(手繪)(zhao)--聯(lián)軸器-一級蝸桿-開式圓柱齒輪,P=.,n=.,小時天年(左側(cè)_向上)

1、(手繪)(zhao623796302)-聯(lián)軸器-一級蝸桿-開式圓柱齒輪,P=3.5,n=9.3,16小時300天6年(左側(cè)_向上) 目錄 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 . 3 1.1設(shè)計題目. 3 1.2設(shè)計步驟. 3 第二部分 選擇電動機(jī) . 3 2.1電動機(jī)類型的選擇 . 3 2.2確定傳動裝置的效率 . 4 2.3計算電動機(jī)容量 . 4 2.4確定電動機(jī)功率及轉(zhuǎn)速 . 4 2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 . 5 第三部分 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) . 6 3.1電動機(jī)輸出參數(shù) . 6 3.2高速軸的參數(shù) . 6 3.3低速軸的參數(shù) . 6 3.4工作機(jī)軸的參數(shù) . 7 第四部分

2、開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 . 8 4.1選精度等級、材料及齒數(shù) . 8 4.2確定傳動尺寸 . 10 4.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 . 11 4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸 . 12 4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) . 13 第五部分 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算 . 13 5.1選擇蝸桿傳動類型 . 13 5.2選擇材料. 13 5.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 . 13 5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 14 5.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 . 15 5.6驗算效率 . 16 5.7熱平衡計算 . 16 第六部分 軸的設(shè)計 . 16 6.1高速軸設(shè)計計算 . 16 6.2低速軸設(shè)計計算 . 2

3、1 第七部分 滾動軸承壽命校核 . 28 7.1高速軸上的軸承校核 . 28 7.2低速軸上的軸承校核 . 30 第八部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 . 31 8.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 . 31 8.2低速軸與渦輪鍵連接校核 . 31 8.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核 . 31 第九部分 聯(lián)軸器的選擇 . 32 9.1高速軸上聯(lián)軸器 . 32 第十部分 減速器的密封與潤滑 . 32 10.1減速器的密封 . 32 /共36頁 10.2軸承的潤滑. 33 第十一部分 減速器附件 . 33 11.1油面指示器. 33 11.2通氣器 . 33 11.3放油孔及放油螺塞 . 34 11.4窺視孔和視

4、孔蓋 . 34 11.5定位銷 . 34 11.6啟蓋螺釘. 34 11.7螺栓及螺釘. 35 第十二部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 . 35 第十三部分 設(shè)計小結(jié) . 36 第十四部分 參考文獻(xiàn) . 36 /共36頁 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計題目 一級蝸桿減速器，工作機(jī)所需功率Pw=3.5kW，轉(zhuǎn)速nw=9.3r/min，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：6年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機(jī)的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5.開式圓柱齒輪

5、傳動設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 第二部分 選擇電動機(jī) 2.1電動機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。 /共36頁 2.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 軸承的效率：2=0.98 開式圓柱齒輪的效率：o=0.96 蝸桿的效率：3=0.8 工作機(jī)的效率： w=0.97 2.3計算電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為 2.4確定電動機(jī)功率及轉(zhuǎn)速 電動機(jī)所需額定功率 : 工作轉(zhuǎn)速： 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，開

6、式圓柱齒輪傳動比范圍為：25，一級蝸桿傳動比范圍為：1040，因此理論傳動比范圍為：20200?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(20200)×9.3=186-1860r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M2-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。 /共36頁 電機(jī)主要尺寸參數(shù) 2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： （2）分配傳動裝置傳動比

7、取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5 減速器傳動比為 /共36頁 第三部分 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 3.1電動機(jī)輸出參數(shù) 3.2高速軸的參數(shù) 3.3低速軸的參數(shù) /共36頁 3.4工作機(jī)軸的參數(shù) 運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表: /共36頁 第四部分 開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 4.1選精度等級、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×5=151。 實際傳動比i=5.033 （3）壓力角=20°。 （1）由式（10-7）試算齒輪

8、模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y 計算YFa×YSa/F /共36頁 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 : 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 兩者取較大值，所以 2）試算齒輪模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 /共36頁 齒寬 b 齒高h(yuǎn)及齒寬比 b/h 2）計算實際載荷系數(shù)KF 查圖得動載系數(shù)Kv=1.054 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.403 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.075 實際載荷系數(shù)為 3）計

9、算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 4）計算分度圓直徑 4.2確定傳動尺寸 （1）計算中心距 （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑 （3）計算齒寬 取B1=80mm B2=75mm 4.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為 1） KH、T、d和d1同前 由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 由式計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力 故接觸強(qiáng)度足夠。 4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒

10、頂高、齒根高和全齒高 （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 第五部分 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算 5.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 5.2選擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度未4555HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 5.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 （1）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按Z1=4，故取效率

11、=0.8 （2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)K=1；由表11-5選取使用 系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1；則 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=164MPa。 （4）確定渦輪齒數(shù) z2 （5）確定許用接觸應(yīng)力H 根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應(yīng)力H'=268MPa。 故壽命系數(shù)為： （6）計算m2×d1值 因z1=4，故從表11-2中取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度

