减速器说明书
来源:互联网 发布:高达模型淘宝 编辑:程序博客网 时间:2024/04/20 12:04
目录
一.设计题目……………………………………………………………………………………2
二.选择电动机…………………………………………………………………………………2
三.传动装置传动比分配………………………………………………………………………3
四.传动装置运动和动力参数计算……………………………………………………………4
五.齿轮传动的设计……………………………………………………………………………6
(1) 高速齿轮传动设计计算………………………………………………………………8
(2) 低级齿轮传动设计计算………………………………………………………………10
六.轴的设计……………………………………………………………………………………12
(1) 低速轴设计……………………………………………………………………………12
(2) 中间轴设计……………………………………………………………………………18
(3) 高速轴设计……………………………………………………………………………21
七.滚动轴承的校核计算………………………………………………………………………22
(1) 低速轴滚动轴承的校核计算…………………………………………………………22
(2) 高速、低速轴承的校核计算…………………………………………………………23
八.键的选择计算及强度校核…………………………………………………………………24
(1)低速轴的选择计算及强度校核………………………………………………………24
(2)中间轴的选择计算及强度校核………………………………………………………25
(3)高速轴的选择计算及强度校核………………………………………………………25
九.联轴器的选择………………………………………………………………………………25
(1)低速级轴联轴器选择…………………………………………………………………25
(2)高速级轴联轴器选择…………………………………………………………………26
十.润滑油及润滑方式的选择…………………………………………………………………26
(1)齿轮润滑………………………………………………………………………………26
(2)轴承润滑………………………………………………………………………………27
十一.箱体及附件的设计………………………………………………………………………27
十二.绘制零件的工作图的装配图……………………………………………………………27
参考文献 ……………………………………………………………………………………29
《机械设计》课程设计
一、 设计题目:
设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限5年(每年工作日300天),双班制工作,单向运转。传动简图如下。
传动装置布置图
原始数据如下表1-1:
带拉力F(N)
带速度V(m/s)
滚筒直径D(mm)
3200
1.1
250
二、 选择电动机,确定传动方案及计算运动参数
㈠电动机参数确定
1.如图1所示带式运输机,其电动机所需的工作功率为
电动机到运输机的传动总效率为:
式中: 、 分别为传动装置布置图中刚性联轴器2(结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳)、轴承、齿轮传动、扰性联轴器1(缓冲、减振、维护方便、承载能力较高)和卷筒的传动效率取
,则,
,所以
1. 选用电动机
查JB/T9616 1999选用Y132M1-6三相异步电动机,主要参数如下表1-2:
型 号
额定功率
/KW
满 载 时
起动电流
————
额定电流
起动转矩
————
额定转矩
最大转矩
————
额定转矩
转速r/min
效 率
%
功率因数
电流A
Y132
M1-6
4
960
84.0
0.77
9.4
6.5
2.0
2.2
三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
根据电动机满载转速 和工作机转速 ,可得传动装置的总传动比为:
对于展开式二级圆柱齿轮减速器,在两级材质及齿宽系数接近的情况下,两级齿轮传动比可按下式分配:
式中, 分别为高速级和低速级齿轮的传动比,为减速器的传动比。取 ,
因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24
大齿轮齿数 Z2= Z1 =243.927=95
齿数比 u1= Z1/ Z2=95/24=3.958
低速级小齿轮齿数 Z3=30
大齿轮齿数 Z4=302.909=88
齿数比 u2= Z3/ Z4=59/28=2.107
实际总传动比 =u1u2=Z4 Z2/Z3Z1=8895/(30 24)=11.611
核验工作机驱动卷筒的转速误差
卷筒的实际转速 mm/min
转速误差:
合乎要求。
四、 传动装置运动和动力参数的计算
方便设计计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴和IV轴, 分别为三轴和工作轴的转速(r/min); 分别为三轴和工作轴的功率(KW); 分别为三轴和工作轴的输入转矩(Nm); 分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动比; 分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动效率。
