机械设计课设说明书

1、机械设计课程设计说明书系 别: 专业班级： 姓 名: 学 号: 指导教师： 日 期:第1章设计任务书1.1设计背景1.2设计步骤第2章传动装置总体设计方案2.1传动方案2.2该方案的优缺点第3章选择原动机3.1原动机类型的选择 3.2确定传动装置的效率3.3选择原动机容量 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 第4章计算运动和动力参数4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数4.3低速轴的参数4.4工作机的参数第5章 普通V带设计计算第6章减速器内部传动设计计算 6.1齿轮参数和几何尺寸总结第7章轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算7.2低速轴设计计算7.3高速轴上的轴承校核7.4低速轴上的

2、轴承校核第8章键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核 8.2低速轴与大齿轮键连接校核 8.3低速轴与联轴器键连接校核第9章联轴器的选择9.1低速轴上联轴器第10章减速器的密封与润滑10.1减速器的密封10.2齿轮的润滑10.3轴承的润滑第11章减速器附件11.1油面指示器11.2通气器11.3放油孔及放油螺塞11.4窥视孔和视孔盖 I. 5定位销II. 6启盖螺钉11.7螺栓及螺钉 第12章减速器箱体主要结构尺寸第13章设计小结参考文献第 1 章 设计任务书1.1 设计背景一级直齿圆柱减速器；拉力 F=2300N 速度 v=1.2m/s，直径 D=300mm每天工作小时数： 16 小时，

3、工作年限（寿命） ：10 年，每年工作 天数： 300 天；配备有三相交流电源，电压 380/220V。1.2 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 原动机的选择3. 传动装置的确定4. 计算运动和动力参数5. 普通 V 带设计计算6. 减速器内部传动设计计算7. 轴的设计及校核计算9. 键联接设计计算10. 联轴器及其他标准件的选择11. 减速器的润滑及密封12. 减速器箱体及附件设计第 2 章 传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定， 前置外传动为普通 V 带传动，减速器为一级圆 柱齿轮减速器。2.2 该方案的优缺点由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的

4、影 响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种 简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置， 因而沿齿向 载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。第 3 章 选择原动机3.1 原动机类型的选择按工作要求和工况条件， 选用三相笼型异步电动机， 电压为 380V， Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n 1=0.99滚动轴承的效率：n 2=0.99V 带的效率：n v=0.96闭式圆柱齿轮的效率：n 3=0.98工作机的效率：n w=0.97?= ? x ? x? x ? x ? =

5、0.8773.3选择原动机容量工作机所需功率为?=?x ?_1000 =2300 x 1.21000=2.76?电动机所需额定功率?2.76?=农：0.877=315?工作转速:?=60 x1000 x?x?=60 x 1000 x 1.2?x 300=76.43?经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24,一级圆柱齿轮传动比范围为：35,因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为 nd二(620) x 76.43=459-1529r/min。额定功率Pen=4kW进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定 电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=96

6、0r/min , 同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/mi n)满载转速(r/mi n)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-24300028903.4确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为：?960?=?=76.43 =佗561(2) 分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=4.561第4章 计算运动和动力参数4.1电动机输出参数?= 3.15?n=96

7、0r/min?= 9550000 X?= 9550000 驚二 31335.94? 0?9604.2高速轴的参数? = ? X ?= 3.15 X0.96 = 3.02?n 仁320r/mi nT1=90128N*mm4.3低速轴的参数? = ?、X? X?= 3.02 X0.99 X0.98 = 2.93?N 2=70.16r/minT2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm4.4工作机的参数?： = ? X ? X ? X? X? = 2.93 X 0.99 X0.99 X 0.99 X0.97=2.76?n 3=n 2=70.16r/minT3=9550000*2.

