哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計減速器

1、 、傳動方案擬定傳動方案：工作機:jk1B士!11d圖2.傳動方案簡要說明：傳動方案如圖1,原動機伸出軸通過聯(lián)軸器與減速器輸入軸相連。減速器輸出軸通過聯(lián)軸器與工作機（帶式運輸機）相連，使原動機的運動傳遞到工作機上。減速機為二級展開式圓柱齒輪減速器，通過兩對減速齒輪進行減速，其中輸入軸上安裝第一級小齒輪（遠離原動機一側(cè)），中間軸安裝第一級大齒輪和第二級小齒輪，輸出軸安裝第二級大齒輪。電動機的選擇和傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算工作機輸出功率P二Fv二2000 x1.2W二2.4kW。由參考文獻表9.1查得齒輪傳動效率耳=0.97，滾動軸承傳動效率耳=0.99。為補償兩軸線偏移，緩沖振動,12P電機

2、選用彈性柱銷聯(lián)軸器，傳動效率為耳3=0.99。0.973x0.992x0.992_么737由參考文獻表14.1選擇Y系列三相異步電動機Y100L2-4，同步轉(zhuǎn)速1420r/min,額定功率3kW。三、傳動零件的設(shè)計計算31確定傳動比傳動裝置的總傳動比/由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n確emw定。其中n二60V二60X1.2二81.89r/min。wnd3.14x0.28所以i=2m=17.340。en81.89w由參考文獻，對于二級展開式圓柱齒輪減速器，可取i=1.4i，所以取12刁2/IC=f；1.4x17.340=4.927，i=3.519。1人e2i4.92713.2第一級減

3、速齒輪設(shè)計對第一對減速齒輪，考慮到斜齒輪傳動平穩(wěn)，適合于高速傳動，因此選用斜齒圓柱齒輪。3.2.1選擇齒輪材料、精度等級減速器為一般機械，大、小齒輪均采用45鋼，采用軟齒面。查參考文獻表6.2可知，45鋼采用調(diào)制處理，齒面平均硬度為236HBW，正火處理齒面平均硬度可達190HBW。因此小齒輪采用調(diào)制處理，大齒輪采用正火處理，使大齒輪齒面硬度比小齒輪齒面硬度低3050HBW?？紤]到減速器為一般機械，不需要過高精度等級，因此選用8級精度。3.2.2初算傳動尺寸采用軟齒面閉式傳動，其設(shè)計準(zhǔn)則是按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，校核齒根彎曲疲勞強度。由參考文獻式(6.21)得：,3：2KTu+1ZZZZ、

4、d+（ehL）210uQrdH式中，5為小齒輪分度圓直徑。K為齒輪傳動計算載荷，K=KKKK。查1Av0a參考文獻表6.3可知在原動機工作特性為均勻平穩(wěn)，工作機工作特性均勻平穩(wěn)的TOC o 1-5 h z條件下，選取使用系數(shù)K=1.00。動載系數(shù)K與節(jié)圓速度有關(guān)，由于速度未知，Av初選K=1.20。齒向載荷分布系數(shù)K與齒寬系數(shù)Q有關(guān)。由于齒輪為非對稱布置,v卩d查參考文獻表6.6，取0=1.0。查參考文獻圖6.12取K=1.05。查參考文獻d卩表6.4得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2。a所以K二KKKK二1.00X1.20 x1.05x1.2二1.512。Av卩aP2737電動機輸出轉(zhuǎn)矩T二9.5

5、5x106二9.55x106x二18407.3N-mm，則小齒輪n1420傳遞的轉(zhuǎn)矩T二Tnn二18407.3x0.99x0.99二18041.0N-mm。123u為大小齒輪齒數(shù)比，取u=i=4.927。1由參考文獻表6.5查得彈性系數(shù)Z二189.8jMPa，初選螺旋角0二12。，由E參考文獻圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.46。H初選z二19，z=zi=19x4.927=93.613，取z二94。12112則端面重合度8=1.88-3.2（丄+丄）cos卩=1.88-3.2（+丄）cos12。=1.641,azz199412軸面重合度8二0.1380ztan卩二0.318x1.0 x19x

