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1、 機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 設(shè)計說明書 課題名稱： 鏈板輸送機 系 別 機電工程系 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 　　 班 級 姓 名 學 號 指導老師

2、 目 錄 一 設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………… 3 二 傳動方案的擬定………………………………………………… 4 三 電機的選擇……………………………………………………… 4 四 運動和動力參數(shù)的計算………………………………………… 5 五 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………… 6 六 軸的設(shè)計………………………………………………………… 12 七 滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………… 20 八 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………… 24 九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算……………

3、……………………………… 25 十 箱體的設(shè)計……………………………………………………… 26 十一 減速器附件的設(shè)計…………………………………………… 26 十二 潤滑和密封…………………………………………………… 27 參考文獻………………………………………………………………28 一、設(shè)計任務(wù)書 礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計 1、設(shè)計條件： （1）機器用途：煤礦井下運煤； （2）工作情況：單向運輸，中等沖擊； （3）運動要求：輸送機運動誤差不超過7%； （4）工作能力：儲備余量15%； （5）使用壽命：十年，每年300天，每天8小時； （

4、6）檢修周期：半年小修，一年大修； （7）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)； （8）制造廠型：中小型機械廠； 2、輸送機簡圖：如圖1 3、原始數(shù)據(jù)： 運輸機鏈條速度：0.5m/s； 運輸機鏈條拉力：16KN； 主動星輪齒數(shù)：9； 主動星輪節(jié)距：50mm； 4、設(shè)計任務(wù)： （1）設(shè)計內(nèi)容：①電動機選型②傳動件設(shè)計③減速器設(shè)計④聯(lián)軸器選型設(shè)計； （2）設(shè)計工作量：①裝配圖1張②零件圖2張； 二、傳動方案的擬定 根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置（如圖1），綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性，以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本

5、低、傳動效率滿足要求等，選擇二級圓錐-圓柱齒輪減速器，機構(gòu)運動簡圖如圖2： 三、電機的選擇 1、計算運輸機主軸的轉(zhuǎn)速和功率 （1）轉(zhuǎn)速 由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d===143.3㎜, 則===66.672r/min （2）功率 pw=Fv=120.5=6kw 2、電動機的功率 （1）傳動裝置的總效率η 由參考文獻[1]表1-2查得： 滾筒效率η1=0.96； 彈性聯(lián)軸器效率η2=0.99； 滾動軸承效率η3=0.98； 圓柱齒輪傳動效率η4=0.97；

6、 圓錐齒輪傳動效率η5=0.95； 總效率η=η12η22η33η4η5=0.9620.9920.9830.970.95=0.7834 （2）所需電動機的功率 Pr=Pw/η=6/0.7834=7．659kw 3、選擇電動機的型號 根據(jù)工作條件：煤礦下運輸，應(yīng)選擇防爆電機。查參考文獻[2]表7-2-2選擇電動機的型號為Y160L-6，額定功率11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min,電動機軸伸直徑48mm。 四、運動和動力參數(shù)的計算 1、分配傳動比 （1）總傳動比：i=970/66.672=14.549 （2）各級傳動比： 直齒圓錐齒輪

7、（高速級）傳動比i12=0.25i=3.637 斜齒圓柱齒輪（低速級）傳動比i23=4 【】（3）實際總傳動比 i實=i12i23=3.6374=14.548 因為Δi=i實－i=0.001<0.05,故傳動比滿足要求。 2、運動和動力參數(shù)計算（各軸標號見圖2） （1）軸0（電動機軸） P0=Pr=7．659kw n0=970r/min T0=95507．659/970=955010.21/940=75．406Nm （2）軸1（高速軸） P1=P0η1η2=7.6590．960．99=7．279kw

8、n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=95507．279/970=71．664Nm （3）軸2（中間軸） P2=P1η3η5=7．2790.980.95=6．777kw n2=n1/i12=9703.637=266.703r/min T2=9550P2/n2=95506．777/266.667=323.5297Nm （4）軸3（低速軸） P3=P2η3η4=9.0340.980.97=8.588kw n3=n2/i23=266.6674=66.67r/min T3=9550P3/n3=95

