机械设计课程设计说明书(二级展开式圆柱齿轮传动减速器)(2011-2012学年上学期)

1、机械工程学院课程设计说明书机械工程学院 机械设计 课程设计说明书设 计 题 目：带式输送传动装置的展开式二级圆柱齿轮减速器 专 业：材料成型及控制工程 班 级：11级 姓 名：教纪民 学 号 119290441016 指 导 教 师：苏和平 2014年 6 月 23日42目录一、设计任务书1二、传动方案的分析及说明2三、电动机的选择3四、确定传动方案的总传动比及分配各级的传动比4五、计算传动方案的运动和动力参数5六、齿轮传动的设计计算6七、轴的设计计算21八、滚动轴承的选择及计算33九、键联接的选择及校核计算34十、联轴器的选择37十一、附件的选择37十二、减速器箱体的结构设计尺寸38十三、润

2、滑与密封39十四、设计小结41十五、参考文献42一、设计任务书1、设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器2、技术参数：编号带的有效拉力(N)带速(m/s)卷筒直径(mm)1536001.0280注：运输带与卷筒以及卷筒与轴承间的摩擦阻力已在F中考虑。3、工作条件：单向连续转动，有轻微冲击载荷，室内工作，有粉尘。两班制（每天8小时工作），使用三相交流电为动力，期限10年（每年按365天计算），三年可以进行一次大修。小批量生产，输送带速度允许误差为5%。4、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮和蜗杆，进行小批量生产（或单件）。二、传动方案的分析及说明根据要求及已知条件，对

3、于传动方案的设计选择二级闭式圆柱齿轮传动，二级闭式圆柱齿轮传动能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且维护方便，能承受较大的载荷且传动平稳，期间用联轴器将减速器与电动机和传送带相连，能实现一定的传动比，满足设计要求。传动方案运动简图：带式输送机传动简图1-电动机；2,4-联轴器；3-减速器；5-滚筒；6-输送带三、电动机的选择1、选择电动机容量由已知条件，带的有效拉力，带速m/s，电动机所需工作功率为：kW工作机所需功率为：kW查阅相关参考文献确定： 1=0.99 联轴器效率； 2=0.99 一对滚动轴承效率； 3=0.97 闭式圆柱齿轮传动效率； 4=0.96 输送机滚筒；传动系统总效率 总=

4、011223345=0.85 式中： 01=1=0.99 12=23=0.990.97=0.96 23=23=0.990.97=0.96 34=21=0.9990.99=0.98 5=25=0.990.96=0.95所需电动机功率为：因为冲击载荷轻微，电动机的额定功率略大于即可，由参考资料2中表16-1，Y系列电动机技术参数数据，选电动机的额定功率kW。2、确定电动机的转速滚筒轴工作转速：r/min通常，二级圆柱齿轮减速器的传动比为，故电动机转速的可选范围为r/min考虑到整个传动系统为二级减速，总传动比可适当取大一些，选同步转速s=1440r/min。3电动机型号的选择根据工作条件：两班制工

5、作，连续单向运转，载荷较平稳，工作环境多尘，所需电动机功率4.24kw及电动机同步转速s=1440r/min等，选用Y系列三相异步电机，卧式封闭机构，型号为Y132S,其主要性能数据如下：电动机额定功率：m=5.5kw电动机满载转速：m=1440r/min电动机轴伸直径：D=38 mm电动机轴伸长宽：E=80 mm四、确定传动方案的总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级的传动比由传动系统方案知， ; 查阅相关资料取闭式圆柱齿轮传动比为 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 =7.03取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 则低速级的传动比 五、计算传动方案的运动和动力参数将传动装置

6、中各轴从高速轴到低速轴一次编号，定为0轴（电动机轴）、轴、轴、轴、轴（卷筒轴）；相邻两轴间的传动比表示为，；相邻两轴间的传动效率表示为，；各轴的输入功率为，；各轴的转速为，；各轴的输入转矩为，。0轴（电机轴）：kWr/min轴（减速器高速轴）：kWr/min轴（中间轴）：kWr/min轴（低速轴）：kWr/min轴（卷筒轴）：kWr/min运动和动力参数的计算结果汇总列于下表中：轴名电机轴轴轴轴卷筒轴输入功率/kW4.244.19764.033.86883.79转矩/(）28.1227.8483.66179.90176.23转速/(r/min06205.38205.3

7、8传动比13.132.241效率0.960.960.960.96六、齿轮传动的设计计算（一）高速级齿轮由前面已知输入功率kW，小齿轮转速r/min，小齿轮传递的转矩，传动比，工作寿命10年（每年按365天计算），每天工作8小时，两班制，单向连续转动，有轻微冲击载荷。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用圆柱直齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料的选择。由参考资料1中的表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮

8、齿数为=21，大齿轮齿数，取=66。2、按齿面接触疲劳强度设计按参考资料1中设计计算公式（10-11）进行试算，即（1）确定公式中的各计算数值1）试选载荷系数=2.0。2）由参考资料1中的表10-7选取齿宽系数=1。3）由图10-20查的区域系数4）由参考资料1中的表10-5查的材料的弹性影响系数。5）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 =1.6846）由参考资料1中的图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。7）由参考资料1中的式（10-15）计算应力循环次数。8）由参考资料1中的图10-23取接触疲劳寿命系数=0

9、.90；=0.95。（2）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考资料1中的式（10-14）得MPaMPa取和较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=523MPa2.计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。=45.362)计算圆周速度。m/s3）计算齿宽bmm4）计算齿宽与齿高之比模数mm齿高mm5）计算实际载荷系数。由参考资料1中的表10-2查得=1.25根据m/s，8级精度，由参考资料1中的图10-8查得=1.06m/s；查表10-3得齿间载荷分配系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，得齿相载荷分配系数。由，查参考资料1中的图10

10、-13得=1.60；故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考资料1中式（10-12）得mm7）计算模数mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-7）试算模数，即(2)确定公式内的各计算数值1) 试选Ft=2.02) 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。3）由参考资料1中的图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；4）由参考资料1中的图10-22取弯曲疲劳寿命系数，；5）计算。由参考资料1中的图10-17查得齿形系数=2.76，=2.19。由参考资料1中的图10-18查得应力校正系数=1.56，=1.78

11、6。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由参考资料1中的式（10-14）得MPaMPa经比较，大齿轮的数值大。所以取4.试算模数 mm(1）调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv。1.4121=29.61mmm/s齿宽b。mm宽高比 2)计算实际载荷系数。根据，8级精度，由图10-8查得动载系数。由，查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2由表10-4用插值法查得 1.440，结合9.33,查图10-13，得=1.32.则载荷数为1.251.101.21.32=2.1783) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯

12、曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.42并就近圆整为标准值mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数取。大齿轮齿数，取。与互为质数。新的传动比这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）计算中心距mm（3）计算齿轮宽度mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）mm，即取=55mm，而大齿轮的齿宽等

13、于设计齿宽=b=48mm。（4）齿顶高：mm（5）齿根高：mm（6）齿顶圆直径：mmmm（7）齿根圆直径：mmmm5、高速级齿轮计算结果如下表：参数齿轮1齿轮2齿数32101模数1.51.5分度圆直径48151.5齿根圆直径44.25147.75齿顶圆直径51154.5齿宽b5548传动比3.16中心距99.75（二）低速级齿轮由前面已知输入功率kW，小齿轮转速r/min，小齿轮传递的转矩，传动比，工作寿命10年（每年按365天计算），每天工作8小时，单向连续转动，有轻微冲击载荷。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故

14、选用8级精度（GB10095-88）。3）材料的选择。由参考资料1中的表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调制）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为=27，大齿轮齿数，取=61。5）初选螺旋角6)压力角2、按齿面接触疲劳强度设计按参考资料1中设计计算公式（10-24）进行试算，即（1）确定公式中的各计算数值1）试选载荷系数=1.5。2）由参考资料1中的表10-7选取齿宽系数=1。3）由图10-20差的区域细数=2.44）由参考资料1中的表10-5查的材料的弹性影响系数。5)由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度

15、系数。 =2.028 6）由式（10-23）可得螺旋角系数。7）由参考资料1中的图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。8）由参考资料1中的式（10-15）计算应力循环次数。9）由参考资料1中的图10-23取接触疲劳寿命系数=0.95；=0.98。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考资料1中的式（10-12）得MPaMPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 =28.58mm2)计算圆周速度。m/s3）计算齿宽bmm4）计算载荷系数。根据m/s，8级精度，由参考资料1中的图10-

16、8查得=1.02m/s；斜齿轮，查表10-3得齿间载荷分配系数；由参考资料1中的表10-2查得=1.25；由参考资料1中的表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，。由，查参考资料1中的图10-13得=1.39；故载荷系数5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考资料1中式（10-12）得mm6）计算模数mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计由参考资料1中的式（10-20）试算齿轮模数，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.52） 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数3） 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。4） 计算。由当

