哈工大机械设计优秀课程设计项目新版说明书.docx

课程设计说明书（论文）

课程名称： 机械设计
设计题目：带式输送机传动装置
院 系： 机电工程学院
班 级：
设 计 者：
学 号：
设计时间：

目录

一.传动装置总体设计 1
1.1分析或确定传动方案 1
1.2选择电动机 2
1.3计算传动装置总传动比并分配传动比 4
1.4计算传动装置各轴运动和动力参数 4
二.传动零件设计计算 5
2.1 选择材料、热处理方法及精度等级 5
2.2 确定计算公式 6
2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸 6
2.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸 10
三.轴设计计算 14
3.1高速轴设计计算 18
3.2中间轴设计计算 18
3.3输出轴设计计算 18
3.4输出轴强度校核计算 18
四.键设计和计算 22
五.校核轴承寿命 23
六.联轴器选择 24
6.1输入轴联轴器 24
6.2输出轴联轴器 24
七. 润滑密封设计 25
八.减速器附件及其说明 25

一.传动装置总体设计
1.1 分析或确定传动方案
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案以下

依据要求，选择二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计参数及其对应功效。
设计原始数据要求：
传送带初拉力：F=2300N
传送带卷筒直径：d=250mm
传送带带速：v=1.1m/s
相关减速器生产和工作要求：
机器产量为大批量；
机器工作环境为清洁；
机器载荷特征为平稳载荷；
机器最短工作年限为六年三班。
1.2 选择电动机
1.2.1 选择电动机结构形式
电动机分交流电动机和直流电动机两种。因为生产单位通常多采取三相交流电源，所以，无特殊要求时应选择三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式
1.2.2 选择电动机容量（功率）
首先计算工作机有效功率：

式中，F——传送带初拉力，由设计原始数据，F=2300N；
v——传送带带速，由设计原始数据，v=1.1m/s。
从原动机到工作机总效率：
＝×××0.96＝0.817
式中，——联轴器传动效率，由参考文件[1]P81页表9.1，；
——轴承传动效率，由参考文件[1]P81页表9.1，
——齿轮啮合效率，；
——卷筒传动效率，。
则所需电动机功率：

1.2.3确定电动机转速
工作机（套筒）转速：

式中，d——传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=250mm。
由参考文件[1]P88页表9.2，两级齿轮传动，所以电动机转速范围为：
=(8~40)×84.03=（672.3 ~3361.4）
符合这一范围同时转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量及价格等原因，为使传动装置结构紧凑，决定选择同时转速为1000 r/min电动机。
依据电动机类型、容量和转速，由参考文件[1]P172页表15.1，选定电动机型号为Y132S-6，其关键性能以下表所表示。

电动机型号

额定功率/kW

同时转速/（r·min）

满载转速
(r·min)

Y132M-1
4
1000
960
2.0
2.0
1.3计算传动装置总传动比并分配传动比
1.3.1总传动比
由选定电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为
＝/n＝960/84.3＝11.4
1.3.2分配传动比
＝×
——式中分别为一级、二级齿轮传动比。
考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为＝4.0，则＝＝2.85。
1.4计算传动装置各轴运动和动力参数
1.4.1各轴转速
：   ＝＝960r/min
   ＝＝960/4.0＝240r/min
   ＝ / ＝240/2.85=84.2r/min
==84.2r/min
1.4.2各轴输入功率
： ＝×＝3.10×0.99＝3.07kW
   ＝×η2×＝3.07×0.98×0.97＝2.92kW
   ＝×η2×＝2.92×0.98×0.97＝2.78kW
＝×η2×η1=2.78×0.99×0.98＝2.70kW
1.4.3各轴输入转矩
电动机轴输出转矩=9550 =9550×3.10/960=3.08×N·mm
： ＝× 3.08××0.99=3.05× N·mm
＝×××=3.05××4×0.98×0.97=1.16× N·mm
＝×××=1.16××3.50×0.98×0.97=3.14×N·mm
=××=3.14××0.98×0.99=3.05× N·mm。
整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。
减速器运动学和动力学参数一览表
轴名
功率

