矿用耙斗装岩设备传动装置设计I9VIP

1、机械课程设计计算说明书题 目 矿用耙斗装岩设备传动装置设计 I9 班 级 机自103班 学 号 06102696 姓 名 朱群 指导老师 日 期 1、设计任务书题目：矿用耙斗装岩设备传动装置设计1. 设计条件1）机器功用 将开采的散块岩石，用耙斗装到运输机上；2）工作情况 通过离合器控制耙斗的工作和返回，工作中载荷不均，有中等冲击；3）运动要求 耙斗运动速度误差不超过7%；4）工作能力 储备余量15%；5）使用寿命 8年，每年300天，每天8小时，主动滚筒。返回滚筒定期交换；6）检修周期 半年小修，两年大修；7）生产批量 单件、小批量生产；8）生产厂型 中等机械厂。2.原始数据 题号I9主滚筒

2、工作拉力（kN）7.5主滚筒圆周速度（m/s）1.3主滚筒工作直径（mm）2803.设计任务1）设计内容 电动机选型；传动件设计；减速器设计；离合器选型设计；滚筒轴系设计；滚筒设计；其他。2）设计工作量 传动系统安装图1张；减速器装配图1张；零件图两张设计计算说明书一份。4.设计要求1)要求减速器设计成锥-圆柱齿轮减速器。2）设计时要求要有一对斜齿轮。计算项目及说明结果2.传动方案的拟定1）该设备不需要立式结构，故采用卧式减速器。2）由于该设备工作中载荷不均，有中等冲击，轴线相互垂直传动，故减速器为锥圆柱齿轮。3）根据工作机构滚筒的工作直径和工作速度计算滚筒转速n'。 准备选用1000

3、的Y系列电动机，因此初步的总传动比,按11.27选定二级齿轮减速器。4）为加工方便采用水平剖分式。5）由于离合器和圆锥齿轮传动的轴向力存在，故I、II、III轴处均采用两个圆锥滚子轴承； 6）电动机与输入轴之间采用凸缘联轴器,输出轴和工作机构之间采用选用机械拉键离合器。传动方案最后确定为上图所示型3.选择电动机3.1选择电动机的类型和结构形式按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y系列，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。3.2选择电动机容量工作机主动轴功率：根据公式,为主滚筒工作拉力，为主滚筒工作速度。由此得出：传动装置的总效率：式中联轴器的效率 圆锥滚子轴承的效率（ 2对） 角接触

4、轴承的效率 圆锥齿轮的传动传递效率 圆柱齿轮传动的传递效率 卷筒的效率 离合器的效率 则=电动机所需功率：3.3确定电动机的转速滚筒的工作转速为： 按机械设计课程上机与设计表5-1查得圆锥圆柱齿轮减速器直齿锥齿轮的传动比一般范围为：，故电动机转速根据额定功率，且转速满足，按机械设计课程上机与设计表16.2选得电动机型号为Y180L-6其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y180L-6159701.82.04.传动比的分配4.1传动装置总传动比总传动比4.2分配各级传动比按直齿轮圆柱齿轮传动比 又因锥齿轮的传动比，故取则5.计算传动装置的运动和动力参

5、数5.1各轴转速计算由传动比分配结果计算轴速 5.2各轴功率计算由机械效率计算各轴功率 5.3各轴转矩计算轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电机轴97012.46122.67I轴97012.09119.0310.97II轴293.9411.37369.413.30.94III轴88.8810.811161.523.310.95滚筒轴88.8810.381115.3110.966.传动件的设计计算6.1 圆锥直齿齿轮传动的计算6.1.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数由机械设计表6.2选取 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火计算许用接触应力 由式中，试验齿轮的接触疲劳强度极限，,接

