機械設計減速器說明書

減速器設計闡明書系別：專業(yè)班級：姓名：學號：指導教師：職稱：目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第1部分設計任務書 11.1設計題目 11.2設計環(huán)節(jié) 1第2部分傳動裝置總體設計方案 12.1傳動方案 12.2該方案的優(yōu)缺點 1第3部分選擇電動機 23.1電動機類型的選擇 23.2擬定傳動裝置的效率 23.3選擇電動機容量 23.4擬定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比 3第4部分計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) 44.1電動機輸出參數(shù) 44.2高速軸的參數(shù) 44.3低速軸的參數(shù) 44.4工作機的參數(shù) 4第5部分鏈傳動設計計算 5第6部分減速器齒輪傳動設計計算 66.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 66.2按齒面接觸疲勞強度設計 66.3擬定傳動尺寸 86.4校核齒根彎曲疲勞強度 96.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 106.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 11第7部分軸的設計 127.1高速軸設計計算 127.2低速軸設計計算 16第8部分滾動軸承壽命校核 218.1高速軸上的軸承校核 218.2低速軸上的軸承校核 22第9部分鍵聯(lián)接設計計算 239.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 239.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 239.3低速軸與鏈輪鍵連接校核 23第10部分聯(lián)軸器的選擇 2410.1高速軸上聯(lián)軸器 24第11部分減速器的密封與潤滑 2411.1減速器的密封 2411.2齒輪的潤滑 2411.3軸承的潤滑 25第12部分減速器附件 2512.1油面批示器 2512.2通氣器 2512.3放油孔及放油螺塞 2512.4窺視孔和視孔蓋 2612.5定位銷 2712.6啟蓋螺釘 2712.7螺栓及螺釘 27第13部分減速器箱體重要構造尺寸 28第14部分設計小結 29參考文獻 29第1部分設計任務書1.1設計題目一級直齒圓柱減速器，拉力F=1800N，速度v=1.1m/s，直徑D=350mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計環(huán)節(jié)1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.擬定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.鏈傳動設計計算6.減速器內部傳動設計計算7.傳動軸的設計8.滾動軸承校核9.鍵聯(lián)接設計10.聯(lián)軸器設計11.潤滑密封設計12.箱體構造設計第2部分傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機和齒輪傳動比較,鏈傳動能夠在兩軸中心相距較遠的狀況下傳遞運動和動力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較,它能確保精確的平均傳動比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,普通可達0.95～0.97;鏈條的鉸鏈磨損后,使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修規(guī)定較高。第3部分選擇電動機3.1電動機類型的選擇按照工作規(guī)定和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2擬定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98鏈傳動的效率：ηc=0.96工作機的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動機容量工作機所需功率為P電動機所需額定功率:P工作轉速：n經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范疇，鏈傳動比范疇為：2～6，一級圓柱齒輪傳動比范疇為：3～5，因此理論傳動比范疇為：6～30?？蛇x擇的電動機轉速范疇為nd=ia×nw=(6～30)×60.05=360.3—1801.5r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉速為nm=1430r/min，同時轉速為nt=1500r/min。方案電機型號額定功率(kW)同時轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1Y132M-83750710電機外形圖3-1電動機3.4擬定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，能夠計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分派傳動裝置傳動比取鏈傳動比：ic=3.51減速器傳動比為i第4部分計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)PnT4.2高速軸的參數(shù)PnT4.3低速軸的參數(shù)PnT4.4工作機的參數(shù)PnT各軸轉速、功率和轉矩列于下表軸名稱轉速n/(r/min)功率P/kW轉矩T/(N?mm)電機軸7102.2830667.61高速軸7102.2630398.59低速軸210.682.1999271.41工作機60.021.98315044.99第5部分鏈傳動設計計算1.擬定鏈輪齒數(shù)由傳動比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，由于鏈輪齒數(shù)最佳為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=87.75，因此取Z2=87。2.擬定鏈條型號和節(jié)距查表得工況系數(shù)KA=1小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：K取單排鏈,則計算功率為:P選擇鏈條型號和節(jié)距：根據(jù)Pca=2.78kW，n1=210.68r/min，查圖選擇鏈號12A-1，節(jié)距p=19.05mm。3.計算鏈長初選中心距a則，鏈長為:L取Lp=138節(jié)采用線性插值，計算得到中心距計算系數(shù)f1=0.24222則鏈傳動的最大中心距為：a計算鏈速v，擬定潤滑方式v=按v=1.67m/s，鏈號12A，查圖選用滴油潤滑。4.作用在軸上的力有效圓周力F作用在軸上的力F鏈輪尺寸及構造分度圓直徑dd第6部分減速器齒輪傳動設計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。2.參考表10-6選用7級精度。3.材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度241～286HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度217～255HBS4.選小齒輪齒數(shù)z1=29，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=29×3.37=98。6.2按齒面接觸疲勞強度設計1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d(1)擬定公式中的各參數(shù)值a.試選KHt=1.3b.計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×c.由表10-7選用齒寬系數(shù)φd=1d.由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.58e.由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。f.由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重疊度系數(shù)Zε。ααεZg.計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ(2)試算小齒輪分度圓直徑d2.