机械设计完整版绞车传动装置设计

1、纺织职业技术学院课程设计（论文）课题名称设计绞车传动装置学生姓名刘广强学号11312223系、年级专业模具1101指导教师瓦芳2012 年 12 月 19 口第一章总体方案的确定i第二章传动部件设计与计算4第三章齿轮的设计与校核b第四章轴和联轴器材料选择和主要零件ii第五章轴的结构设计和强度计算及校核13第六章轴承及键的类型选择与校核n第七章箱体及附件的设计21第八章润滑和密封的设计»第九章参考文献 2ti第1章总体方案的确定结果计算步骤与说明1.1 任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒，具体参数如下表1工作参数表1卷筒圆周力f/n11500卷筒转速n(r/min)40卷筒

2、直径d mm350工作间隙每隔2分钟工作一次，停机5分钟工作年限10批量大批注:总传动比误差为+5%,转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷 的1.25倍。1电动机；2联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；4开式齿轮；5 卷筒12、电动机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机具体型号。1.2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2,选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型y 系列三相界步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可 靠性能好、功率等级安装尺寸符合iec标准及使用维护方便等优点。适用于不易燃、 不易爆、无腐

3、蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动性能的机械。1.2. 2选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的止常工作和经济性多有影响.容量小于工作 要求，会使电动机因超载而损坏，不能保证工作机正常工作;而容量选得过大,则电动 机的体积大、价格高，性能又不能充分利用，并且由于效率和功率因数低而造成浪 费.1.2.3.电动机所需的工作功率：pw =fv1ooo77”,所以:1000久刀其中f为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.几为卷筒效率，为 屯动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动 机至工作机之间传动装置的总效率为：2久刀=帀“2 “ 34 “5式中，“、2

4、、3、“4、5、分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表2.3可以查到7 =0.91. 二0.97、3二099、久二0.9675=0.98, &二0.96贝！b 久刀=77, 256 =0.83又已知卷筒卷速n为40r/min,卷筒直径d为350 mm,故电动机所需的丁作功率为:7刀=0.83几=102kw亿产=(fxnxxd) / (60x 1000x 1000x rjn ) =102kw旳000初1. 2. 32确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为ni =3601680r/minriw =40 r/min按推荐的合理传动比范围，减速器传动比匚=37,

5、开式齿轮传动比厂2 =36则总 传动比的范围为厂二942 故电动机转速的可选范围为川d 二 rxn.= (9-42) x 40r/min电动机型号 为：y180l-6nm =970r/minn' d =3601680r/min符合这一范围的同步转速有750r/min. 1000r/min> 1500r/min,再根据计算出的容 量，考虑到起动载荷为名义载荷的125倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重 量及价格等因素，为使传动比装置结构比较好,决定选用同步转速为looof/min的电 动机。由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号额定功率同步转速满载转速y1

6、80l-615kw1000r/min970r/min第2章传动部件设计与计算21 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置 的总传动比。2丄2总的传动比i= 心/心=970/40=24.252.1.3分配传动比 i=z( i2根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比a : 49 .开式齿轮的传动比l：s 8，因此可以分配4二5,右=4.85。2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1各轴的转速i 轴厲二 nm =970r/minii轴_ 970tt= 194r/miniii轴（输出轴）n3 = = 94

7、/4.85=40 r/min2.2.2各轴的输入功率i 轴卩二几i 二 10.2x0.97=9.894kwii 轴p2 = p m 7, =9.894 x 0.97 x 0.99=9.501 kwiii 轴（输出轴）“3 =卩2 “3 “4 =9.501 x 0.99 x 0.96=9.030 kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距7；为7；二9.55 x 1o6-=9.55x 106 x 10.2/970=1.004 x 10n.mmi 轴 7=7； 7 =10.04x 104 x0.97=9.741 x 104n.mm=5 z2=4.85q=970r/min7?2 = 194r/mi