8、76/70.16=375684N*mm各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/mi n)功率P/kW转矩 T/(N?mm)电机轴9603.1531335.9高速轴3203.0290128低速轴70.162.93398824工作机70.162.76375864第5章 普通V带设计计算(1) 求计算功率Pc查表13-9得KA=1.1，故?= ? X ?= 1.1 X 3.15 二 3.465?(2) 选V带型号根据 Pc=3.465kW n1=960r/min，选用 A型。(3) 验算带速v?X ?1 X ? ?X 100 X 960/?=丄=5 02?60 X100060 X 1000

9、带速在530m/s范围内，合适。(4) 求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距?= 1.5 x(?+ ?) = 1.5 X(100 + 280) = 570?取?= 570?,符合 0.7 x(?+ ?) < ? < 2 X (? + ?)由式(13-2)得带长?0 = 2 X ? +?2 x(?+ ?) +(?- ?)24 X ?0?2 X570 + 2 X(100 + 280) +(280 - 100)24 X 5701751?由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm 再由式(13-15)计算实际中心距? ? +?- ?025701750 - 17512570?(5)

10、验算小带轮的包角a 157.3 °? - 180 ° - (?弦-?1)X- 帝57.3 °180 ° - (280 - 100) X 570= 161.91 ° > 120合适。(6) 求V带根数z由式(13-14 )得?=(?+ ?) X? X?今 n1=960r/min , d仁 100,查表 13-4 得?= 0.96?由式(13-8 )得传动比? x(l - ?280100 x(1 - 0.02)2.86查表13-6得?= 0.112?由 a 1 = 161.91 ° 查表 13-8 得 Ka =0.954,表 13-

11、2 得 KL=1,由 此可得3.465?= 3.39(0.96 + 0.112) X0.954 X1取4根带型AV带中心距570mm带的根数4包角161.91 °带速5.02m/s带长1750mm(7).带轮结构设计带宽?=(? 1) x?f 2 X?= 63?第6章减速器内部传动设计计算(1) 选择材料及确定许用应力小齿轮选用40MnB(调质处理)，齿面硬度241286HBS相应的疲劳强度取均值Hlim仁720MPa ° FE1=595MP（表11-1 ）大齿轮选用ZG35SiMn(调质)，齿面硬度241269HBS °Hlim2=615MPa ° F

12、E2=510由表 11-5，取 SH=1.1, SF=1.25，贝卩?h勢?=绊=654.55?1.1?2 =?2615?1.1559.09?翔?初?1595?1.25=476?丹2?2510?1.25=408?（2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。区载荷系数 K=1.3 （表11-3）,齿宽系数© d=1 （表 11-6）,取 ZE=189.8MPaA0.5 （表 11-4）, u=i=4.22 则? > 2.32 X3 ?x ?1? ?+ 1V - x - ? ?X(?)?)3 1.3 X 89526.622.32 X V14.22 + 1X 4.22189.8 2

13、X( 559.09)=59.2?齿数取Z1=27,则Z2=i X Z1=4.25 X 27=115。故实际传动比?= 5 = 4.259模数?= ? = 59.2 = 2.19? ?27齿宽? X?二 59.2?取 b1=65mmb2=60mm按表4-1取m=2.5mm实际的?= ?X?= 27 X2.5 = 68?= ? X?= 115 X2.5= 287.5?则中心距? (? + ?) X?"= 2(27 + 115) X 2.5 _2 =178?(2)验算轮齿弯曲强度齿形系数查表?1= 2.57，?2= 2.13，?1= 1.6， ?2- 1.848?1 =93.838? ?1

14、 = 476?2 x?x? X ?1X?>?1_? X? X?=?2X ?2?2= ?1 X?- X ?- = 89.827? ?刊2?1X ?1(3) 齿轮的圆周速度?=?=?X68 x322.15=h560 X 100060 X1000可知选用8级精度是合适的6.1齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角a n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z27115齿顶咼ha2.52.5齿根高hf335分度圆直径d68288齿顶圆直径da73292齿根圆直径df62280齿宽B6560中心距a178178第

15、7章轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=320r/min ;功率 P=3.02kW;轴所传递的转矩T=90128N?mm(2) 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为(T=70MPa(3) 按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=1123 ?33.02?> ?0X 二 112 八:=23.62?322.15由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%?= (1 + 0.05) X23.62 = 24.8?查表可知标准轴孔直径为 25mn故取dmin=25(4) 确定各

