展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计报告说明书.doc

机械设计课程设计一数据800运输带工作速度Vm/s1.4卷筒直径mm400二. 设计要求(1)选择电动机型号；(2)确定带传动的主要参数及尺寸；(3)设计减速器；(4)选择联轴器。三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 传动装置的运动和动力参数计算5. 设计V带和带轮1. 传动装置总体设计方案1传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。2齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图：2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(d*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6 kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000v/d=66.9r/min效率围:1：带传动： V带 0.952：圆柱齿轮 0.99 7级3：滚动轴承 0.984：联轴器 浮动联轴器 0.970.99,取0.99w 滚筒： 0.99=1*2*2*3*3*3*4*w =0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99 =0.839Pd = Pw / =5.6/0.839=6.67Kw又因为额定转速Ped Pd=6.67 Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=24圆柱齿轮：i2=35圆锥齿轮：i3=23i=i1×i2×i2=24×35×35=18100 取i=1840N=Nw×i=1840×57.83=10412313.2 r/min取N=1500r/min选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速 nm 启动转矩最大转矩中心高H Y132M-4 7.5KW 1440r/min 2.2. 2.2132mm3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27取V带传动比i0=3减速箱的传动比 i减=i/ i0= i1×i2=7.09按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般i1=1.11.2i2，取i1=1.1 *i2。i1*i2=1.1 *i2i2=2.5，i1=1.1*i2=2.754. 计算传动装置的运动和动力参数 1各轴转速(r/min)n0=nm=1440 r/minn=nm/i0=480minn= n/i1=174.55r/minn = n/i2=69.82 r/min2各轴输入功率kWP0=Pd=6.67 kWP=P0×1=6.67×0.95=6.34 kWP = P×2×3=6.34×0.97×0.98=6.03kWP = P ×2×3=6.03×0.99×0.98=5.85 kWP= P ×3×4=5.85×0.98×0.99=5.68 kW1=v=0.95, 2=齿=0.99，3=滚=0.98，4=联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即： Pw=Pw=5.68*0.99=5.62kW3各轴输入扭矩N.mT0=9550×Pd/nm=44.24N.mT=9550×P/n=126.14 N.mT =9550×P/n=329.91N.mT =9550×P/n=800.16N.mT=9550×P/n=776.91N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速r/min输入功率kw输入转矩(N·mm)传动比效率电机轴14406.6744.2430.95高速轴4806.34126.142.750.97中间轴174.556.03329.912.50.97低速轴69.825.85800.16滚筒轴57.835.62848.040.995.设计V带和带轮电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/min 传动比i0=31 确定计算功率Pca由"机械设计"课本表8-7查工作情况系数KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW2.选择V带的带型根据Pca，Nm查图8-11，选A带确定带轮的基准直径dd和验算带速V1） 初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=160 mm2） 验算带速v，按式8-13验算带的速度V=×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06 m/s又5 m/s <V<25 m/s 故带速适宜3计算大带轮的基准直径。根据式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2dd2=i0*98%* dd1=3*160*98%=470.4 mm根据表8-8圆整为200mm 此时带传动实际传动比i0= dd2/ dd1=3.1254.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7dd2+dd1a02dd2+dd1460mma01320mm取a0=500mm2)由式8-22计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+/2dd2+dd1+dd2+dd1×dd2+dd1/4a0 =2×500+3.14×660/2+340×340/4*500 =2094mm查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.033按式8-23计算实际中心距aa=a0+Ld-Ld0/2=500+2094-2000/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmama*=a+0.03Ld=560mm所以中心距变化围 517560 mm5验算小带轮上的包角11=180°-dd2-dd1×57.3°/a =180°-(500-160)×57.3°/538 =144°90°满足要求7计算带的根数1)计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min ，dd1=160mm查表8-4a得，P0=2.73KW查表8-4b得，P0=0.17 KW查表8-5得，Ka=1.03查表8-2得，KL=0.961于是Pr=P0+P0*K*KL=2.73+0.17*0.91*1.03=2.69 KW2)计算V带的根数zz=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73取Z=36.齿轮设计一高速级齿轮传动的设计计算输入功率P=6,34 KW，小齿轮转速n=480r/min 齿数比u=3.04，工作寿命10年每年工作300天，一班制1. 选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料 (1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45调质，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢正火硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；5选取螺旋角。初选螺旋角=15°2. 按齿面接触强度设计由计算公式10-21进展计算，即d1t1） 确定公式的各计算数值：（1） 试选Kt=1.6（2） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（3） 由图10-26，查的a1= 0.765 a2=0.87 a=a1+a2=1.654计算小齿轮传递的转矩 T1=126000 N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/27 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=570 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=350Mpa8计算应力循环次数N1=60njLh=60×480×1×1×10×300×8=6.912×108N2=N1u=2.5×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，平安系数S=1，由式10-12，得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.92=322MpaH= H1+ H22=570+3502=460Mpa2计算1试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=69.10mm2计算圆周速度V=d1t n160000=×69.10×480601000=1.74ms3计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×69.10=69.10 mmmnt=d1t cosZ1=69.10×cos15°24=2.78 mmh=2.25mnt=6.25mm bh=11.054计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.0455计算载荷系数KKA=1，根据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；由表10-4，查的KH=1.420；由图10-13，查得KF=1.35;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.08×1.2×1.42=1.84(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d=d1t=69.1×=72.39mm(7)mn=d1cos/Z1=2.78 mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KKvKFKF1×1.08×1.2×1.351.752根据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.8753计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.63Zv2=Z2cos3=73cos3 15°=75.264查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.60 Ysa1=1.595 YFa2=2.14 Ysa2=1.83(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380 Mpa;6由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.907计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.88×500/1.4=314.29 MpaF2= KFN2FE2S=0.90×3801.4=244.3Mpa9计算YFa Ysa1F并加以比拟YFa2Ysa1/F1=2.60×1.595/314.29=0.0132YFa2Ysa2/F2=0.01601大齿轮的数值大2） 设计计算mn=2.35 mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=69.1×cos15°2.5=26.70取Z1=27Z2=uZ1=27×3.04=82.08 取Z2=82此时u=Z2/Z1=8227=3.04 在误差围4.