8、nn3 =40 r/minp、二9.894kw=9.501 kw“3=9.030 kwtd =1.004 x105n.mmt, =9.741 x104n.mmii 轴t” 二 tm =9.741 x 104 x 0.97 x 5=4.7244 x 105n.mmhi 轴（输出轴）tui =tu 34 =4.7244x io5 x0.99x0.96x4.85=2.178 x 106n.mm最后将所计算的结果填入下表:参数轴名电动机轴i轴ii轴ill轴转速r/min97097019255功率kw10.29.8949.5019.030转矩n mm1.004x 1059.741 x 1044.7224

9、 x1052.178x 106各轴参数表23轴的初步计算:轴选用45钢，调质处理c值查表得118106,可选0100.由轴的设计公式得:山心oox严°9k2l83呦qv 970r/minn 9.55x10"曲=ioox969kw = 36 -v 0.2tth q 心v192厂/min四j55.12m10°x55r/min由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。当轴上开有 键槽时，应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径dwloomm时，单键 应增大5%7%,双键应增大10%15%o所以：%的最小直径为21.69mm增大后取25mmd2的最小肓径

10、为36.59mm增大后取38mm的最小直径为60.89mm增大后取70mmtn =4.7244 x105n.mmtm =2.178 x106n.mm% 取 25mm d2 取 38mm3 取 70mm第三章齿轮的设计与校核31 减速齿轮传动的设计计算硬度为2413丄1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：286hbs,由机械设计书表63、表6-6,选择小齿轮材料40gr钢，调质处理，硬度为241ab =686mpa ,286hbs, (rb 二686mpa, q =490 mpa；os =490 mpa；大齿轮材料zg35crmo铸钢，调质处理，硬度为207269hbs, 巧二686mpa,q

11、. =539mpa；参考机械设计课木中表6-5可选精度等级为8级.因片=5 取 z产20, z2= a z)=5x20=100 z2=100z( =20实际传动比u=z2/z, = l 00/20= 5在传动比范围内。zo=1003.1.2齿面接触疲劳强度设计：计算公式按式6-18心2 j2ktl 况±1 .（z?z“）2v屮比叫取£ = 1.024x105由图6-21,软齿面齿轮，对称安装，屮=0.81.4取© = 1.1。由表67得使用系数匕二1.25。由图6-19a试取动载系数心二1.15。由图68,按齿轮在两轴承屮间对称布置，取k戶.06。由表6-8,按齿

12、面未硬化，斜齿轮，8级精度，忍坊./bvloon/mmka=1.2.所以k=ka kv kp © = 1.25x15x 1.06x 1二 1.676k= 1.676初步确定节点区域系数zh=2.5,重合系数zf=0.87,由表6-7确定弹性系数= 189.8初步确定螺旋角 0 = 15°,贝ijcos0=o.97,jcos0 =0.98由式613齿面接触许用应力0 =巾咲s/7由图6-24查取齿轮材料接触疲劳极限应力巧呗二700mpa, /iim2=660mpao由表612查取安全系数s” =1.2。ah= =100mp =583.3mpa sh 12qr2 二也皿二 66

13、°m =550mpa s” 1.2d > j2k7；.空 zezhzz©1" v 叫将有关数据代入以上公式得：严65.4mmb=(pd jh = l.l x65.4mm=71.94mm取小齿轮宽度仇=75mm,大齿轮宽度/?2=70mm；m = =3.271 mm, itln=l xees p =3.16 mx m.n=3.2mm, m二强度足够.z, 20m(=327=m齿轮节圆直径i t i l"i :i 2r i b2 ； xrax按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度 弋龙!4xu.4xv»/bhh=x32i/svz/ih：

14、)血x2«flh=»bbif0,由图 x得v：lhzh b2t厶=2x ih4h/tes. 4=3t»e34/qi=583.3mpacr/y2=550mpa/?i=75mm/?=70mmb4s/n=4ub< ih 原假设合理r：l2o cz2kt u±lau-zezuzsz. b* u65x55.92189.8x2.5x0.87x0.9&卩x 1.676x102400 乂中453.92mp<cr h2 =583.33 mp齿轮齿轮疲劳接触强度安全。3.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式635由图623得，小齿轮复合齿形系数乙“产

