机械设计课程设计--单级减速器.doc

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2012 2013 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 邱显焱 职称 教授 学生姓名 唐维明 专业班级 机械设计 班级 1001 学号 10405700115题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2013 年 1 月 6 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图36课程设计任务书20122013学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计 专业 1001 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 6 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力F=2500 N；输送速度 V=1.5 m/s；滚筒直径D=400 mm。工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳二班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期23，中批生产；输送带速度v允许误差为5%，三相交流电源的电压为380/220V。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；进度安排起止日期工作内容2012.12.24-2012.12.25传动系统总体设计2012.12.26-2012.12.27传动零件的设计计算2012.12.28-2013.01.05减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2013.01.06交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（银金光、刘扬主编 清华大学出版社）2.机械设计课程设计（银金光、刘扬主编 北京交通大学出版社）3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）4机械原理（朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（1）起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 01 月 06 日学生姓名唐维明班级机设1001学号10405700115成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2012年12月24日目 录1 设计任务书12 传动方案的拟定13 原动机的选择24 确定总传动比及分配各级传动比35 传动装置运动和运动参数的计算46 传动件的设计及计算57 轴的设计及计算178 轴承的寿命计算及校核359 键联接强度的计算及校核3610 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3711 减速器箱体及附件的设计3912 设计小结4213 参考文献4214 附图1 40 / 441 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1.1所示。图1.1带式运输机的传动装置1动力与传动系统2.联轴器3带式输送机1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=2500N；运输带的工作速度：v=1.5m/s；卷筒直径：D=400mm；使用寿命：8年，2班制，每班8小时，大修期23年。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：输送带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转,空载起动，工作载荷有轻微冲击；制造情况：中批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示图2.1带式输送机传动系统简图1-电动机 2- V带 3-单机圆柱齿轮减速器4-联轴器 5-滚筒 6-输送带 上图为闭式的单级齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳。 3 原动机的选择3.1 选择电动机的类型根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y型三相交流异步电动机，卧式封闭结构；电源电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率式中：工作机所需的有效功率（KW） 带的圆周力（N）3.2.2 电动机的输出功率 传动装置总效率联轴器效率（齿式），=0.99 一对滚动轴承效率，=0.99 V带传动效率，=0.95 输送机滚筒效率，=0.96 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97故： =0.95 = =0.9603 =0.9801 =0.96 =0.95*0.95*0.9603*0.9801*0.99=0.858 工作时电动机所需要的功率为 =（kw） 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。=5.5kw .3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速为：由于单级减速器的总传动比i=620。初选同步转速为1000r/min和750r/min的电动机，查表可知，对于额定功率为5.5kw的电动机型号为Y132M2-6型和Y160M2-8型。现将Y132M2-6型和Y160M2-8型电动机有关技术数据及相应的总传动比列于表3.1中。表3.1电动机数据方案号电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min）满载转速/(r/min)总传动比i外伸直径D/mm轴外伸长度E/mm1Y132M2-65.5100096013.4038802Y160M2-85.57507159.9842110通过对下述两种方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速高、质量轻、价格低，故选方案1比较合理。4 确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比，式中：i总传动比 电动机的满载转速（r/min）4.2 分配传动比由传动方案可知 查表取V带传动比为 由计算可得单级圆柱齿轮减速器的总传动比为 Z 传动系统的各传动比分别为：5 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机1轴、2轴、3轴、4轴。5.1 各轴的转速 5.2各轴输入功率 5.3 各轴输入转矩 将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 传动系统的运动和动力参数轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)96032071.5971.59功率P/kw4.44.184.0143.934转矩T/(Nm)43.77124.75535.74524.79传动比i34.4716 V带的设计计算及带轮的技术要求6. 1 确定计算功率 根据文献【1】中表5-7查得=1.1 =式中：工作情况系数 P所需传递的额定功率（入电动机的额定功率或名义的负载功率）6. 2 选择V带型号根据=4.92，由文献【1】中图5-11选取A型V带。6. 3确定带轮基准直径，并验算带速。初选小带轮直径。由文献【1】中图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm。由文献1中表5-8和表5-9，则取。