1、課程設計設計題目：帶式運輸機的傳動裝置專業：機械設計制造及其自動化班級： 1104學號： 120112225學生姓名： 裴慧波設計時間：2013年9月5第一章設計任務書題冃：帶式運輸機的傳動裝置第二章電動機的選擇及傳動裝置運動和動力參數-61電動機的選擇-62 傳動比的分配3 動力運動參數的計算錯誤!未定義書簽。第三章齒輪傳動的計算錯誤!未定義書簽。1高速級齒輪設計錯誤!未定義書簽。2 低速級齒輪設計錯誤!未定義書簽。第四章軸的設計計算及校核錯誤!未定義書簽。-14-1高速軸的結構設計.2 中速軸的結構設計錯誤!未定義書簽。3. 低速軸的結構設計錯誤!未定義書簽。4中速軸的齒輪的受力分析錯誤!

2、未定義書簽。第五章減速器潤滑、密封及附件的選擇錯誤!未定義書簽。1減速器的潤滑錯誤!未定義書簽。2. 減速器的密封錯誤!未定義書簽。3. 減速器附件的選擇錯誤!未定義書簽。第六章減速器機體主要結構尺寸-28-第七章 設計小結錯誤!未定義書簽。第八章參考文獻 錯誤!未定義書簽。第一章設計任務書題目：帶式運輸機的傳動裝置原始數據:數據編號(all )數據編號a1a2a3a4a5a6a7a8a9a10all運輸帶工作 拉力20002100220023002400250026002700280029003000運輸帶工作速度1.51.41.31.21. 31. 11.21. 11.00.90.8卷筒直

3、徑2902902802702402503203403303403501、機器的工作條件工作條件：三班制生產，連續運轉,2、載荷平穩，室內有粉塵，3、使用期限十年(300天/年)。4、四、傳動方案：電機、減速器、運輸機5、生產條件：中等規模機械廠，可加工89級精度齒輪及蝸輪6、動力來源：電力，三相交流(220/380)運輸帶速度允許誤差:5%7、設計工作量：(1) 減速器裝配圖一一(a0)(2) 設計說明書一份8、傳動方案:第二章電動機的選擇及傳動裝置運動和動力參數1 電動機的選擇電動機的工作功率:n（工作機功率） 電動杖l至工作杖l的效率（1）電動機的功率：工作機的功率pw3000x0.8 l

4、ooqn/ w=24kw=2.4kw（w為工作機效率，已在f中考慮）由電+動機至滾筒軸的總效率%由機械零件指導書表2確定各部分效率為：滾動軸承效率為0.98,齒輪效率為0.96,（齒輪精度為8級）聯軸器效率為0.99,帶入下式中得:322% = 軸承齒輪聯軸器=0.983x0.962x0.992=0.85% = °85p = 2.82kw0.85=2.82ped =伽通過查閱機械零件手冊中電動機數據表，選擇電動機額定 功率為4kwo60x 1 oooy 60x1000x 0.8 一。刃=43.00nd3.14x3502.傳動比的分配二級齒輪減速器的傳動比為ia = f = 8 40電

5、動機轉速的可選范圍為：n尸弘x匚=43.68x（840）= 349.4417472通過查閱機械設計手 冊確定符合這一范圍的同步轉速有750, 1000,倆種，經過比 較確定電動機的型號是r 132mi 6onw = 43.68 -21.98汁 5.34a dll電動機功率滿載轉速伸出端直徑伸出端長度k-132m1-64kw960r/min38mm80mmn電動機=960 =2 98 臨 nw43.68二級齒輪減速器的高速及傳動比譏1旳2 20,而i總珂“2低速 級的傳動比為4.11,高速級的傳動比為5343 動力運動參數的計算 高速軸:% w = 960rmin"幾聯軸器= 2x2x

6、0.99= 2.79kwt = 9550xf =2&05rix中速軸:mi 960仏=亍=石t®.亦min= p 軸 丁= 2.82x0.98x0.96= 2.65kw95m = 95565 = 14q7wemn21 2-179.78低速軸:財學二罟"374 i12牛丄丄p、= pj,葉步=2.65x0.98x0.96= 2.49kw存7佶皿n3滾筒軸部分：住滾筒軸=n3 = 4374min 1d -d x77 77= 2.49x0.98x0.99= 2.42kwh滾筒軸 f3仃軸仃聯軸器t滾筒軸/554p滾筒軸滾筒軸9550x2.4243.74=52837第三章齒

