鏈板式輸送機(jī)傳動,課程設(shè)計(jì)

1、11機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)一鏈板式傳輸機(jī)傳動裝置機(jī)械專業(yè)09機(jī)械C班設(shè)計(jì)者：指導(dǎo)老師：2012年5月電子科技大學(xué)中山學(xué)院機(jī)械課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1 題目：設(shè)計(jì)一鏈板式輸送機(jī)傳動裝置2 工作條件 載荷有輕微震動，連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班倒。3 原始數(shù)據(jù)輸送鏈的牽引力F/KN輸送鏈的速度v/(m/s)輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm1.20.75/0.692/115傳動方案的擬定本設(shè)計(jì)采用V行帶和斜齒齒輪傳動，電動機(jī)輸出的扭矩經(jīng)過v行帶和斜齒齒輪傳到輸送鏈鏈輪上去設(shè)計(jì)計(jì)算說明書計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容主要結(jié)果1.電動機(jī)的選擇 11選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 考慮結(jié)構(gòu)簡單、工作可

2、靠、價格低廉、維護(hù)方便等因素，選者Y系列三相籠型異步電動機(jī)。1.2選擇電動機(jī)的容量（功率）輸送鏈輪的有效功率=FV=1.2*0.6=0.72查表3-1得各部分運(yùn)動副或傳動副的效率如下：名稱效率數(shù)量錐齒輪傳動0.961V帶傳動0.961聯(lián)軸器0.991滾子鏈傳動0.961滾動軸承0.993從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率=123453=0.86電動機(jī)所需的輸出功率1.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速輸送鏈輪的轉(zhuǎn)速nW 由表3-2查得各種傳動的傳動比參考值： V帶傳動；錐齒輪傳動 初選V帶傳動比，錐齒輪傳動比初設(shè)定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速查表17-7得電動機(jī)的的型號為Y90S-4,其額定功率Pm=1.1kw，滿載轉(zhuǎn)速為nm

3、=1400r/min。1.4 傳動參數(shù)的計(jì)算（1） 確定傳動裝置總傳動比和分配傳動比傳動裝置的總傳動比錐齒輪的傳動比V行帶的傳動比計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速n：與大傳送帶輪相連的軸的轉(zhuǎn)速與大錐齒輪相連的軸的轉(zhuǎn)速與鏈輪相連的軸的轉(zhuǎn)速各軸的輸入功率P各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T根據(jù)以上計(jì)算數(shù)據(jù)列出下表2，供以后 設(shè)計(jì)計(jì)算使用表2 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電動機(jī)軸軸1軸2鏈輪軸功率P/kw1.11.040.990.97轉(zhuǎn)矩T(N·m)7.528.461.860.9轉(zhuǎn)速n/(r/min)1400350153153傳動比i42.291.00效率0.950.950.98傳動零件的設(shè)計(jì)V帶的設(shè)計(jì)1確定計(jì)算功

4、率Pca查課本的表8-7得工作情況系數(shù)KA=1.2，故2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca=1.32、nm=1400r/min，插圖8-11選Z型帶3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1,。由表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1=71mm.2) 驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶長選擇合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a）,計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2根據(jù)表8-8，圓整為dd2=280mm.4.確定帶的中心距和基準(zhǔn)長度Ld)根據(jù)式(8-20),初定a0=500mm2) 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度

5、查表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1400mm3) 按式8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a.5.小帶輪上的包角16. 計(jì)算帶的根數(shù)z1）單根V帶的額定功率Pr由dd1=71mm，和nm=1400r/min,查表8-4a并計(jì)算根據(jù)nm=1400r/min,i=4和型帶，查表8-4b得P0=0.03kw.查表8-5并計(jì)算查表8-2得KL=1.14，所以計(jì)算V帶的根數(shù)z.取4根。7） 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F 0)min.8） 由表8-3得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.02kg/m，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>(F0)min。9 帶輪設(shè)計(jì)：小帶輪的直徑d1=71mm，將小于發(fā)動機(jī)軸的直徑的2.5倍，

6、所以采用實(shí)心式；大帶輪的直徑d2=280mm，采用腹板式根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（單行本-機(jī)械傳動）表12-1-10可查得z型帶的取f=8，e=12所以帶輪的寬度材料選用45鋼，正火處理。錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選定齒輪精度等級、材料及齒輪1） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 因?yàn)橐蟮木炔皇呛芨?，選用7級精度3） 選小齒輪齒數(shù)z1=30,大齒輪齒數(shù)z2=2.29X30=68.7,取z2=69.2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a)進(jìn)行試算，即2） 試選載荷系數(shù)K

7、l=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）選取齒寬系數(shù)d=1/34）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa。6） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.0，KHN2=1.4。8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效率概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得估算結(jié)果大端模數(shù)大端圓周速度v齒寬齒高齒寬與齒高之比查圖10-8得kv=1;這里采用直齒輪，所以由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由10-4近似用d=0.4得KH=1.179查圖

