設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

一、 設計任務書 （一）、題目：設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器 . （二）、原始數(shù)據(jù)： 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 T:800N.m 運輸帶工作速度 V:1.20m/s 卷 筒直徑 D:360mm （三）、 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動， 使用期限為 10 年 , 小批量生產(chǎn)，單 班 制工作，運輸帶速度允許誤差為 5%. 二、 傳動方案的分析與擬定 （ 1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉(zhuǎn)速），且綜合考慮其在結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對 本次設計采用展開式二級圓柱齒輪減速器 . 。該設計更能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。傳動方案簡圖如下所示 對傳動簡圖中各標號零件的說明： 1 電動機 2-聯(lián)軸器 3 二級圓柱齒輪減速器 4 運輸帶 5-帶筒 三、 電動機的選擇計算 （一）、選擇電動機的類型和結構形式： 根據(jù)工作要求采用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機， 電壓 380V。 （二）、選擇電動機的容量： 按照機械設計課程設計（后文簡稱機）中 式（ 2-1）， 電動機所需工作功率為： Pd = Pw/ 按照機中式（ 2-2） 計算結果 計 算 結 果 工作機所需功率為： Pw =（ T *nw） / 9550=Fv/1000 單位： kw Pw =800*63.66/9550=5.33Kw 傳動裝置的總效率為： =0.825 所需電動機效率為： Pd =5.33/0.825=6.46Kw 因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率 Ped 選略大于 Pd 即可。 由表 16-1Y 系 列電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率 Ped 為 7.5kw。 （三）、確定電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速 Nw=（ 60*1000V） /（ D） =63.66r/min V 帶傳動比 i=2-4 二級圓柱齒輪 減速器為 i2 =8-40.則總傳動比的范圍為 I =16-160, 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd =I *nw=(16 160)*63.66=1018.56 10185.6r/min. 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min、 1500r/min, 3000r/min 三種。 方案對比： 如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和價格以及 總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結構緊湊，選用方案 1 效果較 好；如考慮電動機重量和價格，則應選用方案 2。現(xiàn)選用方案 2。選 定電動機的型號為 Y132M-4 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比： 四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 （一）、 傳動裝置總傳動比的確定和分配 1、傳動裝置總傳動比 ia = nm / nw = 1440 / 63.66= 22.62 其中， nm 為選定的電動機的滿載轉(zhuǎn)速 2、分配傳動裝置各級傳動比 減速器的傳動比 i 為 i = ia/i0=22.62/3=7.54 取兩級圓錐 -圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 i = （ 1.4i） 0.5=(1.4*7.54） 0.5=3.25 則低速級的傳動比 i = i / i = 7.54/3.25=2.32 (二 )、傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算 1、 0 軸（電機軸）： P = Pd =6.46kw 方案 電 動 機 型 號 額 定 功 率 Ped / KW 電 機 轉(zhuǎn) 速 n/(r/min) 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 3 Y160M-6 7.5 1000 970 =0.825 Pd=6.46kw nw=63.66 r/min Y132M-4 ia=22.62 i1=3.25 