二级减速器链式运输机传动系统设计说明书知识分享.doc

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1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。二级减速器链式运输机传动系统设计说明书-2012级机械设计课程设计说明书设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班级：12机制本（1）班学号：120611011姓名：王乐乐指导老师：夏翔1、设计任务设计任务如图1.1所示，为用于链式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。运输机在常温下连续工作、连续单向旋转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；运输链工作速度v的允许误差为+5%；三班制（每班工作8h），要求传动系统设计寿命为10年，大修期为2-3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V

2、。已知数据：运输链牵引力F（KN）：3.0输送速度V(m/s)：0.5链轮节圆直径D(mm)：280图1.1链式输送机传动系统简图1动力与传动系统；2联轴器；3链式输送机2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用三级级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台两级级直齿圆柱

3、齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。图2.1链式输送机传动方案示意图1电动机；2V带传动；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5链式输送机3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2电动机容量的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为设：输送机的的效率；V带传动效率，=0.95；对滚动轴承效率，=0.99；闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为7级），=0.98；联轴器效率，=0.99；输送机滚子链效率，=0.96；估算传送系统总效率为则传动系统的总效率为工作时，电动机所需的功

4、率为查表可知，满足条件的Y系列三相异步电动机额定功率应取为2.2kW。3电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机的工作转速初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，查表可知，对应于额定功率为2.2的电动机型号分别为Y100L1-4型和Y112M-6型。现将有关技术数据及相应算的总传动比列于下表中。方案的比较方案号型号额定功率（kW）同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比外伸轴颈D/mm轴外伸长度E/mmY100L1-42.21500143041.912860Y112M-62.2100094027.552860通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速

5、高、质量轻、价格低，总传动比对三级减速传动而言不算大，故选方案较为合理。Y100L1-4型三相异步电动机的额定功率为2.2kW，满载转速由表查得电动机中心高H=112mm，轴伸出部分的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。3.2计算总传动比和各级传动比的分配链式输送机传动系统的总传动比由传动系统方案知V带传动的传动比由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为低速级传动比为传动系统各级传动比分别为；3.3传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功

6、率和转矩计算如下所示。0轴（电动机轴）：1轴（减速器高速轴）：2轴（减速器中间轴）：3轴（减速器低速轴）：4轴（输送机轴）：传动系统的运动和动力参数轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)1430476.67111.8434.134.1功率P/kW1.81.711.661.611.578转矩T/(Nm)12.0234.26141.75451.04441.93传动比i34.263.2814传动零件的设计计算4.1减速器外部传动零件的设计计算V带传动的设计根据已知条件，电动机功率P=1.8kW，转速=1430r/min，传动比i=3。1 确定计算功率2 查得工作

7、情况系数=1.3,故选择V带的类型根据、选用Z型。3 确定带轮的基准直径并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径=90mm（2）验算带速v故带速合适（3）计算大带轮的基准直径圆整为4、确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）初定中心距（2）计算带所需基准长度选带的基准长度（3）计算实际中心距a中心距的变化范围为492594mm5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率Pr由=90mm和=1430r/min，查得Po=0.3576kW由=1430r/min，i=3和Z型带，查得查得，（2）计算V带的根数z取6根7、计算单根V带的初拉力的最小值查得Z型带的单位长度质量q=0.0

8、6kg/m应使带的实际初拉力8、计算压轴力Fp压轴力的最小值4.2减速器内部传动零件的设计计算一、高速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率，小齿轮转速，传动比，传递的转矩T1=34.26N.m，工作寿命10年，三班制，工作时有轻微冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（1）、确定公式内的各计算数值

9、1）、试选载荷系数2）、选取齿宽系数3）、查得材料的弹性影响系数4）、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限5）、计算应力循环次数6）、取接触疲劳寿命系数，7）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1（2）、计算1）、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）、计算圆周速度v3）、计算齿宽b4）、计算齿宽与齿高之比模数齿高5）、计算载荷系数由v=1.11m/s，7级精度，查得动载系数直齿轮查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，由，查得6）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）、计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由设计公式（1）、确定公式内

10、各计算值1）、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）、取弯曲疲劳寿命系数，3）、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.44）、计算载荷系数K5）、查取齿形系数查得，6）、计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54并将就近圆整为标准值m=2mm，由按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取4、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径（