7、輪傳動的計算1.高速級齒輪設計：1 選定齒輪類型.精度等級.材料及齒數。1）按圖所示的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器速度不高，故選用8級精度.3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr （調制），硬度為280iibs, 大齒輪材料為45鋼（調制）碩度為240hbs,兩者材料碩度差為40hbs。4）選小齒輪齒數z產20z 廠 zm 產 20x5.34= 1068所以z2=1072按齒面接觸強度設計1:1由設計計算公式（10-9小 進行運算，即（1）確定公式內的各計算數值1）試選擇載荷系數=1.42）計算小齒輪傳遞的轉矩3）由表10 - 7選取齒寬系數0/ = 14

8、）由表10-6查的材料的彈性影響系數ze = 189.8mpn5）由圖10 - 21d按齒面便度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 訕=600mpa ； ±齒輪的接觸疲勞強度極限c砂應=55ompa6）由式10 - 13計算應力循環次數。n. =607 =6ox96oxlx（3x8x3ooxlo）= 4.1472xl099n = 4.1472x1° = 7.766x 15.347）由圖10 - 19取接觸疲勞壽命系數k脅=0.90； k刖2=0.95。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數s二1,由 式（10-12）得b = kn0 咽=09 x 600 = 540

9、mpa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑“，代入”丹中較小的值。2）計算圓周速度v7idxtnxttx 42.03x960/u = = 2.1 m! s60x100060x10003）計算齒寬bob =札 d、i =1x4203 = 42.03mm4）計算齒寬與齒高z比纟。h模數叫=° 2° 3 - 2.1mm可20齒高h = 2.25mz = 2.25x 2.1 = 4.725mm0 = 42.03 =8 9h 4.7255）計算載荷系數。根據u = 2am/s ,8級精度，由圖10-8查得動載系數k嚴1.14；直齒輪，kha = kfa=；由表102查的使用系數ka=；

10、 由表10-4用插值法查的8級精度、小齒輪 相對布置時，=1.449。 由2 = 8.06, k砂=1.449查圖1013得 =1.39；故載荷系數為： « =心心%« 砂=1x1.14x1x1.449=1.6526）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得： 心=d“ f = 42.03 x j &2 = 44.55,7）計算模數m。m=d = 44,55 = 2.23z203.按齒根彎曲強度由式（105）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各個計算數值1）由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度<tf£1 =500mpa

11、； 大齒輪的彎曲疲勞強度afe2=380mpa；2 ）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數心川=0$5心池=0.883）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數s=1.4,由式（10-12）得：aa = sse = 0.85x500 耐內=303.57mpgl j,s1.4b=kfwfe2 = 0.88x380= 238.86mftzl尸2s1.44）計算載荷系數k ok二ka/k肱 k少=1x1.14x1x1.39=1.5855）查取齒形系數。由表10-5查得牟川=2.80 ；乙2 =2.208。6）查取應力校正系數。由表 105 查得 心=1.55； y2 = 1.784o7）計算大、小齒輪的答

12、l并加以比較分爭=2.8oxl.55 = o.oi43co>303.57/ 2 =2.208x1.784 = 0（）1649<tf223&86大齒輪的數值大（2）設計計算m> 2xl，585x278xl° x0.01649nm= 1 53m/nv lx202對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根 彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決 定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度 所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即 模數與齒數的乘積）有關，可取有彎曲強度算得的模數1.66并就近圓整為 標準值m = 2/72/7?,按接觸強度算的

13、分度圓直徑嚴41.13hmm,算岀小齒 輪齒數么 44.55“m 2大齒輪齒數z2 = 5.34x20= 1068 , 取 z2 = 107o這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，乂滿足了齒根彎曲 疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4 .兒何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d、= zxm = 20x 2m m= 40m 加d2 = z2m = 107x 2m m= 214mm（2）計算中心距d* 40 + 214“a = =mm = 127 mm2 2（3）計算齒輪寬度b = 0/d = 1 x 40m 40mm取 b? = 40? m、 bx = 45mmo2 低速級齒輪設計:1 選