若按电动机至工作辆的顺序进行推算,则可得到各轴的运动和动力参数如下:
⑴ 各轴转速:
⑵各轴输入功率
I - III轴至卷筒轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98,故各轴的输出功率为:
⑶各轴的输入转矩
I - III轴至卷筒轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98,故各轴的输出功率为:
将上述计算结果列入表1-3,供以后设计计算使用。
表1-3 运动和动力参数
轴 名
效率P (KW)
转矩T ()
转速
r/min
传动比
i
效 率
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3.98
39.59
960
1
0.99
I轴
3.94
3.86
39.19
38.41
960
0.98
3.927
II轴
3.75
3.675
146.50
143.57
244.46
0.97
2.909
III轴
3.56
3.489
404.55
396.50
84.04
0.98
1
IV轴
3.32
3.25
377.27
369.73
84.04
0.96
五、 齿轮传动的设计
⑴高速齿轮传动设计计算
1)选择材料确定极限应力
运输机为一般工作机,速度不高,故选用7级精度,直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料,选小齿轮40Cr调质,280HB;大齿轮45钢(调质),220HB。
2) 按齿面接触强度设计
1.由设计计算公式: 式中取Kt=1.3
, ,小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限
。
2.计算应力循环次数
查机械设计资料得接触疲劳寿命系数
3.计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1得
4.计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t,代入3步中最小值
②计算圆周速度V和齿宽b
3) 校核接触疲劳强度
模数mt=d1/z1=46.336/24=1.93mm 取mn=1.8mm
螺旋角
中心距a=0.5mn(z1+z2)/cos
=
取a=115mm重新计算螺旋角t和分度圆直径
则螺旋角系数
由运输工作机的使用条件选 KA=1.1再由V=2.328m/s查得动载系数KV=1.08。
求齿间载荷分配系数 和 :
选求:Ft=2T1/d1=
KA F1/b=
由《机械设计》查表10-3查得 = =1.2
由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置,
由b/h=b/(2.25mt)=46.336/(2.25*1.93)=10.67, 查《机械设计》查图10-13得 ;故载荷系数:
比试用Kt=1.3过大,需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径,故
4)弯曲疲劳强度校核
当量齿数: 重合度系数:
轴向重合度:
螺旋角系数:
由《机械设计》查表10-5查得齿形系数:YFa1=2.65 ,YFa2=2.19
应力校正系数: Ysa1 =1.58 , Ysa2=1.785
计算载荷系数
由《机械设计》查表10-5查得弯曲疲劳极限
由《机械设计手册》查得最小安全系数 SFmin=1.25
尺寸系数 mn=1.8时Yx=1
由应力循环次数 查《机械设计》图10-18查得寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.90
许用应力:
验算:
强度足够符合。
⑵ 高速级齿轮传动设计
1)高速级齿轮传动的几何尺寸见下表1-4
名 称
计 算 公 式
结 果 /mm
法面模数
mn
1.8
螺旋角
21.361
法面压力角
n
分度圆直径
d1
46.336
d2
183.614
齿顶圆直径`
齿根圆直径
中心距
115
齿 宽
2)高速级齿轮传动的结构设计
小齿轮1分度圆直径较小(49.936≤160mm),一般采用实心齿轮结构:
大齿轮2的结构尺寸按下表1-5所示:
代 号
结构尺寸计算公式
结果 /mm
轮毂处直径D1
D1=1.6d=1.6*45
72
轮毂轴尺寸L
L=(1.2~1.5)d
54
腹板厚C
C=0.3b2
21
倒角尺寸n
n=0.5 mn
0.9
续表
齿根圆处厚度
7
腹板最大直径D0
D0=
166
板孔分布圆直径D2
D2=0.5(D0+D1)
119
板孔直径d1
d1=0.25(D0-D1)
23.5
⑶低级齿轮传动设计
1)低速级齿轮传动设计计算方法、过程、结构设计同高速级(略),经过设计计算低速级齿轮传动尺寸按下表1-6所示:
计 算 公 式
结 果 /mm
法面模数
mn
2.3
螺旋角
法面压力角
分度圆直径
66.198
194.181
齿顶圆直径`
齿根圆直径
中心距
63.217
齿 宽
2)小齿轮3由于直径较小(70.798≤160mm时),采用实心齿轮结构:
3)大齿轮4的结构尺寸按下表1-5所示:
代 号