9、508.588/66.67=1230.169Nm （5）軸4（運輸機主軸） P4=P3η1η2η3=8kw n4=n3=66.67r/min T4=9550P4/n4=95508/66.67=1145.943Nm 五、傳動件的設(shè)計計算 1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由參考文獻[3]表16.2-60，表16.2-64及圖16.2-17,圖16.2-26, 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255 σHlim1=580MPa, σFlim1=220MPa

10、 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162～217 σHlim2=560MPa, σFlim2=210MPa 查參考文獻[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,則 [σH]1=σHlim1/SH=464MPa [σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa [σH]2=σHlim2/SH=448MPa [σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa （2）按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪的大端模數(shù) 取齒數(shù)Z1=16，則Z2=Z1i12=163.525=56.4,取Z2=57 實際

11、齒數(shù)比μ=Z2/Z1=3.5625 分錐角δ1= arctan=arctan=15.6795 δ2= arctan=arctan=74.3205 取載荷系數(shù)K=1.5 由參考文獻[3]表16.4-26 de1＇=1951=1951=112.711㎜ 大端模數(shù)m=de1＇/Z1=7.04 查參考文獻[3]表16.4-3，取m=8 （3）齒輪參數(shù)計算 大端分度圓直徑d=zm=128㎜ d=zm=578=456㎜ 齒頂圓直徑=128+28cos15.

12、6795=143.405㎜ 456+28cos74.3205=460.324㎜ 齒根圓直徑=128-2.416cos15.6795=91.029㎜ =456-2.416cos74.3205=445.622㎜ 取齒寬系數(shù) 外錐距128/2sin15.6795=236.866㎜ 齒寬71.06㎜,取b=71㎜ 中點模數(shù)6.8㎜ 中點分度圓直徑108.8㎜ 387.6㎜ 當量齒數(shù)16.618,210.911

13、 當量齒輪分度圓直徑113㎜ 1434.129㎜ 當量齒輪頂圓直徑126.6㎜ 1447.729㎜ 當量齒輪根圓直徑106.185㎜ 1347.64㎜ 當量齒輪傳動中心距773.5645㎜ 當量齒輪基圓齒距20.064㎜ 嚙合線長度=34.368㎜ 端面重合度1.713 齒中部接觸線長度=59.104㎜ （4）驗算齒面接觸疲勞強度 由參考文獻[4]式5-49得

14、： 取，，代入各值可得： 小齒輪 =273.213MPa<=464MPa 大齒輪 =138.927MPa<=448MPa 故齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足要求。 （5）校核齒輪彎曲疲勞強度 由參考文獻[4]式5-47得： 式中查參考文獻[3]圖16.4-25得：， 再由參考文獻[3]式16.4-12 =0.25+0.75/1.173=0.688 所以 =20.025MPa<=137.5MPa 即齒輪的彎曲強度也滿足要求。

15、 2、閉式斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力 由參考文獻[3]表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為： 小齒輪：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255 =580MPa =220MPa 大齒輪：45號鋼，正火處理，HB=162～217 =560MPa =210MPa （2）按接觸強度，初步確定中心距，并初選主要參數(shù) 由參考文獻[3]表16.2-33 式中：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)

16、矩=323.5297Nm 載荷系數(shù)取K=1.5 齒寬系數(shù)取=0.3 齒數(shù)比暫取=4 許用接觸應(yīng)力： 按參考文獻[3]表16.2-46，取最小安全系數(shù)=1.25，按大齒輪計算： =448MPa 將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得： =300.607㎜ 圓整為標準中心距㎜ 按經(jīng)驗公式，=(0.007～0.002)300=2.1～6㎜ 取標準模數(shù)=4㎜ 初取β=12,cos12=0.978

17、 取=29，==429=116 精求螺旋角β：, 所以β=1448′ =4.1378㎜ =4.137829=119.996㎜ 齒寬=0.3300=90㎜ （3）校核齒面接觸疲勞強度 按參考文獻[4]式5-39 式中： 分度圓上的圓周力=5392.341N 查參考文獻[3]表16.2-43, 節(jié)點區(qū)域系數(shù)按β1448′，x=0查參考文獻[3]圖16.2-15, =2.41 重合度系數(shù)取=0.88 螺

