蚌埠學院機械設計課程設計說明書最新版

1、課 程 設 計 課程名稱機械設計基礎題目名稱一級直齒圓柱齒輪減速器專業(yè)班級*學生姓名*學 號*指導教師何老師 張老師二一四年一月三日目 錄課程設計任務書.3一、傳動方案擬定.6二、電動機的選擇.7三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.8四、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù).8五、V帶的設計.10六、齒輪傳動的設計.11七、傳動軸的設計.14八、滾動軸承的設計.22九、聯(lián)軸器的設計.23十、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.23十一、潤滑和密封的設計.24十二、箱體的設計.24設計小結.26參考文獻.27機械設計基礎課程設計任務書一、設計題目： 帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器試按下列的運動

2、簡圖、工作條件和原始數(shù)據(jù)，設計一帶式輸送機的傳動裝置。1、運動簡圖1、電動機； 2、三角帶動；3、減速器；4、聯(lián)軸器； 5、傳動滾筒； 6、運輸平皮帶2、工作條件 輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為5%。3、原始數(shù)據(jù)已知條件題號12345678輸送帶拉力F N8008509009501150900800950輸送帶速度v m/s1.51.61.71.51.62.522滾筒直徑D mm250260270240260400350400二、課程設計的目的本課程設計運用所學的制圖、機械制造基礎、機械設計基礎的

3、知識進行一次較全面的設計能力的訓練，其基本目的是：1、培養(yǎng)學生利用所學知識，解決工程實際問題的能力。2、培養(yǎng)學生掌握一般機械傳動裝置、機械零件的設計方法及設計步驟。3、達到對學生進行基本技能的訓練，例如：計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、標準、圖冊和規(guī)范等）的能力。三、要求 要求每位學生在設計過程中，充分發(fā)揮自己的獨立工作能力及創(chuàng)造能力，對每個問題都應進行分析、比較，并提出自己的見解，反對盲從，杜絕抄襲。在設計過程中必須做到：（1）隨時復習教科書、聽課筆記及習題；（2）做好準備工作，充分發(fā)揮自己的主觀能動性和創(chuàng)造性，及時查閱相關資料；（3）認真計算和制圖，保證計算正確和圖紙質量；（4）按預

4、定計劃循序完成任務。四、設計內(nèi)容1、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算；2、V帶的傳動設計；3、齒輪傳動的設計；4、軸的設計；5、滾動軸承的選擇（低速軸）；6、鍵的選擇計算（低速軸）；7、聯(lián)軸器的選擇；8、潤滑油及潤滑方式的選擇；9、繪制零件的工作圖和裝配圖（用AutoCAD繪制）（1）繪制零件的工作圖大小齒輪的零件圖 高速軸的零件圖注：零件的工作圖包括：(1)尺寸的標注；(2)公差；(3)精度；(4)技術要求（2）減速器的裝配圖（高速軸可以畫成齒輪軸） 裝配圖包括：（1）尺寸標注（2）技術要求及特性（3）零件編號 (4)編寫零件明細表、標題欄。10、編寫設計說明書（1） 目錄；（2） 設計題目：原

5、始數(shù)據(jù)及工作條件，傳動裝置簡圖；（3） 設計計算：要有詳細的設計步驟及演算過程；（4） 對設計后的評價；（5） 參考文獻資料。五、設計工作要求（1）、設計說明書1份 （2）、減速器裝配圖1張（3）、減速器零件圖3張六、進度安排按教學計劃規(guī)定，機械設計基礎課程設計總學時數(shù)為2周，設計進度及時間大致分配如下：序號 設計內(nèi)容 天數(shù)（約占比例） 1 設計準備 0.5 2 傳動裝置的總體設計 13 各級傳動的主體設計 24 減速器裝配圖的繪制 4 5 零件工作圖繪制 1 6 編寫課程設計說明書 1.5 一、傳動方案擬定設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器、工作條件：輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷

6、變化不大，空載起動，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為5%。、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=90 N；帶速V=2.5 m/s；滾筒直徑D=400 m；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 運動簡圖（圖1-1） 圖1-1 運動簡圖1、電動機； 3、減速器； 5、傳動滾筒；2、三角帶動； 4、聯(lián)軸器； 6、運輸平皮帶； 二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，