15、4.3,大齿轮复合齿形系数2=3.86； 式617得，=1.88-3.2(1/2, ±1/z2)cos = 1.88-3.2(1/20±1/100)cos15° = 1.690 75由公式：匕=0.25 +宁得£二0.693由机械设计手册表14-1-18查得引二詈£再=1 引鲁则 丫卩=0.794按式6-14得弯曲疲劳许用应力(jh =453.92<011 齿轮疲劳接触 强度安全£. = 1.69bdjn按图6-25,查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力刁呗二290mpa, q.m2=270mpa。查表68取sf=1.25疲劳强度安全系

16、数由表612得cr | =也皿=290m/m = 232咖q。=如磴=270m/m = 216mpa门 s.1.25f打 2 s1.25<7f2 = 138.9mpal(jf2 =216mpaof2 v 旷尸2比较和上2的大小得到上也<良， 6°6為皿qg所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度°竺耳忒皿空凹注型x3.91x0.693x0.794 7- bclm £65x300x3弯曲疲劳强度足够。=138.9mpa<(rf2 =216mpa, 弯曲疲劳强度足够。3.2.开式齿轮设计开式齿轮常用于低速级，采用直齿，将由齿根弯曲强度计算所得的模数增大

17、10%-20%.在此要用耐磨材料.已知 伽=192厂/min,®=55/7min , i二24.25; 14.7224x 105!1选择材料热处理，齿轮精度等级和齿数.查表得，选择小齿轮材料38simnmo钢，调质处理，硬度229286hbsqb=735mp°qs=588mpd, 8 级精度；大齿轮材料为 zg42sjmn 调质处理硬度 197248 hbs crl = 637mpa.as = 441mp, 8 级精度。因i2 =4.85 取乙3=20, z4= i2 z3 =4.85x20=97际传动比 u= z2/z =97/20= 4.85在传动比范围内。齿根弯曲强度

18、设计:= 1.69由图623得，小齿轮齿形系数瞎二4.32,大齿轮齿形系数yfs2=3.&由 =1.88-3.2(1/z3±1/z4)cos = 1.88-3.2(1/20±1/70)cos0°_由公式：匕=0.25 + 吐得§二0.694, 6尸二空匝£asf按图6-25,查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力7fliml=280mpa, crnim2 =260mpao弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得霉=警=警警= 224唤叫2sf 1-25比较丄d,和基的大小得到上竺£f1q冋°1尸2qin qf：所以应该按小齿轮校核齿

19、轮弯曲疲劳强度由表69,硬面齿轮，悬臂安装,取齿宽系数必=0.6 由6-6查得使用系数心=1.25由图6-19试取动载系数仏=1.1,由图6-8按齿轮在两轴承中，悬臂布置，取k“ = l5,由表6&按齿面硬化,直齿轮,8级精度,ka好/ b v100n/加加,心=1.2k二岛負兀心二1.8975m>2x1.8975x4.834x1()5x4.320.6 x 202 x 224= 5.283将模数圆整为标准值取m=6几何尺寸计算：=m z3 =6 x 20mm= 120mm,£ =m z4 =6 x 97mm=582mm,rn6a =(z3 + z4 )= (20+97)

20、mm=351 mm,22b=屮八仏=0.6 x 120=72mm,取 h. =72mm,b-b3一(510)二(6268) mm 取勺二65mm.dy -120mm4=582mm,第4章轴和联轴器材料选择和主要零件41选择轴的材料，确定许用应力选45钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前 面设计选择联轴器的时候进行过初步计算。轴的初步计算知：%的最小直径为21.69mm 增大后取30mmd2的最小肓径为36.59mm 增大后取40mm£的最小直径为60.89mm 增大后取70mm由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹板 式。根据条件轴1806

