機(jī)械設(shè)計(jì)課設(shè)說(shuō)明書(shū)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)系別：專業(yè)班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：日期：目錄第1章設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)11.1設(shè)計(jì)背景11.2設(shè)計(jì)步驟1第2章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案12.1傳動(dòng)方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1第3章選擇原動(dòng)機(jī)23.1原動(dòng)機(jī)類型的選擇23.2確定傳動(dòng)裝置的效率23.3選擇原動(dòng)機(jī)容量23.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3第4章計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)44.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3低速軸的參數(shù)44.4工作機(jī)的參數(shù)4第5章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算5第6章減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算86.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)10第7章軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算117.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算117.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算197.3高速軸上的軸承校核277.4低速軸上的軸承校核28第8章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算288.1高速軸與大帶輪鍵連接校核288.2低速軸與大齒輪鍵連接校核298.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核29第9章聯(lián)軸器的選擇299.1低速軸上聯(lián)軸器29第10章減速器的密封與潤(rùn)滑3010.1減速器的密封3010.2齒輪的潤(rùn)滑3010.3軸承的潤(rùn)滑30第11章減速器附件3011.1油面指示器3011.2通氣器3111.3放油孔及放油螺塞3111.4窺視孔和視孔蓋321.5定位銷3211.6啟蓋螺釘3311.7螺栓及螺釘33第12章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸33第13章設(shè)計(jì)小結(jié)34參考文獻(xiàn)34第1章設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)背景一級(jí)直齒圓柱減速器；拉力F=2300N，速度v=1.2m/s，直徑D=300mm；每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限〔壽命〕：10年，每年工作天數(shù)：300天；配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.原動(dòng)機(jī)的選擇3.傳動(dòng)裝置確實(shí)定4.計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算10.聯(lián)軸器及其他標(biāo)準(zhǔn)件的選擇11.減速器的潤(rùn)滑及密封12.減速器箱體及附件設(shè)計(jì)第2章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格廉價(jià)，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了本錢。一級(jí)圓柱齒輪減速器中齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱分布的減速器來(lái)講，軸的剛性相對(duì)較小。第3章選擇原動(dòng)機(jī)3.1原動(dòng)機(jī)類型的選擇按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99V帶的效率：ηv=0.96閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98工作機(jī)的效率：ηw=0.97η3.3選擇原動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2～4，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：3～5，因此理論傳動(dòng)比范圍為：6～20。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=(6～20)×76.43=459--1529r/min。額定功率Pen=4kW，進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，滿載轉(zhuǎn)速為n=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-24300028903.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比〔1〕總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：i〔2〕分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=3減速器傳動(dòng)比為i1=4.561第4章計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)Pn=960r/minT4.2高速軸的參數(shù)Pn1=320r/minT1=90128N*mm4.3低速軸的參數(shù)PN2=70.16r/minT2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm4.4工作機(jī)的參數(shù)Pn3=n2=70.16r/minT3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)電機(jī)軸9603.1531335.9高速軸3203.0290128低速軸70.162.93398824工作機(jī)70.162.76375864第5章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算〔1〕求計(jì)算功率Pc查表13-9得KA=1.1，故〔2〕選V帶型號(hào)根據(jù)Pc=3.465kW、n1=960r/min，選用A型。〔3〕驗(yàn)算帶速vv=帶速在5～30m/s范圍內(nèi)，適宜?！?〕求V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a初步選取中心距a取由式〔13-2〕得帶長(zhǎng)L由表13-2，對(duì)A型帶選用Ld=1750mm。再由式〔13-15〕計(jì)算實(shí)際中心距a〔5〕驗(yàn)算小帶輪的包角α1α適宜。〔6〕求V帶根數(shù)z由式〔13-14〕得z=今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得由式〔13-8〕得傳動(dòng)比i=查表13-6得由α1=161.91°查表13-8得Kα=0.954，表13-2得KL=1，由此可得z=取4根帶型AV帶中心距570mm帶的根數(shù)4包角161.91°帶速5.02m/s帶長(zhǎng)1750mm〔7〕.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶寬B=z-1第6章減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算〔1〕選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪選用40MnB〔調(diào)質(zhì)處理〕，齒面硬度241～286HBS，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa〔表11-1〕大齒輪選用ZG35SiMn〔調(diào)質(zhì)〕，齒面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，那么σσσσ〔2〕按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)齒輪按8級(jí)精度制造。區(qū)載荷系數(shù)K=1.3〔表11-3〕，齒寬系數(shù)φd=1〔表11-6〕，取ZE=189.8MPa^0.5〔表11-4〕，u=i=4.22那么d齒數(shù)取Z1=27，那么Z2=i×Z1=4.25×27=115。故實(shí)際傳動(dòng)比i=模數(shù)m=齒寬b=取b1=65mmb2=60mm按表4-1取m=2.5mm，實(shí)際的dd那么中心距a=〔2〕驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度齒形系數(shù)查表Yσσ〔3〕齒輪的圓周速度v=可知選用8級(jí)精度是適宜的。6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn2.52.5法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z27115齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f335分度圓直徑d68288齒頂圓直徑da73292齒根圓直徑df62280齒寬B6560中心距a178178第7章軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=320r/min；功率P=3.02kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=90128N?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40MnB調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=70MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為25mm故取dmin=25(4)確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。圖7-1高速軸示意圖高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=25mm，l1長(zhǎng)度略小于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l1=48mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=36mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用深溝球軸承。。參照工作要求并根據(jù)d2=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d3=d7=35mm，取擋油環(huán)的寬度為12，那么l3=l78=17+12=29mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，因此，取d4=d6=40mm。3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l5=65mm，d5=72mm4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，那么l5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，那么l至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑25303540724035長(zhǎng)度4866298658297.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=70.16r/min；功率P=2.93kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=398824N?