验算带速 因为的值不在525m/s之内，带速过小，不合适。可调节100mm得，v=5.02m/s计算大带轮直径。根据文献【1】中表5-9，取6. 4 确定带长和中心距a初定中心距初选中心距计算带所需的基准长度 由文献【1】中表5-2，取=1600mm计算实际中心距6. 5 验算小带轮上的包角6. 6 确定V带根数Z计算单根V带的许用功率查表5-4【1】，由线性插值法可得查表5-5【1】，由线性插值法可得查表5-6【1】，由线性插值法可得查表5-2【1】，可得计算V带根数Z取整数，故Z=5根6. 7 计算单根V带的初拉力查表5-1【1】得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，单根V带的初拉力6. 8 计算V带队轴的压力QV带对轴的压力Q为: 槽型A槽数5轮缘宽B80基准直径孔径毂长L10042603156070表617 标准斜齿圆柱齿轮的设计计算7.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据工作条件和文献【1】中表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处理为调质，350；大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求（2）选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7【1】，初定为8级精度（3）初选齿轮齿数取小齿轮齿数：=24，大齿轮齿数：7.2 确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图-18（a）【1】查MQ线得（2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮的循环次数由图7-19【1】查的（3）确定尺寸系数，由图7-20取（4）确定安全系数，由表7-8【1】取得=1.1（5）计算许用接触应力，按公式（7-20）【1】计算，得7.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为确定上式中的个计算数值如下轴面重合度因为，由式（727）得重合度系数（7） 确定螺旋系数（8） 计算所需最小齿轮直径 由上式得 7.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径（1） 确定使用系数（2） 确定动载系数 计算圆周速度故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-8【1】计算单位宽度载荷值：7.5 齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）【1】得弯曲强度的设计公式为确定上式中的各计算数值如下（1） 由图7-21（a）【1】取（2） 由图7-22【1】差得弯曲疲劳寿命系数（3） 由表7-8【1】查的弯曲疲劳安全系数（4） 由图7-23【1】差得尺寸系数（5） 由式（7-22）得许用弯曲应力（6） 确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=7.49mm，b/h=6.4查图7-12【1】得（7） 确定齿形系数当量齿数为由图7-16【1】查的（8） 由图查得应力校正系数（9） 计算大小齿轮的值大齿轮的数值大。（10） 求重合度系数。端面压力角 基圆螺旋角的余弦值为 当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）计算（11） 由图7-25得螺旋角影响系数（12） 将上述各值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.78按国际圆整为=3.并根据接触强度计算出得分度院直径80mm，协调相关参数和尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。7.6 齿轮几何尺寸计算 （1）中心距 把中心距圆整成223mm。（2） 修正螺旋角 螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。（3）分度圆直径 （4）确定齿宽7.8斜齿圆柱齿轮的结构设计由低速级齿轮设计数据，根据文献【3】表6.7可对直齿圆锥齿轮的结构设计如下表7.1所示表7.1斜齿圆柱齿轮的结构设计尺寸名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角传动比i齿数基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式齿轮轴式腹板式8 轴的设计和计算8.1高速齿轮轴的设计与计算8.1.1 轴的受力分析高速级齿轮设计可求得小斜齿轮的啮合力：小斜齿轮的分度圆直径：=82mm 小斜齿轮的圆周力： 小斜齿轮的径向力： 小斜齿轮的轴向力： 8.1.2轴的材料的选择由于因为经过了带的减速传动，则轴转速不高，但受力较大，故初步选取轴的材料为45钢，调质处理。硬度HBS217255，强度极限，屈服极限，8.1.3轴的最小直径根据文献中算式可初步估算轴的最小直径，式中：A最小直径系数，查得A=112 P高速轴的功率（KW），由表可知：P=4.18KW n高速轴的转速（r/min），由表可知：n=320r/min 8.1.4 轴的结构设计(1). 拟定轴上零件的装配方案 高速轴的装配方案如下图所示， 高速轴的结构与装配图11，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的齿轮段 6轴承盖 (2).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段左端需要一个定位轴肩，取直径；带轮左端用轴端挡圈固定，因为轴头长度是由所装零件的轮毂长度决定的，查参考资料2表21-2，根据带根数可知轮毂长度为70，由轴长要比轮毂宽度小23mm，所以则取第一段长度段：对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径变化应大些，取35，故取根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为左右，则取该段的长度。段：该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6214型轴承，查参考资料2表15-4得其基本尺寸、，则该段的直径为，长度取。段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度段：该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为50，则取此段长度为。段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度。段：该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表12-2，取轴端倒角为2各轴肩处用倒角。轴的参数参数 符号轴的截面（mm） 轴段长度68504020502035轴段直径60657073887370轴肩高度55315153-表81（3）.轴上零件的周向定位。带轮的周向定位采用平键联接。按，由手册查的平键截面 键长度为56mm。为保证带轮与轴的配合有良好的对中性，选择带轮轮毂与轴的配合为H7/n6。深沟球轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.8.1.5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的设计简图。在确定轴承的支点位置时，应从深沟球轴承值入手。对于6214深沟球轴承，由上表中可知宽B=24mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距114 mm。如图：L=112mm，K=113mm，由V带设计与计算知，V带对轴的压力Q=1555N1）.