廣東海洋大學二級減速箱課程設計

1、目錄1. 題目及總體分析22. 各主要部件選擇23. 選擇電動機34. 分配傳動比35. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算46. 設計高速級齒輪67. 設計低速級齒輪 108. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 14I軸（高速軸）及其軸承裝置、鍵的設計 14II 軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 19III軸（低速軸）及其軸承裝置、鍵的設 259. 潤滑與密封 3010. 減速器附件設計 3011. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 3112. 設計總結(jié) 3213. 參考文獻 32一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為7400N，運輸帶速度為2.60 m/s，運輸機滾

2、筒直徑為360mm。工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；使用折舊期：8年；4年一次大修；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。減速器類型選擇：選用二級圓柱齒輪減速器。整體布置如下：二.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大圓錐滾子軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為PwFV74002.60=

3、19.24圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.982球軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率(兩個)取30.992輸送機滾筒效率為j = 0.96電動機輸出有效功率為要求電動機輸出功率為轉(zhuǎn)速確定電動機的轉(zhuǎn)速：滾筒的轉(zhuǎn)速電動機的轉(zhuǎn)速為型號查得二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，3000r/min兩種。根據(jù)電動機的功率以及轉(zhuǎn)速，查表17-7可得出只有Y200L1-4、Y200L1-2這兩種電機合適。綜合考慮電動機的重量、價格等因素，最終選用型電動機。查得型號Y200L1-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下：選用型號Y2

4、00L1-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比1.計算總傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比，其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速；nw 為帶式輸送機的轉(zhuǎn)速。計算如下：2.分配傳動比：為了便于二級圓柱齒輪減速器采用侵油潤滑，當二級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350,齒寬系數(shù)相等時，考慮面接觸強度接近相等的條件，二級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比： 低速級傳動比為：五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機

5、滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 。傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算。0軸（電動機軸）：軸（減速器高速軸）：2軸（減速器中間軸）3軸（減速器低速軸）:4軸（輸送機滾筒軸）:軸號電動機兩級圓柱減速器工作機O軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1470n1=1470n2=379.84n3=137.62n4=137.62功率P(kw

6、)P0=30P1=29.70P2=28.81P3=27.94P4=26.55轉(zhuǎn)矩T(Nm)T0=194.90T1=192.95T2=724.35T3=1938.87T4=1842.41兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比 ii01=1i12=3.6i23=3.6i34=1傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.940軸（電動機軸）：軸（減速器高速軸）：軸（減速器中間軸）:3軸（減速器低速軸）:4軸（輸送機滾筒軸）:六.設計高速級齒輪目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪傳（2）選用7級精度（3）材料選擇。小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，

7、大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Z124，大齒輪齒數(shù)Z21Z13.224=76.8,取Z2=77。（5）選取螺旋角。初選螺旋角1. 選用斜齒圓柱齒輪傳2.選用7級精度3. 小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）4. 大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，因為，由圖10-13查得由表10-3查得

8、故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（）計算模數(shù)分度圓直徑：模數(shù)：目的過程分析結(jié)論按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計由式10-17） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表10-5查得，（）查取應力校正系數(shù)由表10-5查得，（）由圖10-20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸

9、疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則，取模數(shù)2.5mm齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為134mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后??；中心距螺旋角分度圓直徑齒根圓直徑齒輪寬度驗算合適驗算合適七. 設計低速級齒輪目的設計過程結(jié)論選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用直齒圓柱齒輪傳（2）選用7級精度（3）材料選擇。小齒輪材料為40Cr

10、（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Z124，大齒輪齒數(shù)Z21Z13.224=76.8,取Z2=77。1. 選用直齒圓柱齒輪傳2選用7級精度3小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）4大齒輪材料為45鋼按齒面接觸疲勞強度設計按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式10-9a進行試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表10-7選取齒寬系數(shù)（） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖10-21d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（）由式10-13計算

