1、 武漢工程大學 機械設計課程設計說明書課題名稱： 帶式運輸機傳動裝置的設計 專業班級： 機械中美 學生學號： 1403190666 學生姓名： 學生成績： 指導教師： 秦襄培 課題工作時間： 2016-12-12 至 2015-12-30 武漢工程大學教務處 目錄第一章 傳動方案的選擇及擬定.1第二章 電動機的選擇及計算.6第三章 運動和動力參數計算.8第四章 V帶傳動的設計計算.8第五章 斜齒圓柱齒輪的設計計算.11第六章 減速器軸的結構設計.21第七章 鍵連接的選擇及校核.32第八章 滾動軸承的選型及壽命計算.34第九章 聯軸器的選擇及校核.36第十章 箱體及附件的結構設計和計算.37第十

2、一章 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.43第十二章 設計總結.45參考文獻46第一章 傳動方案的選擇及擬定1.1 課程設計的設計內容（1）合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應滿足工作可靠，結構簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。（2）帶傳動具有傳動平穩，吸震等特點，切能起過載保護作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當怠速較低時，傳動結構尺寸較大。為了減小帶傳動的結構尺寸，應當將其布置在高速級。（3）齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。由于斜

3、齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速或要求傳平穩的場合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。（4）軸端連接選擇彈性柱銷聯軸器。設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖1-1所示。圖1-11.2 課程設計的原始數據已知條件：運輸帶的輸出轉矩：T=380·m；運輸帶的工作速度：v=0.85m/s；鼓輪直徑：D=350mm；使用壽命：8年，大修期限3年，每日兩班制工作。1.3 課程設計的工作條件設計要求： 誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續單向運轉，工作時有輕微振動；制造情況：小批量生產。1.4 確定傳動方案根據題目要求選擇傳動裝

4、置由電動機、減速器、工作機組成，電動機和減速器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。第二章 電動機的選擇及計算.2.1傳動裝置的總效率：=12345678=0.96*0.98*0.98*0.99*0.99*0.99*0.99*0.97=0.859其中，根據文獻【2】表4-4中查得 V帶傳動效率1=0.96 兩級齒輪傳動效率2=3=0.98 三對滾動軸承4=5=6=0.99 聯軸器傳動效率7=0.99 滑動軸承傳動效率8=0.972.2 電動機各參數的計算知運輸帶速度，卷筒直徑。可求得工作機轉速為：由已知條件運輸帶所需扭矩，工作機的輸入功率為Pw:=38051.82/9550=1.98

5、kw電動機所需功率為：2.3電動機類型和型號結構形式的選擇三相交流電動機：適合較大、中小功率場合Y系列三相交流異步電動機由于具有結構簡單、價格低廉、維護方便等優點，故其應用最廣,適合于一般通用機械，如運輸機、車床等。2、確定電動機的轉速同步轉速越高，結構越簡單，價格越低，反之相反。本設計中選用同步轉速為1000或1500r/min的電動機。3、確定電動機的功率和型號電動機功率的選擇要考慮工作要求和經濟性。選擇電動機功率時，要求傳動系統的總傳動比：方案號電動機型號額定功率（kW）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）質量(kg)Y132M-83100096063Y100L2-4315001

6、43038表2-1由上表可知，方案2的轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現，所以選用方案2.第三章.運動和動力參數計算3.1傳動比的分配由原始數據以及初步確定的原動機的轉速可確定總傳動比： i=27.60帶傳動的傳動比：，則減速器總傳動比為：雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動比：低速級傳動比：3.2各軸轉速計算將各軸由高速向低速分別定為軸、軸、軸電動機軸: 軸： 軸：軸: 3.3各軸輸出功率 電動機： 軸： 軸： 軸： 3.4各軸輸入扭矩計算 輸入軸：軸：軸：T軸：T 將上述結果列入表中如下表3-1 運動和動力參數 軸號功率P/KW轉矩T/（N

7、83;m）轉速n/（r/min）2.851230.087152.7762129.31204.292.6838575.8344.51319.031430 第四章 V帶傳動的設計計算4.1確定計算功率 由文獻【1】表8-7查得工作情況系數KA=1.1,故 ：4.2選擇V帶的帶型根據、由文獻【1】圖8-11查圖選擇A型。4.3確定帶輪的基準直，。初選小帶輪的基準直徑=100。側大帶輪的基準直徑為：=i1=200mm查表圓整為=200mm。4.4驗算帶速是否在5-25m/s范圍內。驗算帶速因為，故帶速合適4.5確定V帶的中心距和基準長度1）初定中心距。2）計算帶所需的基準長度1279.33mm查表選帶

