二級齒輪減速器課程設計

1、唐山學院機械設計課程設計1 前言機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為直齒圓柱齒輪減速器，第二級傳動為閉式齒輪傳動。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之。本設計采用的是二級直齒輪傳動，直齒輪不產生

2、軸向力，但傳動平穩(wěn)性較差，適合低速傳動。 說明減速器的結構特點、材料選擇和應用場合。 綜合運用機械設計基礎、機械制造基礎的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程全面了解一個機械產品所涉及的結構、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，培養(yǎng)綜合分析、實際解決工程問題的能力。 2 設計任務書2.1設計題目，內容及要求 2.1.1設計題目：用于帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器設計設計二用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化較平穩(wěn), 運輸機工作轉速允許誤差為5%。,減速器小批量生產，工作在室外，灰塵較大，常溫,使用期限10年(

3、250天/年),三班制工作,檢修間隔期為三年一大修。車間有三相交流,電壓380/220V。2.1.2內容及要求：1）機械裝置的總體設計電機的選擇、總傳動比的計算及機械傳動運動和動力參數的計算2）傳動裝置的設計傳動零件的設計計算；傳動裝置裝配草圖和零部件的結構設計；裝配圖的設計與繪制。 3）零件圖設計：軸零件圖繪制；齒輪零件圖的繪制。4）撰寫設計說明書一份，不少于60008000字。2.2原始資料 2.2.1傳動方案及工作條件1）工作情況：三班制單向連續(xù)運轉，載荷較平穩(wěn)；運輸機工作轉速允許誤差±5% ；2）使用折舊期：10年，每年工作250天；3）工作環(huán)境：室外，灰塵較大，常溫；4）動

4、力來源：電力，三相交流，電壓380/220V ；5）檢修間隔期：三年一大修，半年一小修；6）制造條件及生產批量：一般機械制造工廠，批量生產； 2.2.2原始技術數據數據編號C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10運輸帶工作拉力F（N）5000520040004500420044005300580030003500運輸帶工作速度V(m/s)0.50.40.80.360.550.450.650.380.480.66卷筒直徑D(mm)4604503904704804004104204654752.3設計步驟1）傳動裝置總體設計方案2)電動機的選擇3)確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4)計算傳動裝

5、置的運動和動力參數5)設計V帶和帶輪6)齒輪的設計7)滾動軸承和傳動軸的設計及鍵和聯(lián)軸器的選擇。8)箱體結構設計9)潤滑密封設計3 總體設計方案1.傳動裝置的組成：傳動裝置由電機、減速器、卷筒等組成。2.傳動裝置的特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：其傳動方案如下：圖3-1 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱齒輪減速器（同軸式式）。4 電動機的選擇1.選擇電動機類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇式籠型三相異步電動機，電壓380V。2.選擇電動機容量電動機所需工作功率為工作機所需功率為各部分

6、效率：V帶傳動效率；滾動軸承效率；閉式齒輪傳動效率；聯(lián)軸器效率；傳動滾筒效率 。代入得 所需電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。選電動機的額定功率為3KW。3.確定電動機轉速滾筒軸工作轉速二級圓柱齒輪減速器的傳動比i=840,故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的轉速有1500和3000的電動機。3000總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結構不緊湊。故取1500的電動機綜上所述，符合以上數據要求的電動機只有Y100L2-4型電動機。5 傳動比、運動和動力參數計算1.計算傳動比總傳動比2.分配傳動裝置各級傳動比取V帶傳動比 則減速器的傳動比 為 由于為同軸式減速器，故高

7、速級和低速級的傳動比為 3.運動和動力參數計算0軸（電動機軸）1軸（高速軸） 2軸（中間軸） 3軸（低速軸） 4軸（滾筒軸） 各軸運動和動力參數計算結果：軸名功率P/kW轉矩T/N·m轉速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.8419.11420111軸2.732.7055.0854.53473.3330.962軸2.622.59144.31142.87173.382.730.963軸2.522.49378.93375.1463.512.730.96滾筒軸2.472.45371.41367.7063.5110.986 齒輪的設計6.1高速級齒輪傳動設計1.選擇齒輪

8、類型、精度等級、材料及齒數 （1）選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為。 （2）帶式輸送機為一般工作機器，選用7級精度。 （3）材料選擇。由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，齒面硬度為240HBS。280HBS-240HBS=40HBS>30HBS （4）、選小齒輪齒數,大齒輪齒數,取。2.按齒面接觸疲勞強度設計試算小齒輪分度圓直徑，即。確定公式中各參數的值。 試選； 計算小齒輪傳遞的轉矩； 由表10-7選取齒寬系數；由圖10-20查得區(qū)域系數; 由表10-5查得材料的彈性影響系數； 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合系數： 計算疲勞許