11、2）、计算中心距（3）、计算齿轮宽度取高速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮大齿轮模数m2齿数z25107齿形角齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d50214齿顶圆直径54218齿根圆直径45199齿高h4.5中心距a132二、低速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率，小齿轮转速，传动比，传递的转矩T1=141.75N.m，工作寿命10年，三班制，工作时有轻微冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度

12、为240HBS，硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（1）、确定公式内的各计算数值1）、试选载荷系数2）、选取齿宽系数3）、查得材料的弹性影响系数4）、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限5）、计算应力循环次数6）、取接触疲劳寿命系数，7）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1（2）、计算1）、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）、计算圆周速度v3）、计算齿宽b4）、计算齿宽与齿高之比模数齿高5）、计算载荷系数由v=1.11m/s，7级精度，查得动载系数直齿轮查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对支撑

13、非对称布置时，由，查得6）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）、计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由设计公式（1）、确定公式内各计算值1）、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）、取弯曲疲劳寿命系数，3）、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.44）、计算载荷系数K5）、查取齿形系数查得，6）、计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.4

14、2并将就近圆整为标准值m=2.5mm，由按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取4、几何尺寸计算（1）、计算分度圆直径（2）、计算中心距（3）、计算齿轮宽度取低速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮大齿轮模数m25齿数z32104齿形角齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d80260齿顶圆直径85265齿根圆直径73.75253.75齿高h5.625中心距a1705、轴的设计计算5.1减速器低速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩1、 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力、径向力的方向如图所示2、 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取

15、输出轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化小，取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查标准，选用HL4型的弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000N.mm，半联轴器的孔径，取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。3、 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案如下图（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制处一轴肩，取2-3段的轴颈的d2-3=48mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=50mm

16、，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，取L1-2=82mm;2）、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据d2-3=48mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为，故d3-4=50mm，左端采用挡油盘定位，由手册上查得，6210型轴承的安装尺寸，所以，取d4-5=57mm。3）、取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=56mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短

17、于轮毂宽度，取L6-7=78mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=5mm，轴环处直径d5-6=66mm，轴环宽度b1.4h，取L5-6=12mm。4）、轴承端盖的总宽度为28mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离l=15mm，故取L2-3=45mm，5）、取齿轮距离箱体内壁的长度a=12.5mm，挡油盘距离轴承的长度S=12mm,轴承的宽度T=20mm，故轴段7-8长度L7-8=20+12+12.5+2=46.5mm，轴段3-4的长度L3-4=14+20=34mm，根据结构需要，取4-5段的长度L4-5=60mm。至此，已基

18、本确定了轴的各段长度和直径。（3）、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按d6-7=56mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=72mm+136mm=208mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下从

19、轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T4、 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。5.2减速器高速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩5、 求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为圆周力、径向力的方向如图所示6、 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取轴的最小直径为安

20、装带轮处轴的直径，为了使所选的轴直径与带轮的孔径相适应，选，带轮的宽度为L=40mm，带轮与轴配合的毂孔长度L1=38mm。7、 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案如下图（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）、为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制处一轴肩，取2-3段的轴颈的d2-3=23mm；带轮与轴配合的毂孔长度L1=38mm；故1-2段的长度取为L1-2=82mm;2）、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据d2-3=23mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6205，其尺寸为，故d3-4=25mm，

21、右端采用挡油盘定位，由手册上查得，6210型轴承的安装尺寸，所以，取d4-5=31mm。3）、由于齿轮的分度圆直径较小，所以此轴设计为齿轮轴，根据齿轮宽度为55mm，所以齿轮处的轴段长度L5-6=55mm。齿轮右端轴环的直径取为d6-7=31mm，轴环宽度取L6-7=12mm。4）、轴承端盖的总宽度为28mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离l=15mm，取齿轮距离箱体内壁的长度a=10mm，挡油盘距离轴承的长度S=15mm,轴承的宽度T=15mm，故轴段7-8长度L7-8=15+15+2=32mm，轴段3-4的长度L3-4=32mm，轴段2-

22、3的长度L2-3=28+15+2=45mm根据结构需要，取4-5段的长度L4-5=99.5mm。至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。（3）、轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接，按d1-2=20mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为32mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=149mm+60mm=209mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出

23、截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T8、 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。5.3减速器中间轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率，转速，转矩求作用在齿轮上的力圆周力、径向力的方向如图所示9、 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取轴的最小直径是安装滚动轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与滚动轴承相适应，故需同时选取

24、滚动轴承型号，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据最小直径为28.5mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6206，其尺寸为，故d1-2=30mm。10、 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案如下图（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）、取安装大齿轮处的轴段2-3的直径d2-3=34mm；安装小齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=34mm；小齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知小齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取L4-5=82mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取