转矩

转速

传动比
效率
电机轴
3.10
3.08×
960
1
0.99
Ⅰ轴
2.79
3.05×
960
4
0.95
Ⅱ轴
2.68
1.16×
240
2.85
0.95
Ⅲ轴
2.57
3.14×
84.2
1.00
0.97
卷筒轴
2.47
3.05×
84.2

二.传动零件设计计算
2.1 选择材料、热处理方法及精度等级
考虑到卷筒机为通常机械，且该齿轮传动为闭式传动。
2.1.1       齿轮材料及热处理
  ① 材料：高速级小齿轮选择40Cr，齿面硬度为 280HBW 取小齿齿数=20
高速级大齿轮选择钢调质，齿面硬度为 240HBW Z=i×Z=4×20=80
取Z=80齿。
取小齿轮3齿数=19齿，大齿轮4齿数=×2.85=54.15.取=54。
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，均选择8级精度
2.1.2依据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。
减速器运动学和动力学参数更新后一览表

轴名
功率

转矩

转速

传动比
效率
电机轴
3.10
3.08×
960
1
0.99
Ⅰ轴
3.07
3.05×
960
4
0.95
Ⅱ轴
2.82
1.16×
240
2.79
0.94
Ⅲ轴
2.78
3.13×
83.97
1.00
0.96
卷筒轴
2.70
3.04×
83.97
2.2 确定计算公式
因为是闭式软齿面齿轮传动，其关键失效形式是齿面接触疲惫点蚀。故根据齿面接触疲惫强度进行设计，再对齿根弯曲疲惫强度进行校核。
2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度设计齿轮传动：（由参考文件[1]式6.21）

式中各参数为：
小齿轮传输转矩，=3.05× N·mm
设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。
由参考文件[1]P104表6.6取齿宽系数=0.9
初选螺旋角=15°。
由参考文件[1]P103页表6.5查得弹性系数。
由图6.15选择区域系数 Z=2.43
齿数比比u==4
由参考文件[1]式6.1，端面重合度：

由参考文件[1]式61，轴面重合度：

由参考文件[1]6.16查得：=0.775。
由图6.26查得螺旋角系数=0.98
由参考文件[1]P145式6.26，许用接触应力,
由参考文件[1]图6.29（e）得接触疲惫极限应力=770MPa =600MPa
小齿轮1和大齿轮2应力循环次数分别为
N=60na =60×960×（2×8×250×6）=1.382×10h
N=
由参考文件[1]P147图8.29查得寿命系数：=1.0, =1.11。
由参考文件[1]P147表8.7，取安全系数
[]==1×770=770
[]==1.11×600=666
故取
初算小齿轮1分度圆直径，得

=
确定传动尺寸：
计算载荷系数K
K＝=1.0×1.15×1.15×1.2=1.587。
式中，——使用系数。由参考文件[2]表6.3，原动机和工作机工作特征均是均匀平稳，故取
——动载系数。分度圆上速度为
故由参考文件[2]P131页图8.7查得 K=1.15。
——齿向载荷分布系数。由参考文件[2]图6.11，因为小齿轮是非对称部署，故查得齿向载荷分布系数K =1.15。
——齿间载荷分配系数。由参考文件[2]表6.4，未经表面硬化8级精度斜齿轮取 K =1.2。对进行修正。
d=d=37.18×=36.75
确定模数
= 取=2mm
计算传动尺寸
中心距： a===103.5276 取整为104mm。
差距不大，故无须要使用K来修正模数。
螺旋角= =15°56′32″。
其它传动尺寸：

取38mm。
=+（5~10）mm， 取=45mm。
4. 齿根弯曲疲惫强度校核

① K、T、、同上 K=1.587、T=3.05Nmm、=2、=41.60mm
②      计算当量齿数
z＝z/cos＝20/ cos15.9423＝22.4973
z＝z/cos＝80/ cos15.9423＝89.9892
由参考文件[1],图6.20查得=2.7，=2.25
由参考文件[1]由图6.21查得=1.55，=1.75
③     由参考文件[1] 由图6.22查得重合度系数 =0.72
④   由参考文件[1] 由图6.28查得螺旋角系数 =0.88
⑤    由参考文件[1]  由图6.29  （f）查得弯曲疲惫极限应力， 小齿轮 大齿轮
由参考文件[1]图6.32查得得弯曲疲惫寿命系数:K=1.0 K=1.0
由参考文件[1]表6.7 查得弯曲疲惫安全系数 S=1.25(1%失效概率)
[]=MPa
[]=