Y112M-6 P=6.46kw n=1440r/min n = nm = 1440 r / min T = 9550 P / n = 9550*6.46/1440=42.84N.M 2、 1 軸（高速軸） P1 = P0 * 01 = P0 * =6.46*0.96=6.20kw N1 = n0/i12=480r/min T1 = 9550 P1/ n1=9550 6.20/480=123.35N.M 3、 2 軸 （ 中間軸 ） P2 = P1 * 12= P1* 2* =6.20*0.97*0.99=5.95kw N2 = n1 / i12 =480/3.25=147.69r/min T2= 9550 P2/ n2 = 9550*5.95/147.69=384.74N.M 4、 3 軸 （ 低速軸 ） P = P = P 2 * 3=5.95*0.99*0.97=5.71kw n = n / i = 147.69/2.32=63.66r/min T=9550P / n = 9550*5.71/63.66=856.59N.M 5、 4 軸 （ 滾筒軸 ） P = P * = P * * 4=5.71*0.99*0.99=5.60kw T= 9550 P / n= 9550*5.60/63.66=840.09N.M 6、說明： 1 3 軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩，分別為各軸的輸入功率或輸入轉(zhuǎn)矩乘 軸承效率 0.99 7、將運動和動力參數(shù)的計算結果加以總結，列出表格如下所示 各軸運動和動力參數(shù) 軸 名 功 率 P / KW 轉(zhuǎn) 矩 T/（ N m） 轉(zhuǎn) 速 n/(r/min) 傳動比 i 效率 輸 入 輸 出 輸 入 輸 出 電機軸 6.46 42.84 1440 3 3.25 2.32 1 0 96 0 96 0 96 0. 98 1 軸 6.20 6.14 123.35 122.17 480 2 軸 5.95 5.89 384.74 380.89 147.69 3 軸 5.71 5.65 856.59 848.02 63.66 滾筒軸 5.60 5.54 840.09 831.69 63.66 五、傳動零件的設計計算 -減速箱內(nèi)傳動零件設計 （一）、圓柱齒輪傳動： 1、選擇材料，確定許用應力 由機表 9-4 得， 小齒輪用 40cr 表面淬火 ，硬度為 52 56HRC，取為 55； 大齒輪用 45 鋼表面淬火 ，硬度為 43 48HRC，取為 45。 小齒輪許用接觸應力 1= 500+11*55=1105MPa T=42.84N.M P1=6.20kw N1=480r/min T1=123.35N.M P2=5.95kw n2=147.69 r/min T2=384.74N.M P3=5.71kw n3=63.66 r/min T=856.59 N.M p4=5.60kw n4=63.66 T=840.09 N.M 1= 1105MPa 計 算 結 果 大齒輪許用接觸應力 2= 500+11*45= 995MPa 小齒輪許用彎曲應力 f1 =160+2.5*55 = 297.5MPa 大齒輪許用彎曲應力 f2 = 160+2.5*45= 272.5MPa 2、齒面接觸疲勞強度設計： (1)、選擇齒數(shù)： 通常 Z1 =20 40,取 Z1 =22 Z3 =24 Z2=iZ1=3.25*22=73 Z4=iZ3=2.32*24=57 (2)、小齒輪傳遞的 T1: T1=9.55*106P1/n1=123350N.MM T3=9.55*106P2/n2=384740N.MM (3)、選擇齒寬系數(shù) ：由于齒輪為非對稱分布，且為硬 齒面， 所以取 d =0.5 (4)、確定載荷系數(shù) K： K=1.3 1.6，由于齒輪為非對稱布置， 所以取 K=1.5 (5)、 計算法面膜數(shù) ： 一般 1=8-20取 1=12 cos 1=0.978 當量齒數(shù) Zv1=24,Zv2=78 齒型系數(shù)由 1表 9-7 查的 YF1=2.67 YF2=2.27 取 YF1 Mn13211c o s6.1 zYKTdFdFI =2.33 取 Mn1=2.5 一般 2=8-20取 2=12 cos 2=0.978 當量齒數(shù) Zv3=26,Zv4=61 齒型系數(shù)由 1表 9-7 查的 YF3=2.60 YF4=2.28 取 YF3 Mn21231 . 6 c o sIFdFK T Yz=3.08 取 Mn2=3.5 (6) 、 齒輪幾何尺寸的計算 確定中心距 1 2 11 1 1 1 5 . 0 32 c o sZ Z M na 取 a1 =115mm 3 4 222 1452 c o sZ Z M na 2= 995MPa f1 = 297.5MPa f2= 272.5MPa Z1=22 Z3=24 Z2=73 Z4=57 Mn1=2.5 Mn2=3.5 a1 =115mm a2 =145mm 計 算 結 果 計算角 1=arcos 1 2 112Z Z M na =11.96 cos 1 =0.978 2=arcos 3 4 222Z Z M na =12.13 cos 1 =0.978 分度圓 111 1 5 3 . 