17、量齿数，查图10-17，得齿形系数2.57，2.19由参考资料1中的图10-18查得=1.60，=1.78。由参考资料1中的图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；由参考资料1中的图10-22取弯曲疲劳寿命系数，；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由参考资料1中的式（10-14）得MPaMPa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=5)试算齿轮模数=1.308mm（2）设计计算1）调整齿轮模数计算实际载荷系统前的准备。 圆周速度vm/s齿宽b 齿高h及宽高比b/h2）计算实际载荷系数。根据v=0.877m/s,8级精度。由图10-8查得动载系数由，

18、查表10-3得齿间载荷分配系数=1.4由表10-4用插值法查得1.417，结合查图10-13，得1.30则载荷系数为。3)由式（10-13），可得按实际载荷系数所得的模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=2mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数取。大齿轮齿数，取。新的传动比4、几何尺寸计算（1）计算中心距考虑到模数从1.513mm增大到2mm，所以将中心距减小圆整为40mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算分度圆直径mmmm（4）计算齿轮宽度mm取mm

19、，mm（5）齿顶高：mm（6）齿根高：mm（7）齿顶圆直径：mmmm（8）齿根圆直径：mmmm5、低速级齿轮计算结果如下：参数齿轮3齿轮4齿数1739模数2分度圆直径34.8479.92齿根圆直径29.8474.92齿顶圆直径38.8483.92齿宽b4035传动比2.30中心距43.66七、轴的设计计算（一）轴（高速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，2、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径mm，则 NN压轴力=1885.56N3、初步确定轴的最小直径。先按参考资料1中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资

20、料1中的表15-3，取=112，于是得：mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取15%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=38mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案。（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）-轴段与大带轮装配，其直径mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。查参考资料4中的表6.1-21知大带轮宽=80mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略小一些，现取mm。2）初步估算轴

21、承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=50mm，故取。3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6210型轴承，由参考资料4得其尺寸为故mm。4）取安装齿轮处的轴段-的直径mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油环定位。已知齿轮轮毂的宽度=90mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故取mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07，故取=5mm，则轴环处的直径=65mm。轴环宽度，取=10mm。5）取齿轮与箱体内壁之距离a=15mm，

22、根据参考资料3取轴承内端面至箱体内壁的距离mm，取mm。6）由前面知，低速级小齿轮轮宽=135mm，取中间轴两齿轮间的距离为c=15mm，则mm取mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料1中的表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为；同样带轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料1中的表15-2，取轴端倒角为245，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2，其余轴肩处

23、为R1.6。5、求轴上的载荷首先，根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算数值如下表：载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由参考资料1中的表15-1查得=60MPa。因此,故安全。（二）轴（中间轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，2、求作用在齿轮上的力 NN已知低速级小齿轮的分度圆直径mm， NN3、初步确定轴的最小直径。先按参考资料1中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料1中的表15-3，取=11

24、2，于是得：mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取15%，故mm，取=60mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案。1）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6312型轴承，由参考资料4得其尺寸为故mm。2）取安装齿轮处的轴段-和-的直径为65mm，齿轮与轴承之间采用挡油环定位，两齿轮间用轴环定位。已知齿轮2轮毂的宽度=85mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故取mm。已知齿轮3轮毂的宽度=130mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮

25、，此轴应略短于轮毂宽度，故取mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07，故取=6mm，则轴环处的直径=77mm。轴环宽度，取=15mm。3）取齿轮3与箱体内壁之距离a=15mm，根据参考资料3取轴承内端面至箱体内壁的距离mm，取mm。4）由前面易得箱体内壁间的距离为mm则mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料1中的表6-1查得齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为63mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，齿轮3与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的

26、直径尺寸公差为m5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料1中的表15-2，取轴端倒角为245，圆角半径为R2。5、求轴上的载荷首先，根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算数值如下表：载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由参考资料1中的表15-1查得=60MPa。因此,故安全。（一）轴（低速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，2、 求作用在齿轮上的力 NN3、初步确定轴的最小直径。先按参考资料1中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的

27、材料为45钢，调质处理。根据参考资料1中的表15-3，取=112，于是得：mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取10%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查参考资料1中的表14-1，取=1.5，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩6300000,孔径为85mm，故，半联轴器长度（Y型）172mm，半联轴器与配合的毂孔长度为mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所

28、示的装配方案。根据前面两根轴的步骤，最终确定如下：1）选择滚动轴承6219型，2）mm，mm，mm，mm,mm。3）mm，mm，mm，mm,mm，mm,mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由参考资料1中的表6-1查得齿轮处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为110mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样联轴器与轴的连接用平键，联轴器与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料1中的表15-2，取轴端倒角为2.545，圆角半径为R2

