、MPa大齒輪許用彎曲應力仃G = 160+2.5x45 = 272.5MPa2、齒面接觸疲勞強度設計(1)、選擇齒數通常 Z1 = 20 40 ,取 Z1 = 20 , Z3 = 24Z2 =iZ =4.25 22 =95Z4 =i2Z3 =3.03 24 =74(2)、小齒輪傳遞的T1 C6 PT1 =9.55 101 =74410N mn1T3 =9.55 106 P2 =312865N mn(3)、選擇齒寬系數由于齒輪為非對稱分布，且為硬齒面，所以取Wd =0.5(4)、確定載荷系數KK=1.31.6,由于齒輪為非對稱布置，所以取K=1.5(5)、計算法面膜數：一般 P1 =8°

11、; 200 ,取 P1 =120, cos P1 = 0.978當量齒數 Zv1 =24, Zv2 =78齒型系數由1表9-7查的YF1 =2.67,YF2 =2.27取Yf1Mn1 2d 上 J11KTI* cos =2.33 ,取 Mn1 =2.5K 中dG八 Z1 J一般；=80 200，??；=120, cos :1 0.978當量齒數 Zv3 =26, Zv4 =61kH2 I - 995MPa-of=297.5MPaj 卜 272.5MPaZ1 =20,Z3 = 24Z2 =95Z2 =74Mn1 = 2.5Mn2 =3.5齒型系數由機械設計查圖10-17的YF3 = 2.60 ,

12、YF4 = 2.2810取YF3Mn2 ,3，1.6KTiYf cos P2I =3.08 取 Mn2 =3.5Zi(6)、齒輪幾何尺寸的計算也、b Z1 Z2 Mn1確定中心距 a=1=115.03 取 a1=1152cos : 1Z3 Z4 Mn2a21452cos ：2Mn2 =3.5a1 = 115a2 =145-2d1d2d3d411.960_012.1353.680mm183.937 mm85.890mm203.988mmb2b4b330mm35mm45mm50mm計算 3 角 P1 =arcos（Zl+Z2）Mn1 =11.960cos 網=0.9782a1Zi Z2 Mn2o.

13、2 = ar cos12.13 cos 1=0.9782a2、一Z1Mn1分度圓 d1 一 =53.680 mm cos : 1,Z2Mn1 d2183.937 mmcos : 1Z3Mn2d385.890 mmcos ：2, Z4Mn2d 4 =- = 203.988mmcos - 2齒頂圓直徑da1 =d1 2mn1 =53.680 2 2.5 = 58.680mmda2 =d2 2mn1 =178.937 2 2.5 =183.937mmda3 = d3 2mn2 = 85.890 2 3.5 = 92.890mmda4 =d4 2mn2 =203.988 2 3.5 = 210.988

14、mm齒根圓直徑df1 =d1 2.5mm =53.680 -2.5 2.5 = 47.430mmdf2 =d2 -2.5mn1 =176.380 -2.5 2.5 =172.687mmdf3 =d3 -2.5mn2 =85.890 -2.5 3.5 77.140mmdf4 =d4 -2.5mn2 =203.988 -2.5 3.5 =195.238mm齒寬b2 =*d d1 =0.5 父53.680 = 26.840mm 取 2 = 30mmb1 =b2 5 =30 5 =35mmb4 =% d3 =0.585.890 = 42.945mm 取 b4=45mmb3 = b4 5 = 45 5

15、= 50mm齒面接觸疲勞強度校核仃H1 = 610/；： 三Lh 1 滿足強度要求13-H 2二 610KT1 i -1,1-,'-H2 1b2d2d2i-H 3KT 2 i _1= 610 ：:一 bid 3d3二H4KT 2 i _1= 610. 一:- <'、bid4d4I'-1 H4滿足強度要求滿足強度要求滿足強度要求驗證速度誤差二 d3n2 v =60 10003.14 85.89 112.940.51m/ s60 1000由表19-8取10級精度二 Dn4v 二60 10003.14 350 37.2760 1000=0.683m/sLv =09-0.