6 8 0c o sZ M nd m m 212 1 1 8 3 . 9 3 7c o sZ M nd m m 3232 8 5 . 8 9 0c o sZ M nd m m 424 2 2 0 3 . 9 8 8c o sZ M nd m m 齒頂圓直徑 111 2 5 3 . 6 8 0 2 2 . 5 5 8 . 6 8 0nad d m m m 122 2 1 7 8 . 9 3 7 2 2 . 5 1 8 3 . 9 3 7nad d m m m 3 3 22 8 5 . 8 9 0 2 3 . 5 9 2 . 8 9 0and d m m m 424 2 2 0 3 . 9 8 8 2 3 . 5 2 1 0 . 9 8 8and d m m m 齒根圓直徑 111 2 . 5 5 3 . 6 8 0 2 . 5 2 . 5 4 7 . 4 3 0nfd d m m m 212 2 . 5 1 7 6 . 3 8 0 2 . 5 2 . 5 1 7 2 . 6 8 7nfd d m m m 233 2 . 5 8 5 . 8 9 0 2 . 5 3 . 5 7 7 . 1 4 0nfd d m m m 424 2 . 5 2 0 3 . 9 8 8 2 . 5 3 . 5 1 9 5 . 2 3 8nfd d m m m 齒寬 2 d 1b d 0 . 5 5 3 . 6 8 0 2 6 . 8 4 0 m m 取 30mm mm355305bb 21 4 d 3b d 0 . 5 8 5 . 8 9 0 4 2 . 9 4 5 m m 取 45mm 34b b 5 4 5 5 5 0 m m 齒面接觸疲勞強度校核 1=11.96 2=12.13 1d 53.680mm 2d 183.937mm 3d 85.890mm 4d 2 0 3 .9 8 8mm b2=30mm b1=35mm b4=45mm b3=50mm 111111610HHK T ib i d d 滿足強度要求 1222221610HHK T ib d d i 滿足強度要求 233331610HHK T ib i d d 滿足強度要求 244441610HHK T ib i d d 滿足強度要求 驗證速度誤差 smndv /66.0100060 7.14890.8414.3100060 23 由表 9-5 取 10 級精度 smDnv /249.1100060 48.6437014.3100060 4 %5%8.0%10025.1 249.125.1 v 齒輪設計滿足工作要求 (二 ) 高速級普通 V 帶傳動的設計計算 (1)確定設計功率cP 由 1表 8-5 查， 1.1AK ，已知 P=Pd=7.5kW 根據(jù) 1式（ 8-15）設計功率為： 1 . 1 7 . 5 8 . 2 5cAP K P k W (2)選定帶型 根據(jù)圖 8-9a 確定為 A 型 V 帶 (3)小帶輪和大帶輪基準直徑 取小帶輪基準直徑1 112dd mm， 則大帶輪基準直徑2 3 1 1 2 3 3 6dd m m 取2 355dd mm (4)驗算帶速 根據(jù) 1式（ 8-17），帶速 v 為1 0 8 . 4 4 /6 0 1 0 0 0ddnv m s 帶速太高則離心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力下降；帶速太低，在傳遞相同功率 Pc=8.25kw da1=112mm da2=335mm v=8.44m/s a0=550mm 時，則要求有效拉力 Fe 過大，所需帶的根數(shù)較多，載荷分布不均勻，則一般帶速在 5-25m/s 范圍內(nèi)，符合要求。 5)初定中心距 中心距過大，則結構尺寸大，易引起帶的顫動；中心距過小，在單位時間內(nèi)帶的繞轉(zhuǎn)次數(shù)會增加，導致帶的疲勞壽命或傳動能力降低。中心距 a 直接關系到傳動尺寸和帶在單位時間內(nèi)的繞轉(zhuǎn)次數(shù)。 根據(jù) 1式（ 7-13），中心距 0a 為： 2121 27.0 0 dddd ddadd 03 2 6 .9 9 3 4a 取0 550a mm (6)初算帶基準長度 根據(jù) 1式（ 7-14），帶的基準長度 0dL 為 0200 422 1221 addddaL ddddd = 23 5 5 1 1 22 5 5 0 1 1 2 3 5 5 1 8 6 0 . 4 0 22 4 5 5 0 mm 由 1表 8-2 選取標準基準長度d0L 1 8 0 0 m m (7)實際中心距 由 1式（ 7-15），實際中心距 a 為 d d 00 L - L 1 8 0 0 - 1 8 6 0 . 4 0 2a 5 5 0 5 1 9 . 7 9 9 m m22a 考慮到安裝，調(diào)整和補償張緊的需要，實際中心距允許有一定變動。取 a=520mm (8)驗算小帶輪包角 由 1式（ 7-17），小帶輪包角 1 為 211 3 5 5 1 1 21 8 0 5 7 . 3 1 8 0 5 7 . 3 1 5 3 . 2 3 1 2 0550dddd a 故小帶輪包角 1201 ，符合要求 (9)V 帶根數(shù) 由 1式（ 8-22） V 帶根數(shù) Z 為： Ld KKPP PZ00 取0 1 .6 2P KW 0 0 .1 7P K W 0.93K 1.01LK 所以 4.907Z 根 取 Z=5 根。 