结论：满足齿根弯曲疲惫强度。
高速级齿轮参数列表

法向模数
分度圆直径(mm)
齿宽
齿数
螺旋角
中心距a(mm)
小齿轮
2
41.60
45
20

15°56′32″

104
大齿轮
166.40
38
80

2.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮关键尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度设计齿轮传动：（由参考文件【2】页式6.8）
按齿面接触疲惫强度设计：

式中各参数为：
小齿轮传输转矩，=1.16× N·mm
设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。
由参考文件[1]P144表8.6取齿宽系数=0.9
初选螺旋角=15°。
由参考文件[1]P136页表8.5查得弹性系数。
由参考文件[1]图8.14选择区域系数 Z=2.43
齿数比比u==2.79
由参考文件[1]页式6.1，端面重合度：

由参考文件1页式6.1，轴面重合度：

由参考文件[1]图6.16查得：=0.775。
由图6.26查得螺旋角系数=0.98
由参考文件[1]式6.26，许用接触应力,
由参考文件[1]图6.29（e）得接触疲惫极限应力=770MPa =600MPa
小齿轮1和大齿轮2应力循环次数分别为
N=60na =60×240×（2×8×250×6）=3.456h
N= h
由参考文件[1]图6.29查得寿命系数：=1.0, =1.18（许可局部点蚀）。
由参考文件[1]P147表8.7，取安全系数
[]==1×770=770
[]==1.18×600=708
故取

初算小齿轮1分度圆直径，得

=
确定传动尺寸：
计算载荷系数K
K＝=1.0×1.07×1.15×1.2=1.4766。

式中，——使用系数。由参考文件[2]页表6.3，原动机和工作机工作特征均是均匀平稳，故取
——动载系数。分度圆上速度为
故由参考文件[1]图6.7查得 K=1.07。
——齿向载荷分布系数。由参考文件[2]6.11，因为小齿轮是非对称部署，故查得齿向载荷分布系数K =1.15。
——齿间载荷分配系数。由参考文件[2]表6.4，未经表面硬化8级精度斜齿轮取 K =1.2。
对进行修正。
==51.5701×=50.2087
确定模数
= 取=3mm
计算传动尺寸
中心距： a===113.362 取整为113mm。
差距不大，故无须要使用K来修正模数。
螺旋角= =14°17′51″。
值和初选值相差很小无需修正和值相关数值。
其它传动尺寸：

取53mm。
=+（5~10）mm， 取=60mm。
齿根弯曲疲惫强度校核

① K、T、、同上 K=1.4766、T=1.16Nmm、=3、=58.82mm
②      计算当量齿数
＝/cos＝19/ cos14.2975＝20.880
＝/cos＝91/ cos14.2975＝59.3453
由图8.20查得=2.75，=2.27
由图8.21查得=1.55，=1.75
③      由参考文件[1]图6.21查得重合度系数 =0.73
④     由参考文件[1]图6.26查得螺旋角系数 =0.88
由参考文件[1]图6.28  （f）查得弯曲疲惫极限应力， 小齿轮
大齿轮
由参考文件[1]图8.30查得得弯曲疲惫寿命系数: =1.0 =1.0。
由表8.7 查得弯曲疲惫安全系数 S=1.25(1%失效概率)
[]=MPa
[]=

结论：满足齿根弯曲疲惫强度。

低速级齿轮参数列表

法向模数
分度圆直径(mm)
齿宽
齿数
螺旋角
中心距a(mm)
小齿轮
3
58.82
60
19

14°17′51″

113
大齿轮
167.18
53
54

三.轴设计计算
3.1高速轴设计计算
参数：
＝×＝3.07×0.99＝3.037kW
＝× =3.05××0.99=3.02× N·mm
n=960r/min
2.作用在齿轮上力：

