机械设计绞车传动装置设计.doc

纺织职业技术学院
课程设计(论文)

课 题 名 称 设计绞车传动装置
学 生 姓 名 刘广强
学 号 11312223
系、年级专业 模具1101
指 导 教 师 马芳

2012年 12 月 19 日

目 录

第一章 总体方案的确定……………………………………… 1

第二章 传动部件设计与计算……………………………… 4

第三章 齿轮的设计与校核…………………………………… 6

第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件……………………11

第五章 轴的结构设计和强度计算及校核……………………13

第六章 轴承及键的类型选择与校核…………………………19

第七章 箱体及附件的设计……………………………………21

第八章 润滑和密封的设计……………………………………23

第九章 参考文献………………………………………… 27

第1章 总体方案的确定

计算步骤与说明
结果

1.1 任务分析、传动方案拟订
任务书中给出的是绞车卷筒,具体参数如下表1
工作参数表1
卷筒圆周力F/N
11500
卷筒转速n(r/min)
40
卷筒直径D mm
350
工作间隙
每隔2分钟工作一次，停机5分钟
工作年限
10
批量
大批

注:总传动比误差为+5%,转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1.25倍。

1——电动机；2——联轴器； 3——圆柱斜齿轮减速器；4——开式齿轮；5——卷筒

1.2、电动机的选择
选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机具体型号。
1.2.1选择电动机类型和结构形式
按工作要求和条件查表14.1和表14.2，选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等优点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动性能的机械。

1.2.2选择电动机的容量
电动机容量选择是否合适,对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小于工作要求,会使电动机因超载而损坏,不能保证工作机正常工作;而容量选得过大,则电动机的体积大、价格高,性能又不能充分利用, ,并且由于效率和功率因数低而造成浪费．
1.2.3. 1、 电动机所需的工作功率:
=
所以： =
其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到．为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为：
=
式中，、、、、、分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表2.3可以查到=0.97、=0.97、=0.99、=0.96 =0.98，=0.96
则：= =0.83

又已知卷筒卷速n为40r/min,卷筒直径D为350 mm,故电动机所需的工作功率为:
==（F×n××D）/（60×1000×1000× ）=10.2kw
1．2．3.2. 确定电动机的转速
卷筒轴的工作转速为
=40 r/min
按推荐的合理传动比范围，减速器传动比=3~7，开式齿轮传动比=3～6则总传动比的范围为=9~42
故电动机转速的可选范围为

= ×=（9~42）×40r/min
=360～1680r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根据计算出的容量，考虑到起动载荷为名义载荷的1.25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素,为使传动比装置结构比较好,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：

电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
Y180L-6
15kw
1000r/min
970r/min

=0.83

=10.2Kw

=360～1680r/min

电动机型号为：
Y180L-6
=970r/min

第2章 传动部件设计与计算

2.1.计算总传动比并分配各级传动比
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
2.1.2 总的传动比
i = /=970/40=24.25
2.1.3分配传动比 i=
根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比:４～９．开式齿轮的传动比:８,因此可以分配=5，=4.85。
2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数
2.2.1各轴的转速
I轴 = =970r/min
Ⅱ轴 ===194r/min
Ⅲ轴（输出轴） ==194/4.85=40 r/min
2.2.2各轴的输入功率
I轴 ==10.20.97=9.894kw
II轴 ==9.894×0.97×0.99=9.501 kw
III轴（输出轴） ==9.501×0.99×0.96=9.030 kw
2.2.3各轴的输入转距
电动机的输出转距为
=9.55×=9.55××10.2/970=1.004×N.mm
I轴 ==10.04××0.97=9.741×N.mm
II轴 ==9.741××0.97×5=4.7244×N.mm
III轴（输出轴）==4.7244××0.99×0.96×4.85=2.178×N.mm
最后将所计算的结果填入下表：
各轴参数表

参 数
轴 名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ 轴
Ⅲ轴
转 速r/min
970
970
192
55
功率Kw
10.2
9.894
9.501
9.030
转矩N·mm
1.004×
9.741×
4.7224×
2.178×
2.3轴的初步计算：
轴选用45钢，调质处理.C值查表得118～106,可选C=100.由轴的设计公式得：