21、xt20°需要有如下基本的零件：联轴器一个，轴承端盖两 cos 15个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴ii需要有如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一 对，齿轮一个。对输出轴轴iii需要如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一 对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下：表41与轴相联接的零件dx 取 30mmd2 取 40mmd3 取 70mm0牛轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴i一对两个一个一个个轴ii一对两个套筒两个两个无轴iii一对两个套筒两个一个无4.2联轴器的选择与校核4.2.1联轴器的选择按工作情况，转速高低,转矩大小及两轴对中情况选

22、定联轴的类型.连接电动 机和减速器的联轴器，为了减小起动转矩，应有较小的转动惯量和良好的减 震性能.但在本设计屮传递的转矩较小，所以也可选择刚性联轴器.可选择 gt30对中樺凸缘联轴器.4.2.2联轴器的校核1.联轴器的计算转矩t=kt选择工作情况系数k查表可得取k=l7,tc = kt = 1.7x102 an.mx = 174.087v.m2 选择联轴器的型号查手册可得，选择用gt30凸圆型联轴器，其许用转矩 t=500nm,轴孔直径为30mm.符合要求。7>174.08mm联轴器符合要求第五章轴的结构设计和强度计算及校核51、根据轴上定位的要求确定轴的各段长度和直径确定阶梯轴各轴段

23、的直径吋，要考虑上零件受力情况，定位固定要求，拆 卸方便，相配标准件的孔径大小及轴的表面粗造度，加工精度等要求。设 计时以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从轴端逐渐向中间增大， 然后又减小，逐步形成阶梯形结构。当为了固定传动零件和联轴器时，轴的直径要变化的值大些，轴肩高度h 应大于2到3倍轮毂孔倒角co过渡圆角半径r应大于轮毂孔的倒角co 当用轴肩固定滚动轴承时，轴肩直径d应应小于轴承内圈的外径；而与密 封件配合的轴径应符合密封标准直径要求，一般为以0、2、5、8结尾的轴 径。确定阶梯轴各轴段长度时，要考虑轴上零件相对机体的位置配合长度轴 承座孔宽度及支撑结构等条件。通常由安装传动件如齿轮

24、的轴段开始，然 后分别确定其他轴段的长度l.齿轮的轴段的长度由所装齿轮的轮毂宽度 决定，但为了保证齿轮端面与套筒接触起到轴向固定作用，此轴段的长度 要比齿轮轮毂宽度小2到3mm, 从电动机起第一段取% =25mm该轴段长度取短系列厶=36mm 右起第二段 因为第二段的直径d2 =28mm 初选用6206接触球% =25mm 厶=36mm d2 =28mml r = 65mm厶轴承,考虑齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，取l2=65mm 右起第三段，该段轴装滚动轴承，因为此装置中为斜齿圆柱齿轮， 轴承不但受径向力和圆周力，还承受轴向力选用角接触球轴承6206, 所以该段直径取d. =30mml 3

25、 =26 mm o 右起第四段，“4=40,长度为l4 =21 mm o 右起第五段，该段装有齿轮，由于齿轮的分度圆直径为65.4,则可 做成齿轮轴，齿轮宽为75,取轴段长为l5=74mm 右起第六段其直径与长度和第四段相同。 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径d6 =30 mm ,长度l6=26mm52轴的强度计算与校核521、小齿轮轴根据轴的结构先画出轴的受力简图，将轮齿上受力简化为通过轮毂中点作 用轴上，轴的支点反力也简化为通过轴轴承载荷屮心，轴的受力图如下图所 示，将轮齿上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力 也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上。由机械设计书

26、得计算公式：ff= = 2x99330n伽=2978.9nd65 mmfa = ftan/3 =2978.9x tanl5°=789.2n厂 ft tan(z 3056.3xtan 20° . _f = = 1122.5ncos0cos 15°所以：± = 148945n 巧二789.2n耳=1122.5n轴承的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置建立如下图=30mml 3 =26 mm心二40mml4=21mm d5 二65.4mml5=74 mmd6 =30mml § =26 mm巧二297&9n巧二789.2

