展开式圆柱齿轮齿轮减速器设计说明书

湖南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院 系 部 2015 2016 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业班级 学号 题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2015 年 12 月 21 日 2016 年 1 月 1 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1 2课程设计说明书1 3课程设计图纸张 4装配图1 5零件图2 6 课程设计任务书 2009 2010 学年第一学期学年第一学期 机械工程 学院 系 部 机械工程 专业 1304 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 2015 年 12 月 21 日至 2016 年 1 月 1 日共 2 周 内 容 及 任 务 一 设计的主要技术参数 一组 运输带牵引力 F 940 N 输送速度 V 2 m s 滚筒直径 D 300 mm 工作条件 三班制 使用年限 10 年 连续单向运转 载荷平稳 小批量生产 运输 带速度允许误差 5 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 2 3 张 3 设计说明书 1 份 6000 8000 字 起止日期工作内容 2015 12 21 2016 12 22 传动系统总体设计 2015 12 23 2016 12 25 传动零件的设计计算 2015 12 25 2016 12 31 减速器装配图及零件工作图的设计 整理说明书 进 度 安 排 2016 01 01 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1 机械设计 第八版 濮良贵 纪明刚主编 高教出版社 2 机械设计课程设计 金清肃主编 华中科技大学出版社 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 机械设计手册 单行本 成大先主编 化学工业出版社 7 材料力学 刘鸿文主编 高等教育出版社 指导教师 年 月 日 第 1 页 共 53 页 机 械 设 计 设计说明书 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 10 起止日期 2015 年 12 月 21 日 至 2016 年 01 月 01 日 机械工程学院 部 2016 年 01 月 01 日 学生姓名 班级 学号 成绩 指导教师 签字 第 1 页 共 53 页 目录目录 1 设计任务书 2 1 1 课程设计的设计内容 2 1 2 课程设计的原始数据 2 1 3 课程设计的工作条件 2 2 传动方案的拟定 3 3 原动机的选择 4 3 1 选择电动机的类型 4 3 2 选择电动机的容量 4 3 3 确定电动机的转速 4 4 确定总传动比及分配各级传动比 6 4 1 传动装置的总传动比 6 4 2 分配传动比 6 5 传动装置运动和动力参数的计算 7 5 1 各轴的转速 7 5 2 各轴输入功率 7 5 3 各轴输入转矩 7 6 传动件的设计及计算 8 6 1 高速级圆柱斜齿轮的设计计算 8 6 2 低速级直齿圆柱齿轮的设计 13 7 轴的设计及计算 18 7 1 低速轴的设计 18 8 轴承的寿命校核 27 8 1 低速轴齿轮的载荷计算 28 8 2 轴承的径向载荷计算 28 8 3 轴承的当量动载荷计算 28 8 4 轴承寿命的计算及校核 28 九 键联接强度校核计算 29 9 1 普通平键的强度条件 30 9 2 低速轴上键的校核 30 十 润滑方式 润滑剂以及密封方式的选择 31 10 1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 31 10 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 31 11 减速器箱体及附件的设计 32 11 1 减速器箱体的设计 32 11 2 减速器附件的设计 33 12 设计总结 36 13 参考文献 37 第 2 页 共 53 页 1 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 所示 1 2 课程设计的原始数据 已知条件 运输带的工作拉力 F 1200N 运输带的工作速度 v 1 8m s 卷筒直径 D 400mm 使用寿命 8 年 每年工作日 300 天 2 班制 每班 8 小时 1 3 课程设计的工作条件 设计要求 误差要求 运输带速度允许误差为带速度的 5 工作情况 连续单向运转 空在启动 工作载荷有轻微冲击 制造情况 中批量生产 图 1 1 带式运输机的传动装置 第 3 页 共 53 页 2 传动方案的拟定 带式运输机的传动方案如下图所示 