6、tan12=1.284。由參考文獻20d1圖6.16查得重合度系數(shù)Z=0.800，由圖6.26查得螺旋角系數(shù)Z二0.99。0許用接觸應(yīng)力=ZN1QHlim，查參考文獻圖6.29e、圖6.29a可知接觸疲勞HSH強度t=570MPa，t=390MPa。小齒輪1與大齒輪2的循環(huán)次數(shù)分別為HlimlHlim2N=60naL二60 x1420 xlx4x250 x3x8二2.0448x1091110hzNN=12i12.0448x1094.927二4.188x108由參考文獻圖6.30得壽命系數(shù)Z=1.0，Z=1.07。取安全系數(shù)S=1.0得TOC o 1-5 h zN1N2Hr.Zt1.0 x570

7、“t=n_h訕=MPa=570MPaH1S1.0Ht=N2Hlim2=7.3MPaH2S1.0H取t=t=417.3MPa，則小齒輪1分度圓直徑HH2d1(eh)2eutdH：2“512x1847.3乂竺空乂門8x246x8x0密;-37.464mm1.04.927417.3小齒輪節(jié)圓速度v二摯-3.14x37.464x1420-2.784m/s，則由參考文獻60 x100060 x1000圖6.7查得動載系數(shù)Kv=1.18與初設(shè)的1.20差別不大，不需修正。dcos0模數(shù)m-nz119-37464xcos12-1.928，取m-2。n則中心距a-mn(z1+z2)-2x(19+94)-115

8、.52mm。2cos02cos12圓整為a-116mm，則螺旋角0m(z+z)2(19+94)13。3,323QU0-arccoSf+2-arccos-13332.382a2x116修正0-13。332.38，發(fā)生變化的參數(shù)有Z-2.30，-1.590，=1.544，Ha0Z-0.80，Z-0.97，計算得d-34.769mm。01t34.769cos13332.38則模數(shù)m-1.782，取m-2。n19n19中心距a-2cos02X（19*94）-116mm。2cos13332.38螺旋角0=arccos=arccos帰=喙32.38。z小齒輪分度圓直徑d1=材=cos1?3：32.38=3

9、9.01mm34.769mm。2xl9大齒輪分度圓直徑d2=驚-cos1；X9；38=192.99mm。大齒輪齒寬b=Qd-1.0 x39.01mm-39.01mm，取b-40mm，2d1取b=45mm。3.2.3校核齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度,要滿足KT“c-4YYYYQFbmdfss0Fn1其中,m、d值同前,n1b=b=40mm。2當(dāng)量齒數(shù)zZ-v1COS3019=cos313332.38=恥5z八z2101.68v2cos30cos313332.3894查參考文獻圖6.20和圖6.21查得，齒形系數(shù)Y=2.80，F(xiàn)1=2.25。應(yīng)力修正系數(shù)Y-1.54，Y-1.77。由圖6.

10、22查得重合度系數(shù)Y-0.74，S1S2螺旋角系數(shù)YcYn-0.87。許用彎曲應(yīng)力可由C-FFlim求得。0FSF由參考文獻圖6.29f、圖6.29b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力c=220MPa,c=170MPaFlimlFlim2由參考文獻圖6.32查得壽命系數(shù)Y=Y=1.0，由表6.7查得安全系數(shù)N1N2S=1.25，所以有Frycc=_F1SF=甘MPa=176MPacF2Yc=_Flim2SF1.0 x1701.25MPa=136MPac=2KT1YYYYF1bmdF1S16Pn1=57.72MPacF12x1.512x18407.340 x2x39.01x2.80 x1.54x0.74x0.

11、87c=YYYYF2bmdF2S26Pn1=52.31MPa3（EH匚單）230undH式中，d為小齒輪3分度圓直徑。K為齒輪傳動計算載荷，K二KKKK。3Av0a查參考文獻表6.3可知在原動機工作特性為均勻平穩(wěn)，工作機工作特性均勻平穩(wěn)的條件下，選取使用系數(shù)K=1.00。動載系數(shù)K與節(jié)圓速度有關(guān)，由于速度未知,TOC o 1-5 h zAv初選K=1.10。齒向載荷分布系數(shù)Ka與齒寬系數(shù)Q有關(guān)。由于齒輪為非對稱布置,v卩d查參考文獻表6.6，取0=1.0。查參考文獻圖6.12取K=1.05。查參考文獻dB表6.4得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2。a所以K二KKKK二1.00X1.10 x1.05x

