[工学]机械设计A课程设计说明书

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1、 设 计 计 算 及 说 明机械设计A课程设计设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计 内装：1. 机械设计A课程设计任务书 2. 草图1张 3. 展开式两级圆柱齿轮减速器装配图1张 4. 低速轴零件图1张 5. 低速轴大齿轮零件图1张 6. 机械设计A课程设计说明书1份 汽车 工程学院 0614091 设 计 者 施敏 指导教师 张超 完成日期 2012年7月3日成 绩 上 海 工 程 技 术 大 学目录设计说明3传动方案简述4高速级齿轮传动设计10低速级齿轮传动设计16轴与轮毂连接22轴的强度校核26减速器的润滑与密封47减速器箱体及其附件47二级直齿轮减速器设计一 设计说明书1.1

2、 题目：基于SolidWorks减速器参数化设计及运动仿真1.2 任务：（1）减速器装配图（0号） 1张（2）低速轴零件图（2号） 1张（3）低速级大齿轮零件图（2号） 1张（4）设计计算说明书 1份1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带各轴代号见第六页1.4 设计参数： （1）传送速度 V=0.63m/s （2）鼓轮直径 D=300mm （3）鼓轮轴所需扭矩 T=700Nm1.5 其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为15年、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。二传动方

3、案简述2.1 传动方案说明（简述）2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。另外，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。本方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利

4、于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象。综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交

5、流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速 kw由2 P7式（2-3） r/min=40.107r/min=2.940kw式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率(2) 由电动机至工作机的总效率 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.95一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.98一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 电动机所需的输出功率=pw/=3.531KW(4) 确定电动机的额定功率Ped 又Ped Pd 取 P ed= 4kw

6、2.2.3 电动机额定转速的选择 直接选择转速为1500r/min的电动机 则其满载时的转速为1440r/min2.2.4 确定电动机的型号 初选方案： 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY112M-441500 2.31440 43 2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 式中：nm 电动机满载转速2.3.2 各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比初取 3,则 35.9039/3=11.9679 (2)两级齿轮传动的传动比取高速齿轮的 则低速齿轮的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮

7、直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，演算有符合。2.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴，联轴器为IV轴 (1)电动机 r/min(2)轴 r/min(3)轴r/min(4)轴r/min2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机kw(2)轴kw(3)轴kw(4)轴 kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴(3)轴(4)轴2.4.4各轴运动和动力参数汇总表（理论值）

8、轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)传动比电动轴14403.53123.417/第I轴4803.875.60423第II轴120.33093.61228286.68673.989第III轴40.11033.4338817.565332.5 v带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故Pca=KAP=1.14=4.4kw二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大

9、带轮的基准直径根据教材表8-8，圆整得=280mm4、确定V带的中心距和基准直径（1）按计算式初定中心距mm （2）按计算式计算所需的基准长度=1599.2446mm查表可选带的基准长度（3）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由查表可得根据n=1440r/min , i=3和A型带，查表可得、。故（2）计算V带的根数Z 故取V带根数为4根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为=1087.085N3.1 高速级齿轮传动设计3.1.1原始数据输入转矩=

10、=Nmm小齿轮转速= 480r/min齿数比=3.8由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为15年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）3.1.2设计计算一 选精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮2 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。小齿轮材料：40cr调质 HBS1=280接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢调质 HBS2=240接触疲劳强度极限 MPa （由1P206图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204图10-20b）3精度等级选用7级精度4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z

11、1= 173.989=685初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩=Nmm齿宽系数 材料的弹性影响系数 区域系数 ， 应力循环次数 接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力取安全系数 2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=61.483mm（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数mnt4计算纵向重合度 =（5） 计算载荷系数 使用系数 动载系数 根据 v=1.541 m/s 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1 、b=61.483mm，得 KH=1.422 按齿根弯曲强度计