合理的传动方案 首先应满足工作机的性能要求 其次应满足工作可靠 转动效率高 结构简单 结构紧凑 成本低廉 工艺性好 使用和维护方便等要求 任何一个方案 要满 足上述所有要求是十分困难的 要多方面来拟定和评比各种传动方案 统筹兼顾 满足最主 要和最基本的要求 然后加以确认 本传动装置传动比不大 采用二级传动 具体传动功率大 结构紧凑且尺寸小 适应繁 重的工作条件 第 4 页 共 53 页 3 原动机的选择 3 1 选择电动机的类型 按按照设计要求以及工作条件 选用一般 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 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为 P1 Fv 1000 1200 1 8 1000 2 16 kw 式中 P1 工作机所需的有效功率 KW 带的圆周力 N F 3 2 2 电动机的输出功率 传动装置的总效率 1 22 34 42 0 85 式中 1 运输机平型带传动效率 2 联轴器的效率 3 对滚动轴承的效率 4 闭式圆柱齿轮传动效率 常见机械效率见参考资料 2 附表 1 电动机所需功率为 P P1 2 16 0 85 2 54kw 因载荷平稳 电动机的功率稍大于即可 根据文献 2 中表 12 1 所示 Y 系列三相 d P 异步电动机的技术参数 可选择电动机的额定功率 3 cd PKW 3 3 确定电动机的转速 已知输送机滚筒转速 n3 60 1000 1 8 3 14 400 86 0r min 根据文献 2 中表 2 2 两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 8 40 则总传动比合 理范围为 8 40 故电动机转速的可选范围为 688r min 3440 r min a i 符合这一范围的同步转速的有 3000 r min 1500r min 1000 r min 750 r min 在一 般机械中 一般选取 1500 r min 或 1000 r min 的电动机 为降低成本 优先选取 1500 第 5 页 共 53 页 r min 的电机 再由电动机的额定功率 可根据文献 2 中表 12 1 查得 可选3 cd PKW 取 Y100L2 4 型号的电动机 其数据列于表 1 中 电动机型号额定功率 KW满载转速 r min 堵载转速 额定转速 最大转矩 额定转矩 Y132S 631420222 3 表 3 1 电动机数据 第 6 页 共 53 页 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 I no n3 1420 86 16 5 式中 i 总传动比 n0 电机满载转速 n3 传送带滚筒转速 4 2 分配传动比 根据文献 2 中表 3 4 查得 闭式圆柱齿轮的传动比的适用范围 所以二级 1 3 5 i 圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下 由推荐取值 i1 1 3 1 4 i2 高速级圆柱齿轮传动比 i1 4 6 低速级圆柱齿轮传动比 i2 3 6 第 7 页 共 53 页 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 I 轴 轴 III 轴 5 1 各轴的转速 n vo 1420r s n n i1 1420 4 6 309r s nIII nII i2 309 3 6 86r s 5 2 各轴输入功率 P0 3 0kw p P0 2 3 0 0 99 kw 2 97 kw p p 32 4 2 97 0 992 0 97 kw 2 82 kw pIII pII 32 4 2 68kw 5 3 各轴输入转矩 T 9 55 pI nI 9 55 2 97 1420 19974N mm 6 10 6 10 T 9 55 pII n2 9 55 2 82 309 87155N mm 6 10 6 10 TIII 9 55 106 pIII n2 9 55 106 2 68 86 297605N mm 将 5 1 5 2 5 3 节中的结果列成表格 如下表 5 1 所示 轴号功率 P KW转矩 T N m 转速 n r min 传动比 i效率 高速轴 轴 2 9719 971420 4 60 94 中间轴 轴 2 8287 16309 低速轴III轴 2 68297 6186 3 60 93 表 5 1 运动和动力参数 第 8 页 共 53 页 6 传动件的设计及计算 6 1 高速级圆柱斜齿轮的设计计算 6 1 1 选定精度等级 材料及齿数 根据文献 1 中表 7 1 查得 小圆柱斜齿轮 1 选用 40Cr 号钢 7 级精度 热处理为调质 HBS1 260 350 大圆柱斜齿轮 2 选用 45 号钢 7 级精度 热处理为调质 HBS2 230 计算取 H Hl H2 min H2 552mpa 1 H 2 H 6 1 3 按齿面接触疲劳强度设计 