11、應力循環(huán)次數(shù)設每年工作300天,（ 7 ）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)，（ 8 ）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得） 計算（ 1 ）試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 （ 2 ）計算圓周速度v （ 3 ）計算齒寬b（ 4 ）計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)齒高（ 5 ）計算載荷系數(shù)K根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)直齒輪，由表10-3查得由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由，查圖10-13得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（）計算模數(shù) 分度圓直

12、徑模數(shù)：按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.4，由式10-12得 （） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表10-5查得，（）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得，（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)3.95，并就近圓整為標準值m4.0mm按接觸強度算得

13、的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取模數(shù)齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取分度圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬驗算合適驗算合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1. I軸（高速軸）及其軸承裝置、鍵的設計（高速軸）目的過程分析結(jié)論高速軸的設計及其鍵、軸承裝置的設計高速軸的設計及其鍵、軸承裝置的設計輸入軸上的功率，求作用齒輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設計課程設計，選用GB/T5014

14、-2003型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L84,型軸孔,A型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為LX4 40*84 GB/T5014-2003,相應地,軸段1的直徑,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取2段的直徑,由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系確定。（ 2 ）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)，由軸承目錄里初選30210 GB/T297號其尺寸為,故,基本額

15、定動載荷，基本額定靜載荷，。由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定， , （ 3 ）軸段6做成齒輪軸，所以，高速小齒輪齒寬為70，所以（ 4 ）軸段4為過渡軸段, ，由裝配關系及箱體結(jié)構(gòu)等確定（ 5 ）從表15-1可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離為a=20mm,軸1的總長L=436mm,取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,5 。鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵GB/T1096鍵,即b=12mm ，h=8mm，L=70mm選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理選用GB/T5014-2003型彈性柱銷聯(lián)軸器LX4 40*84，A型鍵軸的尺寸（）：軸承選用:圓錐滾子軸承30210 GB/T297聯(lián)軸器鍵連接：GB

16、/T1096鍵高速軸及其鍵、軸承裝置校核高速軸及其鍵、軸承裝置校核高速軸及其鍵、軸承裝置校核高速軸及其鍵、軸承裝置校核6.軸的受力分析 1)計算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力2)畫彎矩圖 故 ，所以3)畫扭矩圖 4 )畫軸的受力簡7. 校核軸 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，故C剖面左側(cè)為危險剖面進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取 =0.6,軸的計算應力前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。8校核鍵連接強度高速齒輪: 查表得.故強度足夠.9.校核軸承

17、壽命軸上的軸承壽命計算預期壽命：已知 查機設教材表13-7知查2表13-5和機械設計課程設計表15-1得當 時，X=0.4，Y=1.4當時，X=1，Y=0，其中。則應有： ， “壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊 故， 計算當量載荷：，則X=1，Y=0。則有 則X=0.4，Y=1.4.故P =1.1（=5706.21N 驗算軸承：取，圓錐滾子軸承 L=3.14L L=5.60L 故I軸上的兩個軸承滿足要求。軸校核滿足要求鍵校核滿足要求軸承校核滿足要求高速軸、鍵、軸承校核安全2. II軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 （中間軸）目的 過程分析結(jié)論中間軸的設計及其鍵、軸承裝置的設計中間軸的設計及其

18、鍵、軸承裝置的設計1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪:初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度( 1 )初選型號圓錐滾子軸承，參數(shù)如下選圓錐滾子軸承30210 GB/T297 ，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故 ( 2 )軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知高速大齒輪齒寬,所以( 3 )軸段2

19、上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知低速速小齒輪齒寬,所以( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取( 5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K=20mm.故，為便于加工取44mm。5 。鍵連接。高速齒輪：選普通平鍵 GB/T1096 鍵 b=18,h=11,L=56低速齒輪:

20、選普通平鍵 GB/T1096 鍵 b=18,h=11,L=125選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理軸的尺寸（）：軸承選用:圓錐滾子軸承30210 GB/T297高速齒輪鍵連接：GB/T1096鍵低速齒輪鍵連接：GB/T1096鍵中 間軸及其鍵、軸承裝置校核中 間軸及其鍵、軸承裝置校核中 間軸及其鍵、軸承裝置校核中 間軸及其鍵、軸承裝置校核中 間軸及其鍵、軸承裝置校核6.軸的受力分析從表15-1可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離為a=20mm,軸1的總長L=299mm,取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,1)計算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力2 ) 畫彎矩圖 故 3 ) 畫扭矩圖4)