12、算时的齿向载荷分布系数 , , 齿向载荷分配系数、 （6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 （7） 计算模数 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 ,（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.40 得 （5）计算当量齿数ZV取19取75（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.016789。2 计算=2.0731四 分析对比计算结果对比计算结果，取=2.5已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，

13、需按接触疲劳强度算得的d1=66.116来计算应有的 取Z1=26Z2=104五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为168mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角 3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 4 计算齿轮宽度b =67.199mm 圆整后 70mm 75mm3.3 低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩= 2.8669Nm小齿轮转速=120.33091 r/min初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 233取72初选螺旋角由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为15年工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）3.3.2设计计算二 按齿面接触强度设计计算

14、公式： mm （由1P216式10-21） 1确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数齿宽系数 （由1P201表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P198表10-6）区域系数 （由1P215图10-30）， （由1P214图10-26）应力循环次数 r接触疲劳寿命系数 （由1P203图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=82.9766mm（2）计算圆周速度0.522795m/s(3)计算齿宽b及模数mnt mmmmb/h=10.9932(4)计算纵向重合度(5) 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=0.5

15、47m/s、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度，得 1.426 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=10.54、 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =11.021.41.426=1.9278(6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 mmD3=95mm(7) 计算模数mm三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV 取

16、27 取79（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.01645。2 计算=2.5188 mm四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的=95 mm来计算应有的 取30取Z4=90需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为179mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径 mmmm4 计算齿轮宽度b mm 圆整后 95 mm 100mm四.轴及轮毂连接4.1 高速轴的结构设计4.1.1高速轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.8k

17、wn=480 r/minT=7.542 104 Nmm4.1.2确定轴的具体尺寸低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =110考虑到此段轴需要与v带连接，所取的轴径应与所选用的v带轮的轴孔直径相适应，与电机0.8倍轴伸直径的大小作比较。，考虑到此轴需要开一个键槽，25.475(1+5%)=22.03mm所以，dmin=d1=24(取圆整) （d1为最小段轴的轴径）毂轮长度即最小轴长度L1=50mm,第二段轴 d2=d1+(510)=32第三段轴 d3=d2+(15)=3 第三段轴也为轴承内径（此轴外套滚动轴承）取深沟球轴承中窄系列；d=35对应可以选择轴承7307AC，则对应与D=8

18、0(外径),B=21, d4=40mm d5=da1=67.199mm (第五段轴外也套一滚动轴承)L的确定：L1=50mm。L2为第一段轴下端到轴承上端面的距离。尺寸分析详见 L2=60 ,L3为轴承上端面到箱体内壁的距离 L3=B=21同理，参见均可计算出长度L4由结构定轴上带的周向定位均采用键联结。取轴段倒角均为245，各轴肩处圆角半径R=2.0mm.L1段键为C型键，b*h=8*74.2 中间轴的结构设计4.2.1中间轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.61228kwn=120。33091r/minT=286.6867KNmm4.2.2确定轴的具体尺寸中间轴选用材料:45号钢, 调质处

19、理 取A 0 =110确定轴的最小直径: d1=dmin (第一段轴即为最小轴径轴),d1=40(圆整) 此轴为一对滚动轴承的内径。 取角接触球轴承系列。d=40对应可以选择轴承7308AC，则对应与D=90(外径),B=23。d2=da2=93mm，d3=45d4=55又第二段轴处齿轮的同向定位采用键联接 键的尺寸为16*10确定L 的长度：即L1=B=23同理，其余各结构尺寸可得：L2=100L3=15L4=70L5=40取轴段倒均为245，各轴肩处的圆角半径2mm4.3 低速轴的结构设计4.3.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=5.082 kwn=50.192 r/minT=9669

20、49 Nmm4.3.2确定轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =110 由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，d0 =49.93mm整合为50mm另因此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应 。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性套柱销联轴器，查表，使用HL44.3.3轴的结构设计(直径,长度来历)一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=55 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压