Ldo=1800mm a=520 Z=5 (10)單根 V 帶張緊力 初拉力 Fo 過小，傳動 能力小，易出現(xiàn)打滑；初拉力 Fo 過大，則帶的壽命低，對軸及軸承的壓力大，一般認為，既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶壽命的單根 V 帶的初拉力 由 1式（ 8-24），單根 V 帶的張緊力 0F 為： 205.25 0 0 qvPZvKKFC 由 1表 8-1 查得 mkgq /10.0 計 算 結 果 故0F 213.394N (11)作用在軸上的壓力 由 1式（ 8-25），帶作用在 V 帶上的壓力 QF 為： 10 1 5 3 . 2 32 s i n 2 2 1 3 . 3 9 4 5 s i n 2 0 7 622QF F Z N 六 、軸的計算 (一 )、初步計算軸的最小直徑 A、高速軸設計 1. 選擇軸的材料： 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理 2. 軸徑的初步計算： 確定 A 值： 45 號鋼， A=103 126 因為為減速器的高速軸，所以 A 取較大值 A=120 初步計算直徑： d A P / n = 120 6.20/ 480 =28.16mm 取 d=35mm B、中間軸設計 1. 選擇軸的材料： 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理 2. 軸徑的初步計算： 確定 A 值： 45 號鋼， A=103 126 因為為減速器的中間軸，所以 A 取中間值 A=105 初步計算直徑： d A P2 / n2 = 105 5.95 / 147.69= 36.00mm 考慮鍵槽 (兩個 )對軸強度削弱的影響，應將直徑加大 7% 取 d2 =50 mm C、 低速軸設計 1. 選擇軸的材料： 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理 2. 軸徑的初步計算： 確定 A 值： 45 號鋼， A=103 126 因為為減速器的低速軸，所以 A 取較小值 A=105 初步計算直徑： d A P / n = 105 5.71/ 63.66 = 47.01mm 考慮鍵槽對軸強度削弱的影響，應將直徑加大 3% 取 d2 =60 mm （二）、 選擇滾動軸承及聯(lián)軸器 角接觸球軸承 因為是斜齒齒輪傳動，所以角接觸球接觸軸承。 初步選定三軸軸承分別為 7208C、 7210C、 7212C 0F 213.394N NFQ 2076 D1=35mm D2=50mm D3=60mm 選用軸承 7208C、 7210C、 7212C 聯(lián)軸器 a、選聯(lián)軸器類型 運輸機的安裝精度一般不高，易用撓性聯(lián)軸器，輸出端轉(zhuǎn)速低，動載荷小，轉(zhuǎn)矩較大，選用結構簡單、制造容易、具有微量補償兩軸線偏移和緩沖吸振能力彈性柱銷聯(lián)軸器。 b、輸出軸端 聯(lián)軸器的選擇計算 i)計算轉(zhuǎn)矩cT T=848.02N m 由 1表 13-1 查取工況系數(shù) K=1.5 mNKTTc 03.127202.8485.1 c、選擇型號 由 2P141 查得 HL2 型 型號 公稱直徑 Nm 許用轉(zhuǎn)速 r/min 軸孔直徑 mm 軸孔長度 mm HL2 315 5600 30 62 （三）、輸出軸的校核計算 （ 1） 畫出軸的結構簡圖，確定軸上的作用力 主動輪上的轉(zhuǎn)矩為 T=856.59N m 作用在齒輪上的圓周力 tF ,徑向力 rF ,軸向力 aF 分別為 kNdTFt 40.8988.203100059.8562243 kNaFFntr 34.3co s/ta n kNFFta 84.2314.036.9t a n （ 2）作水平面內(nèi)的彎矩圖 支承反力： kNFR tHA 98.55.945.525.94 kNRFR HAtHB 42.298.540.8 截面 C處的彎矩： mNRM HAHC 05.3165.52 （ 3）作垂直面內(nèi)的彎矩圖 支承反力： NkNldFFR arVA 7.158)5.945.52(2 97.19484.2234.3(22 4 NkNldFFR arVB 7.3832)5.945.52(2 97.19484.2234.3(22 4 截面的彎矩： 左側(cè) m8 . 4 5 N105 2 . 5- 1 5 8 . 75 2 . 5R -3VA 左VCM 右側(cè) mNRMVBVC 9.343105.947.38325.94 3右 （ 4）作合成彎矩 M 圖 截面 C左側(cè)的合成彎矩： mMMMVCHCC N17.30945.83 1 6 . 0 5 22221 左 截面 C右側(cè)的合成彎矩： mMMM VCHCC N7.4549.3433 1 6 . 0 5 22222 右 （ 5）作轉(zhuǎn)矩 T圖 T=899.77N m （ 6）作當量彎矩 Me 圖 , 因單向傳動，轉(zhuǎn)矩可認為按脈動循環(huán)變化，所以應力校正系數(shù)取 6.0 危險截面 C 處的當量彎矩 mNTMM CEC79.703)77.8996.0(7.454)(22222 （ 7） 校核危險截面軸徑 mmMdbEC 45.44751.0 100079.7031.0 331 在結構設計草圖中，此處軸徑為 65mm，故強度足夠。 （四）、軸承 的校核 低速軸 1、滾動軸承的選擇 7212C 型 ， 軸承采用正裝 2、驗算滾動軸承壽命 （ 1）確定 Cr 由表 11-4 查得 7212C 型軸承 基本額定動載荷 kNC r 0.61 基本額定靜載荷 kNC r 5.480 （ 2）計算 raCF0 值，并確定 e 值 kNFa 84.2 Mec=703.79N m kNC r 0.61 kNC r 5.480 kNFa 84.2 059.05.48. 84.20raCF 由表 12-12 查得 raCF0 0.058 0.087 e 0.43 0.46 用線性插值法確定 e 值 e 0.432， 24.1Y （ 3）計算內(nèi)部軸向力 SF 已知 ： kNRHA 98.5， kNRHB 42.2 NRVA 7.158 ， NRVB 7.3832 則 NRRFHAVAr 2.59935980)7.158( 22221 NRRF HBVBr 8.50207.38322420 22222 NYFF rS 8.232424.12 2.59932 11 NYFF rS 3.2 0 4 324.12 8.5 0 2 02 22 （ 4）計算軸承所受的軸向載荷 因為12 )3.20432840( SSa FFF 此時整個軸有向左移 動的趨勢，所以軸承 1 被“壓緊”，而軸承 2 被“放松” NNFFF Saa 3.4883)3.20432840(21 NFF Sa 3.204322 （ 5）計算當量動載荷 Pr 軸承 1： eFFra 815.02.5993 3.488311 查表 12-12 得： 22.1,44.0 11 YX NFYFX ar26.86393.488322.12.599344.0Pr 11111 軸承 2： eFFra 423.08.5020 3.204322 查表 12-12 得： 22.1,44.0 22 YX NFYFX ar8.46433.204322.18.502044.0Pr 22222 e 0.432， 24.1Y NFr 2.59931 NFr 8.50302 NFS 8.23241 NFS 3.20432 12 PrPr ，軸承 1 危險 （ 6）驗算軸承壽命 因為軸承 1 比軸承 2 危險 ,所以在此只校核軸承 1,若其壽命滿足工作要求 ,則低速軸所選軸承合適 . 1）選擇溫度系數(shù) tf ，載荷系數(shù) pf ，壽命指數(shù) 認為軸承的工作溫度 t 120 , 所以 0.1tf 工作時有輕微沖擊，取 0.1pf 對于球軸承， 3 2）預期壽命 hL 單班制工作，使用期限為 10 年， hLh 25000 3）計算軸承 1 壽命 hpth LPfCfnL 3 0 4 8 2)22.863914 2 8 0 01(66.631 6 6 6 7)(1 6 6 6 7 3 所以所選軸承滿足 壽命要求。 七 、 鍵連接的強度校核 （ 一 ）中間軸 從動輪段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（ A 型） 根據(jù) mmd 50 及該軸段長度，取鍵長 mmL 40 2、校核強度 鍵的材料為 45Cr、軸的材料是 20Cr，且輕微振動 由表 7-5 查得許用應力取 MPap 120 mNT 7.411 mmthk 4610 mmbLl 261440 34.15826450 1 0 0 07.41122 pp MPadkl T 故采用雙鍵，按 180 布置，按 1.5 個鍵計算 56.1055.1/ ppp MPa 強度符合要求。 （三）低速軸 齒輪段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（ A 型） 根據(jù) mmd 60 及該軸段長度，取鍵長 mmL 55 2、校核強度 鍵的材料為 45Cr、軸的 材料是 20Cr，且輕微振動 由表 7-5 查得許用應力取 MPap 120 mNT 3.912 mmthk 5611 mmbLl 371855 16437560 1 0 0 03.91222 pp MPadkl T 故采用雙鍵，按 180 布置，按 1.5 個鍵計算 3.1095.1/ ppp MPa 強度符合要求。 （四）低速軸 聯(lián)軸器段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（ A 型） 根據(jù) mmd 40 及該軸段長度，取鍵長 mmL 105 2、校核強度 鍵的材料為 45Cr、軸的材料是 20Cr，且輕微振動 由表 7-5 查得許用應力取 MPap 120 mNT 3.912 mmthk 448 mmbLl 9312105 9.1 1 793440 1 0 0 03.9 1 222 pp M P ad k lT 強度符合 要求。 八 、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 （一）齒輪的潤滑 1、潤滑方式 閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。 