8、的基準長度。3）計算實際中心距。中心距的變化范圍為381438mm。4.6驗算小帶輪上的包角由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生。為了提高帶傳動的工作能力，應使：4.7計算帶的根數1）計算單根V帶的額定功率。由和，查表得根據，和A型帶，查表得，查表的，于是2）計算V帶的根數。取3根。4.8計算單根V帶的出拉力的最小值由查表得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力4.9計算壓軸力為了設計帶輪軸的軸承需要計算帶傳動作用的軸上壓軸力：為了保證帶傳動過程中的安全性和平穩性，應使軸上的最小壓軸力滿足：N 第五

9、章 斜齒圓柱齒輪的設計計算5.1高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算5.1.1 選等級精度、材料及齒數1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級精度，3）選擇小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.1.2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算：1）確定公式內的各計算數值（1）選取齒寬系數（2）材料的彈性影響系數（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。（4）計算應力循環次數（5）取接觸疲勞壽命系數，。（6）計算接觸疲勞許用應力。取失效

10、概率為1%，安全系數S=1， 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h和及模數 模數為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h （5)計算縱向重合度 （6)計算載荷系數根據，7級精度，查得動載系數查得使用系數查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=.10.54，,查得 故載荷系數（7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數m 5.1. 3、按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內各計算數值1)計算載荷系數 2)根據縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數 3)計算當量齒數4)查取齒形系數 查得 5)查取應力

11、較正系數查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數 8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大。(2)設計計算： = 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m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，可取由彎曲強度算得的模數=3，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數 ，于是有：取 設計出的齒輪傳動，既滿足了齒

12、面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.1.4幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為 101mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結構設計對于大齒輪，選用腹板式結構的齒輪。對于小齒輪，選用實心式結構的齒輪。5.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算5.2.1 選等級精度、材料及齒數1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級精度，3）選擇小齒輪齒數，大齒輪齒數

13、，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.2 .2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算：1）確定公式內的各計算數值（1）選取齒寬系數（2）材料的彈性影響系數（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。（4）計算應力循環次數（5）取接觸疲勞壽命系數，。（6）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，（7）試選（8）選取區域系數。（9）查表得，。，。（10）許用接觸應力， 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h和及模數 模數為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h （5)計算縱向重合度 （6)計算載荷系數

14、根據，7級精度，查得動載系數查得使用系數查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=11.452，查得,查得 故載荷系數（7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數m 5.2.3按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 （1） 確定公式內各計算數值1)計算載荷系數 2)根據縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數 3)計算當量齒數4)查取齒形系數 查得 5)查取應力較正系數查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數 8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大

15、。(2)設計計算： = 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m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，可取由彎曲強度算得的模數=3，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數 ，于是有：取 設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為 146mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計算大、小齒

16、輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結構設計對于小齒輪，選擇實心式結構的齒輪；對于大齒輪，選用腹板式結構的齒輪。六.減速器軸的結構設計6.1低速軸的結構設計6.1.1 計算作用在齒輪上的力由前面可知，。因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑。為了使所選的軸與聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故取，則 按計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-

17、2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩1250N.m。半聯軸器的孔徑為45故取，半聯軸器長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的觳孔長度為。6.1.3 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選文獻【2】圖15-8裝配方案 圖6-1（2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取II-III段的直徑為60mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為60mm。半聯軸器與軸配合的觳孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L1短一些，現

18、取=58mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承30213,其尺寸為，故，而。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30213型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環處的直徑。軸環寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速

19、器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=31.5mm,高速級大齒輪的寬度為55mm，低速級大齒輪的寬度為185mm.則據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 表三 軸數據-VII-VIII直徑7074800706450長度46.5634006680112（3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵

20、槽銑刀加工，長為36mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見圖。6.1.4 求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30213型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距由此可知從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現將計算出的截面c處的的值

21、列于下表。 表6-1載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖6-2 圖6-3 6.1.5.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度，根據式（15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。6.1.7 軸的工作圖如下圖所示6.2高速軸的結構設計6.2.1 求輸出軸的功率P1轉速和轉矩T1 由前面可知P1=2.88kw，。6.2.2求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的

22、分度圓直徑為 而 6.2.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑。為了使所選的軸與聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故取，則 按計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩1250N.m。半聯軸器的孔徑為18故取，半聯軸器長度L=25mm，半聯軸器與軸配合的觳孔長度為。6.2.4軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為

23、了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取2-3段的直徑為35mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為35mm。半聯軸器與軸配合的觳孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1短一些，現取=50mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承30208,其尺寸為，故，而。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此，取。 3）取安裝齒

24、輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環處的直徑。軸環寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=

25、18.25mm，圓錐齒輪輪轂長L=60.則低速級小齒輪齒寬為62. 。據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 表6-2-VII-VIII直徑18222534423025長度425018.25222125646.25（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角