1451.92N

=505.9361N

414.7503N
选择轴材料
选择45号钢调质处理，取得良好综合机械性能。
初算轴上最小直径
按弯扭强度计算：

考虑到轴上键槽合适增加轴直径=16.344。
式中， C——由许用扭转剪应力确定系数。由参考文件[2]c表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。
P——轴传输功率。
n——轴转速。
轴承部件结构设计
为方便轴承部件装拆，减速器机体用剖分结构。因传输功率小，齿轮减速器效率高，发烧小，估量轴不会很长，故轴承部件固定方法采取两端固定。由此所设计轴承部件结构形式图所表示，然后，可按轴上零件安装次序，从dmin处开始设计。

联轴器及轴段1：本设计中dmin 就是轴段直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，所以1设计和联轴器同时进行。
为赔偿联轴器所连接两轴安装误差，隔离振动，选择弹性柱销联轴器。查表13.1，取。则由计算转矩
Tc1= KAT=1.5×3.05×104=4.575×104N·m
。考虑电机输入轴直径为38mm,由《课程设计》查得GB5014-1985中LX3联轴器满足条件。选择J1型轴孔A型键。联轴器长L=60mm。
和LX3对应最小轴径为30mm，轴段1长度应比联轴器轴孔长度略短，故取l1=58mm。
密封圈及轴段2
联轴器只传输转矩。可取轴段2直径d2=35mm。查表唇形密封圈直径系列中有公称直径35.轴段2长度为L2=63-5+15=73mm。
轴段3和轴段5
考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。暂取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。故取轴段3和轴段5直径为40mm。轴段3和轴段5长度均为18mm。
轴段4
轴段4轴肩应为（0.07~0.1）40=2.8~4mm。取轴段4直径为45mm。考虑到可能使用齿轮轴，轴径应重新选择。本设计中轴径可设计成刚好等于齿轮齿顶圆直径。
轴段具体长度要综合考虑其它2根轴尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖距离确定。
3.2中间轴设计计算

中间轴上功率=2.92kW, 转速n2=240r/min, 转矩T2=1.16。
初定轴上最小直径
依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度。
轴段1
轴承初选7208C则轴径d=40mm.B=18mm.故轴段1长为18mm。
轴段2
因该轴为齿轮轴。轴段3为齿轮。又齿轮端面距箱体内壁应为10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁端面距箱体内壁距离为5mm。所以轴段2长度为15mm.。且起轴肩作用固定轴承，故轴径取44mm
轴段3
为齿轮轴上齿轮。为齿轮轴，齿宽为60mm。取轴段3长为60mm
轴段4
轴段4为退刀槽。因轴段5为轴肩。轴肩直径小于齿轮轴齿轮齿根圆直径。故应加退刀槽便于加工。取退刀槽所在轴径为：46mm，退刀槽长度为10mm。
轴段5
为轴肩，用以固定高速级大齿轮。由公式计算得轴肩直径为53mm,轴肩长10mm.
轴段6
轴段6和高速级大齿轮轮毂配合。直径可取46mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段6长度为36mm。
轴段7
轴段7为套连轴承。取7208C轴承。内径为40mm。所以轴段7内径为40mm.按高速轴大齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁距离为10mm。可得轴段7长度为28mm。
3.3输出轴设计计算

材料同为45号钢
输出轴上功率=2.78kW, 转速n3=83.97r/min, 转矩T3=3.13。
初定轴上最小直径
式中， C——由许用扭转剪应力确定系数。由参考文件[2]P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。
P——轴传输功率。
n——轴转速。
考虑到轴上键槽合适增加轴直径，35.738。
轴上各个轴段参数计算

轴段1，为输出轴和联轴器连接部分。考虑对中性要求。使用刚性联轴器。查表，可取联轴器其安装尺寸，孔径为38mm,J1型接口，孔径长L=60。轴段1长度应略短于联轴器长度。可取长l1=58mm。

轴段2
因为联轴器只传输转矩，轴段2轴径可比轴段1略大。由唇形密封圈标准。可取轴段2轴径为42mm.轴段2长度由轴承座长度和轴段1靠近箱体端面到轴承端盖距离决定。经后面计算知，只能用嵌入式轴承端盖。
轴承座长为mm.由表 计算知，取轴承端面螺栓为M16。由此得

取轴段1内侧轴肩到轴承端盖距离为15mm.