16、683 100% =1.0% < _5% 0.69齒輪設計滿足工作要求（二）、高速級普通V帶傳動的設計計算1、確定設計功率Pc由機械設計查表 10-2 , KA =1.1 ,已知P =Pd =3.90kw根據1式（8-15）設計功率為：Fc =KA P =1.1x3.90 =4.29kW2、選定帶型根據機械設計表 8-1確定為A型V帶3、小帶輪和大帶輪基準直徑取小帶輪基準直徑 dd, =112mm,1則大帶輪基準直徑 dd2 =3M112 =336mm取dd2 = 355mm4、驗算帶速：dn nn根據機械設計式（8-13）,市速v為v = 8.44 m / s60 1000帶速太高則離

17、心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力下降；帶速太低，在傳遞相同功率時，則要求有效拉力Fe過大，所需帶的根數較多，載荷分布不均勻，則一般帶速在5-25m/s范圍內，符合要求。5、初定中心距中心距過大，則結構尺寸大，易引起帶的顫動；中心距過小，在單位時間內帶的繞轉次數會增加，導致帶的疲勞壽命或傳動能力降低。中心距a直接關系到傳動尺寸和帶在單位時間內的繞Pcdd1= 4.29kW=112mmdd2=355mm8.44m/ s轉次數。根據機械設計式（8-20 ）,中心距a0為:0.7（ddi +dd2 Ka0工2一十九）326.9 < a0 < 934a0 = 550mm取 a0 =

18、 550mm6、初算帶基準長度根據1式（7-14）,帶的基準長度Ld0為Ld。=2%2 dd1dd2dd2 - dd14a0Ld0 = 1800mm=2 550 j 112 3552355-1121860.402mm4 550由機械設計式（8-2 ）選取標準基準長度 Ld0 = 1800mm7、實際中心距由機械設計式（8-23 ）,實際中心距a為.Ld-Ld02= 550 1800-1860,02= 519.799mm考慮到安裝，調整和補償張緊的需要，實際中心距允許有一定變動。取a=520mm8、驗算小帶輪包角由機械設計式（8-25 ），小帶輪包角 a1為:dd2 -dd1:355 -112q

19、 1 =180257.3 =180 57.3153.23120a550故小帶輪包角:1 120 ,符合要求9、V帶根數由機械設計式（8-26） V帶根數Z為：（P0 *&P0 KaKL取 P0 =1.62 KWP0 =0.17KWK：. =0.93KL =1.01所以Z之4.907根取Z =5根。10、單根V帶張緊力初拉力Fo過小，傳動能力小，易出現打滑；初拉力 Fo過大，則帶的壽命低，對軸及軸承的壓力a=520mmZ=5V帶的初拉力大，一般認為，既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶壽命的單根Fo =5002.5- K： PC qv2由機械設計式（8-27）,單根V帶的張緊力F0為:K0t

20、zv由機械設計表8-3查彳導q = 0.10kg / mF0 = 213.394N故 F0 = 213.394N11、作用在軸上的壓力由機械設計式（8-31 ）,帶作用在V帶上的壓力Fq為：;1153.23Fq =2076NFQ=2F0Zsin 1=2 213.394 5 sin 2076N22六、軸的計算（一）、初步計算軸的最小直徑A、高速軸設計1、選擇軸的材料45號剛調質處理2、軸徑的初步計算確定A值45 號剛，A=103126, 因為為減速器的高速軸，所以A取較大值A=120初步計算直徑P3.74d 之 Ax 3 -1 =120x3 =23.79mm n1 480取 d=35mmB、中間

21、軸設計1、選擇軸的材料45號鋼調質處理2、軸徑的初步計算確定A值45 號鋼,A=103126D1=35mmD2=50mmD3=60mm因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即 A=105初步計算直徑d - A 3 P1=105 3 -370- = 33.59mm n1112.94 考慮鍵槽（兩個）對軸強度削弱的影響，應將直徑加大7%取d2 =50 mmC、低速軸設計1、選擇軸的材料45號剛鋼調質處理2、軸徑的初步計算：確定A值45 號鋼,A=103126因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即 A=105選用軸承7208G 7210c7212c初步計算直徑d Ax3j-Pl =105x3/ 3

22、.55 = 47.95mm1nl' 37.27取 d2 =60 mm 考慮鍵槽對軸強度削弱的影響，應將直徑加大3%（二）、選擇滾動軸承及聯軸器1、角接觸球軸承因為是斜齒齒輪傳動，所以角接觸球接觸軸承。初步選定三軸軸承分別為 7208G 7210G 7212c272、聯軸器a、選聯軸器類型運輸機的安裝精度一般不高，易用撓性聯軸器，輸出端轉速低，動載荷小，轉矩 較大，選用結構簡單、制造容易、具有微量補償兩軸線偏移和緩沖吸振能力彈性柱銷 聯軸器。b、輸出軸端聯軸器的選擇計算i）計算轉矩TcT=848.02N m由機械設計表14-1查取工況系數K=1.5,Tc =KT =1.5 848.02

