機械設計課程設計單級蝸輪蝸桿減速器說明書

1、 目錄一 設計任務書1二 傳動方案的擬定2三 電動機的選擇和傳動裝置的運動和動力學計算3四 傳動裝置的設計6五 軸及軸上零件的校核計算11 1 蝸桿軸及其軸上零件的校核計算11 2 蝸輪軸及其軸上零件的校核計算14六 嚙合條件及軸承的潤滑方法、潤滑機的選擇16七 密封方式的選擇18八 減速器的附件及其說明21九 設計小結23十 參考文獻24第一章設計任務書1.1設計題目設計用于帶速傳輸機的傳動裝置。1.2工作原理及已知條件工作原理:工作傳動裝置如下圖所示：設計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F=2500N運輸帶工作速度v=1.10m/s卷筒直徑D=400mm工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時輕微沖擊，灰塵較少

2、；運輸帶速度允許誤差±5%； 一班制工作，3年大修，使用期10年(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮)。加工條件：批量生產，中等規(guī)模機械廠，可加工78級齒輪。設計工作量：1.減速器裝配圖1張； 2.零件圖13張； 3.設計說明書1.3原始數(shù)據(jù)已知條件傳送帶工作拉力F(N)傳送帶工作速度v（m/s）滾筒直徑D（mm）參數(shù)25001.104001-電動機 2、4-聯(lián)軸器 3-一級蝸輪蝸桿減速器 5-傳動滾筒 6-輸送帶第二章. 傳動方案選擇2.1傳動方案的選擇該工作機采用的是原動機為Y系列三相籠型異步電動機，三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，電

3、壓380 V，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便；另外其傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲小，在室內使用比較環(huán)保。因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗?？偠灾?，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結構較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能力強，可靠性高，能滿足設計任務中要求的設計條件及環(huán)境。第三章. 電動機的選擇和運動參數(shù)的計算3.1電動機的選擇1. 選擇電動機的類型按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機。2.選擇電動機容量

4、（1）工作機各傳動部件的傳動效率及總效率×其中為滾動軸承的效率，為0.99；其中為卷筒軸滑動軸承的效率，為0.96，其為彈性聯(lián)軸器效率，為0.99；其中為蝸輪蝸桿效率，為0.8.所以減速機構的總效率=0.99×0.99×0.96×0.99×0.8=0.76（2）選擇電動機的功率所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。電動機所需的功率 ：Pd = Pw/;式中 Pd工作機要求的電動機輸出功率

5、，單位為KW； 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率； Pw工作機所需輸入功率，單位為KW；輸送機所需的功率:Pdmax=Fv1000=2500×1.11000×0.76=3.62kW;查機械設計課程設計表2.1，選取電動機的額定功率P=4kw。（3）選擇電動機的轉速1) 傳動裝置的傳動比的確定：查機械設計書中得各級齒輪傳動比如下：;理論總傳動比：;2) 電動機的轉速：卷筒軸的工作轉速：=52.52r/min所以電動機轉速的可選范圍為：= =（582）×63.66=318.35441.5r/min根據(jù)上面所算得的原動機的功率與轉速范圍，符合這一范圍的同步轉速有750

6、 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為750 r/min的電動機。其主要功能如表3-1：表3-1 Y160M2-8型電動機主要功能電動機型號額定功率kW滿載轉速/r/min起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y160M2-85.57202.02.2注：電動機軸伸出段直徑/mm 42k6; 電動機軸伸出段安裝長度/mm 110 電動機中心高度/mm 160 電動機外形尺寸長*寬*高/mm 600*325*3353.2運動及動力參數(shù)的計算1各軸轉速計算（1）實際總

7、傳動比及各級傳動比配置：由于是蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。則總傳動比: i=nmnw=72052.52=13.70 （2）各軸轉速：蝸桿軸轉速：n1=720r/min蝸輪軸轉速：n2=52.52r/min2各軸輸入功率計算蝸桿軸功率：= *=4×0.99=3.96kW蝸輪軸功率：= *=5.39×0.8×0.99=3.14kW卷筒軸功率：= *=3.14×0.99×0.96=2.98kW3各軸輸入轉矩計算電動機軸：T=9550=9550×472053.06Nm蝸桿軸：= T×i××5

8、2.52Nm蝸輪軸：= ×i×570.96Nm卷筒軸：= ×i××541.87Nm表3-2 各軸動力參數(shù)表軸名功率P/kw轉矩T/(Nm)轉速n/(r/min)效率傳動比i電動機軸453.067200.991蝸桿軸3.9652.537200.813.70蝸輪軸3.14570.9652.520.961卷筒軸2.98541.8752.52第四章. 傳動零件的設計計算4.1選擇蝸桿類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。4.2材料選擇考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿

9、螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。4.3按齒面接觸強度設計根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。由機械設計式（11-12）則傳動中心距為（1）確定輪上轉矩按=4，效率為0.8，則 （2）確定載荷系數(shù) 因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1，由機械設計表11-5選取使用系數(shù)=1.0，由于轉速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)=1.05，則 K=1×1.05×11.05（3）確定彈性影響系數(shù)因為

10、選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1）的蝸輪和45剛蝸桿相配，故（4）確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度遠直徑和傳動中心距的比值為=0.35，從機械設計圖11-18中查得=2.9（5）確定許用接觸應力H根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從機械設計表11-7查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。應力循環(huán)次數(shù)N=60=60152.56（810365）=9.20壽命系數(shù) =0.76 ，則=0.76268=203.68MPa（6）計算中心距a=取中心距a=180mm，因為=13.7，故從表11-2中選取模數(shù)m=6.3 mm，蝸桿分度圓直徑d1=63mm，

11、這時d1/a=0.35，與假設相近，從機械設計圖11-18中可查得=2.9=，因此以上計算結果可用。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸蝸桿軸向齒距Pa1=3.14×6.3=19.792mm；直徑系數(shù)q=10.00；齒頂圓直徑=63+1×2×6.3=75.6mm；齒根圓直徑=63-2×（1×6.3+0.2×6.3）=47.88mm；分度圓導程角=30.96°（右旋）；軸向齒厚=19.792÷2=9.896mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)：=53；變位系數(shù)=-0.1032；驗算傳動比：=13.25，這時傳動誤差為=3.3%5%是允

12、許的。30.96°（右旋）蝸輪分度圓直徑：；蝸輪喉圓直徑：=+=376+2（1-0.1032）6.3=345.2mm；蝸輪齒根圓直徑：=+=333.9-2（1+0.25+0.1032）6.3=316.85mm；蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=180-345.2=3.8mm；蝸輪輪緣寬度：b=72mm。4.5 校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)=根據(jù)=-0.1032，=84.059，從機械設計圖11-19中可查得齒形系數(shù)2.28螺旋系數(shù)=許用彎曲應力 =從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa壽命系數(shù) =560.6051=33.89MPa所以=56MPa<

13、;,彎曲強度校核滿足要求。4.6 驗算效率已知=30.96°，=，與相對滑移速度有關從機械設計表11-18中用插值法查得=0.0289，=1.655°代入上式得大于原估計值，因此不用重算。4.7熱平衡計算1估算散熱面積AA=2驗算油的工作溫度ti室溫：通常取。散熱系數(shù)=1417.5：取Ks=17.5 W/(·)；嚙合效率；軸承效率0.980.99，取軸承效率 2=0.99；攪油效率0.940.99，攪油效率3=0.98；=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.8556.7780油溫未超過限度4.8精度等級公差和表面粗

14、糙度的確定考慮到所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于機械減速器。從GB/10089-1988圓柱蝸桿，蝸桿精度中選擇38級精度，側隙種類為f,標注為8f GB/10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用H7/r6配合，并加軸肩和螺釘固定（螺釘選用6個）。第五章. 軸的設計計算及校核5.1蝸桿軸的設計及校核圖5-1 蝸桿軸草圖（1）選擇軸的材料及熱處理考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要向蝸輪傳遞轉矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調質處理。查機械設計（表15-1）硬度HBS=217 255Mpa，強度極限=64

15、0 Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa，=60Mpa。（2）求蝸桿軸上的功率、轉速和轉矩由第3章可知 ，。（3）求作用在蝸桿上的力因已知蝸桿的分度圓直徑為63mm，則切向力 軸向力 徑向力 （4）初步確定軸的最小直徑查機械設計（表15-3）先初步校核估算軸的最小直徑，取A。=115（5）軸的結構設計1初選軸承初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承；參照工作要求并根據(jù)=55mm，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。查機械設計課程設計（表5-11）初選型號為7211C，其尺寸為d×D×B=55mm&

16、#215;100mm×21mm。2各軸段徑向尺寸確定初估軸徑后,就可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,故該段直徑為42mm。III-IV段安裝軸承，故該段直徑為55mm，為了設計的需要，考慮安裝密封裝置，設計II-III段的直徑為50mm。IV-V段為擋油環(huán)提供軸向定位，選直徑為64mm，取V-VI段直徑為50mm。VI-VII段為蝸桿，直徑是蝸桿的分度圓直徑為80，-直徑和V-VI段一樣為50mm。-直徑和IV-V一樣，選直徑為64mm，-段是安裝軸承，所以選直徑為55mm。3各軸段軸向尺寸確定I-II段安裝聯(lián)軸器，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上