轴段3
轴段3直径和轴承内径相同。暂取轴承为角接触球轴承7209C。则，轴段3直径为45mm。轴段3长19mm。

轴段4
轴段4轴径有轴肩高度决定。取h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)45=3.15~4.5mm，取h=3.5mm
则轴段4直径d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。
轴段4长度由另外两根轴决定。

轴段5
轴段5为轴肩。考虑轴倒角若取2mm.则轴肩高度应为倒角2~3倍。取轴肩轴径d5=d4+4 2=60mm。轴肩长度为 0.1 倍 轴径 ，所以l5=0.1 60=6mm.

轴段6
轴段6固连低速级大齿轮。其内径可取52mm.长度应略小于齿轮齿宽。低速级大齿轮齿宽为53mm,取轴段6周长为l6=50mm。

轴段7
轴段7上套轴承7209C。故轴段7轴径为45mm.轴承宽B=19mm。考虑大齿轮靠经箱体内壁端面到箱体内壁距离为10mm,轴承靠近箱体内壁端面到内壁距离有5mm(油润滑，原理陈诉同上)。所以轴段7长度为l7=42mm。

至此，已经初步确定轴各段直径和长度。
在上述计算中，若后续计算发觉需使用齿轮轴，又小齿轮使用40Cr作为生产材料。其调质处理后强度大于45号钢调质处理。知相同轴径设计一定满足要求。

3.4输出轴强度校核计算
输出轴受力分析
Ft=2TⅢd= 2*3.13*105167.18=3744.47 N
Fr=Ft*tanα/cosβ=2037.56*tan20°/cos14.2975=1406.44N
Fa=Fttanβ=3744.47×tan14.2975=954.2794N
轴受力简图

首先, 确定轴承支点位置时,查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7209C型角接触球轴承,a=16.7mm,所以,做为简支梁轴支承跨距.
经计算得 L1=104.7mm，L2=106.3mm，L3=45.3mm。

计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）
在水平面上

=775.90N

=1406.44-775.90=630.54
在垂直平面上

3744.47*45.3106.3+45.3=1118.09
轴承1总支承反力
775.92*1118.92=1361.6N
轴承2总支承反力
R2=630.542*2625.572=2700.22N
画弯矩图（如上图）
在水平面上：
a-a剖面左侧，

MaH1=RH1L2=775.90N*106.3 mm=82478.175 N·mm

a-a剖面右侧：

MaH2=RH1L3= 630.54 N*45.3mm=28563.46 N·mm

在垂直面上：

MaV= FRV1L2=1118.9N*106.3mm=118939.07 N·mm
MaV= FRV2L3=2625.57*45.3mm=118939.07 N·mm

合成弯矩：
a-a剖面左侧:
Ma= MaH12+MaV2= =155621.14 N·mm

a-a剖面右侧：
Ma2'= MaH22+MaV2=122320.78 N·mm

画转矩图（如上图）
校核轴强度

由弯矩图可知，a-a截面左侧，轴弯矩最大，有转矩，还有键槽引发应力集中，为危险截面。
由参考文件[1]页附表10.1 ：
抗弯剖面模量：
W=0.1d63-bt(d6-t)22d6=0.1*523-16*6(52-6)22*52=12107.57 mm3
抗扭剖面模量
WT=0.1d63-btd6-t22d6=0.2*523-16*652-622*52=26168.396 mm3
弯曲应力：
σb= MW= 144738.22N·mm12107.57 mm3=11.954 MPa
σa=σb=11.954 MPa