26、為，各處的軸肩圓角半徑見圖。6.3 中間軸的設計中間軸 ，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故尺寸如下： 第七章 鍵連接的選擇及校核7.1鍵的類型的選擇 選擇45號鋼,其需用擠壓應力為=120MPa高速軸軸端長為42mm,軸直徑18mm, 查表61所以選鍵為普通平鍵（A型）鍵b=6,h=6，L=32mm，中間固定齒輪的軸的長度為56，直徑為30，所以選擇普通平鍵b=10，h=8，L=50。中間軸軸聯接齒輪1的長度為186mm,軸直徑40mm ,所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mm，h=8mm，L=140mm。軸聯接齒輪2的長度為51，直徑

27、40，所以選擇普通平鍵b=12，h=8，L=40。 低速軸 左端連接彈性聯軸器，軸端長度為82，直徑為45，,所以鍵為單圓頭普通 平鍵，b=14,h=9,L=70m，中間聯接齒輪的軸的長度為181，直徑為67。b2=20，h=12,L=140。7.2 鍵的強度校核高速軸 =4459.78MPa<=120MPa = MPa<=120MPa則強度合格。中間軸 =MPa<=120MPa = <=120MPa則強度合格低速軸 =MPa<=120MPa = MPa<=120MPa則強度合格。第八章 滾動軸承的選型及壽命計算考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子

28、軸承軸承低速軸30311一對，高速軸30305一對，中間軸30307一對（GB/T297-1994）8.1低速軸壽命計算1.計算軸承反力及當量動載荷：在水平面內軸承所受的載荷 FNH1=1645N，FNH2=3125N在垂直面內軸承所受的載荷 FNV1=613N, FNV2=1166N所以軸承的受的的總載荷=3335N，=1756N。派生力，查設計手冊得Y=1.65，1)軸向力由于，所以軸向力為，2)當量載荷，查設計手冊e=0.35由于，所以，由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為3)軸承壽命的校核，查設計手冊得C=145000N 所以軸承30213安全。 第九章.聯軸器的選擇 由于屬中

29、小型減速器，輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大，其次為保證傳送平穩，必須使裝置具緩沖、吸振的特性.因而選擇彈性聯軸器。有：Tca=Ka×T 查表得Ka=1.5查17-4 選用HL4型其重要參數： 公稱轉矩：Tn=1250Nm 軸孔長度：L=112mm 孔 徑：d1=45mm第十章.箱體及附件的結構設計和計算箱體設計 表10-1名稱符號 參數 設計原則箱體壁厚100.025a+3>8箱蓋壁厚80.025a+3>8凸緣厚度箱座b15151.5箱蓋121.5底座252.5箱座肋厚m100.85地腳螺釘型號M160.036a+12數目4軸承旁連接螺栓直徑M160.75df箱座、箱蓋連

30、接螺栓直徑M10(0.5-0.6)df連接螺栓的間隙L160150-200軸承蓋螺釘直徑8(0.4-0.5)df觀察孔蓋螺釘8(0.3-0.4)df定位銷直徑d8(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁間距22C1>=C1mind2至凸緣邊緣距離20C2>=C2mindf至外箱壁的距離26df至凸緣邊緣距離24箱體外壁至軸承蓋做端面距離1153C1+C2+(5-10)軸承端蓋的外徑D2101 101 106軸承旁連接螺栓距離S115 140 139附件： 為了保證減速器的正常工作，出了對齒輪，軸，軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高

31、度、加工及拆裝檢修時箱蓋與想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。1.窺視孔視孔蓋 規格為130100，為了檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔，平時檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材料為Q2352.通氣孔 通氣螺塞為M101,減速器工作時，箱體內的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內的壓力平衡，不致使潤滑油沿分箱面或軸申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂部裝設通氣孔。材料為Q235.3.軸承蓋 凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和

32、嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT2004，定位銷 M938,為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工時軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓柱銷，安置箱體縱向兩側鏈接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免裝錯。材料為45號鋼。5.油面指示器 游標尺，檢查減速器內的油池油面高度，經常保持齒內有適量的油，一般在箱體便于觀察，油面較穩定的部位，裝設油面指示器，采用2型。6.油塞 M201.5,換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用活塞吧放

33、油孔堵住，油塞和箱體接合面應加防漏用的墊圈。材料為Q2357.起蓋螺釘 M1242,為加強密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結精密而無法開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當位置，加工出一個螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。8.起吊裝置 吊耳，為了便于搬運，在箱體上設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。 十一章潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇11.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇11.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當

34、齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。11.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。11.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇11.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應采用脂潤滑。11.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據文獻【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。傳動件的潤滑：對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂到油池底面的距離不小于3050mm,此減速器為40mm。選用標準號為SH0357-92的普通工業齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下