由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。当轴上开有键槽时， 应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径d≤100 mm时，单键应增大5%～7%，双键应增大10%～15%。所以：
的最小直径为21.69mm 增大后取25mm
的最小直径为36.59mm 增大后取38mm
的最小直径为60.89mm 增大后取70mm

i =24.25

=5
=4.85。

=970r/min
=194r/min

=40 r/min

=9.894kw
=9.501 kw
=9.030 kw

=1.004×N.mm
=9.741×N.mm
=4.7244×N.mm
=2.178×N.mm

取25mm
取38mm
取70mm

第三章 齿轮的设计与校核

3.1.减速齿轮传动的设计计算
3.1.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：
由机械设计书表6-3、表6-6，选择小齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241～286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；
大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度为207～269HBS， =686Mpa，=539Mpa；参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为8级.
因=5取=20，= ·=5×20=100取=100
实际传动比 U=/=100/20= 5在传动比范围内。
3.1.2齿面接触疲劳强度设计:
计算公式按式6-18 ≥
取=1.024×由图6-21，软齿面齿轮，对称安装，=0.8～1.4取=1.1。由表6-7得使用系数=1.25。由图6-19a试取动载系数=1.15。由图6-8，按齿轮在两轴承中间对称布置，取=1.06。由表6-8，按齿面未硬化，斜齿轮，8级精度，/b<100N/mm =1.2。所以
K==1.25×1.15×1.06×1.1=1.676
初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.87，由表6-7确定弹性系数 =189.8 初步确定螺旋角=，则=0.97, = =0.98
由式6-13齿面接触许用应力
由图6-24查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 700Mpa，=660Mpa。
由表6-12查取安全系数=1.2。
===583.3Mpa
===550Mpa

将有关数据代入以上公式得: =65.4mm
b==1.1×65.4mm=71.94mm
取小齿轮宽度=75mm，大齿轮宽度=70mm；
=3.271mm，mn=m×cosβ=3.16取mn=3.2mm，m=强度足够.
mt =3.27=m
齿轮节圆直径
d1= mz1 = 3.27×20=65.4mm，d2= mz2 = 3.27×100=327mm
按计算结果校核前面的假设是否正确
齿轮节圆速度v=/60000=3.14×65.4×970/60000=3.32m/s
v/100=3.32×20/100=0.66m/s，由图6-6得=1.05
=2.15
= 2×100400/65.4=3070.34N
/b=1.25×2048/55＝46.6<100原假设合理, =1.2。
由机械设计书公式(6-33)有

=5453.92Mp<＝583.33 Mp
齿轮齿轮疲劳接触强度安全。
3.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核
计算公式按式6-35
=
由图6-23得，小齿轮复合齿形系数=4.3，大齿轮复合齿形系数=3.86；
式6—17得，
==1.69
由公式： 得=0.693
由机械设计手册表14-1-18查得;
则0.794
按式6-14得弯曲疲劳许用应力
=
按图6-25，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=290Mpa，=270Mpa。查表6-8取=1.25
曲 疲劳强度安全系数由表6-12得

比 比较，和的大小得到<,
所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度
= =138.9Mpa<=216Mpa,
弯曲疲劳强度足够。

3.2. 开式齿轮设计
开式齿轮常用于低速级,采用直齿, 将由齿根弯曲强度计算所得的模数增大10%-20%.在此要用耐磨材料.
已知 ，i=24.25; T1=4.7224×
3.2.1 . 选择材料.热处理,齿轮精度等级和齿数.
查表得,选择小齿轮材料38SiMnMo 钢,调质处理,硬度229-286HBS, 8级精度；大齿轮材料为ZG42SiMn 调质处理硬度 197-248 HBS 8级精度。
因=4.85取=20，= ·=4.85×20=97
实际传动比 U=/=97/20= 4.85在传动比范围内。
按齿根弯曲强度设计:

由图6-23得，小齿轮齿形系数=4.32，大齿轮齿形系数=3.8;
由==1.69
由公式： 得=0.694，=
按图6-25，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=280Mpa，=260Mpa。弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得
]
比较，和的大小得到＞,
所以应该按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度
由表6-9,硬面齿轮,悬臂安装,取齿宽系数.由6-6查得使用系 数
由图6-19试取动载系数,由图6-8按齿轮在两轴承中,悬臂布置,取,
由表6-8,
按齿面硬化,直齿轮,8级精度,

将模数圆整为标准值取m=6
几何尺寸计算：
=m=6×20mm=120mm,
=m=6×97mm=582mm,
a =()=(20+97)mm=351mm,
b==0.6×120=72mm,取=72mm,
=—(5～10)=(62～68）mm取=65mm.