8、10-13得KF=1.5所以載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1X1X1.79=1.79實(shí)際小錐齒輪的分度圓直徑計(jì)算模數(shù)分錐角：當(dāng)量齒數(shù)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1）查圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86，KFN2=0.883)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）4)計(jì)算載荷系數(shù)K5) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5得7)計(jì)算大小齒輪的并比較大齒輪的大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲

9、勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于模數(shù)m的大小主要取決于彎曲接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取模數(shù)7.8并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=8mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=283mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)z2=2.29X35=80分度圓直徑d2=2.29X283=648mm軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.根據(jù)軸上零件的定位、拆裝方便的需要，同時考慮到強(qiáng)度的原則，齒輪軸設(shè)計(jì)為階梯軸。各零件式裝配方案及固定方零件裝配方案軸向固定周向固定左右?guī)л啅淖笱b入軸端擋圈軸肩鍵左軸承從左裝入軸承蓋套筒過盈右從左裝入套筒封油環(huán)過盈齒輪軸體軸體軸體軸體周向力： 徑向力： 軸向力： 3.初步確定軸的最小直徑先按

10、式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取A0=112，得該軸的最小處應(yīng)該是在安裝帶輪處，因?yàn)榇髱л喌闹睆絛2=284，所以帶輪的孔選50mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)題目要求得出下面的裝配簡圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足大帶輪的軸向定位要求-軸段右端需有一軸肩，故取-的直徑d-=54mm，左端用軸端擋圈定位，按軸的直徑取擋圈的直徑D=60.大帶輪的寬度是B=50mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上。故-段的長度應(yīng)比帶輪的長度短，現(xiàn)取l-=48mm.2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受

11、有徑向力和軸向力的作用，但這軸向力不會很大，故可選角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=54mm,初步選取7212C軸承，其基本尺寸為,故d-=60mm,d-=60mm，左軸承的右端面和右軸承的左端面用軸肩固定，查表15-3得d-=70,l=15mm.3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d-=56;齒輪的左側(cè)與右軸承之間采用套筒定位。錐齒輪右端面用軸端擋圈固定，為了保證軸端擋圈只壓在錐齒輪上，根據(jù)齒輪的寬度b=117.8，取l-=1154）取大帶輪到箱體外壁的距離a=20mm,至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。帶輪軸段的直徑d-=54mm

12、,查表14-26得鍵的尺寸，長為40mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為；同樣齒輪與軸的連接，選用平鍵，長為80，配合公差為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，這時軸的公差為m6。根據(jù)表15-2與帶輪配合的軸端的倒角為2X45°。與錐齒輪配合的軸端的倒角為2.5X45°5.軸向載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，兩軸承的間距為l5+9+9=33;根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出彎矩圖和扭矩(假設(shè)力的作用點(diǎn)都在該零件的中點(diǎn)).由圖可知危險截面在C截面。齒輪的現(xiàn)將計(jì)算出的C截面的MH、MV及M的值列于表載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=114

13、.1N FNH2=-87.5N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，只需要校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5），軸的計(jì)算應(yīng)力。大錐齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)上面計(jì)算可以知道：初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-。故需先選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故KA=1.3，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)該小于聯(lián)軸器功稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125N.m.半聯(lián)軸器的孔徑d1=30,故取d-=30mm,半聯(lián)

14、軸器長度L1=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸端右端需有一軸肩，鼓起·故取-軸段的直徑d-=36mm;下端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=68mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上不壓在軸的端面上，去l-=50mm.2）初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S承同時有徑向力和軸向力的作用，但其軸向力不大，故可選用叫接觸球軸承。根據(jù)d-=36mm。選取角接觸球軸承7208C其基本尺寸為,故d-=d-40mm.下端的軸承采用軸肩進(jìn)行定位，因6

15、008軸承的,故取d-=49mm.3）取大齒輪的軸段的直徑為d-=60mm;大錐齒輪的下端用軸肩固定，取d-=64mm,齒輪的上端與軸承之間用套筒定位，為了橫·能有效固定齒輪，l-應(yīng)比輪廓的長度短,取l-=114mm.取套筒的長度l-=20mm4)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離l=30mm,故取l-=50mm5)取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm，錐齒輪下端到下軸承的距離為286（應(yīng)大于小錐齒輪的分度圓直徑，取，固定下軸承的軸肩的長度為l-=30mm則至此，已經(jīng)初步確定而來軸的各段直徑和長度。（3） 軸上零件

16、的周向定位錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7，l=45mm，為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪廓與軸的配合為，同理可得，錐齒輪與軸配合選用鍵截面bxh=18X11,l=80mm,錐齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6.(4)確定軸上倒角的尺寸參考表15-2，取軸倒角為1.2X45。求軸上的載荷鏈輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-。而上面已經(jīng)選出了