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d>=37.78由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為42mm故取dmin=42(4)確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。圖7-3低速軸示意圖1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA=1.3，那么:T按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查設(shè)計(jì)手冊(cè)，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為112mm。選用普通平鍵，A型，b×h=12×8mm(GBT1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=90mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=47mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×B=50×90×20mm，故d34=d67=50mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=55mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。大齒輪輪轂的寬度為B=60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=58mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=55mm故取h=5mm，那么軸環(huán)處的直徑d56=65mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=8mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，那么l5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，滾動(dòng)軸承的寬度B=20mm，那么ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑424750556550長(zhǎng)度1106344.558834.5(5)軸的受力分析大齒輪所受的圓周力〔d2為大齒輪的分度圓直徑〕Ft2=2549..829N大齒輪所受的徑向力F軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l1=63.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l2=63.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離l3=128mm計(jì)算支承反力在水平面上為FF在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為F軸承2的總支承反力為F1)畫(huà)彎矩圖彎矩圖如下圖在水平面上，a-a剖面右側(cè)為Ma-a剖面左側(cè)為M在垂直平面上,a-a剖面M合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為Ma-a剖面右側(cè)為M2)轉(zhuǎn)矩Ta=398824N*mm圖7-4低速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強(qiáng)度因a-a左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a左側(cè)為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，那么軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求?！?〕精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1〕判斷危險(xiǎn)截面截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大〔過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端〕，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。2〕截面Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1×抗扭截面系數(shù)W截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M=86152.46×截面上的扭矩T=366537.86N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表查取，由于：r經(jīng)過(guò)插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：kk查圖得尺寸系數(shù)軸按磨削加工，得外表質(zhì)量系數(shù)為：β軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即βq=1，得綜合系數(shù)為：KK碳鋼的特性系數(shù)為：φφ于是，計(jì)算平安系數(shù)Sca值，那么得：SSS故可知其平安。3〕截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1×抗扭截面系數(shù)W截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M=86152.46×截面Ⅳ上的扭矩T=366537.86N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ過(guò)盈配合處的，k軸按磨削加工，得外表質(zhì)量系數(shù)為：βKK所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的平安系數(shù)為：SSS故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動(dòng)載荷(kN)621050902035根據(jù)前面的計(jì)算，選用6210深溝球軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm由于不存在軸向載荷軸承根本額定動(dòng)載荷Cr=35kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。由前面的計(jì)算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計(jì)算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承擔(dān)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。第8章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長(zhǎng)36mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=28mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ8.2低速軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長(zhǎng)45mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=29mm大齒輪材料為ZG35SiMn，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長(zhǎng)90mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=78mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ第9章聯(lián)軸器及其他標(biāo)準(zhǔn)件的選擇9.1低速軸上聯(lián)軸器〔1〕計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=476.5N?m選擇聯(lián)軸器的型號(hào)〔2〕選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器〔GB/T4323-2002〕，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。Tc=476.5N?m<Tn=1250N?mn=76.34r/min<[n]=4700r/min第10章減速器的密封與潤(rùn)滑10.1減速器的密封(參考課本)為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，那么需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。10.2齒輪的潤(rùn)滑〔參考課本及設(shè)計(jì)手冊(cè)〕閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為防止齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度到達(dá)33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。10.3軸承的潤(rùn)滑〔參考課本及設(shè)計(jì)手冊(cè)〕滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤(rùn)滑。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為防止稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離應(yīng)選用通用鋰基潤(rùn)滑脂〔GB/T7324-1987〕，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。第11章減速器箱體及附件設(shè)計(jì)〔見(jiàn)綜合課程設(shè)計(jì)書(shū)〕11.1油面指示器用來(lái)指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。11.2通氣器由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便到達(dá)體內(nèi)為壓力平衡。11.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。11.4窺視孔和視孔蓋〔參考老版綜合課程設(shè)計(jì)書(shū)〕在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的外表并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。A1=130，A2=115，B1=90，B2=75h=5mmd4=7mmR=5mmB=60mm11.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對(duì)由箱蓋和箱座通過(guò)聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各局部在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。11.6啟蓋螺釘由于裝配減速器時(shí)在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開(kāi)蓋，旋動(dòng)啟箱螺釘可將箱蓋頂起。11.7螺栓及螺釘用作安裝連接用。第12章減速器箱體及附件設(shè)計(jì)箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正確相對(duì)位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤(rùn)滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過(guò)地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來(lái)確定。設(shè)計(jì)減速器的