硬度为241～286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；

=20
=100

K=1.676

=583.3Mpa

=550Mpa

=75mm
=70mm

d1=65.4mm

d2=327mm

=453.92<

齿轮疲劳接触强度安全

=1.69

=138.9Mpa
=216Mpa
<
弯曲疲劳强度足够。

=120mm
=582mm,

第4章 轴和联轴器材料选择和主要零件

4.1选择轴的材料，确定许用应力
选45钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计选择联轴器的时候进行过初步计算。
轴的初步计算知：
的最小直径为21.69mm 增大后取30mm
的最小直径为36.59mm 增大后取40mm
的最小直径为60.89mm 增大后取70mm
由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹板式。
根据条件轴需要有如下基本的零件: 联轴器一个,轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。
根据条件轴需要有如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。
对输出轴轴Ⅲ需要如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下:

表4-1 与轴相联接的零件
零件
轴
轴承
轴承端盖
调整环或套筒
齿轮
联轴器
轴Ⅰ
一对
两个
一个
一个
一个
轴Ⅱ
一对
两个
套筒两个
两个
无
轴
一对
两个
套筒两个
一个
无

4.2联轴器的选择与校核
4.2.1联轴器的选择
按工作情况,转速高低,转矩大小及两轴对中情况选定联轴的类型.连接电动机和减速器的联轴器,为了减小起动转矩,应有较小的转动惯量和良好的减震性能.但在本设计中传递的转矩较小,所以也可选择刚性联轴器.可选择GT30对中榫凸缘联轴器.
4.2.2联轴器的校核
1.联轴器的计算转矩

选择工作情况系数K查表可得取K=1.7,

2.选择联轴器的型号
查手册可得,选择用GT30凸圆型联轴器，其许用转矩=500Nm，轴孔直径为30mm.符合要求。

取30mm
取40mm
取70mm

联轴器符合要求

第五章 轴的结构设计和强度计算及校核

5.1、根据轴上定位的要求确定轴的各段长度和直径
确定阶梯轴各轴段的直径时，要考虑上零件受力情况，定位固定要求，拆卸方便，相配标准件的孔径大小及轴的表面粗造度，加工精度等要求。设计时以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从轴端逐渐向中间增大，然后又减小，逐步形成阶梯形结构。
当为了固定传动零件和联轴器时，轴的直径要变化的值大些，轴肩高度h应大于2到3倍轮毂孔倒角C。过渡圆角半径r应大于轮毂孔的倒角C。当用轴肩固定滚动轴承时，轴肩直径D应应小于轴承内圈的外径；而与密封件配合的轴径应符合密封标准直径要求，一般为以0、2、5、8结尾的轴径。
确定阶梯轴各轴段长度时，要考虑轴上零件相对机体的位置 配合长度 轴承座孔宽度及支撑结构等条件。通常由安装传动件如齿轮的轴段开始，然后分别确定其他轴段的长度L. 齿轮的轴段的长度由所装齿轮的轮毂宽度决定，但为了保证齿轮端面与套筒接触起到轴向固定作用，此轴段的长度要比齿轮轮毂宽度小2到3mm，

① 从电动机起第一段取
=25mm该轴段长度取短系列=36mm
② 右起第二段 因为第二段的直径=28mm 初选用6206接触球轴承,考虑齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，取
③ 右起第三段，该段轴装滚动轴承，因为此装置中为斜齿圆柱齿轮，轴承不但受径向力和圆周力，还承受轴向力选用角接触球轴承6206，，所以该段直径取=30mm
L=26。
④ 右起第四段，=40,长度为L=21。

⑤ 右起第五段，该段装有齿轮，由于齿轮的分度圆直径为65.4，则可做成齿轮轴，齿轮宽为75，取轴段长为L=74mm

⑥ 右起第六段其直径与长度和第四段相同。
⑦ 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径=30,长度L=26mm

5.2轴的强度计算与校核

5.2.1、小齿轮轴
根据轴的结构先画出轴的受力简图,将轮齿上受力简化为通过轮毂中点作用轴上,轴的支点反力也简化为通过轴轴承载荷中心,轴的受力图如下图所示，将轮齿上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上。
由机械设计书得计算公式: = =2978.9N
=2978.9×=789.2N
==1122.5N
所以: =1489.45N =789.2N =1122.5N
轴承的支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置建立如下图（1）所示的力学模型。
水平的支反力：
联立方程式解得：RA=1489.45N，RB=1489.45N
水平面弯矩：1489.45×51/1000=75.962