14、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。1 ）按圖所示的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪傳動。2）運 輸機為一般工作機器速度不高，故選用8級精度3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr （調制）, 硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調制）硬度為240hbs,兩者材料硬 度差為40hbso4）選小齒輪齒數zt乙= z3x/20x4.11 = 822所以乙=832按齒面接觸強度設計1:1由設計計算公式（10-9小 進行運算，即（2）確定公式內的各計算數值1）試選擇載荷系數k? = 1.42）計算小齒輪傳遞的轉矩179.783）由表10 - 7選取齒寬系數0/ = 14）由表10-6查的材料的彈性

15、影響系數ze = s9.smpa5）由圖10 - 21d按齒面碩度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限limi =600mpa-±齒輪的接觸疲勞強度極限=55ompa6）由式10 - 13計算應力循環次數。n=65jlh =60x960x1x（3x8x300x10） = 4.147x10?'4.117）由圖10 - 19取接觸疲勞壽命系數k脅=0.90； k刖2=0.95。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數s二1,由 式（10-12）得b = 咽=09 x 600 = 540mpa（3）計算1）試算小齒輪分度圓直徑“，代入”丹中較小的值。2）計算圓周速度v7idvn

16、x73.91 x960 o.u =一 = 3.71m/560x100060x10003）計算齒寬b。b =札 dv =1x73.91 = 73.9 mm4）計算齒寬與齒高之比纟。h模數m - - 3.10mm可20齒高h = 2.25mz =2.25x3.70 = 8."=7391 =8.88h 8.3255）計算載荷系數。根據u = 3.71w/s , 8級精度，由圖108查得動載系數k嚴1.14；直齒輪，kha=kfa=；由表102查的使用系數ka=；由表104用插值法查的8級精度、小齒輪 相對布置時，k%=1.449。由- = 8.06,砂hk砂=1.449查圖10-13得k&

17、#187;=1.39 ；故載荷系數為：k = kjk%k砂=1x1.14x1x1.449= 1.6526）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得： 心=«,j = 73.91x 嚴弦=78.10如7）計算模數m。"soz3204.按齒根彎曲強度由式（105）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各個計算數值1）由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度=500mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強度 % = 38qwv?；2 ）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數kfn= 0.85k2=0883）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數s=1.4,由式（10-12）得

18、:af = kfnofe、= 0.85x500 拠=303.57mpa5s1.4匕丄=人卜曲卜口 = 0.88x380= 238.86mp。l，ls1.44）計算載荷系數k o«=1x1.14x1x1.39=1.5855）查取齒形系數。由表 105 查得 =2.80 ； 2 = 2.208o6）查取應力校止系數。由表 105 查得 £=1.55； 2 = 1.784o7）計算大、小齒輪的園*并加以比較豐辛=2.80x1.55 = 0 043c303.57強=2.208x1.784=001649crf223&86大齒輪的數值大(2)設計計算、2xl.585xl4.07

19、7xl04 八八讓小 一m > j；x 0.01649/77/7= 2.64mmv1x202對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根 彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決 定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度 所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即 模數與齒數的乘積)有關，可取有彎曲強度算得的模數2.64并就近圓整為 標準值m = 3mm ,按接觸強度算的分度圓直徑么=41.137加加，算出小齒輪 齒數才芻=更旦27m 3大齒輪齒數z4 =4.1 1x27=1 1(197, 取 z4 = l 11。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒而接觸疲勞強度，又滿足了

20、齒根彎曲 疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑£ = 27x 3mm 8 mmd4 = z4m = 1 1 x3mm=33?mm(3) 計算中心距仏+仏 81 + 333a - =mm - 20/nvn2 2(3)計算齒輪寬度b =1x8 mm- 8 lmm取=8 bnm, b? = 86/nm。第四章軸的設計計算及校核、軸的設計選取軸的材料為45鋼，正火調制處理.1、i軸的結構設計1）初步確定軸的最小直徑按4式15-2初步估算軸的最小直徑.根據表15-3取a）= 110,于是得:輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的，為使所選的軸的直徑與聯軸器的孔