根据文献 1 中 7 25 式计算 其公式为 2 1 3 1 21 EH dH Z Z Z Z KTu d u 确定上式的各计算数值如下 1 初定螺旋角 15 度 并试选载荷系数 1 6 t K 2 由表 5 1 可知小齿轮传递的转矩 1 19770TN mm 3 确定齿宽系数 由文献 1 表 7 6 选取 0 8 d d 4 确定弹性影响系数 由文献 1 表 7 5 查得 189 8 E Z E Z 12 MPa 5 确定节点区域系数 斜齿轮为标准齿轮 由文献 1 图 7 14 得 2 43 H Z H Z 6 确定重合度系数 Z 由文献 1 式 7 27 可得端面重合度为 12 11 1 883 2 cos1 657 zz 轴面重合度为 1 tan1 63 dz 因 由文献 1 式 7 26 得重合度系数1 11 0 777 1 657 Z 7 确定螺旋角系数coscos150 97Z 8 试算所需小齿轮直径 由公式和以上各计算值可得 1t d 第 10 页 共 53 页 mmdt34 552 97 043 2 8 189777 0 6 4 6 5 8 0 197706 12 3 2 1 6 1 4 确定实际载荷系数 K 与修正分度圆直径 1 根据文献 1 式 7 2 可知 AVHH KK K KK 式中 使用系数 因为工作载荷有轻微冲击 根据文献 1 查表 7 8 取 A K 1 25 A K 动载荷系数 计算圆周速度 v 2 35m s 根据文献 1 表 7 7 和普通传动 V K 应降低成本精度可选得低些 可知前面取 8 级精度合理 由齿轮的速度与精度根据文献 1 查图 7 7 得 1 15 V K 齿间载荷分配系数 齿宽初定 计算单位载荷 H K 1 0 8 3427 dt bdmm 值为 根据文献 1 查表 7 3 取值为 1 5 1 1 22 1 25 19770 53 8 100 27 34 A t K T N mN m bd 齿向载荷分布系数 根据文献 1 由表 7 4 得 1 32 H K H K 将各计算值带入载荷系数计算公式得出 2 85 与试选载荷系数相差 AV KK K K K 1 3 t K 较大 故按实际载荷系数修正所算的分度圆直径 根据文献 1 由式 7 12 得 3 3 11 2 85 3441 2 1 6 t t K ddmm K 2 计算法面模数 1 1 cos41 2 cos15 1 66 24 n d mmm z 6 1 5 确定许用齿根弯曲应力 根据文献 1 由式 7 22 得许用弯曲应力公式为 limFSTNX F F Y Y Y S 式中 齿根弯曲疲劳极限 根据文献 1 图 7 21 a 取 limF lim1 320 F MPa lim2 220 F MPa 齿根弯曲疲劳安全系数 根据文献 1 表 7 8 查得 1 25 F S F S 试验齿轮的应力修正系数 按国家标准 2 ST Y ST Y 弯曲寿命系数 根据文献 1 图 7 22 查得 N Y 12 1 NN YY 尺寸系数 根据文献 1 图 7 23 查得 1 X Y X Y 第 11 页 共 53 页 将上述各式值带入许用弯曲应力计算公式得 1 320 2 1 1 512 1 25 F MPa 2 220 2 1 1 352 1 25 F MPa 6 1 6 齿根弯曲疲劳强度计算 根据文献 1 式 7 28 得弯曲强度的设计公式为 2 1 3 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y Y m z 式中 K 载荷系数 已知 齿高 AVF KK K K K h 2 25m 3 74mm b h 0 8 41 2 3 74 8 8 根据文献 1 查图 7 11 得 则1 28 F K K 1 25 1 15 1 5 1 28 2 76 齿形系数 当量齿数 Fa Y 33 12 24 cos 1526 6 101 cos 15112 0 vv zz 根据文献 1 查图 7 16 得 12 2 6 2 18 FaFa YY 应力校正系数根据文献 1 查图 7 17 得 Sa Y 12 1 59 1 83 SaSa YY 已知大小齿轮齿形系数和应力校正系数 则 所以大齿轮数值大 按大齿轮计 1122 12 2 6 1 592 18 1 83 0 0081 0 0113 512 352 FaSaFaSa FF YYYY 算 重合度系数 根据文献 1 式 7 30 计算可得 Y Y 0 75 0 250 676 1 76 螺旋角影响系数 根据文献 1 图 7 25 得 0 87 Y Y 转矩 由表 5 1 可知小齿轮转矩 1 T 1 19770TN mm 将以上各计算值带入设计公式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y Y m z 第 12 页 共 53 页 2 3 2 2 2 76 19770 cos 150 87 0 676 0 0113 0 8 24 1 47mm 对此计算可知 