垂直面受力： =（-×d/2+×51）/102=（-798.2×65.4/2+1122.5×51）/102=305.4N
=（×d/2+×51）/102=（-798.2×65.4/2+1122.5×51）/102=817.1N
垂直面的弯矩 ： =×51=15.58；
=×51+×/2=41.68
综合弯矩 ： =77.5 ；
=86.65
转矩 ： =97.41N.m
画当量弯矩图，算剖面C处的当量弯矩=126.04N.m
判断C处的当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C处为危险截面 查表13-1=55
=4.5〈
由以上知确定的尺寸是安全的。

力学模型

水平面受力

水平面弯矩

垂直面受力

垂直面弯矩

综合弯矩

扭矩

当量弯矩

轴的简图

.2.2大齿轮轴
对轴II:
与传动零件（如齿轮，卷筒联轴器等）相配合的轴段长度，一般略小于传动零件的轮毂宽度.与轴相联接的有齿轮和轴承.与开式齿轮联接，齿轮宽,可取=61mm，为便于安装以及使开式齿轮不与减速器箱体发生干涉 取为83mm（与轴承相联）， 取为25mm，, 取为68mm，取为23mm，取为27mm（与轴承相联）。
从第一轴段=38mm开始选取，再逐段选取相邻轴段的直径，取=40（与轴承配合）；=55mm， =60(与齿轮配合) 再选取=70mm（轴肩），=40mm（与轴承配合）。

=25mm
=36mm
=28mm

=30mm
L=26
=40mm
L=21mm
=65.4mm
L=74
=30mm
L=26

=2978.9N
=789.2N
=1122.5N

RA=1489.45N
RB=1489.45N

75.962

=305.4N
=817.1N
=15.58
=41.68
=77.5
=86.65
T=97.41N.m

〈

由以上确定尺寸安全

第6章 轴承及键的类型选择与校核
6.1、轴承类型的选择
(1)根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选定角接触球轴承中的7208AC型号对小齿轮轴承:进行试算。
计算步骤与说明
计算结果
7208AC轴承
1.查手册查出值（GB/T 276——1994）
2. 计算=0.68=0.68×1489.45=1012.83N，
=0.68×1489.45=1012.83N，
因为+=1012.83+798.2=1811.03N>
所以轴承一为压紧端，=+=1012.83+798.2=1811.03N ；而轴承2为放松端==1012.83N。
4. 由表11-9查得e=0.68
5. = =1.2>0.68 =0.68=e.
6.由表11-9可得故当量动载荷为： =0.41×1489.45+0.87×1811.03=2186.27N，
=1×1012.83+0×1012.83=1012.83N。
计算所需的径向基本额定动载荷
7. 由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，又故应以轴承1的径向当量动载荷为计算依据。应常温下工作，查表11-6得=1，受中等冲击载荷，查表11-7得=1.5所以

为轴承的使用时间 (小时)
8. 查表11-5得7208AC轴承的径向基本额定动载荷=35200N.
6.2键联结类型的选择及强度的校核
6.2.1.键类型的选择
选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求,并结合各种类型键的特点进行选择.
6.2.2.键联结的尺寸选择
键的长度根据轮毂长度确定,键长通常略短于轮毂长度,导向平键的长度选择还应考虑键的移动距离,所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方向与键槽的三种不同方式的配合:一般键联接、较紧键联接、较松联接.在这里我们选择一般联接.
在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定.
6.2.3键校核公式：

6.2.3.1小齿轮轴上键的选择及校核
对要求与联轴器相连的键进行计算，根据轴径d=25mm 查手册得安装的键型为A形键,为6´5，取标准键长L=32。所以 l= L=32 mm k=0.5h=0.5´5= 2.5mm ，

6.2.3.2大齿轮轴键的选择及校核
要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径d=60mm 查手册得安装的键型为A形键,为12´8，取标准键长L=52。所以l=L=52 查得轻微冲击载荷时的许用挤压应力
k=0.5h=0.5´8=4mm，

所以挤压强度足够.
=24.5KN
=1012.83N，
=1012.83N，
+>

e=0.68

=1726.88N,
=1176.44N

=27597.4N

因为<所以7208AC轴承适用。

=97.41Mp<
所以小齿轮键的强度足够。
.