調節(jié)小齒輪分度圓直徑(1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。a.圓周速度νv=b.齒寬bb=(2)計算實際載荷系數(shù)KHa.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1b.根據(jù)v=1.52m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.029c.齒輪的圓周力。FK查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KHα=1.8由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.309由此，得到實際載荷系數(shù)(3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d(4)擬定模數(shù)m=6.3擬定傳動尺寸1.計算中心距a=2.計算小、大齒輪的分度圓直徑dd3.計算齒寬b=取B1=65mmB2=60mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ(1)T、m和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應力修正系數(shù)Ya.試選KFt=1.3b.由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重疊度系數(shù)YεY(2)圓周速度v=(3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=2.16m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.041查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KFα=2.75由表10-4用插值法查得KHβ=1.315，結合b/h=65/4.5=14.444查圖10-13，得KFβ=1.061。則載荷系數(shù)為由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足規(guī)定，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力不不大于大齒輪。(4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是適宜的6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高h=(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z2998齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d58196齒頂圓直徑da62200齒根圓直徑df53191齒寬B6560中心距a127127圖6-1大齒輪構造圖第7部分軸的設計7.1高速軸設計計算1.已經(jīng)擬定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=710r/min；功率P=2.26kW；軸所傳遞的轉矩T=30398.59N?mm2.軸的材料選擇并擬定許用彎曲應力由表選用40Cr調質，許用彎曲應力為[σ]=70MPa3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查表可知原則軸孔直徑為19mm故取dmin=194.擬定各軸段的直徑和長度。圖7-1高速軸示意圖(1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KA×T，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照聯(lián)軸器轉矩Tca應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查原則GBT4323-或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為19mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為36mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=6×6mm(GB/T1096-)，鍵長L=25mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。。參考工作規(guī)定并根據(jù)d23=24mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，則l34=l78=B=16mm。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。(3)由于齒輪的直徑較小，為了確保齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。因此l56=65mm，d56=62mm(4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，確保軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則l(5)5）取小齒輪距箱體內壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體的鍛造誤差，在擬定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=5mm，則l至此，已初步擬定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑19243036623630長度366816156515165.軸的受力分析小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）F小齒輪所受的徑向力F第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=94mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=55.5mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=55.5mm計算支承反力在水平面上為FF式中負號表達與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為R軸承2的總支承反力為R(1)彎矩計算在水平面上，a-a剖面為Mb-b剖面左側為M在垂直平面上為MM合成彎矩，a-a剖面為Mb-b剖面為M(2)轉矩T畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示圖7-2高速軸受力及彎矩圖6.校核軸的強度因b-b彎矩大，且作用有轉矩，故b-b為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得40Cr調質解決，抗拉強度極限σB=735MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，因此強度滿足規(guī)定。7.2低速軸設計計算1.已經(jīng)擬定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=210.68r/min；功率P=2.19kW；軸所傳遞的轉矩T=99271.41N?mm2.軸的材料選擇并擬定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為[σ]=60MPa3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d由于最小軸段直徑安裝鏈輪，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知原則軸孔直徑為28mm故取dmin=284.擬定各軸段的長度和直徑。圖7-3低速軸示意圖(1)低速軸和小鏈輪配合，查表選用原則軸徑d12=28mm，L1長度略不大于小鏈輪輪轂長度，取L1=62mm。選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GBT1096-)，鍵長L=50mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參考工作規(guī)定并根據(jù)d23=33mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。