16、轴段的直径和长度。图7-1咼速轴示意图1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm 11长度略小于大带轮轮毂长度L,取I仁48mn。 选用普通平键，A型键，bx h = 8X 7mm(GB/T 1096-2003),键 长 L=36mm。2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 = 30 mm,由轴承产品 目录中选择深沟球轴承 6207,其尺寸为 dx Dx B = 35 x 72x 17mm, 故 d3 = d7 = 35 mm ,取挡油环的宽度为 12,则 l3 = l78 = 17+12=29 mm。轴承采用挡油环进

17、行轴向定位。由手册上查得 6207 型轴承的定 位轴肩高度 h = 2.5 mm ,因此,取 d4 = d6 = 40 mm 。3) 由于齿轮的直径较小, 为了保证齿轮轮体的强度, 应将齿轮和 轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l5= 65 mm, d 5= 72 mm4) 轴承端盖厚度e=12,垫片厚度厶t=2 ,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24,螺钉C仁22mmC2=20mm箱座壁厚3 =8mm则?2?3 = ?+ ?1 + ?2 + ?+ ?+ 5+ ?- ?- ? J 叫 i T f = 8+ 22 + 20 + 2+ 12 + 5 + 24 - 17

18、 - 10= 66 ?5) 取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 二10 mm , 挡油环宽度s仁12mm则?4?5 = ?6?7 = ?+ ?1 - ?1?= 10 + 10 - 12 = 8 ?至此，已初步确定了轴的各段直径和长度轴段1234567直径25303540724035长度4866298658297.2低速轴设计计算(1) 已经确定的运动学和动力学参数转速 n=70.16r/min ;功率 P=2.93kW;轴所传递的转矩T=398824N?mm(2) 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45钢调质，许用弯曲

19、应力为(T =60MPa(3) 按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112d>=37.78由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%?= (1 + 0.07) X 37.78 = 40.42?查表可知标准轴孔直径为 42mn故取dmin=42(4) 确定各轴段的长度和直径图 7-3 低速轴示意图1) 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di,为了使所选的轴直径 d1 与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴 器的计算转矩Tea =心匕T,查表，考虑载荷变动微小，故取KA= 1.3 , 则:?= ? X ?=

20、476.5?按照联轴器转矩 Tea 应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm选用普通平键，A型，bX h = 12 X 8mm(GB T 1096-2003)，键长 L=90mm。2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23 = 47 mm,由轴承产品 目录中选择深沟球轴承 6210，其尺寸为 dX DX B = 50 X 90X 20mm， 故 d34 = d67 = 50 mm 。3) 取安装齿轮处的轴段的直径 d45 = 55 mm;齿轮的左端与左轴 承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽

21、度为 B = 60 mm,为了使挡油环端面可靠地 压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 l45 = 58 mm 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R ,由轴径d45 = 55 mn故取h = 5 mm则轴环处的直径 d56 = 65 mm轴环宽度b> 1.4h , 取 l56 = 8 mm 。4) 轴承端盖厚度e=12,垫片厚度厶t=2 ,根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24,螺钉C1=22mmC2=20mm 箱座壁厚 3 =8mm 则? = ?+?+ ?+ ?+ 5 + ?- ?- ? 201 2 ?=8+ 22 + 20 + 2+

22、 12 + 5 + 24 - 20 - 10 =63 ?5）取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离厶，取厶二10 mm已知滚动轴承的宽度 B = 20 mm,贝S? = ?+?+? + 2 = 20 + 10 + 12.5 + 2 = 44.5 ? = ?+?+?- ? = 20 + 10 + 12.5 - 8 = 34.5 ?至此，已初步确定了轴的各段直径和长度轴段123456直径424750556550长度1106344.558834.5（5）轴的受力分析大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2549.

23、829N大齿轮所受的径向力?1= ?1x ?2549.829 x?20 928.062?轴承压力中心到齿轮支点距离I1=63.5mm,齿轮中点到轴承压力中心距离I2=63.5mm,轴承压力中心到第一段轴支点距离 I3=128mm计算支承反力在水平面上为?2 X?2?928.062 X63.5?1 ="=464.03?+ ?63.5 + 63.5?2= ?2- ?1 = 928.062 - (464.03) = 464.032?在垂直平面上为?1 =?2：?= 2549.829 X ?+ ?63.563.5 + 63.5=1274.91?2= ?4- ?初?讦 2549.829 - 1

24、274.91 = 1274.919?轴承1的总支承反力为?1 = V?1+ ?%?= V(464.03)2 + (1274.91)2 = 1356.73?轴承2的总支承反力为?2= v?2+ ?2= V(64.032)2 + (1274.919)2 = 1356.74?1）画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧为?= ?1 X?二 464.03 X63.5? ?= 29465.9? ?a-a剖面左侧为?%?= ?2 X?二 464.032 X 63.5? ?= 29466.03? ?在垂直平面上,a-a剖面?= -?/?二 1274.91 X63.5? ?= -80956.78? ?