12、1.2二1.386。Av卩a小齒輪3傳遞的轉(zhuǎn)矩T二Tinn二18407.3x4.927x0.98x0.99二87990.1N-mm。31112U為大小齒輪齒數(shù)比，取u=i=3.519。2由參考文獻表6.5查得彈性系數(shù)Z二189.MPa，初選螺旋角0二15。，由E參考文獻圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.32。H初選z=21，z二zi二21x3.519二73.899，取z=74。TOC o 1-5 h z34322則端面重合度 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 8=1.88-3.2（丄+）cos0=1.88-3.2（丄+）cos15o=1.627

13、azz217434軸面重合度8二0.1380ztan0=0.318x1.0 x21xtan15=1.448。0d3由參考文獻圖6.16查得重合度系數(shù)Z=0.810，由圖6.26查得螺旋角系數(shù)8 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document Z二0.981。許用接觸應(yīng)力In=ZN3。Hlim，查參考文獻2圖6.29e、圖6.29a可知0HSHHlim4Hlim3接觸疲勞強度n=570MPa，n=390MPa。小齒輪3與大齒輪4的循環(huán)次數(shù)分別為1420N二60naL=60 xx1x4x250 x3x8二4.188x1083310h4.9272NN=34i24.

14、188x1083.519=1.190 x108由參考文獻圖6.30得壽命系數(shù)Z=1.04,Z=1.18。N3N4取安全系數(shù)S口=1.0得HZa1.04x570卄Q=N3_hiim3=MPa=592.8MPaTOC o 1-5 h zH3S1.0Ha=ZN4Hlim4=1.18x390MPa=460.2MPaH4S1.0H取a=a=460.2MPa，則小齒輪3分度圓直徑HH42KTu+1ZZZZ3(EH)21uadH3:2x1386x990.1xx(1898x232x81x%=53.716mm HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 1.03.5194

15、60.2小齒輪節(jié)圓速度v=ndn33=60 x10003.14x53.716x290.84360 x1000=0.818m/s則由參考文獻2圖6.7查得動載系數(shù)K=1.11與初設(shè)的1.10差別不大，不需修正。v模數(shù)mndcos0=-3-z35716xC0S15=2.417,21取m=2.5。n則中心距a=m(z+z)n34-2cos02x(21+74)2cos15=122.9mm。圓整為a=123mm，則螺旋角m(z+z)2.5(21+74)15。620,0=arccosn34=arccos=156202a2x123螺旋角0不需修正。2x21小齒輪分度圓直徑d=54.379mm53.716mm

16、。cosBcos156202x74大齒輪分度圓直徑d4=養(yǎng)=cos；5620=191.621mm。大齒輪齒寬b=Qd=1.0 x54.379mm=54.379mm，取b=55mm，取b=60mm。43校核齒根彎曲疲勞強度,要滿足3.3.3校核齒根彎曲疲勞強度2KTa=4YYYYaFbmdFSs3Fn3其中,m、d值同前,n3b=b=55mm。4當(dāng)量齒數(shù)21=cos315620=23.33674TOC o 1-5 h zZ74z=4=82.233v4cos3Bcos315O620查參考文獻圖6.20和圖6.21查得，齒形系數(shù)Y=2.65，Y=2.20。應(yīng)力修F3F4正系數(shù)Y=1.56，Y=1.7

17、6。由圖6.22查得重合度系數(shù)Y=0.71，螺旋角系數(shù)S1S2丫二0.87。許用彎曲應(yīng)力可由Q=FFlim求得。FSF由參考文獻圖6.29f、圖6.29b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力a=220MPa，a=170MPaFlim1Flim2由參考文獻圖6.32查得壽命系數(shù)Y=Y=1.0，由表6.7查得安全系數(shù)N1N2=1.25，所以有1Yc1.0 x220_la=N3fiim3=MPa=176MPaf3S1.25F1.0 xl701.25MPa=136MPa2ktc=4YYYYF3bmdF3S3spn3=71.946MPacF32xl.386x87990.155x2.5x54.379x2.65x1.56x