结构尺寸计算公式
结果 /mm
轮毂处直径D4
D4=1.6d=1.6*60
96
轮毂轴尺寸L
L=(1.2~1.5)d
78
腹板厚C
C=0.3b2
18
倒角尺寸n
n=0.5 mn
1.15
齿根圆处厚度
8
腹板最大直径D0
D0=
172.5
板孔分布圆直径D4
D4=0.5(D0+D4)
134.25
续表
板孔直径d4
d4=0.25(D0-D4)
19.125
六、轴的设计
此运输机传动装置减速器为二级展开式,多采用阶梯轴,运输
机传动装置工作时运转要平稳,一般先对低速轴的设计。
㈠ 低速轴设计
1. 选择轴的材料
轴的材料一般与齿轮材料相同选用45钢调质,由《机械设计》查得屈服强度极限 、许用弯曲应力 、硬度220HB,。
2. 确定轴的最小直径
由上述轴的材料查《机械设计》表15-3,取A0=112,于是得:
由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适,故需选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩 ,查《机械设计》表14-1,考虑到转矩变化不大,取KA=1.5,则 查标准GB-/T5014-1985选用HL3,其额定转矩为630N.m,半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm,半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。
故低速轴的最小直径 。
3. 轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
为了便于装配零件并去掉毛刺,轴端应制出45度的倒角;采用砂轮越程槽以便磨削加工的轴段。现选用图3所示的装配方案。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
⑴为了满足半联轴器轴向要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩,定位轴肩高度取(0.007-0.1)d,半联轴器的孔径dL=40mm,故Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=43mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L0=62mm,为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度比Lo略短一些,现取LⅠ-Ⅱ=60mm.
⑵初步选择滚动国轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=43mm,由《机械设计手册》初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209(GB/T297-1994),其尺寸,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm;而LⅦ-Ⅷ=20.75mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d=2.5mm,故dⅥ-Ⅶ=50mm。
⑶取安装齿轮处的轴肩Ⅳ-Ⅴ段的直径dⅣ-Ⅴ=60mm(由上齿轮4的设计计算可知),齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮4轮毂的宽度为78mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂的宽度,故取LⅣ-Ⅴ=75mm。右端采用轴肩定位,轴肩高度取(0.07-0.1)d ,取h= 7mm,
则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=67mm,轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ-Ⅵ=8mm,
⑷轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖(调整方便、密封性能好),由上知滚动轴承直径D=85mm,查《机械设计手册》
选用端盖螺栓直径为10mm,螺钉数目为4,螺栓孔直径D0=d+2.5d0=118mm, 端盖直径d1> D0+1.2 d0, d1=134mm, 宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器的距离L=30mm,故取LⅡ-Ⅲ=50mm(参看图1-3)。
⑸取齿轮距箱体最近内壁距离a=14mm(参照图3-b),考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离S,取S=5mm(参照图3-b),已知滚动轴承宽度T=20.75mm。中间轴两齿轮距离c=20mm(参照图3-b),齿轮1轮毂长L1=54mm,齿轮2轮毂长L2=54mm,齿轮3轮毂长L3=86mm, 齿轮4轮毂长L4=82mm,则:
LⅢ-Ⅳ=T+S+a+( L4-75)=20.75+5+14+78-75=42.75mm
LⅥ-Ⅶ= L2+c+a+s- LⅤ-Ⅵ=54+20+14+5-8=85mm