求垂直面对支反力和轴向力FV1=238.75N FV2= FV1=926.25N2）、求水平面的支反力3）、求力在支点产生的反力4)、绘制垂直面内的弯矩图 5）、绘制水平面内的弯矩图6)、总弯矩图7)、求轴传递的转矩 图2 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFH1=FH2=1540NFV1=238.75N，FV2=926.25N弯矩MMH=86240N.mmMV1=13370N.mm,MV2=-51870N.mm总弯矩扭矩TT=1335520N.mm表828.1.6.按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面强度，由上面可知危险截面在C处。因为单向旋转，扭矩切应力为脉动循环应力，取根据查的公式和表82 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表121查得，因此，故安全。8.1.7. 精确校核轴的疲劳强度一、判断危险截面 截面A，B，D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B，D均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面A、D处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面D上的应力最大。截面A的应力集中的影响和截面D的相近，但截面A不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面D上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面D也不必校核。截面A和D显然更不必校核。根据文献【1】中附表3-4和附表3-8可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面C左右两侧即可。1.分析截面C左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表12-1【1】查得，截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，有机械手册查取。因， ，查得，；查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式2-19【1】得综合影响系数为又由机械手册查得应力折算系数，于是，计算安全系数值，按式（12-6） 式（12-8）【1】则得故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数W按表12-4【1】中的公式计算抗扭截面系数为弯矩M及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合处由手册查得，；轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。故得综合系数，所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面左侧的强度也是足够的。因所设计减速器不存在瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。8.2低速轴的设计8.2.1 轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：大斜齿轮的分度圆直径：=231mm 大斜齿轮的圆周力： 大斜齿轮的径向力： 大斜齿轮的轴向力： 8.2.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。8.2.3轴的最小直径根据文献中算式可初步估算轴的最小直径，式中：A最小直径系数，查得A=112 P低速轴的功率（KW），由表可知：P=4.014KW n低速轴的转速（r/min），由表可知：n=71.59Vr/min 因此： dmin=26.5mm输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径dab与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献按转矩变化小查得， T3低速轴的转矩（），由表可知：T3=535.47N.m因此： Tca=800.32N.mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准查得，选用HL3型弹性柱销联轴器，由选取的半联轴器孔d=40mm，故取d1=4mm，半联轴器的长度L=84mm，与轴配合的毂孔长度L1=80mm8.2.4 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图所示，图3 低速轴的结构与装配 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径D2=d1+2h=47mm式中：h轴处轴肩的高度（），根据查得定位轴肩的高度故取h=3.5mm初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据d1=50mm，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其基本尺寸资料如下表所示 参数数值mm标准图d50D110T29.25C23a23B27 表 8-3 30310型圆锥滚子轴承由上表8.3可知该轴承的尺寸为，故d3=d7=50mm；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，L3=36mm 。 在联轴器与轴承之间的一段轴的直径d2=45mm，L2=46mm取轴段4、5为非定位轴肩，则取d4=55mm，d5=63mm，L4=L5=10mm齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴套 d6=53mm轴环的宽度应满足取l=15mm。轮毂的宽度b=60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L6=58mm。 取轴承端盖的总宽度为b=20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm（参考图），故取L7=55mm,d7=50mm 至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上所示，并归纳为下表所示轴的参数参数 符号轴的截面（mm） 1234567轴段长度80463610104855轴段直径40455055635350轴肩高度5558103-3. 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据相应的直径可查的轴与齿轮平键配合为H7/k6，同理联轴器与轴配合平键为配合为H7/k6，滚动轴承轴向定位是接过渡配合来实现的。4.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图8.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的设计简图。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30310型圆锥滚子轴承，由上表中可知a=23mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=69mm+135mm,根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。首先根据轴的结构图做出轴的设计简图。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30310圆锥滚子轴承，由上表中可知宽B=23mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距110mm。