9、用應力； 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、。 計算應力循環(huán)次數： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數、，取失效概率為1%，安全系數S=1，可得取其中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即。試算小齒輪分度圓直徑：取=67.5mm（2）、調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度v：齒寬b：計算實際載荷系數由表10-2查得使用系數;根據V=1.67 m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數；齒輪的圓周力：由表103查得齒間載荷分配系數; 在這里由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐不對稱布置時，得齒向載荷分布系數；由此得到實際載荷系數：可得按實

10、際載荷系數算得的分度圓直徑：及相應的齒輪模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算模數，即確定公式中各參數的值試選；由式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數：；計算由圖10-17查得齒形系數、；由圖10-18查得應力修正系數、；由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、；由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數、；取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得：取其較大者，即試算模數：（2）調整齒輪模數計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度V。齒寬b。寬高比b/h。計算實際載荷系數根據、7級精度，查得動載系數；由；查表得齒間載荷分配系數；由表10-4用插值法查得，結合，得，則載荷系數：;可得按實際載

11、荷系數算得的齒輪模數：為使其滿足要求，取m=1.5mm，取。1.1.4、幾何尺寸計算由上有m=2mm，；則，。（4）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，有，有 （5）齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，有，有，m=2mm，。有 齒根彎曲疲勞強度滿足要求主要設計結論：6.2低速級齒輪傳動設計1.選齒輪類型、精度等級、材料及齒數 選用斜齒圓柱齒輪，壓力角=20，初選螺旋角=，精度等級選用7級精度；材料及熱處理：選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。試選小齒輪齒數z121，大齒輪齒數z2=z1*i=23*5

12、.848=122.8.圓整z2=122。此時，i=122/21=5.809，誤差為0.658%。2. 按齒面接觸強度設計3. 2.按式（1021）試算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式內的各計算數值試選Kt1.3 由圖1020選取區(qū)域系數2.433由表10-7選取尺寬系數d1 計算小齒輪傳遞的轉矩 T21=表105查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa 計算接觸疲勞強度用重合度系數.= =1.2125=1.649=0.75697螺旋角系數=0.985由圖1025d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1550MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa；由式（1015）計算應力循環(huán)次數

13、N160n1jLh60×710×1×（24×250×10）2.566×N2N1/53.99×由圖1023查得接觸疲勞壽命系數KHN10.93；KHN20.96 MPa558MPa MPa528MPa 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力,因此可得=528MPa 計算小齒輪分度圓直徑=mm=37.78mm（2）調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備：圓周速度v。=0.4348m/s齒寬b。b=1x41.54mm=41.54mm。計算實際載荷系數。已知載荷平穩(wěn)，所以取=1根據v=0.4348m/s,7級精度，由

14、圖108查得動載系數=1.02=44.92N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數=1.2。由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，得齒向載荷分配系數=1.4293。故實際載荷系數K=2.062由式（10-12）可得按實際的載荷系數算得的分度圓直徑，=44.05mm及相應的齒輪模數=2.20mm3.齒根彎曲疲勞強度校核 由式（10-7）計算模數，即 （1）確定公式中各參數的值：試選=1.3。由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數。=1.2786=0.8366由式（10-19），可計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數。=0.8076計算。由當量齒數=22.98

15、8，=134.646，查10-17得齒形系數=2.71,=2.18。由圖10-18查得應力修正系數=1.56、=1.82。由圖1024c查得小齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限Flim1500MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Flim2380MPa；由圖1022查得彎曲疲勞壽命系數KFN10.92,KFN20.96。 取彎曲疲勞安全系數S1.4，由式（10-14）得=328.57MPa=260.57MPa=0.0128=0.01556因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=0.01556試算模數=1.780mm調整齒輪模數計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度v。=28.986mm=1.07757m/s齒寬b。

16、b=1x28.986mm=28.986mm齒寬高比b/h。=3.0134b/h=28.986/3.0134=9.619計算實際載荷系數。根據v=1.07757m/s,7級精度，由圖108查得動載系數=1.06；N=N=94.643N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數=1.4。由表104用插值法查得齒向載荷分配系數=1.43,結合b/h=9.619,查圖10-13，得=1.35故實際載荷系數K=1.547由齒根彎曲疲勞強度校核式代入數值得=226.5MPa<260.57MPa滿足齒根彎曲疲勞強度。故取模數m=2合適。4.幾何尺寸計算計算中心距=148.41mm因二級