18、旋角系數(shù) 代入數(shù)據(jù)： =312.663MPa<=448MPa 故接觸疲勞強度滿足要求。 （4）校核齒根彎曲疲勞強度 按參考文獻[4]式5-37 式中：=323.5297Nm 復合齒形系數(shù)：首先計算當量齒數(shù) =128.4 由此查參考文獻[3]圖16.2-23得=4.12, =3.94 重合度與螺旋角系數(shù)：首先按參考文獻[4]式5-12計算端面重合度

19、 =[1.88-3.2(1/29+1/116)]0.9667=1.684 據(jù)此查參考文獻[3]圖16.2-25得 =0.62 代入數(shù)據(jù)：=59.369MPa 計算許用彎曲應(yīng)力: 查參考文獻[3]表16.2-46取=1.6 按大齒輪計算則=131.25MPa 可見，故彎曲疲勞強度滿足要求。 （5）主要幾何尺寸 =4㎜ =4.1378㎜ =29 =116 β=1448′ 294.1378=119.996㎜ =1164.

20、1378=479.985㎜ =119.986+24=127.996㎜ =479.985+24=487.985㎜ =0.5(119.996+479.985)=300㎜ =90㎜ 取=95㎜，=90㎜ 六、軸的設(shè)計 1、減速器高速軸1的設(shè)計 （1）選擇材料 由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[4]表12-1得材料的力學性能數(shù)據(jù)為： MPa MPa MPa （2）初步估算軸徑 由于材料為45鋼，查參考文獻[3]表19.3-2選取A=11

21、5，則得： =25.04㎜ 考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為30㎜ （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖3所示，主要尺寸已標出. （4）軸上受力分析（如圖4a所示） ①齒輪上的作用力 圓周力： =1812.298N 徑向力：=635.078 軸向力：=178.098 ②求軸承的支反力 水平面上支反力： 垂直面上支反力： =487.649N =1065.057N （5）畫

22、彎矩圖（如圖4b、c） 剖面B處彎矩： 水平面上彎矩=233.8Nm 垂直面上彎矩 =72.2Nm 合成彎矩=244.694 剖面C處彎矩：=9.7Nm （6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖4d） 98.6Nm （7）計算當量彎矩 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，，則=0.602 剖面B處當量彎矩 =251.3Nm 剖面C處當量彎矩 =60.1

23、Nm （8）判斷危險剖面并驗算強度 ①剖面B處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面B為危險剖面 =MPa=39.3MPa<59MPa ②剖面C處直徑最小，為危險剖面 MPa=22.3MPa

24、 ①齒輪2上的作用力 齒輪2的受力與齒輪1大小相等，方向如圖6a所示: 圓周力：=1812.298N 徑向力：635.078N 軸向力：178.098N ②齒輪3上的作用力 圓周力：=5392.341N 徑向力：=2030.259N 軸向力：=1424.718N ③求軸承的支反力 水平面上支反力： =-（5392.341105－1812.298345）/450=131.216N =(5392.341345－1812.298105)/450=3711.259N 垂

25、直面上支反力： =(178.0984560.85/2+635.078345+2030.259105- 1424.718119.996/2)/450=847.365N =(1424.718119.996/2+2030.259345+ 635.078105-178.0984560.85/2)/450=1817.972 （5）畫彎矩圖（如圖6b、c） 剖面D處彎矩： 水平面上：=1053711.2590.001=389.7Nm 垂直面上：=1051817.9720.001=190.9Nm

26、 =(1051817.972-1424.718119.996/2)0.001 =105.4Nm 合成彎矩：=433.9Nm =403.7Nm （6）畫轉(zhuǎn)矩圖 =323.5297Nm （7）計算當量彎矩 用剖面D處的最大合成彎矩計算當量彎矩： =475Nm （8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面D處當量彎矩最大，為危險剖面： =38MPa<=59

27、MPa 即該軸強度滿足要求。 3、減速器低速軸3的設(shè)計 （1）選擇材料： 查參考文獻[4]表12-1選40Cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，=750MPa, =118MPa,=69MPa。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖7所示，主要尺寸已標出。 （3）軸上受力分析（如圖8a） ①齒輪4的作用力 齒輪4的受力與齒輪3的受力大小相等，方向如圖8a所示 圓周力：=5392.341N 徑向力：=2030.259N 軸向力：=1424.718N ②求軸承的支反力 水平面上：=5392.341103/440=1262.298N

28、 =5392.341337/440=4130.043N 垂直面上： =(2030.259103+1424.718479.985/2)440=1252.36N =(2030.259337-1424.718479.985/2)/440=777.9N （4）畫彎矩（如圖8b、c） 剖面C處彎矩： 水平面上：=425.4Nm 垂直面上：=422Nm =(1252.36337-1424.718478.985/2)0.