23、=1272.03N mc、選擇型號由P141查得HL2型型號公稱直徑Nm許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmHL231556003062（三）、輸出軸的校核計算（二）1、畫出軸的結構簡圖，確定軸上的作用力主動輪上的轉矩為T=909.64N m作用在齒輪上的圓周力Ft ,徑向力Fr,軸向力Fa分別為Ft=巫=絲如純3=8.92kNd4203.988Fr = Ft tan an / cos P =3.55 kNFa -Ft tan B =9.60 0.314 = 3.02kN2、作水平面內的彎矩圖支承反力:= 6.35kNFt 94.5Rhal52.5 94.5RHB -Ft -RHA -8

24、.92 -6.35 -2.57kN截面C處的彎矩：MHC =Rha 52.5 =333.38N m3、作垂直面內的彎矩圖支承反力:FrFad43.553.02 194.97、Rva = Ft - Rha = Rva(-)kN - -244.8N2 2l 22 (52.5 94.5)Rvb = Ft Rha = Ra = FL -Fad. =(3j5 + S02*94.97=3764.2N 截面的彎矩:2 2l 22 (52.5 94.5)_ -3_ _ _ _ _左側Mvc左=Rva52.5 =-244.8 52.5 10 =12.85N m右側 MVC右 =RVB 94.5 =3764.2x

25、94.5x10- =355.71 N m4、作合成彎矩M圖截面C左側的合成彎矩： Mci = ,M +M%左=,333.382十12.852 = 333.62N m截面C右側的合成彎矩：MC2 = JMHC MVC右=333.382 355.712-487.52N m5、作轉矩T圖T=899.77N m6、作當量彎矩Me圖，因單向傳動，轉矩可認為按脈動循環(huán)變化，所以應力校正系數?。?0. 6危險截面C處的當量彎矩Mec = ；mC2 (T)2=487.522 (0.6 899.77)2 =727.41N mMec =727.41N m Mecd - 0.1 b727.41 10000.1 75

26、7、校核危險截面軸徑 =45.99mm在結構設計草圖中，此處軸徑為 65mm故強度足夠(四)、軸承的校核低速軸1、滾動軸承的選擇7212c型，軸承采用正裝2、驗算滾動軸承壽命(1)確定Cr由表11-4查得7212C型軸承基本額定動載荷 Cr =61.0kN基本額定靜載荷 C0r =48.5kNFaC 一(2)計算C0值，并確定e值Cr =61.0kNC0r = 48.5kNFa =2.84kNFaCor2.84 =0.059 .48.5由表12-12查得Fa =2.84kNFaC°r0.0580.087e0.430.46用線性插值法確定 e值e= 0.432, Y=1.24(3)計算

27、內部軸向力FSe= 0.432, Y = 1.24已知 ：RHA =6.35kN , RHB =2.57kNRVA =-244.8N , RVB =3764.2N則：Fr1 =底 + R2A = J(-244.8)2 +63502 = 6354.71NFr2 = R2B - RHB = 25702 3764.22 = 4557.96NFsiFr1 =6354.71 2Y - 2 1.24= 2562.38NFS2Fr2 _ 4557.962Y 一 2 1.24=1837.89 N(4)計算軸承所受的軸向載荷因為 Fa FS2 =(2840 1837.89) 一 FS1此時整個軸有向左移動的趨勢

28、，所以軸承1被“壓緊”，而軸承2被“放松”Fa1 - Fa FS2 =(2840 1837.89)N -4677.89NFa2 =Fs2 =1837.89N(5)計算當量動載荷Pr軸承 1： F1 = 4677.89 =0.736 2eFr16354.71查表 12-12 得：Xi =0.44,Yi =1.22Pq =XiFri -= 0.44 6364.71 1.22 4677.89 =8503.10 NFM -5993.2NFr2 -5030.8NFS1 =2324.8NS IFS2 = 2043.3NFa21837.89軸承 2： _±= 0.403 2eFr24557.96查

29、表 12-12 得：X2 = 0. 44,Y2 = 1. 22Pr2 =X2F.2 Y2Fa2= 0.44 4557.96 1.22 1837.89 =4247.73NPr2 - Pr1,軸承1危險（6）驗算軸承壽命，則低速軸所選軸承合適因為軸承1比軸承2危險,所以在此只校核軸承1,若其壽命滿足工作要求1）選擇溫度系數ft ,載荷系數fp,壽命指數名f 1 0認為軸承的工作溫度t < 120。，所以ft - 1.0 f=10工作時有輕微沖擊，取fp對于球軸承，；3 32）預期壽命 h雙班制工作，使用期限為 10年，Lh =54750h3）計算軸承1壽命Lh16667 ( ftCfpP16