21、徑相適應，需同時選取聯軸器型號.聯軸器的轉矩tz=kat查表14t，取ka = 13 則有 丁 =13x2&05xl/=36465v加加丄ca按照計算轉矩©應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 gb/t4323-2002選用hl1型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 160000 n mm o聯軸器的孔徑d =20加加.故取dx = 20mm ,聯軸器長度 l=52mm.聯軸器與軸配合的轂孔長度厶=38mm.2）擬定軸上零件的裝配方案.軸上裝配有彈性套柱銷聯軸器，滾動軸承、封油圈、圓柱齒輪、鍵、 軸承端蓋.3）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.（1）為了滿足彈性聯軸器的軸向

22、定位要求，取第一段右端需制出一軸肩。定位軸肩高度：力=（0.070.1）% =1.42加加，h取加in,故取二段的 直徑心二+"20+2 = 2加加，左端用軸承端蓋定位，聯軸器與軸配合 的輪轂孔長度厶=3&nm,為了保證軸承端蓋只壓在聯軸器上，而不壓 在軸的端面上，故二段的長度應比匚略短一些，現取l2=35mm.（2）初步選擇滾動軸承因軸承同時受徑向的作用，參照工作要求根據從=22mm,由機械 設計手冊，選取6204型深溝球軸承，dxdxb = 2qmm x 41nvn x 14mm , 非定位軸肩高度：力=（2 3）c = 2 3, h mx 3mm d3=d2+h = 2

23、2+ 3 = 25mm, l3二軸承寬度+套筒寬度二20+20二40mm.（3）其他軸段設計軸段4設計因圓柱齒輪目=49m/7?,厶4 = b （12） = 474沏加，l4=48mni非定位軸肩高度hd4 =+ /? = 27 28mmda 取 28nini軸段5設計:軸環部分定位軸肩高度h = （0.070.1）£ =1.962.8m/?7軸環寬度l5取20mni,久=£ + 2二30加叫軸段6設計：1）先算軸段7：d7 = £ = 25mmlj =軸承寬度=20mm2）定位軸肩高度：h = （0.07 0.1）£ =1.75-2.5mmh 取 2m

24、m.d6=d1+h = 25+2 = 27加 l6按中間軸決定。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸：倒角1x45° ,圓角r= 2mm o2、ii軸的結構設計及校核己知：ii 軸的功率 p. = 2.65kw n7 =179.78r/min 一 ,7； =14q777v-m1）求作用在齒輪上的力已知：大齒輪分度圓直徑j2 = 214?m小齒輪分度圓直徑dx =40/nm大齒輪上的作用力有：27；=2x.4q77xltf=13156w” d2214耳=耳 tana = 13156lx tan20p = 47&84n小齒輪上的作用力有：經= 2x14q77xm =4360909n/2

25、cl.44fr2=fl2- tantz = 436q909x tan2tf = 158742n2）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。初步估算軸的最小直徑a）查表（153） 取4）=120=25.89mmd 35mm3）軸的結構設計及校核（1）擬定軸上零件裝配方案中間軸上的零件主要是兩個齒輪，其次為軸承，套筒等，結構如 下圖。（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足軸向定位的要求，左端軸承用軸承端蓋和擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d = 35mm。 初步選擇滾動軸承因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參 照工作要求根據d=35mm,由軸承產品目錄中

26、初步選取0基木游隙組， 標準精度級的深溝球軸承6207型，其尺寸為：cl xdxt = 35 mm x 72 mm x 18.5mm故取d、=d= = 35mm ,計算方法同上厶=30mm , d2 =3%mm, 厶=42mm, 齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度b =49/777/7,厶=48m加，b4 =70mm,厶=70加為了使套筒端面可靠地壓 緊齒輪，小齒輪右端和大齒輪左端均采用軸肩定位，軸肩高度h > 0.072 = 2a5mm f 取力=5mm。則軸環處的直徑 d。= 42/nm, d4 = 45mm 取軸環的長度厶4 = 1l2=h= 4加加d6 =38m

27、7 厶=厶=30mg ii軸的總長度厶=厶+厶+厶+爲+厶+厶6 +厶二30+42+48+10+70+42+30二272mm由此可知高速軸厶6 = 931i1h1,總長厶=320iiim。(3)、軸上零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接，按查手冊，查得 平鍵截面bxh = ox8 (gb/t 10951979)。同時為了保證齒輪與軸配合有 良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為"7 ,同樣，聯軸器與軸的n6配合為巴，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的。k6（4）、確定軸上圓角和倒角尺寸參考411表（152）,取軸端倒角為1x45°,各軸肩處的圓角