3)轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按dⅣ-Ⅴ=60mm查手册(GB/T1096-1990)得平键 , ,键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,半轴联器与轴联接,选用平键 ,键槽半径取R=b/2。半联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选 轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
各轴肩圆角半径见图3-a,倒角均取为 。
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图(图3-a),做出轴的计算简图(图4-(a))。在确定轴承的支点位置时,从《机械手册》查得30209单列圆锥滚子轴承a=18.6mm。由图3-a可知简支梁的轴的支承跨距L2+L3=71mm+134.3mm=205.3mm。根据图4的计算出轴的弯矩图和扭矩图(见图4)。
1)计算轴上的作用力:
齿轮4:
2)计算支反力:绕支点D点力矩和 ,得
同理,绕支点B点力矩和 ,得
3)转矩,绘弯矩图
①水平面弯矩图:见图4-(b)
C处弯矩:
②垂直平面弯矩图:见图4-(c)
C处弯矩:
③合成弯矩:见图4-(d)
4)转矩及转矩图: 见图4-(e)
5)计算当量弯矩
应力校正系数
C处:
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将以上计算结果列于下表
载 荷
水平面
垂直面
支反力F
弯 矩 M
总弯矩MC
扭 矩 T
6.按弯矩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(即截面C)。轴的计算应力为:
前面选定轴材料为45钢调质,许用弯曲应力 ,因此 ,故轴安全可靠。
㈡ 中间轴设计
1.轴材料选择:中间轴是齿轮轴,应与齿轮3的材料相同,故材料为40Cr调质,280HB。
2.轴径计算
由上述轴的材料查《机械设计》表15-3,取A0=112,于是得:
取d中=40mm,
3.轴的结构设计(参考图5)
1)划分轴段
轴颈段L Ⅰ-Ⅱ、LⅥ-Ⅶ;齿轮轴段L Ⅱ-Ⅲ、LⅣ-Ⅴ;轴承安装定位轴段LⅤ-Ⅳ;轴肩LⅢ-Ⅳ。
2)确定各轴段直径
由齿轮设计计算阶段可知:齿轮2的直径d2=45mm,齿轮3的分度圆直径df3=49.936mm, d3=45mm,该轴选用阶梯轴形式。
初选滚动轴承,查《机械手册》选用代号为30207单列圆锥滚子轴承,其尺寸为 ,轴承安装尺寸d4=42mm;故d1=d5=d=35mm。
齿轮2定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d=0.135=3.5mm,该处的直径为d2=52mm,
3) 确定各轴段长度(参考图5)
按轴上零件的轴向尺寸有零件相对位置(同低速级轴),LⅢ-Ⅷ为低速级轴Ⅲ-Ⅷ轴段距离,综上可得:
LⅠ-Ⅱ=T+ L套筒=18.25mm+10mm=28.25mm
LⅡ-Ⅲ=L 轮毂轴=50mm
LⅢ-Ⅳ≥1.4h,取LⅢ-Ⅳ=20mm
LⅣ-Ⅴ=b1=86mm
LⅤ-Ⅳ= LⅢ-Ⅷ- LⅠ-Ⅱ- LⅡ-Ⅲ- LⅢ-Ⅳ- L Ⅳ-Ⅴ- L Ⅵ-Ⅶ=231.5-28.25-50-20-86-18.25=25mm
LⅥ-Ⅶ= T =18.25mm
4)轴上零件的周向定位同低速级,见图5。
5)确定轴上圆角和倒角尺寸
各轴肩圆角半径见图3-a,倒角均取为
6)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按dⅡ-Ⅲ=45mm查手册(GB/T1096-1990)得平键 ,键槽半径取R=b/2=7mm,键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选 轴的直径尺寸公差为m6。
7) 轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖(调整方便、密封性能好),由滚动轴承外圈直径d=72mm,查《机械设计手册》选用端盖螺栓直径为d0=10mm,螺钉数目为4,螺栓孔直径D0=d+2.5d0=97mm, 端盖直径d1> D0+1.2 d0, d1=110mm,宽度为10mm。
8)按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴(略)
弯矩、扭矩图同低速级轴(略)
载 荷
水平面
垂直面
支反力F
弯 矩 M
扭 矩 T
续表
总弯矩MC
中轴受力下图如图6所示:
现将中间轴受力计算结果列于下表
9)按弯矩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(即截面C、D)。轴的计算应力为:
前面选定轴材料为40Cr调质,许用弯曲应力 ,因此 ,故轴安全可靠。
㈢高速级轴设计
1. 轴的材料:由于该轴是齿轮轴,与齿轮1的材料相同为小齿轮40Cr调质,280HB;设计的全过程同于低速轴(略)
3. 按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴(略)
弯矩、扭矩图同低速级轴(略)
现将中间轴受力计算结果列于下表
载 荷
水平面
垂直面
支反力F