17、減速器為同軸式，中心距相等，故將此中心距圓整成150mm。圓整后的中心距修正螺旋角=計算大、小齒輪的分度圓直徑=43.75mm=256.25mm計算齒輪寬度=43.75mm考慮都安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=50mm，大齒輪齒寬b2=44mm。結構設計：因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式。5.主要設計結論齒數Z121，Z2=122，模數m=2mm，壓力角=，螺旋角=，中心距a=150mm，齒寬b1=50mm，b21=44mm，小齒輪材料為45鋼（調質），大齒輪材料為45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。7 傳動軸的設計及滾動軸承的選擇7.1中間速軸的設計及軸承的選擇1

18、. 求中間軸上小大齒輪的功率P，轉速n和轉矩T。低速級上的小齒輪：高速級上的大齒輪：2. 求作用在齒輪上的力小齒輪：因已知小齒輪的的分度圓直徑為而大齒輪：已知大齒輪的的分度圓直徑為而3初步確定軸的最小直徑.先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案：如圖所示圖3.7.1 中間軸（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該中間軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承所在的軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與滾動軸承的孔徑相適應，故需同時選用滾動軸承，在此處軸既受徑向力，又受軸向力，所以選用單列圓錐滾子軸承，參

19、照工作面要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7212AC，其尺寸為,所以，左端軸承右側采用套筒定位，套筒右側是一非定位軸肩，非定位軸肩的高度，所以，同理，給右端軸承定位的套筒左端也為一非定位軸肩，所以。至此，中間軸上各軸段的直徑已設計出。取齒輪距箱體內壁之距離為14mm ，滾動軸承距箱體內部距離為9mm。所以有，由上已知低速級小齒輪的齒寬為，由于齒輪所在軸段應比齒輪輪轂短2-3mm ，所以可確定，兩齒輪中間軸段為一軸環(huán)，其寬度，所以取。至此，中間軸上各軸段長度已確定。（3）中間軸上零件的周向定位：齒輪與軸之間的周向定位采用平鍵連接，由表6-1查得采用平鍵尺

20、寸為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑為R1。5. 軸的強度校核首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，如下圖：圖3.7.2中間軸的計算簡圖在確定軸承的支點位置之前，應從手冊中查取a值，對于7212AC的角接觸球軸承，由手冊中查的，作為簡支梁的軸的支撐跨距為183.6mm，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。其中 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可看出截面2是軸的危險截面，現將計算出的截面B處數據列于下表：載荷水平面H垂

21、直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全。5. 軸承的校核（1） 求兩軸承受到的徑向載荷。 中間軸上軸承受力如下圖 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系。圖中 在鉛垂面內，對1處取矩，設所取彎矩順時針為正，則有，帶入數值得，解得。 又，即：。 在水平面內，同理，對1處取矩，設所取彎矩順時針為正，則有,帶入數值的，解得。 又,即。所以有,。（2） 求兩軸承的計算軸向力 該中間軸所選軸承為7212AC的軸承，查表得其派生軸向力計算方法為,所查取得。所以有,外在軸向力為,因為,所以軸承2

22、被壓緊，軸承1被放松。 所以可求得軸承1所受軸向力為 ，軸承2所受軸向力為。（3） 求兩軸承的當量動載荷查手冊可知，判斷系數，又因為，查表得。取，所以，。 取兩者中較大者進行壽命計算，則。（4） 軸承壽命計算，此處所選軸承為7212AC的角接觸球軸承，所以，并從手冊上查的其基本額定動載荷為,中間軸的轉速為，將數值帶入上述公式得。所以該軸承滿足壽命要求。7.2高速軸的的設計及軸承的選擇1. 求高速軸上小齒輪的功率P，轉速n和轉矩T。2. 初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得3.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案：

23、如圖所示（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該高速軸的最小直徑顯然是安裝帶輪所在的軸的直徑現取軸的直徑為,該軸右端采用軸肩定位，考慮到軸肩的高度，現取，選用6307的深溝球球軸承。軸承兩端用擋油環(huán)定位，套筒右端為一定位軸肩，考慮到軸肩的高度，算的，軸段4-5為一軸環(huán)，其左端為一非定位軸肩，高1-2mm ，所以，軸段6-7右端為非定位軸肩取，至此，高速軸各軸段直徑已設計出。 結合中間軸相關軸段長度的確定以及滾動軸承寬度的大小，確定出，由上已知高速級小齒輪的齒寬為，由于齒輪所在軸段應比齒輪輪轂短2-3mm ，所以可確定，齒輪左端軸段為一軸環(huán)，其寬度，所以取。取，并取至此，中間軸上各軸段

24、長度已確定。（3）中間軸上零件的周向定位：齒輪與軸之間的周向定位采用平鍵連接，由表6-1查的大齒輪處采用平鍵尺寸為。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑為R1。7.3低速軸的設計以及軸承的選擇1. 求低速軸上大齒輪的功率P，轉速n和轉矩T。2. 初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得3.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案：見圖（2）根據軸向定