几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos =(27+82)×2.52cos15°=141.06mm圆整为141 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(27+82)×2.52141=14.913) d1=Z1mncos=27×2.5cos14.91o=69.85 mmd2=Z2mncos=82×2.5cos14.91o=212.14mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×69.85=69.85 mm圆整后取B2=70 mm， B1=75 mm二 低速级齿轮传动的设计计算输入功率P=6.03KW，小齿轮转速n=174.55 r/min 齿数比u=2.34，工作寿命10年每年工作300天，一班制1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45调质，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢正火硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16取Z2=56；5选取螺旋角。初选螺旋角=15°3. 按齿面接触强度设计由计算公式10-21进展计算，即d1t2） 确定公式的各计算数值：（4） 试选Kt=1.6（5） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（6） 由图10-26，查的a1= 0.79 a2=0.86 a=a1+a2=1.654计算小齿轮传递的转矩 T1=329914N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/27 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=350 Mpa8计算应力循环次数N1=60njLh=60×174.55×1×1×10×300×8=0.25×109N2=N1u=0.11×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，平安系数S=1，由式10-12，得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570 MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.98=343 MpaH= H1+ H22=570+3432=456.5 Mpa2计算1试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=97.61 mm2计算圆周速度V=d1t n160000=×97.61×174.55601000=0.89ms3计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×97.61=97.61 mmmnt=d1t cosZ1=97.61×cos15°24=3.93 mmh=2.25mnt=8.84 mm bh=11.044计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.0455计算载荷系数KKA=1，根据V=0.89m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；由表10-4，查的KH=1.429；由图10-13，查得KF=1.425;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.429=1.783(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d=d1t=97.61×=101.29mm(7)mn=d1cos/Z1=3.93mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn3） 确定计算参数（2） 计算载荷系数K=K*Kv*KF*KF1×1.04×1.2×1.4251.77842根据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.8753计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.67Zv2=Z2cos3=56cos3 15°=62.224查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.28 Ysa2=1.73(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa;6由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95 KFN2=0.967计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.95×5001.4=339.3 MpaF2= KFN2FE2S=0.96×3801.4=260.57 Mpa9计算YFa Ysa1F并加以比拟YFa2Ysa1/F1=2.65×1.58339.3=0.01234YFa2Ysa2/F2=0.015038大齿轮的数值大4） 设计计算mn=2.37mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=101.29×cos15°2.5=39.1取Z1=40Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95此时u=Z2/Z1=95/40=2.375 在误差围4.几何尺寸计算2） 计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos =(95+40)×2.52cos15°=174.87mm圆整为175mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(40+95)×2.52175=15.36°3) d1=Z1mncos=40×2.5cos15.36o=103.7 mmd2=Z2mncos=95×2.5cos15.36o=246.29 mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×103.7=103.7mm圆整后取B2=100 mm， B1=105 mm7.轴的设计计算高速轴：1 求输出轴上的功率P=6.34kw，转速n=480r/min，转矩T=126.14 N.m2) 作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mm Ft=3485. 01N1315.46 Fa= Ft *tan=1268.44 N3) 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。根据课本表153，取=25.96mm又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35 mm，电动机轴的直径为38mm，整体具有一定的协调性。4轴的构造设计1端盖端面距离带轮端面30 mm；2初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应选用角接触球轴承，0组游隙， 7208AC型。3取齿轮距箱体壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体壁一段距离 s,取s=25mm；4又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；5齿轮的宽度为B=85mm，且为齿轮轴；6轴承壁轴的总长为L=(84+70+24+200+17)=395 mm；7为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。中间轴：1 求输出轴上的功率P=6.03kw，转速n=174.55 r/min，转矩T=329.91 N.m2) 作用在齿轮上的力中速级小齿轮：分度圆直径为101.29mmFt=6514.1 N Fr= 2458.79 Fa= Ft tan=1789.25 N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相等，即 Ft=3504.0 N Fr= 1322.9N Fa= Ft *tan=965.82 N3) 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。根据参考文献2，表153，取A0=110=35.81 mm又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取d=50 mm4轴的构造设计1初步选取轴承轴承用7210AC型；2又轴承为油润滑，添加挡油环；3总长L=262 mm4为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm；5齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=58mm。