18、0.71x0.872ktc=1YYYYF4bmdF4S4spn3=67.386MPa5。其中5為機座壁厚，且85+2。其中58mm為機蓋壁厚。211取5=8mm，5=10mm，A=10mm。122則內(nèi)壁線L=b+b+A+2A=40+60+6+20=126mm。1242由參考文獻，軸承座寬度l=5+c+c+(58)mm，其中c、c為扳手空間，21212取軸承座旁連接螺栓公稱直徑M12,查參考文獻表4.2知c=18mm，c=16mm。12貝Ul=10+18+16+8=52mm，取l=55mm。22輸入軸轉(zhuǎn)速n=1420r/min，傳遞的功率P=2.737x0.99x0.99=2.683kW。11由

19、參考文獻式(9.2)知式中，P=P=2.683kW，n=n=1420r/min，C為由許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定的11系數(shù)，由參考文獻2表9.4取C=100，計算得d12.363mm。考慮到輸入軸與聯(lián)軸器相連，需要在鍵上銃出鍵槽，因此軸徑增大5%，取d=12.363x1.05=12.981mm。輸入軸結(jié)構(gòu)圖如圖3。圖3.為與聯(lián)軸器配合，設(shè)計右起第一段軸段直徑為d=14mm，查參考文獻表13.111知當(dāng)選用LH型彈性柱銷聯(lián)軸器Y型軸孔時，其軸孔長度L=82mm，因此第一段軸段長度l=82mm。第二段軸段要通過軸承端蓋，考慮到減速器工作環(huán)境為有塵，11因此選用內(nèi)包骨架旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈作為密封方式。軸段2的

20、直徑應(yīng)比軸段1直徑大23mm,且與唇形圈內(nèi)徑相同，查參考文獻3內(nèi)包骨架旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈的標(biāo)準(zhǔn)(GB/T13871.1-2007),選擇軸段2的直徑=16mm，并應(yīng)伸出軸承端蓋10mm。其長度由伸出軸承端蓋的距離和軸承的布置位置決定。軸段3與軸承配合，由于采用斜齒輪傳動，考慮到軸承會受到較大的軸向力，采用角接觸球軸承。查參考文獻1表12.2(GB/T292-1994摘錄)，并考慮軸段3的直徑應(yīng)比軸段2稍大，選用7204C型號，其內(nèi)圈直徑為20mm，因此軸段3的直徑d=20mm?？紤]到輸入軸轉(zhuǎn)速較快，且電機正反轉(zhuǎn)未知，高速旋轉(zhuǎn)的齒輪攪動潤13滑油可能對軸承造成沖擊。因此設(shè)計當(dāng)油環(huán)阻止?jié)櫥蜎_擊軸承

21、。由于要與軸承和擋油環(huán)配合，軸段3的長度應(yīng)比軸承寬度寬2mm。軸段5與齒輪配合，考慮到軸段6與另一個軸承配合，軸段6的直徑d=20mm，16設(shè)計軸段5內(nèi)徑為24mm?？紤]到第一級小齒輪齒根圓較小，應(yīng)該驗證是否需要直接加工為齒輪軸。第一級小齒輪齒根圓半徑d=d-2.5m=39.01-5=34.01mm，查參考文獻11f11表11.27可知應(yīng)選用工程尺寸bxh為8X7的平鍵，對應(yīng)輪轂鍵槽深度為3.3mm，因1此小齒輪齒根圓到輪轂鍵槽處距離為A=(d-d-3.3)=3.3540.6mm。1f變位斜齒輪齒根圓直徑為d=d一2m(h*+c*一x)fa1求得X=1.9?？紤]到安裝要求，軸段5比齒輪寬度短2

22、mm。4.2軸的受力分析輸入軸上是斜齒輪傳動，受徑向力F、軸向力F、圓周力F和扭矩T。rat1其中2T2x17680N-mm門39mmi=906.67Ndi=F=906.67tan20=338.68Ntcos卩cos13。F=Ftanl3。=Ftanl3。=209.32Na求支反力。設(shè)軸承1處徑向支反力為R，軸向力R，軸承2處軸向支反力為R，徑向支TOC o 1-5 h zrlalr2反力為R。則有a2R+R二Frxlrx2rR(L+L)二FLrxl12r2R+R二Frylry2tR(L+L)二FLryl12t2其中L+L=150mm,12L=42.5mm。2且R=、；R2+R2,rlrxlr