由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数 但是由于齿轮模数 mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳 强度所决定承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取弯曲强度算得得模 数 1 47mm 并就近圆整为标准值 mn 1 5mm 按接触强度算的的分度圆直径 d3 41 6mm 来计算 应有的齿数 这样设计 即满足了齿面接触疲劳强度 有满足了齿根弯曲疲劳强度 并做到 结构紧凑避免浪费 于是有 1 1 cos41 2 cos15 26 53 1 5 n d z m 圆整后 取 则 z2 u1z1 4 6 27 取 z2 125 1 27z 6 1 7 几何尺寸计算 1 计算中心距 a z1 z2 m2 2cos 27 125 1 5 2cos15 109 58mm 将中心距圆整为 110 mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos z1 z2 mn 2a arccos 27 125 1 5 220 15 9 因 值改变不多 故参数等不必修正 H ZK 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 d1 z1mn cos 27 1 5 cos15 9 42 2mm d2 z2mn cos 125 1 5 cos15 9 194 4mm 4 计算齿顶圆直径 mmhdd aa 6222582 33 da3 d3 2ha 计算齿轮宽度 1 0 8 42 233 76 d bdmm 圆整后取 一般小齿轮齿宽比大齿轮多 5 10mm 2 34bmm 1 40bmm 第 13 页 共 53 页 6 2 低速级直齿圆柱齿轮的设计 6 2 1 选定精度等级 材料及齿数 已知齿数比 u1 3 6 小齿轮转速 n1 309 输入功率 直齿圆柱齿轮传动 1 2 82PKW 1 材料及热处理 根据文献 1 由表 7 1 选择小齿轮材料为 40 调质处理 硬度 r C 为 250HBS 为软齿面 大齿轮材料为 45 钢 调质处理 硬度为 210HBS 2 运输机为一般工作器 速度不高 故选用 8 级精度 3 选小齿轮齿数 Z1 24 大齿轮齿数 Z2 3 6 24 86 4 取 Z2 87 由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合 且二者材料硬度差为 40HBS 可以有效地防止胶 合破坏 另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度 再校核弯曲强度 6 2 2 确定材料的许用接触应力 根据文献 1 中 7 20 式 lim NXH H H Z Z S 根据文献 1 中图 7 18a 按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限 一般选取中 间偏下值 MQ 上选值 Hlim1 620MP Hlim2 550MP 根据文献 1 中 7 21 式 60 h NnjL 齿轮的转速 n3 309r min n4 86r min 齿轮的工作寿命 Lh 2 8 300 8 38400h 则 N3 60 n3jLh 60 309 1 38400 7 120 108 N4 60 n4jLh 60 86 1 38400 1 981 108 根据文献 1 中图 7 19 查得接触疲劳寿命系数 34 1 NN ZZ 第 14 页 共 53 页 根据文献 1 中图 7 20 查得 34 1 XX ZZ 由文献 1 表 7 8 取 1 05 H S 将上述各式代入许用应力计算公式 H3 KHN1 lim SH 1 620 1 05 590MP H4 KHN2 lim SH 1 550 1 05 524MP H H3 H4 2 590 524 2 557mp 1 23 H4 645mp H 645mp 6 2 3 按齿面接触疲劳强度设计 根据文献 1 中 7 11 式计算 其公式为 2 1 3 1 21 EH dH Z Z ZKTu d u 1 初定螺旋角 15 度 并试选载荷系数 1 3 t K 2 由表 5 1 可知小齿轮传递的转矩 T2 87155N mm 3 确定齿宽系数 由文献 1 表 7 6 选取 0 8 d d 4 确定弹性影响系数 由文献 1 表 7 5 查得 189 8 E Z E Z 12 MPa 5 确定节点区域系数 直齿轮为标准齿轮 由文献 1 图 7 14 得 2 5 H Z0 H Z 6 确定重合度系数 由文献文献 1 式 7 9 计算重合度为 Z 1 88 3 6 1 z1 1 z2 1 689 由文献 1 式 7 8 计算重合度系数 4 0 875 3 Z 7 试算所需小齿轮直径 3t d mm ZZZ u uKT d H HE d t60 645 5 2 8 189875 0 6 3 6 4 8 0 871553 12 12 