17、而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度可取107mm。II-III段裝端蓋，長為80 mm。軸段III-IV的長度為30mm。軸段IV-V裝長度為10mm。V-VI段的長度為70，查機械設計（表11-4 b1（12.5+0.09z2）m），計算得出VI-VII的長度為140 mm，-長度為60mm，而-段的長度為10mm，-的長度為44mm。4軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6配合，軸承外圈與套杯采用H7/k6的配合，聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為鍵寬b*鍵高h 12*8 GB1096-79,鍵長100mm。5軸上倒角與圓角為保證7211C軸承

18、內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸環(huán)圓角半徑為1.5mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準機械設計（表15-2），軸的左右端倒角均為1.6*45°。（6）按彎扭合成校核高速軸的強度在確定軸承支點位置時，查機械設計手冊得7211C角接觸球軸承的a=20.9mm，由查機械設計（圖15-23）a=l/3因此，做出簡支梁的軸的跨距為312mm。切向力 軸向力 徑向力 繪出軸的計算簡圖 5-2(a)圖 繪制垂直面彎矩圖 5-2(b)圖軸承支反力：NN 計算彎矩：截面C右側彎矩 截面C左側彎矩繪制水平面彎矩圖 5-2(c)圖軸承支反力：截面C左側彎矩 截面C右側彎矩 繪制合

19、成彎矩圖 5-2(d)圖 繪制轉矩圖 5-2(e)圖 N.m 繪制當量彎矩圖 5-2(f)圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取0.6，截面C處的當量彎矩為 校核危險截面C的強度，安全。 圖5-2 高速軸的彎矩和轉矩(a)軸的結構 (b)受力簡圖 (c)水平面的受力和彎矩圖(d)垂直面的受力和彎矩圖 (e)合成彎矩圖 (f)轉矩圖 (g)計算彎矩圖5.2蝸輪軸的設計(1)蝸輪軸的設計5-3 蝸輪軸草圖（2） 求作用在蝸輪上的力已知蝸輪的分度圓直徑為=6.3×53=333.9mm，所以得=，。 （3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45剛，調質處理。根據(jù)機械設計式15-2，取A。=1

20、15，于是得。（4） 軸的結構設計1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,裝軸承，故該段直徑為55mm。為了設計的需要，考慮軸的軸向定位，設計II-III段的直徑為60mm。III-IV段為齒輪的軸向定位提供軸肩，取設計直徑為72mm。IV-V段安裝蝸輪，故該段直徑為60mm，齒輪左端用套筒定位。V-VI段裝套筒和軸承，直徑和I-II段一樣為55mm。-段安裝軸承端蓋，采用氈油封，所用直徑為50mm。-安裝聯(lián)軸器，故該段直徑為42mm。2各軸段長度的確定I-II段長為軸承的寬度為22mm。II-III段長度為為20m

21、m, III-IV段為軸間的長度為10mm。IV-V裝蝸輪，長為140mm。軸段V-VI的長度為35mm。軸段-裝軸承端蓋，長度為60mm。齒輪寬加齒輪間隙為75mm。-段的長度為小齒輪的輪轂的長度為107mm。3軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，蝸輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為25*14 GB1096-79,鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為125mm；同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為鍵寬b*鍵高h 14*9 GB1096-79，鍵長為100mm；軸與軸承內圈配合軸徑選用H7/m6的配合。4軸上零件的周向定位

22、為保證7211C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體軸徑而定。根據(jù)標準軸的左端倒角均為2*45°，右端倒角均為1.6*45°。第六章. 箱體的設計6.1箱體的基本結構設計參考機械設計手冊V5m/s，采用下置剖分式蝸桿減速器。6.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵HT100，砂型鑄造。6.3鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系表6-1 鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸參數(shù)名 稱稱 號一級齒輪減速器計算結果箱座壁厚0.04a+3mm8mm12箱蓋壁厚10.8511箱座凸緣厚度b1.518箱蓋凸緣厚度b11.5117箱座底凸緣厚

23、度b22.530地腳螺釘直徑df0.036a+12mm22地腳螺釘數(shù)目nn =(L+B)/(200300)4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df18箱座與箱蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df14連接螺栓d2的間距l(xiāng)125200mm160軸承端螺釘直徑d3按選用的軸承端蓋選用或(0.40.5) df12窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d212df、d1 、d2至外機壁距離c1見表230,24,20df 、d1 、d2至緣邊距離c2見表226,22,18軸承旁凸臺半徑R1c226凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定55箱機壁到軸承端面距離l1c1+ c2