23、ylR=R2+R2。r2rx2ry2求得R=274.227N,rlR=693.634N。r2畫出軸的彎矩圖如圖4所示。圖4.可知齒輪齒寬中點處為危險截面。4.3軸的強度校核由參考文獻1表9.6可知，對危險截面的抗彎模量兀，W=d3=32x243=1356mm332抗扭模量兀，W=d3t16兀X243二2712mm316則彎曲應(yīng)力=M=35Nmm=22.13MPaW1356mm3同理扭切應(yīng)力2612mm3=T=1768“mm=6.76MPaW=25.18MPaQ=300MPa-1b其中0為對稱循環(huán)變應(yīng)力下軸許用彎曲應(yīng)力，由參考文獻表9.3查得。-1b安全系數(shù)的校核公式為S=4=_300=8.85

24、7+屮c-x16.42+0.2x0Peam0.92x0.88S=-1TK+屮PeTTmT其中:S只考慮彎矩時的安全系數(shù);、T-1-1S只考慮轉(zhuǎn)矩時的安全系數(shù);T材才料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻表9.3,45號鋼調(diào)質(zhì)處理，二300MPa,T二155MPa；TOC o 1-5 h z-1-1K、K彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)，由參考文獻附表9.10、附T表9.11，K二1.67,K二1.42；Te、e零件的絕對尺寸系數(shù)，由參考文獻附圖9.12，e=0.88,e=0.81；TTP表面質(zhì)量系數(shù)，P=PP，由參考文獻1附圖9.8、附表9.9，P=0.92；12屮、屮把彎曲時和

25、扭轉(zhuǎn)時軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，由參考文T獻查得，屮二0.2,屮二0.1；T、彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，二29.6MPa,二0；amamt、t扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，T二T二3.0MPa；amams許用疲勞強度安全系數(shù)，由參考文獻表9.13，kL1.51.8；校核通過。同理確定中間軸最小軸徑24mm，輸出軸最小軸徑32mm，并校核通過。已知傳動中心距a=123mm,齒輪法向模數(shù)m=2.5mm，法向壓力角a二20。,nn螺旋角0=15。620，齒數(shù)74,8級精度。用插值法得齒輪最小側(cè)隙j=0.136,bnmin則齒厚上偏差E=-j/2cosa=0.136/2cos20。=0.0

26、72mmTOC o 1-5 h zsnsbnminn齒輪分度圓直徑d=191.621mm，齒輪徑向跳動公差為F=0.056mm。4r查得切齒徑向進刀公差b=1.261xIT9=1.261x115=0.145mm。r則齒厚公差T=yF2+b2x2tana=：0.0562+0.1452x2tan20。=0.113mm。snrrn齒厚下偏差E=ET=0.072mm0.113mm=0.185mm。snisnssn則公法線長度上偏差E=Ecosa=0.072xcos20。=0.068mm。bnssnsn公法線長度下偏差E=Ecosa=0.195xcos20。=0.183mm。bnisnin查得假想齒數(shù)系

27、數(shù)K=1.106，則假想齒數(shù)z=Kz=1.106x74=81.844。按z的AW*=0.0118mm,所以W=(W*+W*)m=(29.1797+0.0118)x2.5=72.979mm。nnkknnW=72.979-0-068mm。nk0.183五、滾動軸承的選擇和基本額定壽命計算輸入軸上裝有第一級減速小齒輪，且為圓柱斜齒齒輪傳動，選擇角接觸球軸承7024C。中間軸轉(zhuǎn)矩較大，選擇圓錐滾子軸承30205。輸出軸上軸承選擇角接觸球軸承7028C。對輸入軸上的一對軸承，軸承2受力較大，因此只校核軸承2。軸承2所受徑向力F=693.63N，軸向力F=318.90N。ra查參考文獻表10.13取X=1