29、001=80.1Nm 最大合成彎矩： =599.2Nm （5）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖8d） =1230.169Nm （6）計算當量彎矩 =69/118=0.585 ① 剖面C處當量彎矩 =936.4Nm ② 剖面D處當量彎矩 =719.6Nm （7）判斷危險剖面并驗算強度 ①C處當量彎矩最大，為危險剖面。 MPa=27.3MPa<69MPa ② D直徑最小，并受較大轉(zhuǎn)矩，為危險剖面 MPa=57.5MPa<=69MPa 七、滾動軸承的選擇與壽命計算 1、減速

30、器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算 （1）軸承的選擇 高速軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜,由參考文獻[3]表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻[4]表14-11:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.6。 （2）計算軸承受力（如圖9） ① 求軸承徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有： =1474.555N =3376.293N ② 求軸承的軸向載荷 軸承內(nèi)

31、部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13： =1474.555/21.6=460.798N =3376.293/21.6=1055.092N 軸承的軸向載荷：因軸承Ⅰ被“壓緊”，故： =1233.19N =1055.092N （3）求軸承的當量動載荷P 軸承Ⅰ:=1233.19/1474.555>e=0.37 查[4]表14-12，=1.5 =1.5(0.41474.555+1.61233.19)=3844.389N 軸承Ⅱ:=1055.095/3376.293=0.313

32、 =1.53376.293=5064.439N 因軸承相同，且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。 （4）求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =79083h 根據(jù)設(shè)計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則L=103008=24000h 因，故所選軸承合適。 2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算 （1）軸承的選擇 中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜,由參考文獻[3]表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40㎜,D=8

33、0㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻[4]表14-11:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.6。 （2）計算軸承的受力（如圖10） ①求軸承的徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的中間軸軸承的支反力， =857.464N =4132.61N ③ 求軸承的軸向載荷 軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13： =857.464/21.6=267.958N =4132.61/21.6=1291.44N 軸承的軸向載荷： 其中 1424.7

34、18-178.098=1246.62N 因，使軸承Ⅱ被“壓緊”，故： =267.958N 267.958+1246.62=1514.578N （3）求軸承的當量動載荷P 軸承Ⅰ：=267.958/857.464=0.313

35、10/3 =142111h>L=24000h 故所選軸承滿足要求。 3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算 （1）軸承的選擇 根據(jù)受力要求，軸承將承受較大的徑向力和軸向力，選取圓錐滾子軸承，由參考文獻[3]表20.6-19選用型號為32010，其主要參數(shù)為：d=50㎜,D=80㎜,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。 查參考文獻[4]表14-11：當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.4 （2）計算軸承受力（如圖11） ① 求軸向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的低速軸3的軸的支反力：

36、1778.146N 4202.664N ② 求軸向載荷 軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13： 1778.416/21.4=635.052N =4202.664/21.4=1500.951N 軸承的軸向載荷： 其中 =1424.718N,因使得軸承Ⅰ被“壓緊”，故： =1500.951+1424.718=2925.669N =1500.951N （3）求軸承的當量動載荷 軸承Ⅰ:=2925.669/1778.146>e=0.42 查參考文獻[4]表14-12，=1.5

37、 1.5(0.41778.146+1.42925.669)=7210.792N 軸承Ⅱ:=1500.951/4202.664=0.36L=24000h 即所選軸承滿足使用要求。 八、聯(lián)軸器的選擇 1、輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定高速軸1與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻[4]15-1，計算

38、轉(zhuǎn)矩為，由轉(zhuǎn)矩變化較小，查參考文獻[4]表15-1有=1.5，又因=103.729Nm,所以=1.5103.729=155.59Nm 根據(jù)=155.59Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩，n=940r/min小于許用轉(zhuǎn)速及電動機軸伸直徑=48㎜,高速軸軸伸直徑d=30㎜,查參考文獻[3]表22.5-37，選用型其公稱轉(zhuǎn)矩630Nm,許用轉(zhuǎn)速5000r/min,軸孔直徑范圍d=30～48㎜,孔長=82㎜，=82㎜，滿足聯(lián)接要求。 標記為:HL3聯(lián)軸器 2、輸出端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定低速軸3與運輸機主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻[4]15-