如图：L1=112mm L2=61mm，L3=55mm由V带设计与计算知，V带对轴的压力Q=1555N图4 低速轴的受力分析 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T图49 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。9.1轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，两个轴承型号均为30310型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：9.2轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30310型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数1.7。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 9.3轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表10-8按轻微冲击查得载荷系数，又因为， 根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数，和轴向动载荷系数，。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为9.4轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=71.59r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。10 键联接强度校核计算10.1普通平键的强度条件根据文献【1】表6-1中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。10.2高速轴上键的校核对于键，已知：T0=105.09N.m,k=5.5mm,l=48mm,d=60mm于是得，故该键安全。10.3低速轴上键的校核对于键18mm11mm45mm已知：T0=483.2N.m ,k=5.5mm,l=27mm,d=53mm于是得， ，故该键安全。对于键12mm8mm70mm已知：T1=356.2N.m ,k=4mm,l=58mm,d=40mm于是得， ，故该键安全。11 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择11.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择11.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度：中间轴大圆柱斜齿轮和小圆柱斜齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱斜齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。11.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表20-3中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：AN150，运动粘度为：61.274.8（单位为：）。11.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择11.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。11.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表17-2中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。11.3密封方式的选择11.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。11.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。12 减速器箱体及附件的设计12.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。 名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+11010考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于10箱盖壁厚10.0085（d1+d2）+11010箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.515 15 25地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+11515地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df12.5箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df10联接螺栓d2的间距l8015086轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df9视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df9定位圆销直径d（0.70.8）d28df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-218df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-216轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准68外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）40大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.215齿轮端面与箱体内壁距离28箱座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径82、120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD282、12012-1 铸铁减速器箱体结构尺寸12.2减速器附件的设计12.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图12-2所示。12.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M161.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图12-2所示。 图11-2 视孔盖图11-1 通气塞12.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M181.5的外六角螺塞，其结构如下图12-3所示。图11-4 油标图11-3 放油螺塞 12.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图12-4所示。12.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图12-5和图12-6所示。 图11-6 吊钩图11-5 吊环螺钉12.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图12-7所示。 图11-8定位销图11-7 启盖螺栓 12.2.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A1060 GB127-2000，其结构如上图12-8所示。12.2.8轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。13 设计小结 这次