28、.44,Y=1.4。則當(dāng)量動載荷F=XF+YF=751.67N。ra查得C=14500N。106,C10614500則軸承壽命L=()s=()3=84251h。10h60nF60 x1420751.67減速器工作年限為4年3班，每年250個工作日，則設(shè)計壽命為24000h，壽命其壽命分別為校核通過。同理求得中間軸上軸承當(dāng)量動載荷F=3883N，F(xiàn)=2494N。23則其壽命分別為=317382hL=(C)=106(j1500)：10h260nF60 x2903883L=竺(C)=()3=661024h10h60nF60 x812494均校核通過。六、鍵的選擇和鍵連接強度的計算輸入軸與聯(lián)軸器相連的

29、鍵的校核2Tx103kid選擇圓頭普通平鍵，鍵剖面尺寸bxh按軸徑為14mm選取為5X5,鍵長L由軸壓應(yīng)力為LL100120MPap段長度選取為75mm，鍵的材料為45鋼。查參考文獻表6.1，靜連接、輕微沖擊，軸、轂及鍵的材料均為鋼，則許用pMPa式中T=17.68Nmk=0.4h=0.4x5mm=2mml=L-b=75一5=70mmd=14mmc-2X17.68X103MPa-18.04MPaQp2x70 x14p校核通過。輸入軸上連接小齒輪的鍵的校核。選擇圓頭普通平鍵，鍵剖面尺寸bXh按軸徑為24mm選取為8X7,鍵長L由軸段長度選取為36mm,鍵的材料為45鋼。查參考文獻表6.1,靜連接

30、、輕微沖擊，軸、轂及鍵的材料均為鋼，則許用壓應(yīng)力為C-100120MPap2Tx103c-MPapkid式中T-17.68Nmk-0.4h0.4x7mm-2.8mml-L一b36一8-28mmd24mmc-2X17.68X103MPa-26.31MPacp2x28x24p校核通過。中間軸連接大齒輪的鍵的校核。選擇圓頭普通平鍵，鍵剖面尺寸bxh按軸徑為45mm選取為14X9，鍵長L由軸段長度選取為32mm，鍵的材料為45鋼。查參考文獻表6.1，靜連接、輕微沖擊，軸、轂及鍵的材料均為鋼，則許用壓應(yīng)力為C-100120MPap2Tx103c-MPapkid式中T二82.90Nmk=0.4h=0.4x

31、9mm=3.6mml=Lb=32一14=18mmd=45mm2x82.90 x103“rnc一MPa一56.86MPaQp3.6x18x45p校核通過。同理中間軸小齒輪上鍵校核通過。對輸出軸與聯(lián)軸器相連的鍵的校核。選擇圓頭普通平鍵，鍵剖面尺寸bxh按軸徑為32mm選取為10X8，鍵長L由軸段長度選取為75mm,鍵的材料為45鋼。查參考文獻表6.1,靜連接、輕微沖擊，軸、轂及鍵的材料均為鋼，則許用壓應(yīng)力為LL100120MPap2Tx103c一MPapkld式中T一292.12Nmk一0.48一0.4x8mm一3.2mml一L10一7510一65mmd一32mm2x292.12x103crrcx

32、cr,c一MPa一87.78MPacp3.2x65x32p校核通過。同理輸出軸上連接大齒輪的鍵校核通過。七、嚙合件及滾動軸承的潤滑軸承的潤滑和密封是保證軸承正常運行的重要結(jié)構(gòu)措施。當(dāng)浸油齒輪圓周速度大于2m/s時，可以靠機體內(nèi)油的飛濺直接潤滑軸承，也可以通過機體剖分面上的油溝將飛濺到機體內(nèi)壁上的油引導(dǎo)至軸承進行潤滑。為保證端蓋在任何位置時油都能流進軸承中，應(yīng)將端蓋的端部直徑取小些，并在其上開出四個槽，如下圖所示。圖5.八、密封方式考慮到軸承采用油潤滑，且減速器的工作環(huán)境為有塵，上文中設(shè)計密封方式為內(nèi)包骨架唇形密封圈。密封圈與軸的關(guān)系如下圖所示。圖6.九、減速器附件及其說明9.1窺視孔、窺視孔蓋和通氣器為檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在機體上設(shè)計窺視孔。窺視孔應(yīng)該設(shè)置在減速器上部，可以看到所有傳動件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，檢查齒輪的失效情況和潤滑情況。窺視孔的大小應(yīng)