24、+(510)mm55箱座底部凸緣寬度l2+ c1+ c2+(510)mm77蝸輪齒頂圓與內箱壁距離11.215蝸輪端面與內箱壁的距離212蝸桿箱體軸承座孔的軸向長度lcLc=（11.2）D，D為軸承孔120箱座肋厚mM0.8511箱蓋肋厚m1M10.8510軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3166軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d315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210表6-2 凸臺及凸緣的結構尺寸螺栓直徑M6M8M10M12M14M16M18M20M22C1min121416182022242630C2min 101214161820222426

25、沉頭座直徑152024283234384244第七章軸承等相關標準件的選擇7.1軸承的選擇（1）減速器軸承選取高速軸選用 7208C和7208AC；低速軸選用 7212C。表7-1 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）內徑d外徑D寬度BDaminDbmaxramax軸 承7208C408018477317208AC4011027501001.27212C6011022691011.6（2）高速級軸承壽命驗算1） 預期壽命（一年按300天工作日計算）要求使用壽命L=小時2） 壽命計算高速軸使用7208C和7208AC型角接觸球軸承7208C:，=38.5KN，=28.

26、5KN7208AC:，.2，=36.8KN，=27.2KN其中：軸頸d=40mm，轉速n1=960r/mi。由于如圖所示的軸的結構，軸的左端是安裝單個軸承，而右端由于套杯的作用，且要安裝兩個軸承，經過受力分析，單個軸承端所受的力較大，且軸承的安裝結構為一端游動，一端固定支撐的。單個軸承的（即7208AC）那端所受的力大，所以校核取這個位置校核即可徑向載荷 Fr=1820,53N，軸向載荷 Fa=5001.86N。確定e的值： 查表16-12得e=0.50。由于B端軸承相對于A端軸承受載較大，所以要對B段進行校核， 查機械設計表13-5得，X=0.44,Y=1.12。由機械設計式13-8a得P=

27、fp（XFr+YFa）=1*（0.44*905.40+1.23*3434.17）=4622.41N即將軸承在受徑向載荷和軸向載荷時的壽命轉化為只承受純徑向載荷時的壽命，根據(jù)機械設計式13-5，有Lh=求得的值遠大于預期壽命，所以這個減速器的高速軸正常使用，工作10年不需要更換換軸承。7.2聯(lián)軸器的選擇（1）輸入軸聯(lián)軸器的選擇查機械設計（表15-3）初估軸的最小直徑，取A。=115，。輸入軸通過聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則：=6

28、8.25m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計（表6-8），選用HL3（JB42*84 GB5014-85）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d=42mm，孔長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。（2）輸出軸聯(lián)軸器的確定 同理，查機械設計（表15-3）初估軸的最小直徑，取A。=112，于是得。輸出軸通過聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則：=672.1m按照計算轉矩應小

29、于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計（表6-8），選用HL4（JB42*84 GB5014-85）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d=48mm，孔長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。7.3螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用：螺栓GB/T5780-2000 M8*20 數(shù)量為3個；GB/T 5780-2000 M12*60 數(shù)量為20個；GB/T 5780-2000 M14*60 數(shù)量為4個；GB/T 5780-2000 M18*140 數(shù)量為4個。螺母GB/T 41-2000 M14

30、數(shù)量為4個；GB/T 41-2000 M18 數(shù)量為4個。螺釘M30*2JB/ZQ4450-86 數(shù)量為1個7.4銷，墊圈墊片的選擇選用銷GB117-86，B8*30,數(shù)量為1個；選用墊圈GB93-87,數(shù)量為1個；選用石棉橡密封圈2個；選用08F調整墊片 4個。7.5鍵的選擇和強度校核（1） 高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核高速軸采用蝸桿軸結構，因此無需采用鍵聯(lián)接。（2）低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核選用普通平鍵（A型）按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=60mm，以及輪轂長 =140mm，查機械設計表6-1，選用鍵22×14 GB109679，鍵長125mm。強度校核鍵材料選用45鋼，查

31、表知，鍵的工作長度mm，mm，按公式的擠壓應力，小于，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。同理可以證明聯(lián)軸器處裝鍵也滿足強度要求有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖。第八章減速器結構與潤滑等概要說明在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。8.1減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式，具體結構詳見裝配圖。8.2速

32、器的潤滑蝸輪傳動部分采用浸油潤滑, 查機械設計課程設計，潤滑油的粘度為118cSt（100°C）。軸承采用脂潤滑，查機械設計課程設計潤滑脂的牌號為ZL-2。蝸輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑；軸承采用脂潤滑。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，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心，取浸油深度H1為10mm。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，取油池深度H23050mm。換油時間為半

33、年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。8.3密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。（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、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，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。（2）軸承內側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，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。（3）箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。8.4附件的設計（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、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有