25、位的要求確定軸的各段直徑和長度由圖知，該軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器計算轉矩，考慮轉矩變化很小，故取。則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度為。 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段直徑為；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現取。 初步選擇滾動軸承。由于此

26、處軸承既受軸向力又受徑向力，結合所以選用7210C的角接觸球軸承。取3-4軸段，其尺寸為，故。軸段5-6處安裝有齒輪，齒輪右端為一非定位軸肩，所以取安裝齒輪處的軸段，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為73mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂的寬度，故取。齒輪左側用軸肩定位，h=2mm。所以，結合軸2，為了使兩軸上的齒輪可以相互嚙合，并使軸的布置位置不超過箱體，所以取，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位。聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按、，查得齒輪與聯(lián)軸器聯(lián)接的平鍵截面，；齒輪與軸聯(lián)接的平鍵截面。同時為了保證齒輪與

27、軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸。取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑為R1。8 鍵的選擇及強度校核8.1高速軸鍵的強度校核由軸直徑d=32mm，選擇A型鍵108，L=48mm，材料為45鋼。校核如下：MPa而故合格。8.2中間軸鍵的強度校核由軸直徑d=56mm，選擇A型鍵1610，L=37mm，材料為45鋼。校核如下：MPa而故合格。8.3低速軸鍵的校核 由軸直徑d=78mm,，選擇A型鍵22x14,L=35mm,材料為45鋼。校核如下：而故合格。9 箱體結構設計減速器的箱

28、體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合。1、 箱體有足夠的剛度箱體外輪廓為長方形，為了增強了軸承座剛度，在機體為加鑄肋板。2、考慮到機體內零件的潤滑，密封及散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為70mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精加工。3、 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，機體外型簡單，拔模方便。減速器箱體結構尺寸：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度14箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數目查

29、手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4262219，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42219外箱壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.210齒輪端面與內機壁距離>8機蓋，機座肋厚1010軸承端蓋外徑+（55.5）150軸承旁聯(lián)結螺栓距離15010潤滑和密封設計1.齒輪的潤滑由于所設計的減速器的雙級圓柱齒輪減速器， 兩個大齒輪的轉速均不高，均小于 12m/s，減速器的齒輪采用浸油潤

30、滑，由于高、低速級的大齒輪的尺寸不同，因而浸油深度就不一樣。為了使兩齒輪均潤滑良好，推薦對大圓柱齒輪通至少一個齒高，即10mm，。而錐齒輪應浸入0.5到1個齒寬，但是不小于10mm，總體上油深不能超過大直齒圓柱齒輪分度圓直徑的三分之一，因此確定油深度為60mm,最高深度為70mm，為保證潤滑及散熱的需要，減速器內應有足夠的油量。根據運動粘度選擇L-AN32型號的潤滑油，其凝點為-5攝氏度，閃點為150攝氏度。2.軸承的潤滑對于角接觸球軸承， dn<10mm· r/min，采用脂潤滑，選擇ZL-3潤滑脂。3.軸上的密封由于軸 I 的速度, 選擇氈圈式密封，利用矩形截面的毛氈圈嵌入

31、梯形槽中所產生的對軸的壓緊作用， 獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、 灰塵等侵入軸承室的密封效果。高速軸密封選擇適合軸的d35mm的氈圈，輸出軸采用適合軸的 d60mm 的相應尺寸的氈圈。4.箱蓋和箱座接合面的密封在箱蓋和箱座結合面上涂密封膠密封。5.其他密封檢查孔蓋板、 排油螺塞與箱體的結合面間均采用石棉橡膠紙密封。11 附件設計1.桿式游標油標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，以防油進入油尺座孔而溢出，又要便于桿式油標的插取及座孔的加工。選擇桿式油標，油標上有按最高和最低油面確定的刻度線，觀察時拔出桿式油標，由油面上面的油痕判斷油面高度是否適當。選用 M16 規(guī)格，

32、L=100mm。2.排油孔螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。選用，其高度需低于箱底2mm，保證潤滑油可以完全流出箱體。3.窺視孔蓋在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入手進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。選用，共有6個連接螺釘。4.通氣器選用鋼制通氣器，焊接在窺視孔蓋上，結構簡單。5.起吊裝置在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊耳，用以起吊或搬運較重

33、的物體。1）吊鉤2）吊耳6.啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。選用，材料為Q235，鋼并通過熱處理使硬度達 HRC28-38。7.調整墊片調整墊片材料為08F，大小有軸承端蓋確定。8.定位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。采用圓柱銷定位，材料為 35鋼，公稱直徑 8mm，長度 35mm。12 設計總結這次關于帶式運輸機上的二級同軸式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過三個星期的