7、工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：dw/a KW 由式(2)：wV/1000 KW 因此d =FV/1000a KW 由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=225式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。由表9.11取=0.96，20.98，3=0.97 4=0.99，5=0.96 則： 總=0.960.9820.970.990.96=0.85所以：電機所需的工作功率： Pd = FV/1000總 =(9002.5)/(10000.85) =2.7 KW 3

8、、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒601000V/（D） =(6010002.5)/（400） =119.4r/min根據(jù)表2.12推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍1=3。取帶傳動比1= 。則總傳動比理論范圍為：a。故電動機轉速的可選范為 N =I an卷筒 =(1624)119.4 =716.42865.6 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉速，由表14.12查出三種適用的電動機型號見表2-1：表2-1 電動機型號方案電 動機 型號額定功率電動機轉速(r/min)電動機重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載

9、轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合此選定電動機型號為Y132M2-6，三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia = nm/n= nm/n卷筒=960/119.4=8總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=

10、i0i （式中i0、i分別為帶傳動比和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)表2.12，取i0=2.8（普通V帶 i=24）因為：iai0i所以：iia/i08/2.82.86四、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 KWT，T，.為各軸的輸入轉矩 Nmn,n,.為各軸的輸入轉數(shù) r/min1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 r/min軸：n= n/ i1 =342.86

11、/2.86=120 r/min 卷筒軸：n= n（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd01 =Pd1=2.70.96=2.59（KW）軸： P= P12= P23 =2.590.980.97 =2.46 KW卷筒軸： P= P23= P24 =2.460.980.99=2.39 KW計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550Pd/nm=95502.7/960=26.86 Nm軸： T= Tdi001= Tdi01=26.862.80.96=72.20 Nm 軸： T= Ti112= Ti124 =72.202.860.980.99=200.34 Nm卷筒軸輸入軸轉矩：T = T24

12、 =200.340.980.99 =194.37 Nm計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=2.590.98=2.54 KWP= P軸承=2.460.98=2.41 KW計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=72.200.98=70.76 NmT= T軸承 =200.340.98=196.33 Nm五、V帶的設計（1）選擇普通V帶型號由Pca=KAP=1.32.7=3.51 KW查圖8-111知可選V帶帶型為A型（2）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=id1 =2.8100

13、=280mm由表8-91取d2=280mm帶速驗算： V =n1d1/（100060）=960100/（100060） =5.024 m/s 介于530m/s范圍內(nèi)，故合適 （3）確定基準長度和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則基準長度為 L0 =2a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+280）/2+（280-100）2/(4500) =1613.1 mm 由表8-21選用基準長度Ld=1640 mm實際中心距： a=a0+(L

14、d-L0)/2=500+(1640-1613.1)/2=513.45 mm（4）驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(280-100)57.3/513.45=159.9120 合適（5）確定帶的根數(shù) Z=Pca/（(P0+P0)KLK） =3.51/（0.95+0.11）0.990.95） = 3.52 故要取4根A型V帶（6）計算軸上-的壓力 由式8-271的初拉力公式有 F0=500Pca（2.5-K）/zKv+qv2 =5003.51（2.5-0.95）/（40.955.02）+0.1055.022 =145.25 N 由課本8-311得作用在軸上的壓

15、力 Fp =2zF0sin(/2) =24145.25sin(155.01/2)=1142.54 N六、齒輪傳動的設計：(1)選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)初選主要參數(shù) Z1=25，u=3.4 Z2=Z1u=253.4=85（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 1)確定各參數(shù)值載荷系數(shù) 取K=1.2小齒輪名義轉矩T1=9.55106P/n1=9.551062.59/342.86 =7.2104 Nmm 齒寬系數(shù)

16、材料彈性影響系數(shù) 區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)t =1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 Z=由圖10-25d1查得小齒輪和大齒輪的齒面接觸疲勞強度極限為 計算應力循環(huán)次數(shù)=，由圖10-231取接觸疲勞壽命系數(shù), 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式可得 取兩式計算中的較小值，即H=520.8Mpa2）計算 = =55.97 mm計算圓周速度=2.81m/s 計算齒寬bb=1計算縱向重合度3）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù),根據(jù)V=2.81m/s,8級精度。由圖10-81查得動載荷系數(shù)2由表10-41查得由圖10-131查得由表10-31查得,故載荷系數(shù)