17、聯(lián)軸器的型號了。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸端右端需有一軸肩，鼓起故取-軸段的直徑d-=36mm;下端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=68mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上不壓在軸的端面上，去l-=50mm.2）初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S承只有徑向力，故可選用深溝球軸承。根據(jù)d-=36mm。選取深溝球軸承6008其基本尺寸為,故d-=d-40mm.上方的軸承采用軸肩進(jìn)行定位，因6008軸承的,取d-=46mm.取安裝兩鏈輪處的軸段的直徑為60mm,鏈輪的寬度為53mm鏈輪與軸

18、承間用套筒定位，設(shè)為了能固定鏈輪，此處的軸應(yīng)該小于輪廓的寬度，取其長度為50mm,兩鏈輪之間用軸肩定位，軸肩的直徑設(shè)為66mm，寬度為12mm.軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于加潤滑脂，去端蓋的外端面距聯(lián)軸器的右端面間的距離l=30，故取l-=50mm至此，與初步確定了軸的各段長度與直徑3）軸上零件的周向定位鏈輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按d-=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7，l=45mm，為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪廓與軸的配合為，同理可選鏈輪的鍵的截面bXh=18X11，l=45，其配合公差為，滾動軸承與軸的周向定位是由

19、過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6.聯(lián)軸器的選擇大錐齒輪的最小直徑聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故KA=1.3，則啟動載荷為名義載荷的1.25倍，按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用選用LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125N.m.半聯(lián)軸器的孔徑d1=30,半聯(lián)軸器長度L1=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm。第8章 軸承的選擇與校核1. 減速器軸承選取高速軸選用6011,中間軸選用7208C,低速軸選用6008 減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內(nèi)徑d外徑D寬度BDaminDbmaxr

20、amax高速軸7212C6011022691011中間軸7208C40811847731鏈輪軸6008406815466212.高速級軸承壽命驗(yàn)算：1）預(yù)期壽命要求使用壽命L=10年×300天×16小時=48000小時2）壽命計(jì)算 鍵的選擇與校核 9.1輸入軸上鍵的選擇及校核在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為： 與帶輪相連的軸的軸徑為54mm,查表14-26得鍵的尺寸，長為40mml=L-b=40-16=24mm.K=0.5h=0.5×10=5mm查課本表6-2，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力p=100120MPa。所以鍵的擠壓強(qiáng)度足夠。中

21、間軸上鍵的選擇與校核半聯(lián)軸器與軸配合軸的直徑d-=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7，l=45mm，l=L-b=45-8=37mm， K=0.5h=0.5×7=3.5mm鏈輪軸上鍵的選擇與校核半聯(lián)軸器與軸配合軸的直徑d-=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7，l=45mm，K=0.5h=0.5×7=3.5mm第10章 箱體的設(shè)計(jì)10.1箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響

22、。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)公式在裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過程中確定。10.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。10.3箱體各部分的尺寸箱體參數(shù)表1：名 稱稱 號一級齒輪減速器計(jì)算結(jié)果機(jī)座壁厚0.04a+3mm8mm15機(jī)蓋壁厚10.8512機(jī)座凸緣厚度b1.522.5機(jī)蓋凸緣厚度b11.5118機(jī)座底凸緣厚度b22.537.5地腳螺釘直徑df0.036a+12mm16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df12機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df8窺視孔蓋螺釘直徑d

23、4(0.30.4) df5定位銷直徑d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外機(jī)壁距離c1見表222,16,13df 、d2至緣邊距離c2見表220,11軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定42外機(jī)壁到軸承端面距離l1c1+ c2+(58)mm48內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm56蝸輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離11.218蝸輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離215機(jī)座肋厚mm0.8512.75軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3125軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn)表2：連接螺栓扳手空

24、間c1 、c2值和沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440 11141620242834沉頭座直徑28222633404861第11章 潤滑和密封的設(shè)計(jì)11.1潤滑蝸輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。蝸輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑；軸承Dpw·n=1.455×104 (23) ×105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計(jì)的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75

25、 1）個齒高，但油面不應(yīng)高于蝸桿軸承下方滾動體中心。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取浸油深度H1為10mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。11.2 密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。11.2.1軸伸出處的密封作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。11.2.2 軸承內(nèi)側(cè)的密封該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤滑效果。11.2.3 箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。11.3 附件的設(shè)計(jì)11.3.1 窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點(diǎn)、齒側(cè)間隙及向箱內(nèi)注油等，在箱蓋頂部設(shè)置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應(yīng)凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。11.3.2 排油孔、放油油塞、通氣器、油標(biāo)為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設(shè)有排油孔，并在其附近做出一小凹坑