(3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=38mm；已知大齒輪輪轂的寬度為b2=60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=58mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=38mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d56=45mm。(4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，確保軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則l(5)取大齒輪距箱體內壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鍛造誤差，在擬定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ=5mm，已知滾動軸承的寬度B=17mm，則ll至此，已初步擬定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑283335384535長度626736.55817.5175.軸的受力分析大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）F大齒輪所受的徑向力F軸承壓力中心到齒輪支點距離l1=57mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l2=57mm，軸承壓力中心到第一段軸支點距離l3=106.5mm計算支承反力在水平面上為FF在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為F軸承2的總支承反力為F(1)畫彎矩圖彎矩圖如圖所示在水平面上，a-a剖面右側為Ma-a剖面左側為M在垂直平面上,a-a剖面M合成彎矩，a-a剖面左側為Ma-a剖面右側為M(2)轉矩T圖7-4低速軸受力及彎矩圖6.校核軸的強度因a-a左側彎矩大，且作用有轉矩，故a-a左側為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得45調質解決，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，因此強度滿足規(guī)定。第8部分滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620630621619.5根據(jù)前面的計算，選用6206深溝球軸承，內徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm由于不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=19.5kN，額定靜載荷C0r=11.5kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則能夠計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm由于不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則能夠計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。第9部分鍵聯(lián)接設計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-）,鍵長25mm。鍵的工作長度l=L-b=19mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ9.2低速軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-）,鍵長45mm。鍵的工作長度l=L-b=35mm大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ9.3低速軸與鏈輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-）,鍵長50mm。鍵的工作長度l=L-b=42mm鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ第10部分聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉矩Tc=K×T=51.6N?m選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-），公稱轉矩Tn=1250N?m，許用轉速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=19mm，軸孔長度L1=36mm。Tc=39.52N?m<Tn=1250N?mn=710r/min<[n]=4700r/min第11部分減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封為避免箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設立不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，慣用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封規(guī)定考慮不同的密封件和構造。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度最少為1-2個齒高，但浸油深度不得不不大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不不大于30-50mm。根據(jù)以上規(guī)定，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達成33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號為L-AN10。11.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑能夠是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式能夠根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒＞2m/s，因此均選擇油潤滑。第12部分減速器附件12.1油面批示器用來批示箱內油面的高度，油標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，以防油進入油尺座孔而溢出。圖12-1桿式油標示意圖12.2通氣器由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，方便達成體內為壓力平衡。12.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設立放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。圖12-2六角螺塞示意圖12.4窺視孔和視孔蓋在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，方便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。圖12-3窺視孔蓋示意圖A1=90，A2=75，B1=70，B2=55h=4mmd4=7mmR=5mmB=40mm12.5定位銷采用銷GB/T117-，對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而構成的剖分式箱體，為確保其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為確保箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。12.6啟蓋螺釘由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。12.7螺栓及螺釘用作安裝連接用。第13部分減速器箱體重要構造尺寸箱體是減速器中全部零件的基座，是支承和固定軸系部件、確保傳動零件對的相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體普通還兼作潤滑油的油箱。機體構造尺寸，重要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來擬定。設計減速器