17、K=4）按實際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑，計算模數(shù) 取標準模數(shù)值 m=3（4） 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 小輪分度圓直徑d1=mZ=325=75mm 齒輪嚙合寬度b=d1 =1.075=75mm由圖10-231取接觸疲勞壽命系數(shù), 復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95 重合度系數(shù)Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938由圖10-25d1查得小齒輪和大齒輪的齒根接觸疲勞強度極限為 Flim1=245MPa Flim2=220Mpa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 取較大值代入公式進行計算 則有=28.3F2故滿足齒

18、根彎曲疲勞強度要求(5)幾何尺寸計算1)計算中心距2)主要幾何尺寸 取，則取七、傳動軸的設計軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1:P1 =2.59KW n1 =342.86 r/min T1 = 72.20 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 55.97mm 則:Ft = = 272.201000/55.97 = 2580N Fr = Fttanat = 2580 tan 200 =939 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)參表15-33，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 21.98

19、mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 22.87 mm。帶輪的寬度：B = (4-1)e+2f = (3-1)18+28 = 34 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 32 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 26 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選

20、用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:dDT = 306216 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 68 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（圖7-1a）: 根據(jù)6208溝球軸承查表12-

21、13得T = 16 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (34/2+35+16/2)mm = 60 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（圖7-1b）：FNH1 = = 548.4NFNH2 = = 531 N垂直面支反力（圖7-1d）：FNV1 = = -724.9NFNV2 = = 494.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 548.461 Nmm = 33452 Nmm截面A

22、處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 623.760 Nmm = 37422 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -724.961 Nmm = -44218.9 NmmMV2 = FNV2L3 = 494.763 Nmm =31166.1 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖7-1c）和垂直面彎矩圖（圖7-1e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 65911 NmmM2 = = 67337 Nmm作合成彎矩圖（圖7-1f）。4）作轉矩圖（圖7-1g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較

23、大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式14-41，取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 3 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖(圖7-1)I圖7-1 軸I的彎扭受力圖II軸的設計1 求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：P2 =2.46 KW n2 = 120 r/min T2 =200.34 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 280 mm則:Ft = = 2200.341000/280 = 1431NFr = Fttanat = 1431 tan 2

24、00 = 520.8N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)表15-31，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 30.65mm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 45 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端II

25、I-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d67 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6210型深溝球子軸承，其尺寸為：dDT = 50mm90mm20mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 61 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0758 = 4.06 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.44.

26、06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（圖7-2a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查12-13得T= 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (63/2-2+43.5+61-20/2)mm = 124 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (63/2+6+37.5-20/2)mm = 65 mm2）計算軸的支

27、反力：水平面支反力（圖7-2b）：FNH1 = = 1180.8*65/(124+65) = 406.1 NFNH2 = = 1180.8*124/(124+65) = 774.7 N垂直面支反力（圖7-2d）：FNV1 = = 210.8 NFNV2 = = 402.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 406.1124 Nmm = 50356.4 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 210.8124 Nmm = 26139 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖7-2c）和垂直面彎矩圖（圖7-2e）。截面C處的合成彎矩：M = = 76

28、430 Nmm作合成彎矩圖（圖7-2f）。4）作轉矩圖（圖7-2g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式14-41， 取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.6 MPas-1 = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖（圖7-2）圖7-2 軸II的彎扭受力圖八、滾動軸承的設計根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=1030082=48000小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載

29、荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=900N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查表13-51，選擇6208軸承 Cr=29.5KN由式13-51有預期壽命足夠故此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查表13-51，選擇6211軸承 Cr=43.2KN由式13-51有預期壽命足夠故此軸承合格九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)

30、。 （2）載荷計算計算轉矩 Tca = KAT2 = 1.2200.34= 240.4 Nm，其中KA為工況系數(shù)，查表14-11，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2（3）型號選擇根據(jù)Tca，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 50142003，選用LT6型彈性柱銷聯(lián)，其許用轉矩T=250Nm, 許用最大轉速n=3800r/m ,軸頸為3242之間，故符合要求十、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm28mm，接觸長度:l = 28-6 = 22 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hldsF = 0

31、.2562221120/1000 = 83.2 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 16mm10mm50mm，接觸長度: l = 50-16 = mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hldsF = 0.25103458120/1000 = 591.6 NmTT2，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm70mm，接觸長度:l = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/10

32、00 = 556.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。十一、密封和潤滑的設計1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需

33、油量V0=0.350.7m3。(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。十二、箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，

34、使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下:代號 名稱 計算與說明 結果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d =