28、半 徑為2mm.（5）、求軸上的載荷1）在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于6207型深溝球軸承查得o =因此，作為簡支梁的軸的支承跨距：l =厶+厶+厶=54.5 + 73.5 + 41 = 169/77/7?2）作垂直彎矩圖求支反力工/%=0, %" %（厶+厶）-耳込=0r999.375x41 + 4360.909x（73.5 + 41） w 卿rvwi = 3197.032/v、h169f時=-耳-耳2 + nhi = -999.375-4360909+ 3197032= -216求彎矩mh=fnh、x （0<x<54.5）m 中=3197032x54

29、.5 = 17423824初加加m h2 = fnh2' x（0 < x < 41）mh2 = -2163252x 41 = -88693332 mm畫彎矩圖（b）3）作水平平面的彎矩圖求支反力32527vxa/d=o,17 (ama =fr- = 363.743 x= 12731.005n-iwn22ma2 = fr2 2 = 1587.420 x 192 = 152392 32n mm-fnvl + f2 (厶 + 厶)_你厶+m“i +m“2 =0口 _ 1587.420x(73.5 + 41)363.743x41 + 12731.005 + 152392.32a x

30、n/1 1101w,169fg2 =休v】+ 你廳2 t 964316+363.743-1587420= 740639n求彎矩mvi = .x(0<x< 54.5)mvl = 1964316x54.5 = 107o552227v mmmv2 = fnv2 x(128<x<1 69)mv2 =74q639x41 = 30366199-mm畫彎矩圖(c)4)合成彎矩咕=j1742382442+10705522 = 204498866n 加加m2=ylm2h2+mv22 =788693332"+30366199" =93747604-mm畫彎矩圖(d)y5

31、）作扭矩圖（e）fillfv16) t2 = 95940v-mm7）按彎扭組合成的應力校核軸的強度對稱循環變應力時a = 1mca = 丁研+他尸=a/204498.8662+959402 = 225885.524 n mm根據4式（15-4） 仏二嚴晉戍按4 （15表5）查得32bt(d° -arzd2 -兀 x35?10x5x(35 5)2_2x35=4266.39mm3由表（151）查得a_, = 60/wpamca225885.5254266.39=52.945a y 60mpa3、in軸的結構設計1）初步確定軸的最小直徑查4表（153）&）二1152.497 . =

32、 a 31 = 1 15xj| = 34.22/7im a min 2±()-lr -一98592)擬定軸上零件裝配方案軸上裝配有：齒輪，單列圓錐滾子軸承，套筒，聯軸器，軸承端蓋，螺栓.3）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足要求，軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器，為了使所選的 軸的宜徑a與聯軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯軸器的型號。聯軸 器的計算轉矩 查表（141）,考慮轉矩變化很小，故取k&=1.3則 tca = ka t3=1.3x308614xltf =4011982n-mm按照計算轉矩©應小于聯軸器公稱轉矩條件，查標準（gb/t4323-1

33、984）選用hl3型彈性套柱銷聯軸器。其最大轉矩為630/v-m,聯軸器的 孔徑 =40"曲，故選d = 40mm,聯軸器長度l=70mm,聯軸器與軸配合的 轂孔長度厶=68mm ,為使軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上， 故第二段長度l?應比厶略短一些，現選l2 = 65mm o根據b4二70mm, h > 0.07j2，按照高速軸方法計算得：d2 = 45mm, l3 =40mm, d3 =48mm, l4 = 71/7/ m, 禹=5 bnml5 = 1 omm, d5 = 54mm, l6 = 66mm, j6 =5 bnm, lj = 20mmd7 = 41mm