27、n耳=1122.5n(1)所示的力学模型。ra + rr f = 0水平的支反力.j fj乂丿乂册=102心-51£=0联立方程式解得： 弧 14的4豺，4; 14的.4豺水平面弯矩：mc = 1489.45x51/1000=75.962nm垂直面受力:r'a=(faxd/2+fr x51) /102= (-798.2x65.4/2+1122.5x51) /102=305.4nr =( fa xd/2+ x51)/102= (-798.2x65.4/2+1122.5x51)/ 102=817.1n垂直面的弯矩:x51=15.58 7v m；m'c2 = r x51+巧

28、 x “2/2=41.68n加综合弯矩:mci = 7wc2 + m (c12 =77.5 nm；mc2 =+ m *c22 二86.65 n m转矩:t二疗 x/2=97.41n.m画当量弯矩图，算剖面c处的当量弯矩二jmc2?+(刃二126.04n.m 判断c处的当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面c处为 危险截而 查表13-1 (y_=55 mpa(yc =mc/w = mc /0.id3 =4.5mpa由以上知确定的尺寸是安全的。力学模型mc =75.962n m/?=305.4nr/&17.1n=15.58n mmd=41.68n mmc =77.5 nmmc2

29、=86.65 n mt 二 97.41nm%0(由以上确定尺寸 安全垂直面受力垂直面弯矩综合弯矩扭矩当量弯矩轴的简图.2.2大齿轮轴对轴ii:与传动零件（如齿轮，卷筒联轴器等）相配合的轴段长度，一般略小于 传动零件的轮毂宽度.与轴ii相联接的有齿轮和轴承冷与开式齿轮联接， 齿轮宽，可取厶二61mm,为便于安装以及使开式齿轮不与减速器箱体发生 干涉厶取为83mm （与轴承相联），厶取为25mm,厶取为68mm,人取 为23mm,人取为27mm （与轴承相联）。从第一轴段dl =38mm开始选取，再逐段选取相邻轴段的直径，取d二40 （与轴承配合）；d/=55mm, dlv =60（与齿轮配合）再

30、选取dv =70mm （轴 肩），dvl =40mm （与轴承配合）。第6章轴承及键的类型选择与校核61、轴承类型的选择 （1）根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选 定角接触球轴承中的7208ac型号对小齿轮轴承:进行试算。计算步骤与说明计算结果7208ac轴承1.查手册查出c” cr值(gb/t2761994)c=35.2kn2.计算 f、'=0.68 frl =0.68 x 1489.45=1012.83n,cot. =24.5knf2 *=0.68 x 1489.45=1012.83n,耳1012.83n,因为 & ' + 巧=1

31、012.83+798.2= 1811.03n> 片 1®=1012.83n,所以轴承一为压紧端，巧产笃'+巧=1012.83+798.2=1811.03n ；而轴承2为砂+巧>耳放松端 2=fr2=1012.83no4.由表119查得e=0.685. fal =1858 -1.2>0.68巧彳二。68-e.frl 152&15fr2e=0686.由表11-9可得x =o.4i,q =0.87,x2 = ,y2=o故当量动载荷为：x =0.41,幷=0.87,px = x你 +乙巧产041 x 1489.45+0.87x 1811.03=2186.27

32、n,x2 = i,y =0p2 = x2fr2 + y2fal = x 1012.83+0x 1012.83=1012.83no计算所需的径向基木额定动载荷c：片=1726.88n,7.由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，又p/p2故应以轴承1的径向p2=1176.44n当量动载荷r为计算依据。应常温下工作，查表116得f（=l,受中等冲击载荷，查表117得fd=1.5所以cl =27597.4nc'fl =九p(60?厶)"3 = 1.2x2243 60x?0x20000)"3 = 28313.6nrlft 106 z,1106lh为轴承的使用吋间lh = 8x