低速轴2) 作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为d=246.29mmFt=6498.0 N Fr= 2452.89Fa= Ft tan=1785.1N3) 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。根据课本表153，取=48.18mm因为轴上有两个键槽，轴颈增加10-15所以dmin=10+1*48.18=53.0mm输出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,故需同时选取联轴器的型号：齿式联轴器。4轴的构造设计1为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.2选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应选用角接触球轴承，7213AC型。3采用轴套进展轴向定位。4取安装齿轮处的轴段d=67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=77mm；(5)求轴上的载荷及校验 对于7213AC型角接触球轴承,a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下 L2=83.1mm ，L3=119.1mmFt=FNH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得，FNH1= 4176.71N，FNH2=2920.78NMNH= FNH1×L2=347.08N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaMa= Fa×D/2=240.8得，FNV1= 1835.3N，FNV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m载荷水平垂直支反力FFNH1= 1889.3NFNH2=1317.1NFNV1= 1835.3NFNV2=653.6N弯矩Mv1=127.5N.m总弯矩M1=183.07 N.mM2=131.36 N.m扭矩T5. 轴的载荷分析图6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度=7.69MPa选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MPa 此轴平安8.滚动轴承设计减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸mm安装尺寸mm径d外径D宽度TdaminDama*rama*高速轴7208AC40801847731中间轴7210AC50902057831低速轴7213AC6512023721132输出轴轴承计算角接触球轴承7213AC的=25°,其根本额定动载荷C=85kN,根本额定静载荷C0=74.5kN预期寿命=3×300×8=7200 h1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd部轴向力:Fd1=0.68Fr1 =2152.58NFd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为Fae+Fd2>Fd1所以被“压紧的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC， 由于有轻微震动，取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取*=0.41,Y=0.87P1=fp(*Fr1+YFa1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取*=1,Y=0P2=fp(*Fr2+YFa2)=1158.0N取Pma*=3985.19N3验算轴承寿命因为>，所以按轴承1的受力大小验算L>>Lh所选轴承可满足寿命要求。9. 键联接设计 1高速轴带轮的键联接根据d =35 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=10×8，L=32 mm2中间轴齿轮的键联接根据d =54 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=16×10，L=50 mm3低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =67 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=20×12，L=70 mm2键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50 mmk = 0.5h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaTp = p键平安合格4.低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =60mm，查机械课程设计手册，选用C型，b×h=18×11 L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2=61 mmk = 0.5*h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=884.08 N.mp = p键平安合格10.联轴器选择1.类型选择.选取联轴器的型号：齿式联轴器11. 减速器箱体及附件1） 箱体主要尺寸采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式构造。箱壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要构造尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=10mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5*=15mm箱盖b1=1.5*=15mm箱底座b2=2.5*=25mm肋厚m，m1箱座m=0.85*=8mm箱盖m=0.85*=8mm地脚螺钉直径df0.036*a+12=21.08mm 取M22地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75*df=18 mm 取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)* df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3=0.40.5*df 取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)*df 取 M10定位销直径dd=0.70.8*d2=10 mmdf、d1、d2至箱壁外距离C1df: C1=30mmd1: C1=30mmd2: C1=30mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2df: C2=26mmd1：C2=26mmd2: C2=26mm轴承旁凸台高度半径R1R1= C2=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+(510)=66 mm大齿轮顶圆至箱体壁的距离11.2取18 mm齿轮端面至箱体壁的距离2>取15mm轴承端盖外径+55.5*1201轴1402轴1763轴轴承旁联结螺栓距离1201轴1402轴1763轴2） 主要附件a窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进展检查操作为宜;窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。b)通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M22油面指示器用油标尺，其构造简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以防止有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22c)放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22 d)起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。构造简单，加工方便。示意图:e)定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。取位销直径d8mmf)起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉直径一样。12.润滑密封设计1.齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度相对都较小，所以采用油脂润滑。另外，传动件齿轮浸入油中的深度要求适当，既要防止搅油，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。1润滑油牌号及油量计算润滑油牌号选择查机械课程设计手册，选用工业闭式齿轮油，代号L-CKC220，润滑油运动粘度为198-242mm2/s。3） 油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约1个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：设计值为50最低油深：最高油深：又箱体壁总长：L=566mm箱体壁总宽：b=208mm所以箱体有足够的储油量。2轴承的润滑与密封由于dn<2×高速级齿轮的圆周速度接近2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂GB491-87。轴承密封：由于齿轮用油润滑，为了防止齿轮捏啮合时飞溅出的热油冲向轴承部，增加轴承的阻力，需在轴承侧设置挡油环。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外。伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。3.减速器的密封减速器外伸轴采用密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。