12、圓直徑d1=50mm 5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）中心距 （2）蝸桿 軸向齒距pa=15.7mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑df1=38mm；分度圓導(dǎo)程角=21°48'0"；蝸桿軸向齒厚sa=8mm （3）渦輪 渦輪分度圓直徑 渦輪齒頂圓直徑 渦輪齒根圓直徑 渦輪咽喉母圓半徑 5.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)zv2=103.69，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.16。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應(yīng)力F'=56MPa。

13、壽命系數(shù) 彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。 5.6驗算效率 已知=21°48'0"；v=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關(guān)。 代入得=0.847，因此不用重算。 5.7熱平衡計算 取油溫t=70，周圍空氣溫度t0=20，通風(fēng)良好，取Ks=15W/(m2?)，傳動效率為0.847，則散熱面積為： 第六部分 軸的設(shè)計 6.1高速軸設(shè)計計算 （1）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=4.99kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=49640.1N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60

14、MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 5% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=30 （4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。 b.確定各軸段的直徑和長度。 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=62mm 第3段：d3=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=20mm 第4段：d4=45mm（軸肩），L4

15、=159mm 第5段：d5=60mm（蝸桿段），L5=80mm 第6段：d6=45mm（軸肩），L6=159mm 第7段：d7=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=20mm （5）蝸桿的受力分析 a.畫蝸桿的受力圖 如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在蝸桿的力 蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑） 蝸桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑） 蝸桿所受的軸向力 第一段軸中點到軸承中點距離La=111mm，軸承中點到蝸桿中點距離Lb=208mm，蝸桿中點到軸承中點距離Lc=208mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取

16、為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 軸承A和軸承B在水平面內(nèi)的支承反力為： 軸承A在垂直面內(nèi)的支承反力為： 軸承B在垂直面內(nèi)的支承反力為： 軸承A的總支承反力為： 軸承B的總支承反力為： e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，蝸桿受力點截面C處彎矩為： 在垂直面上，蝸桿受力點截面C左側(cè)彎矩為： 在垂直面上，蝸桿受力點截面C右側(cè)彎矩為： 合成彎矩，蝸桿受力點截面C左側(cè)為 合成彎矩，蝸桿受力點截面C右側(cè)為 f.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 g.校核軸的強(qiáng)度 由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側(cè)為危險截面

17、其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。 6.2低速軸設(shè)計計算 （1）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n2=46.49r/min；功率P2=3.91kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=803194.24N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直

18、徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 7% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55 （4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=20×12mm(GB/T 1096-2003)，長L=70mm；定位軸肩直徑為60mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 已知渦輪寬度 b2=38.17mm 第1段：d1=55mm，L

19、1=40mm 第2段：d2=60mm（軸肩），L2=50mm 第3段：d3=65mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=43mm（由軸承寬度確定） 第4段：d4=70mm（與渦輪內(nèi)徑配合），L4=b2-2-10=38.17-2-10=82mm（等于渦輪輪轂寬度-2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第5段：d5=80mm（軸肩），L5=5mm 第6段：d6=65mm（與軸承內(nèi)徑配合），L6=38mm （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力 渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑） 渦輪所受的軸向力（d1為蝸桿的分度圓直

20、徑） 渦輪所受的徑向力 c.計算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點到軸承中點距離Lc=81.5mm，軸承中點到渦輪中點距離Lb=44.585mm，渦輪中點到軸承中點距離La=44.585mm a.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 軸承A的總支承反力為： 軸承B的總支承反力為： b.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： 在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩： 在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩： 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： 在垂直面上，

21、軸截面B處所受彎矩： 在垂直面上，渦輪所在軸截面C處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： c.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩： 截面B處合成彎矩： 截面C左側(cè)合成彎矩： 截面C右側(cè)合成彎矩： 截面D處合成彎矩： d.繪制扭矩圖 e.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩： 截面B處當(dāng)量彎矩： 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩： 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩： 截面D處當(dāng)量彎矩： f.校核軸的強(qiáng)度 因渦輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0

22、.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。 第七部分 滾動軸承壽命校核 7.1高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fre時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力

23、： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下： 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 7.2低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用 30213軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 當(dāng)Fa/Fre時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=120kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可

24、以計算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下： 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第八部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 8.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。 鍵的工作長度 l=L-b=55mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 8.2低速軸與渦輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm

25、（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=50mm 渦輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 8.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長28mm。 鍵的工作長度 l=L-b=12mm 開式圓柱齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 第九部分 聯(lián)軸器的選擇 9.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=64.53N?m 選

26、擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=64.53N?m<Tn=1250N?m n=960r/min<n=4700r/min 第十部分 減速器的密封與潤滑 10.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置

27、不同形式的密封裝置。對于無相對運(yùn)動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。 蝸桿副及高速級軸承選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN100潤滑油潤滑，潤滑油深度為7.5cm，箱體底面尺寸為457×80.2cm，箱體內(nèi)所裝潤滑油量為 該減速器所傳遞的功率為5.5kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率，需油量為V0=350cm3，則該減速器所

28、需油量為： 潤滑油量滿足要求。 10.2軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于渦輪圓周速度2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 第十一部分 減速器附件 11.1油面指示器 用來指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出。 11.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。 11.3放油孔及放油螺塞 為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°2°，使油易于流出。 11.4窺視孔和視孔蓋 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