弯 矩 M
总弯矩MC
扭 矩 T
9)按弯矩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(即截面B)。轴的计算应力为:
前面选定轴材料为40Cr调质调质,许用弯曲应力 ,因此 ,故轴安全可靠。
七、滚动轴承的校核计算
㈠.低速轴滚动轴承的校核计算
低速轴滚动轴承选用型号为30209(GB/T297-1994),其尺寸 。由《机械课程设计》表13-17查出基本额定动、静载荷分别为 ,计算系数e=0.4, Y=1.5。
1.作用在轴承上的负荷
1)径向负荷
A处轴承:
B处轴承:
2)轴向负荷 :
2. 3)由以上数据可以作出轴承受简图见图七
轴承内部轴向力:
因为FA+S2 =1376.9+511=1887.9>1333.2= S1,故左端被压紧,所以:Fa1= FA+S2 =1887.9N Fa2= S2=511N
2.计算当量动负荷
因
所以
同上:
所以
3.验算轴承寿命
因Pr1>Pr2,故只需验算轴承1的。
轴承寿命同运输机寿命相同为:
轴承实际寿命为:
具有足够的寿命。
㈡高速、中间轴滚动轴承的校核计算同低速轴承计算(略)
中间滚动轴承选用型号为30207(GB/T297-1994),其尺寸 。
高速轴滚动轴承选用型号为30206(GB/T297-1994),其尺寸 。
经验算结果均具有足够的寿命。
八、键的选择计算及强度校核
1. 低速级轴轴上键的选择在低速级轴设计过程中已选择
1)选择参数:齿轮4与轴的联接
键槽半径取 R=b/2=9mm 键处轴径d4=60mm
半联轴器1与轴联接
键槽半径取 R=b/2=6mm 键处轴径d1=40mm
2)强度校核:查出键静联接的挤压许用应力:
=120MPa、 =150MPa
< 符合
> 不符合
故需重选平键:由GB/T1096-1990查得
由 < 符合
2. 中间轴轴上键的选择在中间轴设计过程中已选择
1)选择参数:齿轮2与轴的联接
键槽半径取 R=b/2=7mm 键处轴径d4=45mm
2)强度校核:查出键静联接的挤压许用应力:
=100MPa
< 符合
3. 高速级轴轴上键的选择在高速级轴设计过程中已选择
1)选择参数:联轴器与轴的联接
键槽半径取 R=b/2=4mm 键处轴径d1=22mm
2)强度校核:查出键静联接的挤压许用应力: =100MPa
< 符合
以上键槽均用键槽铣刀加工。
九、联轴器的选择
1.低速级轴联轴器选择
由轴上的功率P3、转速n3得最小直径:
查《机械设计》表15-3,取A0=112由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适,联轴器的计算转矩 ,查《机械设计》表14-1,考虑到转矩变化不大,需要有一定缓冲、减振,且要求维护方便、承载能力较高,取KA=1.5,则 查标准GB-/T5014-1985选用HL3铸铁弹性柱销联轴器,其额定转矩为630N.m,许用转速n=5000r/min,半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm,半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。
2.高速级轴联轴器选择
同上可得联轴器最小直径 ,联轴器的转矩 ,考虑到该联轴器结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳,查标准GB-/T5843-1986选用YL5铸铁凸缘式联轴器,其额定转矩为63N.m,许用转速n=5500r/min,半联轴器的孔径dL=22mm,半联轴器的长度L=84mm,半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=38mm,螺栓4颗,螺栓直径M8。
十、润滑油及润滑方式的选择
1.齿轮润滑
此减速器装置是采用闭式,齿轮传动为二级(圆柱)展开式,其齿轮的最大线速度: <12m/s。故选用机械油AN15型号(GB443-89)浸油润滑方式,浸油深度为h=4mm,二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑,详见装配图。
2. 轴承润滑
滚动轴承在本设计中均采用单列圆锥滚子轴承。其轴颈和转速的最大积 ,故可以采用脂润滑,便于密封、维护、运转时间长且不易流失,查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂(GB 7324-87)。
十一、箱体及附件的设计
带式运输机运输机是一般传动装置,箱体的材料选择用灰铸铁(HT200),有良好的减振性能,使用铸造方法方便、简单、经济、实用。上箱盖用曲壁,下箱盖采用直壁,上、下分箱面做成水平。箱体尺寸由上轴及轴承设计可知 ,箱体厚度由上轴的设计可知箱体轴承处厚度为30.75mm。为使箱体壁厚均匀,过度平缓,壁厚由《机械课程设计》查得为10mm。铸造外圆角R=4mm,内圆角一般取R0=6mm(具体随零件尺寸而定)。上、下箱盖选用(GB/T5277-1985)螺纹直径为12mm,螺栓数目8颗,地脚螺纹直径20mm, 螺栓数目4颗,材料选用Q235-A。在箱盖上设计视孔盖有便观察减速箱内部情况,箱盖、箱座、轴承盖、放油孔需加装纸封油垫。
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