6、触强度计算的最小安全系数，通常接触强度计算的寿命接触疲劳极限 查图6-4得: , 接触强度寿命系数 其中应力循环次数N 由式6-7所以由图6-5得=1接触强度最小安全系数取1则计算许用弯曲应力式中试验齿轮的弯曲疲劳强度极限 弯曲强度计算的最小安全系数， 弯曲强度计算的寿命系数 弯曲强度计算的尺寸系数弯曲疲劳强度极限查图6-7得弯曲强度计算的寿命系数 查6-8图得= =1弯曲强度计算的尺寸系数 查图6-9（设模数m小于）得弯曲强度计算的最小安全系数取1.4，则6.1.2按齿面接触强度设计确定齿轮传动精度等级，预估计圆周速度，参考表6.7、表6.8选择 II公差组7级小轮大端分度圆直径，由式6-2

7、0其中使用系数动载系数齿向载荷分布系数材料弹性系数节点区域系数齿宽系数 查表6.14 取小轮齿数 在推荐值中中选大轮齿数圆整取 齿数比 传动比误差小轮转矩 载荷系数 使用系数 查表6.3动载系数 由推荐值齿向载荷分布系数 由推荐值载荷系数 材料弹性系数 查表6.4节点区域系数 查图6-3，故齿轮模数按表6.6取圆整小轮大端分度圆直径小轮平均分度圆直径 圆周速度齿宽 6.1.3校核齿根弯曲疲劳强度由式 6-21 式中齿形系数应力修正系数当量齿数 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮应力修正系数 查表 6.5 小轮 大轮故6.1.4几何尺寸计算大轮大端分度圆直径 锥距 小轮大端顶圆直径大轮大端顶圆直径

8、6.2斜齿圆柱齿轮传动的计算6.2.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数由表6.2选 小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火6.2.1.1计算许用接触应力由式66 式中，试验齿轮的接触疲劳强度极限，,接触强度计算的最小安全系数，通常接触强度计算的寿命接触疲劳极限 查图6-4得：, 接触强度寿命系数 其中应力循环次数N 由式6-7=所以由图6-5得 接触强度最小安全系数取1，则6.2.1.2计算许用弯曲应力由式612 式中试验齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲强度计算的最小安全系数弯曲强度计算的寿命系数弯曲强度计算的尺寸系数弯曲疲劳强度极限查图6-7得弯曲强度计算的寿命系数 查6-8图得 弯曲强度计算的

9、尺寸系数 查图6-9（设模数m小于5mm）得弯曲强度计算的最小安全系数（1.43）取1.4则6.2.2按齿面接触强度设计由设计确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径，由式6-15得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 在推荐值2040中选大齿轮齿数 尽量与互为质数取83齿数比传动比误差小轮转矩 载荷系数使用系数 查表6.3动载系数 由推荐值齿间载荷分配系数 由推荐值齿向载荷分布系数 由推荐值载荷系数 =材料弹性系数 查表6.4节点区域系数 查图6.3重合度系数 由推荐值螺旋角系数 由 齿轮法面模数按表6.6取整标准中心距圆整，取分度

10、圆螺旋角分度圆直径圆周速度齿宽大齿轮宽小齿轮宽6.2.3校核齿根弯曲疲劳强度由式 6-16 当量齿数 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮应力修正系数 查表 6.5 小轮 大轮不变位时，端面啮合角端面模数重合度 重合度系数螺旋角系数由推荐值6.2.4齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径顶圆直径7. 齿轮作用力的计算7.1高速级的齿轮作用力的计算7.1.1已知条件高速轴传递的转矩，转速，小齿轮大端分度圆直径， ，7.1.2锥齿轮的作用力圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的传动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的大端指向大端法向力7.1.3锥齿轮2的作

11、用力锥齿轮2上的圆周力，径向力和轴向力与锥齿轮1上的圆周力，轴向力和径向力大小相等，作用方向相反即7.2低速级齿轮作用力的计算7.2.1 已知条件中间轴传递的转矩，转矩，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角。为斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮3的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径7.2.2 齿轮3的作用力(1)圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为7.2.3齿轮4的作用力从动轮4的各个力与主动轮3上相