25、合成弯矩，a-a剖面左侧为?二"？?+ ?= V(29465.9)2 + (-80956.78 )2)? ?=86152.42? ?a-a 剖面右侧为?= V?§?+ ?= V(29466.03)2 + (-80956.78 )2)? ?=86152.46? ?2)转矩Ta=398824N*mm图7-4 低速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故 a-a左侧为危险剖面其抗弯截面系数为? = ?32? = ?；J = 16325.55?33232抗扭截面系数为?=32651.09?最大弯曲应力为?= ? = 528?剪切应力为?=11 23?&#

26、39;'? 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a =0.6，则当量应力为?= v? + 4 X (?x?2 = 14.47?查表得45钢调质处理，抗拉强度极限。B=650MPa则轴的许用弯曲应力(T -1b=60MPa,° ca< ° -1b，所以强度满足要求。(6)精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面A、H、皿、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度 配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A、H、皿、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，

27、截面W和V处过盈 配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最 大。截面V的应力集中的影响和截面W相近，但截面V不受扭矩作用， 同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应 力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端) ，而且这里轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面W和显然更不必校核。 键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面W左右 两侧即可。2 ）截面W左侧抗弯截面系数?= 0.1 X? = 0.1 X 553 = 16637.5?抗扭截面系数22?= 0.2 X? = 0.2 X 553 = 33275?截面W左侧的弯矩?= 861

28、52.4663.5 - 29=46807.24?截面上的扭矩?= 366537.86?截面上的弯曲应力?=?=46807.2416637.5=2.81?截面上的扭转切应力? ?= = '-?366537.863327511.02?轴的材料为45钢调质。由表查得:?= 650? = 300?.? = 155?截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ac及aT按附表查取，由于：?=0.0364= 1.1818?经过插值后可以查得:?= 1.533?= 1.37查图可得轴的材料的敏性系数为：?= 0.79?= 0.79故有效应力集中系数为：?= 1 + ?x(?- 1) = 1 + 0.79

29、X (1.533 - 1) = 1.42?= 1 + ?X(?- 1)= 1 + 0.79 X(1.37- 1) = 1.29查图得尺寸系数?= 0.56，扭转尺寸系数?= 0.85。轴按磨削加工，得表面质量系数为：?= ?= 0.94轴未经表面强化处理，即B q=1，得综合系数为:? 1 ?= ?+ ?1.4211 = 0 + 両1 = 2.6?= ?+1?1 = 1.58碳钢的特性系数为:?= 0.1?= 0.05于是，计算安全系数Sea值，则得:? =? X ?+ ? X ? = 41.06?=?-?17.26?X ?+ ?X ?= ? X?J = 25.87 >> ?= 1

30、.5 V 豁?故可知其安全。3 ）截面右侧抗弯截面系数?= 0.1 X? = 0.1 X 653 = 27462.5?抗扭截面系数?= 0.2 X? = 0.2 X 653 = 54925?截面W左侧的弯矩?= 86152.4663.5 - 29X 63.5?= 46807.24?截面W上的扭矩?= 366537.86?截面上的弯曲应力?=?-46807.24:=1 7?27462.5截面上的扭转切应力? ?=?-?366537.86一 6 67?54925?过盈配合处的，由附表用插值法求出，并取，?=0.8 X ?，于是得? ?”6,刃=0.8 X3.16=2.53轴按磨削加工，得表面质量系