33、250x10 = 20000 （小吋）因为cr < cr所以& 查表115得7208ac轴承的径向基本额定动载荷cr =35200n.7208ac轴承适用。6.2键联结类型的选择及强度的校核621 键类型的选择选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求，并结合各种类型键的 特点进行选择.622键联结的尺寸选择键的长度根据轮毂长度确定，键长通常略短于轮毂长度，导向平键的长度选择 还应考虑键的移动距离，所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方

34、 向与键槽的三种不同方式的配合:一般键联接、较紧键联接、较松联接.在这里 我们选择一般联接.在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定. uz3键校核公式：2t6.2.3.1小齿轮轴上键的选择及校核对要求与联轴器相连的键进行计算，根据轴径d二25mm查乎册得安装的键型 为u形键为6x5,取标准键长l=32o所以* l=32 nk=0.5h=0.5x5= 2.5mm ,dlk2x9933030x50x3.56.23.2大齿轮轴键的选择及校核要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径d=60mm查手册得安装的键型为几形键.bx/2为12x8,取标准键长l=52o所以1=l=52查得轻微冲击载荷时的许用挤压

35、应力叭,=120k=0.5h=0.5x8=4mm,cr/,=97.41mp<cr/ 所以小齿轮键的强 度足够。2t _ 2x4.834xl05 卩 d-hk 65x80x5.5= 33.smpa<20mpa所以挤压强度足够.第7章箱体及附件的设计箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动 件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减 速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体 各部分尺寸一般按经验设

36、计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体的材料及制造方法：选用灰铸铁ht350,砂型铸造。箱体的尺寸：表71箱体参数表名称符号一级齿轮减速器计算结果箱座壁厚60.0256/4-1 >8箱盖壁厚40.02a + 1>8sii箱盖凸缘厚度b1.5玄dii箱座凸缘厚度b1.55dii箱座底凸缘厚度b22.562«ii地脚螺钉直径df0.036°+ 123tii地脚螺钉数目na < 250切时, =44轴承旁联接螺栓直径4sii盖与座联接螺栓直径d2（0.5 0.6）d/dii联接螺栓心的间距i150-200i4su,轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）

37、 df8mm视孔盖螺钉直径£（0.3 0.4）ysil定位销直径d（0.7 08）£bii轴承旁凸台半径c2ibii凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准42ii大齿轮顶圆与内机壁距离>1.2（5机座肋厚mm=0.85 sin =6轴承端盖外径d2d + (55.5)£； d轴承外径(凸缘式轴承盖尺寸见表11-11轴承端盖凸缘厚度e（1 12）3轴承旁联接螺栓距离s以和互不干涉为准，一般取suq上面表格中的数据均在机械手册中查得。第8章润滑和密封的设计l i、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑齿轮圆周速度所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅

38、润滑浸油润滑不但起 到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮 合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸 油深度厲应不小于。«),对于圆柱齿轮一般为i2个齿高，但不应小于 mm ,这个油面位置为最低油面考虑使用中油不断蒸发损耗还应给出一个最高油 面对于中小型减速器.其最高油面比最低油面高出3此外还应保证传动件 浸油深度最多不超过齿轮半径的丄1以免油损失过大对于采用浸油润滑的多级43-传动°当低速级人齿轮浸油深度超过1/3.的分度圆吋.这吋可减少低速级人齿轮浸 油深度°而高速级釆用溅油装置润滑箱内保持一定

39、的深度和存油量。油池太浅易激 起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为 箱座内壁高度箱盖高h可以从设计图上得出。换油吋间为半年，主要取决于油屮杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择3v3-h2中的w号工业闭式齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书s.2.密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸岀处、轴承室内侧、箱体接合而和轴承盖，窥 视孔和放油孔的接合面等处。s.x i轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵 入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料密封的一 种在端盖上开出梯形槽将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触毡 圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大， 毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工如果轴的硬度恿表面粗糙度值小，就 使用优异细毛