12、应的力大小相等，作用方向相反，即：8轴系的设计计算8.1高速轴的设计与计算8.1.1已知条件高速轴传递的功率，转矩，转速，小齿轮大端分度圆直径，齿宽中点处分度圆直径 齿轮宽度。8.1.2选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用材料45钢，调质处理8.1.3初算轴径查表9-8得，取中间值118，则 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径 8.1.4轴的结构设计轴的结构如图轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小，轴长小，故轴承采用两端固定方式。按轴上的零件的安装顺序，从最细处开始设计。联轴器与轴

13、段：轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性联轴器。查表8-37，取载荷系数，计算转矩为由表8-38查得中的型联轴器符合要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为，考虑，取联轴器意孔直径为，轴孔长度，Y型轴孔A型键，联轴器从动端代号为LX2 ,相应的轴段的直径，其长度略小于意孔宽度，取。轴承与轴段和的设计：在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，经过计算，这样取的轴径太大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为。此处选用圆锥滚子轴承，初选轴承，由表9-9得轴承内径，外径，宽度，内圈定

14、位直径,外圈定位直径，轴上力的作用点与外圈大端面的距离，故，联轴器定位轴套顶到内圈端面，则该处轴段长度略短于轴承内圈宽度，取，该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则，其右侧为齿轮1的定位轴套，所以该处轴段的长度应比轴承内圈的宽度内圈宽度略短，故取。轴段的设计:该处轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即，该处长度与轴的悬臂长度有关，故稍后计算。齿轮与轴段的设计：轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，故应小于,可初定。由于齿轮直径比较小，采用实心式，齿宽中点分度圆与大端处径向端面

15、的距离，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚，齿轮大端侧径向端面与轮毂右侧面的距离按齿轮结构需要取为57mm，取轴与齿轮配合段比轮毂孔略短，差值为0.75mm，则轴段与轴段的长度：取下箱座壁厚，取轴承旁连接螺栓为，箱体凸缘连接螺栓为，地脚螺栓为，取轴承端盖连接螺钉为，查得轴承端盖凸缘厚度为，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为，高速轴轴承端盖连接螺钉查得.取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离，为了便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承右端面的距离取为，取轴段端面与联轴器右端面的距离为，则有 轴段的长度与该轴的悬臂长度有关，小齿轮受力作用点与右端轴

16、承对轴的力作用点间的距离为 则两轴承对轴的力作用点间的距离为取，则有 在其范围内取，合格轴段力作用点与左轴承力作用点间的距离： 8.1.5键连接电机由轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键 ,齿轮与轴间采用A型普通平键连接，型号为键 8.1.6轴的受力分析画轴的受力简图：轴的受力简图如下：计算支承反力：在水平面上为： 在垂直平面上为：轴承1的总支承反力为：轴承2上的总支承反力为画弯矩图：在水平面上，a-a剖面为： b-b剖面左侧为：在垂直平面上为： 合成弯矩：a剖面为：b-b剖面左侧为： 画转矩图：转矩图如下图所示，8.1.7校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a

17、剖面为危险面其抗弯截面系数为： 抗扭截面系数为： 弯曲应力为： 扭剪应力为： 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为： 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求。8.1.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为： 取键，轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查的，强度足够。8.1.9 校核轴承寿命计算轴承的轴向力：由表9-9查30207轴承得，。由表9-10查得30207轴承内部轴向力计算公式，则轴承1,2的内部轴向力分别为：外部轴向力，各轴向力方向如图所示AR

18、2R1则：则两轴承的轴向力分别为：计算当量动载荷：因为，轴承1的当量动载荷为：因为，轴承2的当量动载荷为:因为，故只需校核轴承2，。轴承在以下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35的载荷系数校核轴承寿命：轴承2的寿命为： 减速器预期寿命为：，故轴承寿命足够。 8.2中间轴的设计与计算8.2.1已知条件中间轴传递的功率，转速，锥齿轮大端分度圆直径,其齿宽中点处分度圆直径，齿轮宽度8.2.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理8.2.3初算最细处轴径查表得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则8