v 12m/s，采用浸油潤滑 2、浸油深度 對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不超過 10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的 1/3， 即 1/3 194.97 = 65.0 mm 3、油池深度 大齒輪頂圓距油池底面距離 h30 50mm，避免齒輪旋轉(zhuǎn)激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。 4、油量 二級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為： L=2 （ 0.350.7）升 =（ 0.71.4）升 （二）軸承的潤滑方法及浸油密封 1、潤滑方式 高速級： 92,148040 nd 查表 12-15，采用脂潤滑 中間級： 66.069.1 4 745 nd 查表 12-15，采用脂潤滑 低速級： 35.066.6355 nd 查表 12-15，采用脂潤滑 2、密封類型：采用擋油環(huán) （三）軸外伸處的密封設計 1、類型：采用氈圈油封，適用于脂潤滑及轉(zhuǎn)速不高的稀油潤滑。 2、型號 ：低速軸：氈圈 45JB/ZQ4606-86 高速軸：氈圈 30JB/ZQ4606-86 （四）箱體 為保證密封，箱體剖分面處的聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接螺栓的間距亦不應過大，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。但這種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面間涂密封膠。 （五）通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利，因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設 置通氣器，使箱體內(nèi)的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內(nèi)外壓力相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。選擇材料為 Q235 的 M18 1.5 通氣器，這種通氣器結構簡單適用于比較清潔的場合。 （六）放油孔螺塞與油面指示器 為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞基封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用皮封油圈，材料為工業(yè)用革。螺塞直徑約為箱體壁厚的 2-3 倍，選用 18mm。設計放油螺塞在箱體底面的最低處，并將箱體的內(nèi)底面設計向成孔方向傾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。 選擇螺塞 M18 1.5JB/ZQ4450-86。 箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持向內(nèi)正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉(zhuǎn)時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油標內(nèi)桿與箱體內(nèi)壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內(nèi)的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。選擇桿式油標 M12。 九 、箱體設計 （一）結構設計及其工藝性 采用鑄造的方法制造，應 考慮到加工時應注意的問題，例如壁厚應 均勻，過度平緩，外形簡單，考慮到金屬的流動性，避免縮孔、氣孔的出現(xiàn)，壁厚要求 8，鑄造圓角要求 mmr 5 ，還要考慮到箱體沿起模方向應有 1： 20 的起模斜度，以便方便起模。要保證箱體有足夠的剛度，同時要保證質(zhì)量不會過大，因為初始設計時此減速器各個零件都較大，綜合考慮壁厚取 10mm，并在軸承座附近加支撐肋，選用外肋結構。另外，為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應盡量靠近，但不得不與軸承端 蓋聯(lián)接螺釘?shù)穆葆斂赘缮?，為此軸承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。凸臺高度取 40mm。箱蓋、箱座的聯(lián)接凸緣及箱座底凸緣應有足夠的剛度。設計箱體結構形狀時還應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的調(diào)整次數(shù)，保證同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。各軸承座外端面應位于同一平面，箱體兩側(cè)應對稱，便于加