3 3 2 3 6 2 4 确定实际载荷系数 K 与修正分度圆直径 1 根据文献 1 式 7 2 可 知 AVHH KK K KK 式中 使用系数 因为工作载荷有轻微冲击 根据文献 1 查表 7 8 取 A K 第 15 页 共 53 页 1 25 A K 动载荷系数 计算圆周速度 v d3tn3 60 1000 0 970m s 根据文献 V K 1 表 7 7 和普通传动应降低成本精度可选得低些 可知前面取 8 级精度合理 由齿轮的 速度与精度根据文献 1 查图 7 7 得 1 08 V K 齿间载荷分配系数 齿宽初定 b dd1t 0 8 60 48mm 计算单位载荷值 H K 为 2KAT1 bd1t 2 1 25 87155 48 60 75 7N M S 1 51 7 1 815 1 815 2222 SS SS Sca 式中 0 1 8 mba MPa MPaMPa ma 625 11 2 25 23 故可知该低速轴安全 7 1 8 3 分析截面 VII 右侧 根据文献 1 中表 12 4 按圆形截面查得 抗弯截面系数 333 6400401 01 0mmdW 抗扭截面系数 333 12800402 02 0mmdWT 第 27 页 共 53 页 截面 右侧的弯矩 M mmNM L L M 53950115795 44 5 2344 5 23 2 2 截面 上的扭矩 mmNT 297605 3 面上的弯曲应力 MPa W M b 43 8 6400 53950 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 25 23 12800 297605 3 过盈配合处由手册查得过盈配合处的 轴按车削加工 查得表面质89 1 63 2 KK 量系数 尺寸系数 扭转尺寸系数 90 0 88 0 81 0 故得综合系数为 32 3 90 0 88 0 63 2 K K D 39 2 90 0 81 0 89 1 K K D 所以轴在 右侧的安全系数值为 ca S 6 12 034 034 6 32 3 265 1 maD K S 4 8 2 12 1421 0 2 12 1439 2 155 a 1 mD K S S 1 599 6 4 8 6 12 4 8 6 12 2222 SS SS Sca 式中 0 34 6 mba MPa MPaMPa ma 625 11 2 25 23 故可知该低速轴的截面 右侧的强度也是足够的 由于该减速器没有大的瞬时过载及严 重的应力循环不对称性 故可略去静强度校核 第 28 页 共 53 页 8 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 8 1 低速轴齿轮的载荷计算 由上述 6 2 中低速级齿轮设计可求得大直齿轮的啮合力 大直齿轮的分度圆直径 mm252d4 大直齿轮的圆周力 N mm d T Ft3622 252 97605222 4 3 4 大直齿轮的径向力 N F F t r 859 20tan 4 4 大直齿轮的法向载荷 N F F t n 2513 20cos 2362 20cos 4 4 8 2 轴承的径向载荷计算 低速轴上的两个轴承型号均为 6208 型的深沟球轴承 其基本额定动载荷 NCr22800 基本额定静载荷 由上表 7 4 可得 NC r 15800 0 轴承 1 NFFF NVNHr 860294808 222 1 2 11 轴承 2 NFFF NVNHr 16545661554 222 2 2 22 8 3 轴承的当量动载荷计算 第 29 页 共 53 页 根据文献 1 中表 10 5 查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数 12 1XX 12 Y0Y 所以根据文献 1 中式 10 8 求得两轴承的当量动载荷为 NFP r 860 11 NFP r 1654 22 8 4 轴承寿命的计算及校核 根据文献 1 中表 10 6 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 86r min 并取 40000 60000 h Lh50000 h Lh NPPP1654 max21 故根据文献 1 中 10 10 式可算出轴承基本额定寿命为 h P C L50001329397 1042 19800 8660 10 n60 10 3 66 h 故轴承绝对安全 第 30 页 共 53 页 九 键联接强度校核计算 9 1 普通平键的强度条件 根据文献 1 表 4 1 中可知 pp dlk T 2 式中 传递的转矩 T mN 键与轮毂键槽的接触高度 此处为键的高度 k0 5 khhmm 键的工作长度 圆头平键 为键的公称长度 为键的宽度 lmm lLbLb mm 轴的直径 dmm 键连接的许用挤压应力 根据文献 1 中表中按材料为钢铁 PMPa42 载荷性质为轻微冲击查得 120 P MPa 9 2 低速轴上键的校核 对于键 已知 于是 mmmmmm50812 