34、4）軸向零件的周向定位齒輪聯軸器的周向定位均采用平鍵聯接，根據d2 = 45mm ,鍵 bx/? = 12x8, l = 56mm,為了保證齒輪與軸有良好的對屮性，選擇齒輪 輪轂與軸配合為過渡配合，選鍵bx/7 = 16xlo, l = 63mmo第五章減速器潤滑、密封及附件的選擇1 減速器的潤滑減速器傳動零件和軸承都需要良好的潤滑，其 目的是為了減少摩擦、磨損，提高效率，防銹、冷卻和 散熱。(1) 傳動零件的潤滑絕大多數減速器傳動零件都采用油潤滑，其潤滑方式多采 用浸油潤滑，對于高速傳動則采用壓力噴油潤滑。高速級齒輪傳動速度為勿嚴疋 ><51x?60 = 2.56加 2 12 /

35、$6xl046xl04由于高速級所以采用浸油潤滑。箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需 要，為了避免大齒輪回轉時將油池底部的沉積物攪起， 大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于30至50mm o 為保證傳動零件充分潤滑且避免攪油損失過大，傳動零件應有 合適的浸油深度。二級圓柱齒輪減速器傳動零件浸油深度推薦值如下： 高速級大齒輪：約為0. 7個齒高，但不小于lommo 低速級大齒輪：約為1個齒高(1/6-1/3)個齒輪半徑。(2) 滾動軸承的潤滑減速器中的滾動軸承可以采用油潤滑或脂潤7； =46034n mc=1146/min = 36.9mm滑。當浸油齒輪的圓周速度v加/s時，齒輪不能有效

36、地 把油飛濺到箱壁上，因此滾動軸承通常采用脂潤滑。當浸油齒輪的圓周速度v>2m/s時，齒輪能將較多的油飛濺到 箱壁上，此時滾動軸承通常采用油潤滑，也可以采用脂潤滑。2.減速器的密封密封件是減速器中應用最廣的零部件之一，為防止減速器 內的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入， 減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必 要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環境，使減速器達到 預期的壽命。(1) 軸伸出端的密封軸承的密封裝置，一般分為非接觸式和接觸式兩類，由于 粗羊毛氈圈適用的圓周速度w3m/s,所以軸承伸岀端選粗羊毛 氈圈。(2) 箱體結合面密封箱蓋與箱座的密封常

37、用在箱蓋與箱座的 接合面上涂上密封膠和水玻璃的方法實現，為了 提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油溝，使滲入接合 面之間的潤滑油重新流回箱體內部。為了保證箱體座孔與軸承 的配合，接合面上嚴禁加墊片密封。(3) 軸承靠近箱體內外側的密封dx = d2 = 25mmh=354.5mml=60mml=32mm= 41mml2 = 2qmm軸承靠近箱體內外側的密封作用可分為封油環和擋油環兩人=318mm種。擋油環用于脂潤滑軸承的密封，作用是使軸承室與箱體內 部隔開，防止箱內的稀油飛濺到軸承腔內，是潤滑脂變稀而流 失。甩油環用于潤油潤滑的軸承，甩油環與軸承座孔之間留有 不大的間隙，其作用是防止過多的

38、油雜質等沖刷軸承，但同時 又要保證有一定的油量仍能進入軸承腔內進行潤滑。3.減速器附件的選擇為了檢查傳動性的嚙合情況、注油、指示油面、通氣及裝拆吊運等，減速器常具有一下幾種零件或裝置，統稱附件。7； =316170mm(1)窺視孔蓋和窺視孔減速器機蓋頂部要開窺視孔，以便檢查傳動件的嚙合情況、ft4 = 2789n潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙等。窺視孔應設在能看到傳動零件嚙合區的位置，并有足夠的fr4 = 1045n大小，以便手能伸入進行操作。由于受集體內壁間距的限制，4-6517v窺視孔的大小選擇為長145mm,寬50mm蓋板尺寸選擇為長 145mm,寬62mm。蓋板周圍分布6個m10x25的

39、全螺紋螺栓。 由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加 防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的 紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。(2) 通氣器為防止由于機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑 油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺 上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節的室內環境中，故選 用結構簡單的通氣螺塞即可，其規格為m22xl.5o(3) 放油孔及放油螺塞為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機rah "wnrbh 二 1028nmch =83190nr刖=958nrav=s7nmcv = 4089n mmm'cv = 77598n mm座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，求密封效果好，故密封選用材質為工業用革的皮封油圈。(4)油面指示器為了能隨時監測油池中的油面高