29、。5、求轴上的载荷首先，根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算数值如下表：载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由参考资料1中的表15-1查得=60MPa。因此故 I轴上的轴承6210在有效期限内安全。2、II轴（中间轴）上的轴承：由前面初选6312轴承，其寿命计算如下：预期寿命：h已知=70.87r/min，=81800N,轴承3上的当量动载荷N轴承4上的当量动载荷N所以h故 轴上的轴承6212在有效期限内安全。3、轴（低速轴）上的轴承：由前面初选6219轴承，其寿命计算如下

30、：预期寿命：h已知=20.08r/min，=110000N,轴承5上的当量动载荷N轴承6上的当量动载荷N所以h故 轴上的轴承6219在有效期限内安全。九、键联接的选择及校核计算 1、I轴（高速轴)上的键（1）键的选择由前面，已选齿轮1与轴用键1670联接，带轮与轴用键108联接。（2）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料1中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。1）齿轮上的键工作长度=70-16=54mm键与轮毂键槽接触高度=0.510=5mm由参考资料1中的式（6-2）可得 故此键能安全工作。2）带轮上的键=63-10=53mm键与轮毂键槽接触高度

31、=0.58=4mm由参考资料1中的式（6-2）可得 故此键能安全工作。2、II轴（中间轴）上的键（1）键的选择由前面，已选齿轮2与轴用键1863联接，齿轮3与轴用键18110联接。（2）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料1中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。1）齿轮2上的键工作长度：=63-18=45mm键与轮毂键槽接触高度=0.511=5.5mm由参考资料1中的式（6-2）可得 故此键能安全工作。2）齿轮3上的键工作长度：=110-18=92mm键与轮毂键槽接触高度=0.511=5.5mm由参考资料1中的式（6-2）可得故此键能安全工作。3、

32、 III轴（低速轴）上的键（1）键的选择由前面，已选齿轮4与轴用键28110联接，半联轴器与轴用键22110联接。（2）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料1中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。1）齿轮4上的键工作长度：=110-28=82mm键与轮毂键槽接触高度=0.516=8mm由参考资料1中的式（6-2）可得 故此键能安全工作。2）半联轴器上的键工作长度：=110-22=88mm键与轮毂键槽接触高度=0.514=7mm由参考资料1中的式（6-2）可得十、联轴器的选择由前面轴的设计计算中已选定LX6型弹性柱销联轴器。十一、附件的选择1、窥视孔

33、及其视孔盖为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置窥视孔。窥视孔设在上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部位的地方。平时，窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱盖上。窥视孔的大小应适当（以手能伸入箱内为宜），以便检查齿轮的啮合情况。为防止污染物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。2、通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3、轴承盖为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。4、定位销

34、为了精确地加工轴承座孔，同时为了在每次拆装箱盖时仍保持轴承座孔制造加工时的位置精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销。对称箱体应呈非对称布置，以免错装。5、油面指示器为了检查减速器内油池面的高度，以便经常保持油池内有适量的油量，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，即低速级传动件附近，装设油面指示器。采用的指示器是油标尺。6、放油螺塞换油时，为了排放污油和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7、启盖螺钉为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧难于开

35、箱。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出1-2个螺孔，旋入启盖用的圆柱端或半圆端的启盖螺钉。旋动启盖螺钉可将箱盖顶起。启盖螺钉的大小可用于凸缘连接螺栓。8、起吊装置为便于搬运，需在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳、吊钩或安装吊环螺钉等。十二、减速器箱体的结构设计尺寸由参考资料3中的表3-2取箱体的尺寸值如下表：名称减速器所用尺寸（mm)机座厚度11机盖壁厚11机座凸缘厚16.5机盖凸缘厚16.5机座底凸缘厚27.5地脚螺栓直径M24地脚螺栓数目6轴承旁螺栓直径M20机盖与基座连接螺栓直径M12连接螺栓d2的间距200轴承盖螺栓直径M10窥视孔盖螺栓直径M8定位销直径M10螺栓到机壁距离C

36、1见表2螺栓到凸缘外缘距离C2见表2轴承旁凸台半径24凸台高度75外壁至轴承座端面距离56大齿轮齿顶圆与箱内壁间的距离15齿轮端面与内机壁间的距离15机座肋厚10轴承端盖外径D210轴承端盖凸缘厚度12轴承旁连接螺栓的距离约等于轴承端盖外径螺栓直径C1C2沉头直径螺栓直径C1M8131120M813M10161424M1016M12181626M1218十三、润滑与密封（一）润滑方式齿轮采用飞溅润滑，三对滚动轴承采用脂润滑。（二）密封类型的选择1、轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2、箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3、轴承箱体内、外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。Nm/skW滚筒直径mmr/min电动机型号为Y132S额定功率kW满载转速m=1440r/minD=38mmE=80mm传动比减速器高速级低速级kWr/minkWr/mi