32mmd38mm l 4mmk m61 297 3 NT 得 故该键安全 pa MP T 05 103 43238 1061 2972 dlk 2 3 3 p 对于键 已知 于是mmmmmm45914 mmdmmlmmkNT40 31 5 4 m61 297 3 得 故该键安全 pa MP T 7 106 5 43140 1061 2972 dlk 102 33 3 p 第 31 页 共 53 页 十 润滑方式 润滑剂以及密封方式的选择 10 1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 10 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 sm nd V 67 2 100060 142036 100060 11 1 中间轴大圆柱齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度 sm nd V 94 0 100060 30958 100060 33 2 sm nd V 63 2 100060 309162 100060 22 3 低速轴大圆柱齿轮的圆周速度 sm nd V 92 0 100060 86204 100060 44 2 取 一般来说当齿轮的圆周速度时 宜采用油润滑 当smvvvvV MAX 69 2 4321 2 vm s 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12 vm s 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 10 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 AN68 运动粘度为 61 274 8 单位为 mm s 2 10 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 10 2 1 滚动轴承润滑方式的选择 低速轴轴承 min 106 1101 38635d 53 3 rn 低 故轴承均应采用脂润滑 第 32 页 共 53 页 10 2 2 滚动轴承润滑剂的选择 根据文献 2 表 20 4 中查得 滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂 10 3 密封方式的选择 10 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 10 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 11 减速器箱体及附件的设计 11 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 11 1 铸铁减速器箱体结构尺寸 mm 名 称符号箱体的尺寸关系 箱体的尺 寸取值 0 025a 3 8 箱座壁厚 考 虑到铸造工艺 所有壁厚都不应小于 8 10 箱盖壁厚 10 8 8 箱座 箱盖 箱座底凸缘厚度b b1 b2b 1 5 b1 1 5 1 b2 2 5 15 12 25 地脚螺栓直径df350a 16 地脚螺栓数目na 250 n 66 轴承旁联接螺栓直径d10 75 df12 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 0 5 0 6 df9 联接螺栓 d2 的间距l150 200160 轴承盖螺钉直径d3 0 4 0 5 df7 视孔盖螺钉直径d4 0 3 0 4 df6 定位销直径d 0 7 0 8 d27 df d1 d2 至外箱壁距离c1见文献 2 中表 6 120 df d2 至凸缘边缘距离c2见文献 2 中表 6 116 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70 外箱壁至轴承座端面距离l1c1 c2 5 10 42 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 1 1 2 14 第 33 页 共 53 页 齿轮端面与箱体内壁距离 2 10 箱座肋厚mm 0 85 9 轴承端盖外径D2 凸缘式 D2 D 5 5 5 d3 D 为轴承外径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 S D2 120 11 2 减速器附件的设计 11 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 根据文献 2 表 19 4 选择 其 尺寸如下图 11 1 所示 图 11 1 视孔盖 11 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 根据文献 2 表 19 9 该减速器采用 M16 1 5 的通气塞 其 结构如下图 11 2 所示 图 11 2