21、在轴的端面上取LI-II=112 mm。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取dII-III=60 mm取LII-III=71mm。(3)轴肩为非定位轴肩，初选滚动轴承为6314取dIII-IV =65mm, 考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=33mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =70mm，LIV-V =90mm(5)轴肩、为定位轴肩取dV-VI=75mm，LV-VI=15mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=68mm考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽

22、，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =70mm。 (7)轴肩至间安装滚动轴承为7314 取dVII-VIII =65mm根据箱体结构 取LVII-VIII=58mm轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P119表（11-5），取轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=2.0mm5.2 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。轴号型号730773087313五 轴的强度校核一、高速轴1、求作用在齿轮上的力高速

23、级齿轮的分度圆直径为d1=67.199Fte=N大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和带传动有压轴力(过轴线，水平方向)，。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二图三注图二中通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中通过另加转矩而平移到指向轴线 同理 2 、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力故，3、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2 , 4、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求。5、弯矩图的计算垂直面：

24、,则其各段的弯矩为：BC段：由弯矩平衡得M-CD段：由弯矩平衡得水平面： 则其各段弯矩为：AB段：则BC段：则 CD段：则做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表3载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，因此，故安全。6、键的校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单

25、圆头平键（C型）根据，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：高度：,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度键和轮毂键槽的接触高度则，故合适。所以选用：键C GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 中速轴小齿轮上的三个力分别为 齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。求两轴承所受的径向载荷和将轴系部件受到

26、的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三7、求两轴承的计算轴向力和由齿轮中计算得， N对于型轴承，轴承的派生轴向力算得所以 8、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，9、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求。10、弯矩图的计算垂直面：。AB段：则 BC段：则CD段：则。水平面： AB段： BC段： CD段： 做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表4载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只

27、校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，故安全。 12、键的校核一般的7级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d=48mm,b=14mm,h=9mm.取键长L=56mm，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度键和轮毂键槽的接触高度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径见365页三低速轴的校核因为低速轴的小齿轮

28、与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则7、。8、求两轴承所受的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三 9、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力故 10、求轴承的当量动载荷和，。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1 ，对于轴承2， ,因轴承运转载荷平稳，按表13-6，取则。11、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有 故合格12、弯矩图的计算垂直面： .AB段：弯矩为0BC段： CD段： 水平面：,AB段弯矩为0BC段:CD段：做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。

29、现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表5载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩13、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，因此，故安全。5.2 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。轴号型号7307AC7308AC7313AC六. 减速

30、器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑本减速器各级齿轮的圆周速度分别为：高速轴 中间轴 低速轴 以上各级齿轮的圆周速度均小于2m/s，所以采用脂润滑。6.2 轴承的润滑由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑，所以没有导油沟。6.3 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，此标准适用于密封处速度v5m/s，轴承旁还设置挡油盘或套筒。七. 减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆

31、卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称符号尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b,b1,b212, 12, 20加强肋厚m,m16.9, 6.9地脚螺栓直径dfM20地脚螺栓数目na=200250, n=4轴承旁联接螺栓直径d1M16箱盖箱座联接螺栓直径d2M10轴承盖螺钉直径和数目d3,nM8, 4M8, 4M12, 6观察孔螺钉直径d4M6df

32、,d1,d2至箱外壁距离,df,d2至凸缘边缘的距离C2C1按M16与M10分别取C1=22, C2=20与C1=16，C2=14轴承旁凸台高度、半径h,Rh由结构确定，R= C17.3 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由选用通气器尺寸M142 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由 取A=180mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部

33、位。 由 选用油标尺尺寸M16(16)4油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由 选用油塞尺寸 M141.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由 GB117-86 A10407起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩尺寸见 附： 资料索引1. 濮良贵, 纪名刚主编【机械设计】 高等教育出版社第八版2. 王昆, 何小伯, 汪信远主编【机械设计,机械设计基础课程设计】 高等教育出版1995年12月第一版3. 陈秀,严国良主编. 【机械设计课程设计图册】 高等教育出版第三版37