扭剪应力
τT=TWT=313000N·m26168.396 mm3=11.961 MPa
τa=τm=τT2 =5.980MPa
由参考文件[1]表10.1和表10.4得，
45号钢调质处理，
由参考文件[1]表10.1查得材料等效系数，
键槽引发应力集中系数，由附表10.4查得
绝对尺寸系数，由参考文件[1]附图10.1查得
轴磨削加工时表面质量系数，由参考文件[1]附图10.2查得
安全系数S=10.13
S10.27
≥S=1.5 所以a-a剖面是安全，强度满足要求。
四.键设计和计算
①选择键联接类型和尺寸
通常8级以上精度尺寸齿轮有定心精度要求，应用平键.
依据 d=38 d=52
查表可得： 键宽 b=10 h=8 =50
b=16 h=10 =45
[]=120~150MPa
②校和键和联轴器联接强度
＜[]
③键和轮毂键槽接触强度
＜[]
二者全部安全
五.校核轴承寿命
轴承为角接触球轴承 7209C
计算轴向力 由参考文件[1]表11.13查得7209C轴承内部轴向力计算公式
S1=0.4=0.4=0.41361.6=544.64N
S1=0.4=0.4=0.42700.22=1080.08N
S2和A同向。
A=952.28N
S2+A=1080.09+952.28=2032.37N
S2+A>S1
所以
轴承轴向力： =2032.37N
轴承轴向力：=952.28N
计算当量动载荷
由 查表11.12得e=0.45（插值法）
查表11.12得e=0.41（插值法）
因为

X1=0.44 Y1=1.25 ； X2=1 Y2=0.
所以：
P1=X1+Y1=3139.57N
P2=X2+Y2==3139.57N
P1>P2
所以P=3139.57N。 只需校核轴承寿命
校核轴承寿命 轴承在温度100°C以下工作，由参考文件[1] 查表11.9得=1 查表11.10得=1.5

已知减速器使用6年，三班工作制，则预期寿命
h
显然
故轴承寿命很充裕。
六.联轴器选择
由上述轴设计中陈说。总结：
6.1输入轴联轴器
因为减速器应用场所高速，选择弹性柱销联轴器，依据使用电机型号Y132S-6，由参考文件[1]P152页表13.1选择LX3型号，公称转矩1250 N·m满足使用要求。输入端选择直径为30 mm联轴器。
6.2输出轴联轴器
输出联轴器依据输出轴尺寸，选择GYS6型刚性联轴器。联轴器内径选择38mm.J1型接口。长度L=60mm。
七. 润滑密封设计

由上述齿轮设计陈说，对于本展开式二级圆柱斜齿轮减速器，其高速级大齿轮齿顶圆上店线速度略大于2m/s，由经验选择油润滑。在箱体上铸出油沟。由课程设计指导书第48页经验公式选择油沟尺寸为距箱体内壁a=5mm,油沟宽b=4mm,深c=5mm。
因为是油润滑，密封采取唇形密封圈.
八.减速器附件及其说明
因为是大规模生产，减速器箱体采取铸造箱体。
附件设计
A 窥视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和铸造凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。
B 油螺塞：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器中部，方便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。
由要求选择A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺钉尺寸M615螺钉数目为6.具体尺寸见参考文件[2]P167页。
C 油标：
选择杆式油标。选择M12油标。具体尺寸见参考文件[2]P170页表14.13
油标位置箱体中部。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。因为是在清洁无尘环境下，只需使用简易通气孔。选择M221.5简易通气孔。具体尺寸选择查阅参考文件[2]P166页表14.8
E 启盖螺钉：
启盖螺钉上螺纹长度要大于机盖联结凸缘厚度。选择M820平底螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度.选择公称直径为8圆锥销。具体尺寸见参考文件[2]P142页表11.30圆锥销（GB/T117-）
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体.吊钩尺寸由参考文件[2]P55页经验公式选择。
调整螺钉
查阅参考文件[2]P131页，GB/T73-1985选择M8紧定螺钉，作为调整螺钉。
减速器机体结构尺寸以下：

名称
符号
计算公式
结果
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

12
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M20
地脚螺钉数目

查手册间距150~200
6
轴承旁联接螺栓直径

M16
机盖和机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M12
窥视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
M6
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
M20 26
M16 22
M12 18
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
M20 24
M16 20
M12 16
外机壁至轴承座端面距离

=++（5~8）
55
内机壁至轴承座端面距离

=++C2+（5~8）
63
大齿轮顶圆和内机壁距离

>1.2
13
齿轮端面和内机壁距离

>
10
机座肋板厚
M1
M10.85
8

其它相关数据见装配图明细表和手册中相关数据。

九. 参考资料:

[1].《机械设计》 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
[2].《机械设计课程设计》 哈尔滨工业大学出版社，王连明、宋宝玉 主编
陈铁鸣 主审