19、.2.4结构设计轴的结构如图轴承部件的结构设计 该轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆周滚子轴承。轴段和上安装轴承，其直径应既便宜轴承安装，又符合轴承内径系列。根据暂取轴承30207，由表9-9得轴承内径，外径，总宽度，内圈宽度，内径定位直径，外圈定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则齿轮轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为了便宜齿轮的安装，和应分别略大于和，此时安装齿轮3处的轴径可选为，经过

20、验算，其强度不满足要求，可暂定进行计算由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮毂的宽度范围大约为，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮断面，轴段和轴段的长度应分别比相应齿轮的轮毂略短，故取，轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为,取其高度为，故。齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离为1，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得其宽度为，则轴段的长度为此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端端盖下的调节垫片使其处与正确的安装位置轴段及轴段的长度由于轴承采用

21、油润滑，故轴承内的端面距箱体内壁的距离取为=5，则轴段的长度为轴段的长度为轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图12-7可得轴的支点及受力点间的距离为根据同样的计算方法得，8.2.5键连接齿轮与轴肩采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别键和键8.2.6轴的受力分析画轴的受力简图计算支承反力在水平面上为 式中负号与图中所画方向相反在垂直方向轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图 弯矩图12-8c、d、e所示在水平面上，剖面左侧为剖面的右侧为剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩，剖面左边为剖面右侧为剖面左侧为剖面右侧为画转矩图 转矩图如图12-8f所示，虽

22、然剖面左侧弯矩大，但剖面有除作用有弯矩外还作用有弯矩，其轴颈较小，故剖面两侧均有可能为危险面，故分别计算剖面的抗弯截面系数抗扭截面系数为剖面左侧弯矩应力剖面右侧弯矩应力扭剪应力为 按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为，故剖面右侧为危险截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力，满足强度要求8.2.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够齿轮3处的键长长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.2.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表查轴承得，。查得轴

23、承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力A=660.1N各轴向力方向如图所示 则两轴承的轴向力分别为计算轴承1的当量动载荷因，故只需校核轴承1的寿命。因，则轴承1的当量动载荷轴承在一下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35得载荷系数校核轴承寿命轴承1的寿命为减速器预期寿命为，故轴承寿命足够8.3低速轴的设计与计算低速轴的装配方案如下轴的初步设计8.3.1已知条件低速轴传递的功率，转速，传递的转矩，齿轮4分度圆直径，齿轮宽度8.3.2选择的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选择45钢，调质处理8.3.3初算轴颈由,考虑轴端只承受转矩，故取最小值，

24、则轴与联轴器连接，有一个键槽，轴颈应增大，轴端最细处直径为8.3.4结构方式（1）轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2）联轴器及轴段和的设计轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。取载荷系数，则计算转矩离合器无固定标准，按联轴器进行选择。由表查得GB/T5014-1985中的HL4型联轴器符合要求：公称转矩为,许用转速为，轴孔范围为。考虑,取联轴器毂孔直径为，轴孔长度为，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为 ,相应的轴段的直径，其长度略小于毂

25、孔宽度，取（3）密封圈与轴段和的设计在确定轴段的轴颈时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器的轴向固定及密封圈尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度轴段的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于，可选用毡圈油封，选毡圈,则（4）轴承与轴段和轴段的设计考虑齿轮有轴向力的存在，但此处轴径较大，选用角接触轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为,查的轴承内径，外径，宽度，内圈定位直径，外圈径定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，轴承对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。由于齿轮圆周速度大于，轴承采用油润滑，无需放挡油环，。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱

26、体内壁的端面与箱体内壁距离通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故（5）齿轮与轴段该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略微大于，可初定，齿轮4轮毂的宽度范围为，轮毂宽度为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比齿轮4的轮毂略短，取（6）轴段和轴段的设计轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为，取，则，取轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即，齿轮左端面与箱体的距离为则轴段的长度（7）轴段和轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为轴承旁连接螺栓,则，。箱体轴承座宽度取轴承端盖连接螺栓选 ，其安装圆周

27、大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离为。则有轴段的长度为轴段的长度为 （8）轴上力作用点的距离 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则可得轴的支点及受力间的距离为 8.3.6键连接电机由轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键 ,齿轮与轴间采用A型普通平键连接，型号为键 8.3.7轴的受力分析在水平面上为： 在垂直平面上为：轴承1的总支承反力为：轴承2上的总支承反力为弯矩图如下在水平面上，a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为：在垂直平面上为：a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为： 画转矩图：转矩图如下图所示， 校核轴的强度

28、：因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为： 抗扭截面系数为： 弯曲应力为： 扭剪应力为： 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求。8.3.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为： 取键，轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查的，强度足够。8.3.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力：由表9-9查轴承得，由表9-10查得轴承内部轴向力计算公式，则轴承1,2的内部轴向力分别为：AR2R1则两轴承

29、的轴向力分别为： 计算当量动载荷：因为,查表得,因故,轴承1的当量动载荷为:因为，因为,查表得,因，故,轴承2的当量动载荷为:因为，故只需校核轴承2，轴承在以下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35的载荷系数 轴承2的寿命为：减速器预期寿命为：，故轴承寿命足够。9减速器的结构和附件设计9.1铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器箱体的结构尺寸机座壁厚,取10mm机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度2.5= 25mm地脚螺钉直径地脚螺钉数目n4个轴承旁连接螺栓直径0.75=15mm，取M18端盖与机座连接螺栓直径，取M12连接螺栓d2的间距轴承端盖螺钉直径 =10mm，取M

30、10窥视孔盖螺钉直径 =8mm，取M8定位销直径d(0.70.8)d2=9mm，取M10大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=12mm取12mm齿轮端面与内机壁距离2=14mm取16mm机盖肋厚机座肋厚轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离S9.2其它附件设计(1)保证机体有足够的刚度,在轴承座中加肋，铸出凸台，便于轴承座旁的螺栓连接并增加刚度；(2)因其传动件速度小于12m/s，采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H取为40mm；机体结构有良好的工艺性；(3)铸件壁厚为8，内箱圆角半径为R=6；机体外型简单，拔模方便。(4)箱体底座加工成槽型，减少加工量，并安放稳定。(5)观察孔

31、及观察孔盖在机盖顶部开有观察孔，检查传动零件啮合、润滑及齿轮损坏情况，安放观察孔的地方突出2-4mm，以减少加工面；(6)放油螺塞：放油孔位于油池最底处，箱底切除部分便于钻孔时防止刀具受力不均，加工不好，安放处突出2-4mm减少加工面，并用油圈加以密封。(7)油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处；油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出；也不能太高，防止与齿轮发生碰撞，并考虑铣刀铣的空间；(8)通气器：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.(9)启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

32、钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.(10)定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.(11)吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运。10.减速器的润滑与密封10.1齿轮润滑齿轮速度小于12m/s，采用浸油润油。高速级大齿轮浸油一个齿高的高度，低速级大齿轮浸油深度为20mm左右，符合要求10.2滚动轴承的润滑查机械设计表10.10，轴承的润滑方式由值确定。高速级 并定期加脂，补充脂的运动消耗。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据机械设计师手册表24-6

33、查得常用油脂的主要质量指标和用途。轴承选用通用锂基润滑脂（GB7324-1987），它适用于温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为的润滑脂。10.3 轴密封形式的选择 在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部，由机械设计课程上机与设计表6-2知密封形式由密封处圆周速度决定。各透盖密封处圆周速度： 11.其他技术说明减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次；在装配过程中轴承装配要保证装配游隙；轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3；减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换