39、1，計算轉(zhuǎn)矩為，依然查參考文獻[4]表15-1有=1.5，此時T=1230.169Nm,所以=1.51230.169=1845.25Nm 根據(jù)=1845.25Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩，=66.67r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d=50㎜,查參考文獻[3]表22.5-37，選用LH5型其公稱轉(zhuǎn)矩2000Nm,許用轉(zhuǎn)速3500r/min,軸孔直徑范圍d=50～70㎜,孔長=142㎜，=142㎜，滿足聯(lián)接要求。 標記為:HL5聯(lián)軸器 九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30㎜，查參

40、考文獻[5]表3.2-18得bh=87,因半聯(lián)軸器長82㎜，故取鍵長L=70㎜，即d=30㎜,h=7㎜,l=L-b=62㎜,T=98.589Nm 由輕微沖擊，查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30762=30.288MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30㎜，查參考文獻[5]表3.2-18得bh=108,取鍵長L=100㎜，即d=30㎜,h=8㎜,l=L-b=90㎜,T=98.589Nm

41、 由輕微沖擊，查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30890=18MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=50㎜，查參考文獻[5]表3.2-18得bh=149,因大圓錐齒輪齒寬71㎜，故取鍵長L=64㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=50㎜,T=323.5297Nm 由輕微沖擊，查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以41000323.5297/50950=57.5MPa<=

42、100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 由于軸直徑和傳遞轉(zhuǎn)矩相同，可采用與大圓錐齒輪和中間軸之間的鍵聯(lián)接相同的鍵亦可滿足強度要求。 5、大圓錐齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=70㎜，查參考文獻[5]表3.2-18得bh=2012,因大圓錐齒輪齒寬為90㎜，故取鍵長L=80㎜，即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=60㎜,T=1230.169Nm 由輕微沖擊，查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/7012

43、60=97.6MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=50㎜，查參考文獻[5]表3.2-18得bh=149,因半聯(lián)軸器長142㎜，故取鍵長L=130㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=116㎜,T=1230.169Nm 由輕微沖擊，查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/509116=94.3MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 十、箱體的設(shè)計 箱體是減速器中所有零件基基座

44、，必須保證足夠的強度和剛度，及良好的加工性能，便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用HT200鑄造而成，具體形狀及尺寸見裝配圖。 十一、減速器附件的設(shè)計 （1）檢查孔： 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合的部位處設(shè)置檢查孔，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 （2）通氣器： 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，在箱體頂部裝設(shè)通氣器。 （3）軸承蓋： 為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承

45、座孔兩端用軸承蓋封閉。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中有密封裝置。 （4）定位銷： 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造和加工時的精度，在箱蓋與箱座的縱向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，彩用兩個圓錐銷。 （5）油尺： 為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油，在箱蓋上裝設(shè)油尺組合件。 （6）放油螺塞； 為方便換油時排放污油和清洗劑，在箱座底部、油池的最低位置開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。 （7）啟箱螺釘： 為方便拆卸時開蓋，在箱蓋聯(lián)接凸緣上

46、加工2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。 十二、潤滑和密封 齒輪傳動用浸油方式潤滑，圓錐滾子軸承用潤滑脂潤滑；軸承端蓋處采用墊片密封，輸入輸出軸處采用橡膠圈密封，箱蓋和箱處接處部分用密封膠或水玻璃密封。 參考文獻： [1]吳相憲等主編：實用機械設(shè)計手冊，中國礦業(yè)大學出版社，1993 [2]洪鐘德主編：簡明機械設(shè)計手冊，同濟大學出版社，2002 [3]機械設(shè)計手冊編委會編著：機械設(shè)計手冊第3卷，機械工業(yè)出版社，2004 [4]黃華梁、彭文生主編：機械設(shè)計基礎(chǔ)（第三版），高等教育出版社，2001 [5]徐灝主編：新編機械設(shè)計師手冊，機械工業(yè)出版社，1995 28