30、667 / 1 61000 、3 ()=165103 - Lh37.27 1 8503.10所以所選軸承滿足壽命要求。七、鍵連接的強度校核（一）中間軸一一從動輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型）根據d = 50mnn該軸段長度，取鍵長 L = 40mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr,且輕微振動二 p = 120MPa由表14-2查得許用應力取l pT - 411.7N mk 二 h-t =10-6 = 4mm l = Lb= 40 14 = 26mm2T dkl2411.7100050426=158. 34MPa_ ；:p故采用雙鍵，按180口布置，按1

31、.5個鍵計算* p = % /5 = 105. 56MpaW <ip 強度符合要求。（二）低速軸一一齒輪段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型） 根據d = 60mn該軸段長度，取鍵長 L = 55mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr,且輕微振動 由表14-2查得許用應力取°p = 120MPaT = 912. 3N m k=h-t =11-6 = 5mml - L- b - 55 - 18 - 37mm2T dkl2 912.31000605 37=164MPa_ cp故采用雙鍵，按180 口布置，按1.5個鍵計算O p = c p / 1.

32、 5 = 109. 3MPa< 二p pp J強度符合要求。（三）低速軸一一聯軸器段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據d = 40mm8亥軸段長度，取鍵長 L = 105mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr,且輕微振動 由表14-2查得許用應力取仃p =120MPaT = 912. 3N m k=h-t =8-4 = 4mml = L - b = 105 - 12 = 93mm2Tdkl2 912.3100040493=117.9MPa< cD p強度符合要求。八、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇（一）齒輪的潤滑1、潤滑方式閉式齒輪傳動的潤滑方

33、法取決于其圓周速度。v v 12m/s,采用浸油潤滑2、浸油深度對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不超過10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3,即 1/3 X 194.97 = 65.0 mm3、油池深度大齒輪頂圓距油池底面距離h>3050mm,避免齒輪旋轉激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。4、油量二級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為：L=2 X （0.350.7）升=（0.71.4）升（二）軸承的潤滑方法及浸油密封1、潤滑方式高速級：d n -40 480 =1,92查表3-4,采用脂潤滑中間級：d n =45 147.69 =0.66查表3-4,采用

34、脂潤滑低速級：d n =55 63.66 =0.35查表3-4,采用脂潤滑2、密封類型：采用擋油環(huán)（三）軸外伸處的密封設計1、類型采用氈圈油封，適用于脂潤滑及轉速不高的稀油潤滑。2、型號低速軸：氈圈45JB/ZQ4606-86高速軸：氈圈30JB/ZQ4606-86（四）箱體為保證密封，箱體剖分面處的聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接螺栓的間距亦不應過大，以保證足 夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝， 使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內。但這種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面 間涂密封膠。（五）通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，箱內溫度升高、

35、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利， 因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設置通氣器，使箱體內的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內外壓力 相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。選擇材料為Q235的M18 X 1.5通氣器，這種通氣器結構簡單適用于比較清潔的場合。（六）放油孔螺塞與油面指示器為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞基封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用皮封油圈，材料為工業(yè)用革。 螺塞直徑約為箱體壁厚的 2-3倍, 選用18mm o設計放油螺塞在箱體底面的最低處， 并將箱體的內底面設計向成孔方向傾斜，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。選擇

36、螺塞M18 X 1.5JB/ZQ4450-86。箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內油面的高度，以保持向內正常 的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。最低 油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油 標內桿與箱體內壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。選擇桿式油標M12。九、箱體設計（一）結構設計及其工藝性采用鑄造的方法制造，應考慮到加工時應注意的問題，例如壁厚應均勻，過度平緩，外形簡單，考慮到金屬的流動性，避免縮孔、

37、氣孔的出現，壁厚要求>8,鑄造圓角要求r之5mm,還要考慮到箱體沿起模方向應有1： 20的起模斜度，以便方便起模。要保證箱體有足夠的剛度，同時要保證質量不會過大，因為初始設計時此減速器各個零件都較大，綜合考慮壁厚取10mm,并在軸承座附近加支撐肋，選用外肋結構。另外，為提高軸承座處的聯接 剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，但不得不與軸承端蓋聯接螺釘的螺釘孔干涉，為此軸承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。凸臺高度取40mm。箱蓋、箱座的聯接凸緣及箱座底凸緣應有足夠的剛度。設計箱體結構形狀時還應盡量減小機械加 工面積，減少工件和刀鋸的調整次數，保證同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便 鏈孔并保證鏈孔精度。各軸承座外端面應位于同一平面，箱體兩