21、 畫軸的受力簡圖7.校核軸的強度低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)機設書P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取=0.6,軸的計算應力 前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。8.校核鍵連接強度高速齒輪: 查表得.故強度足夠.低速齒輪: 查表得.故強度足夠.9. 軸上軸承的壽命計算預期壽命：已知，查機設教材表13-7知查2表13-5和機械設計課程設計表15-1得當 時，X=0.4，Y=1.4當時，

22、X=1，Y=0，其中。則應有：，“壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊故，。計算當量載荷：，則X=1，Y=0。則有 則X=0.4，Y=1.4。故驗算軸承：取，圓錐滾子軸承， 故II軸上的兩個軸承滿足要求。軸校核滿足要求鍵校核滿足要求軸承校核滿足要求中間軸、鍵、軸承校核安全3. III軸（低速軸）及其軸承裝置、鍵的設計 （低速軸）目的過程分析結(jié)論低速軸的設計及其鍵、軸承裝置的設計低速軸的設計及其鍵、軸承裝的設計低速軸的設計及其鍵、軸承裝置的設計輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在軸上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑，這是安裝聯(lián)軸器處軸的最

23、小直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設計課程設計，選用GB5014-2003中的LX5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150N。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L107,J型軸孔,B型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為LX5 J70*107 GB5014-2003,相應地,軸段的直徑,軸段7的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段2左端需制處一軸肩，軸肩高度,故取2段的直徑,由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系確定（采用氈圈密封）。（2）初選深溝球軸承深溝球軸承

24、6316 GB/T276參數(shù)如下： 故，由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定， , ( 3 )軸段2上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取.齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪左端用肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應根據(jù)6313深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 )過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，有軸間關系取取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,5 。鍵連接。聯(lián)軸器：選平頭平鍵 GB/T1096鍵B b=20mm，h=1

25、2mm，L=90mm齒輪：選圓頭平鍵 GB/T1096鍵 b=25mm，h=14mm，L=125mm 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理選用GB/T5014-2003型彈性柱銷聯(lián)軸器LX5 40*84，B型鍵軸的尺寸（）：軸承選用:深溝球軸承6316 GB/T276高速齒輪鍵連接：GB/T1096B低速齒輪鍵連接：GB/T1096鍵低速軸及其鍵、軸承裝置校核低速軸及其鍵、軸承裝置校核低速軸及其鍵、軸承裝置校核6.軸的受力分析取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，88.5mm1) 計算支承反力在水平面上 在垂直面上 總支承反力 2) 畫彎矩圖 故 3) 畫轉(zhuǎn)矩圖 4 ) 畫軸的受力簡圖7.校核軸的強度

26、C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，故取 =0.6,軸的計算應力前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。8.校核鍵連接強度聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠9.校核軸承壽命預期壽命： ,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,L,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,L故軸上的兩個軸承滿足要求軸校核滿足要求鍵校核滿足要求軸承校核滿足要求高速軸、鍵、軸承

27、校核安全九.潤滑與密封目的過程分析結(jié)論潤滑與密封1潤滑方式的選擇因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。由前面?zhèn)鲃蛹O計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇А?密封方式的選擇軸承端蓋于軸間的密封：（1）軸伸出端的密封 由于傳動件的圓周速度小于3m/s, 選擇密封形式為粗羊毛氈封油圈密封。（2）箱體結(jié)合面的密封 為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封的可靠性，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于6.3

28、。機蓋與機座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 （3）軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油N200號潤滑，軸承選用ZGN2潤滑脂十.減速器附件設計目的過程分析結(jié)論減速器附件設計減速器附件設計1.觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。2.油面指示裝置設計

29、油面指示裝置采用油標指示。3.通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。4. 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。5. 起吊環(huán)、吊耳的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。6.起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。7.定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