31、数为:?= ?= 0.94?=冬+- ?1.51歸+094- 1 = 3.26?=鱼?>1玄 1 = 2.61所以轴在截面W右侧的安全系数为:?=?x?；+ ? x ? = 54.13?=?-?17.47?>> ?= 1.5?t= ? X= 36.64V豁為故该轴在截面w右侧的强度也是足够的7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)621050902035根据前面的计算，选用 6210深沟球轴承，内径d=50mm外径D=90mm 宽度 B=20mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=35kN轴承采用正装。要求寿命为Lh=4

32、8000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合 成支反力：?务二 ?+ ?= V(464.03)2 + (1274.91 )2 = 1356.73?2= ?+ ?= V(464.032)2 + (1274.919)2 = 1356.74?查表得X仁1, Y仁0, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1.2?1= ? x?1+ ? x?1= 1 x 1356.73 + 0 X0 = 1356.73?2= ? x?2+ ? x?2= 1 x 1356.74 + 0 x 0 = 1356.74?取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式? = 60°?x

33、= 2169038? > 48000?60? ' ? x ?由此可知该轴承的工作寿命足够。第8章键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核选用 A型键，查表得 bx h=8mrx 7mm(GB/T 1096-2003),键长 36mm键的工作长度匸L-b=28mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力(T p=60MPa键连接工作面的挤压应力?=4 x?=41? ?= 60?x?X ?8.2低速轴与大齿轮键连接校核选用 A型键，查表得 bx h=16mm10mm(GB/T 1096-2003)键长45mm键的工作长度匸L-b=29mm大齿轮材料为ZG35SiMn可求得键连

34、接的许用挤压应力(T p=120MPa键连接工作面的挤压应力4 X?= TX?= 92? ?= 120?8.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 bX h=12mX 8mm(GB/T 1096-2003), 键长90mm键的工作长度匸L-b=78mm联轴器材料为45 ,可求得键连接的许用挤压应力(T p=120MPa键连接工作面的挤压应力4 X?= 56? ?= 120? - ? x ?X ?-第9章联轴器及其他标准件的选择9.1低速轴上联轴器(1)计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩 Tc=KX T=476.5N?m选择联轴器的型号(2)选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器

35、初选为 LX3 弹性柱销联轴 器（GB/T4323-2002），公称转矩 Tn=1250N?m许用转速n=4700r/min , Y型轴孔，主动端孔直径 d=42mm轴孔长度L1=112mm从动端孔直 径d=42mm轴孔长度L1=112mmTc=476.5N?m<T n=1250N?mn=76.34r/min<n=4700r/min第 10 章 减速器的密封与润滑10.1 减速器的密封 （参考课本 ）为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工 作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、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

36、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。 本 设计中由于密封界面的相对速度较小， 故采用接触式密封。 输入轴与 轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为 V <3m/s，故均采用半粗 羊毛毡封油圈。10.2 齿轮的润滑（参考课本及设计手册）闭式齿轮传动， 根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。 圆周速 度v< 12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。 采用浸油 润滑。对于圆柱齿轮而言， 齿轮浸入油池深度至少为 1-2 个齿高，但 浸油深度不得大于分度圆半径的 1/3 到 1/6

37、 。为避免齿轮转动时将沉 积在油池底部的污物搅起， 造成齿面磨损， 大齿轮齿顶距油池底面距 离不小于30-50mm根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使 油面高度达到33-71mm从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);, 牌号为 L-AN10。10.3 轴承的润滑(参考课本及设计手册)滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、 润滑油或固体润滑剂。 选择何 种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。 由于V齿w 2m/s,所以均选 择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油 环将轴承与箱体内部隔开， 且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。 在 本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选

38、用通用锂基润滑脂 (GB/T 7324-1987)，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑， 选用牌号 为 ZL-1 的润滑脂。第 11 章 减速器箱体及附件设计(见综合课程设计书)11.1 油面指示器用来指示箱内油面的高度， 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。11.2 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。11.3 放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部， 在箱座油池的最 低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1

39、76;2°, 使油易于流出。11.4 窥视孔和视孔盖（参考老版综合课程设计书）在机盖顶部开有窥视孔， 能看到传动零件齿合区的位置， 并有足 够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔 与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封， 盖板用铸铁制成。A1=130 ， A2=115， B1=90， B2=75h=5mmd4=7mmR=5mmB=60mm11.5定位销采用销GB/T117-2000,对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。11.6启盖螺钉由于装配减速器时在箱