第7章 箱体及附件的设计
箱体的基本结构设计
箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。
箱体的材料及制造方法：选用灰铸铁HT 350，砂型铸造。
箱体的尺寸:
表7-1 箱体参数表
名称
符号
一级齿轮减速器
计算结果
箱座壁厚

8mm
箱盖壁厚

8mm
箱盖凸缘厚度

12mm
箱座凸缘厚度

12mm
箱座底凸缘厚度

20mm
地脚螺钉直径

20mm
地脚螺钉数目

4
轴承旁联接螺栓直径

8mm
盖与座联接螺栓直径

12mm
联接螺栓的间距

148mm，158.2mm
轴承端盖螺钉直径

（）
8mm
视孔盖螺钉直径

5mm
定位销直径

6mm
轴承旁凸台半径

16mm
凸台高度

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
42mm
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
9.6mm
机座肋厚

m=0.85δ
6
轴承端盖外径

；-轴承外径(凸缘式轴承盖尺寸见表11-11

轴承端盖凸缘厚度

(1~1.2)

轴承旁联接螺栓距离

以和互不干涉为准，一般取

上面表格中的数据均在机械手册中查得。

第8章 润滑和密封的设计
8.1、润滑
齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑.
齿轮圆周速度<5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度应不小于(30～50)mm,对于圆柱齿轮一般为1～2个齿高，但不应小于10㎜ ，这个油面位置为最低油面.考虑使用中油不断蒸发损耗,还应给出一个最高油面.对于中小型减速器,其最高油面比最低油面高出30～50mm.此外还应保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的,以免油损失过大.对于采用浸油润滑的多级传动,当低速级大齿轮浸油深度超过,的分度圆时,这时可减少低速级大齿轮浸油深度,而高速级采用溅油装置润滑.箱内保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为60mm。箱座内壁高度，箱盖高可以从设计图上得出。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。
查手册选择SH0357-192中的50号工业闭式齿轮油润滑。
注：设计时所查的表出自《机械设计基础课程设计指导书》
8.2、密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。
8.2.1轴伸出处的密封
起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料密封的一种.在端盖上开出梯形槽,将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触.毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工.如果轴的硬度高,表面粗糙度值小,就使用优异细毛毡.
8.2.2轴承内侧的密封
该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。
8.2.3盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。
8.3公差的设计
对于联轴器的公差配合，轴承轴的公差配合选用，键的公差配合选用。
8.4 附件
8.4.1窥视孔盖和窥视孔
为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，其大小至少应能伸进手去,以便操作..盖板下应加防渗漏的垫片，窥视孔的长宽为90mm×70mm，厚度为6mm，孔数5个，用M6：M8的螺钉紧固。
8.4.2排油孔、放油油塞、通气器、油标
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座最底部设有排油孔，放油孔的螺纹小径应与机体外壁取平,为便于加工,放油孔的机体外壁应有加工凸台，经机加工后成为放油螺塞头部的支承面，并加封油垫圈以免漏油,材料为石棉橡胶.放油螺塞带有细牙螺纹,本设计中取螺塞M18×1.5 JB/T 1760-1991。
为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体自由的溢出,达到机体内外气压平衡.本设计中用网式通气器.数据查手册可得.
为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本次设计采用杆式油标M12。油标尺倾斜插入油面,与水平面夹角不得小于.
8.4.3吊耳和吊钩
为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。
8.4.4定位销
为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓连接后,在镗孔之前,在连接凸缘上配装两个定位销,其公称直径可取,定位销常安置在机体纵向两侧连接凸缘上,并呈非对称布置,以保证定位效果.并圆整为标准值。定位销的总长度应稍大于机盖和机座连接凸缘和总厚度,本设计中取销6 30 GB/T 117-2000 .
8.4.5启盖螺钉
为了提高密封性能,机盖和机座连接的凸缘的结合面上常常涂有水玻璃或密封胶,因此,连接较紧,不易分开.于是在面盖凸缘上常有个启盖螺钉.螺钉上的螺纹长度应大于机盖凸缘的厚度.螺杆端部要做成圆柱形,或大倒角,或半圆形,以免启盖时顶坏螺纹.其大小规格可与机盖和机座连接螺栓取同一规格.

第9章 参考文献

参考资料：
1．刘江南 郭克希主编.机械设计基础.长沙：湖南大学出版社，2005。
2．陈立德主编.机械设计基础课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2004
3．机械设计手册编委会主编.机械设计手册 第一卷.北京：机械工业出版社，2004
4．刘鸿文主编.材料力学.第四版.北京: 高等教育出版社,2004
5．刘朝儒、彭福荫、高政一主编.机械制图.第四版.北京：高等教育出版社，2005
6．徐学林主编.互换性与测量技术基础.湖南大学出版社.2005
7. 孙岩、陈晓罗、熊涌主编.机械设计课程设计.北京理工大学出版社，2007
8.柴鹏飞.王晨光主编.机械设计课程设计指导书.北京.机械工业出版社. 2009(第二版)