25、h=5mm，轴环处直径d3-4=44mm，轴环宽度b1.4h，取L3-4=9mm。大齿轮的右端与右轴承之间采用挡油盘定位，已知大齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取L2-3=48mm。4）、轴承端盖的总宽度为28，长度a=12.5mm，挡油盘距离轴承的长度S=14mm,轴承的宽度T=16mm，故轴段5-6长度L5-6=16+14+12.5+3=45.5mm，轴段1-2的长度L1-2=14+16+12.5+2=44.5mm。至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。（3）、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按d4-5=34mm，查得平

26、键截面，键槽用铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大齿轮与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。4、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L1+L2+L3=72mm+76.5+59.5mm=208mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。载荷水平面H垂直

27、面V支反力F，弯矩M总弯矩，扭矩T11、 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。6、滚动轴承及键连接的校核计算6.1滚动轴承的校核计算一、低速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力，转速，基本额定动载荷因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得，取径向载荷系数X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以轴承满足寿命要求二、高速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力，转速，基本额定动载荷因轴承运转中有轻微冲击载荷，查

28、表得，取径向载荷系数X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以轴承满足寿命要求6.2键连接的校核计算一、低速轴上键连接的校核1、与齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=451.04N.m，与键连接的轴颈d=56mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=70mm-16mm=54mm，键与轮毂键槽的接触高度。键合适2、与联轴器连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=451.04N.m，与键连接的轴颈d=42mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-0.5b=80mm-6mm=74mm，键与轮毂

29、键槽的接触高度。键合适二、高速轴上键连接的校核与带轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=34.26N.m，与键连接的轴颈d=20mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-0.5b=32mm-3mm=29mm，键与轮毂键槽的接触高度。键合适三、中间轴上键连接的校核1、与小齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=141.75N.m，与键连接的轴颈d=34mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm，键与轮毂键槽的接触高度。键合适2、与大齿轮连接的键的校核根据

30、已知：键的尺寸为，需传递的转矩T=141.75N.m，与键连接的轴颈d=34mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度。键合适7减速器的结构、润滑和密封7.1减速器结构的设计减速器由传动零件、轴系部件、箱体、附件以及润滑密封装置等组成。传动零件和轴系部件已经做过设计。7.1.1箱体箱体是减速器中所有零件的基座，作用在于支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状况；同时防止外界灰尘、异物侵入以及箱体内润滑油溢出。箱体兼做油箱使用，以保证传动零件的啮合过程的良好润滑

31、。箱体是减速器中结构和受力最复杂的零件之一，为了保证具有足够的强度和刚度，箱体有一定的壁厚，并在轴承座孔上、下处设置加强肋。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体做成剖分式，有箱座和箱盖组成，箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆锥销定位铸造箱体采用灰铸铁铸造，刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，适合于成批生产。7.1.2减速器的附件1、窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该空向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部有纸质封油垫片。2、通气器减速器工作时，其内部的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证

32、箱体内外气压平衡，以免润滑油沿箱体结合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。3、轴承盖轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承间隙，承受轴向力。在此处采用凸缘式。4、定位销保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，用两个圆锥销，且位置不对称。5、油面指示装置用于指示减速器内油面的高度是否符合要求，以便保持箱内正常的油量，此处使用游标尺。6、放油螺塞为了更换减速器箱体内的污油，在箱体底部油池的最低处设置排油孔，用油塞堵住，并使用封油圈以加强密封。7、启盖螺钉减速器安装时，通常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶以加强密封效果，启盖螺钉用于方便打开箱盖。8、起吊装置

33、此处在箱盖上设置吊耳环用于吊运箱盖，在箱座上设置吊钩用于吊运整台减速器。7.2减速器的润滑和密封7.2.1减速器的润滑一、齿轮的润滑1、润滑剂的选择根据齿轮的圆周速度小于5，材料为调质钢，齿面硬度小于280HBS，选择润滑油的黏度为82。根据润滑油50摄氏度时的黏度为82选择润滑油的牌号为GB443-1989AN150。2、润滑方式根据齿轮的圆周速度小于12m/s，采用油池润滑，浸油深度选为一个齿高。二、滚动轴承的润滑根据滚动轴承的速度因数，采用润滑脂润滑。选用润滑脂的牌号为SH0386-1992ZG692。7.2.2减速器的密封为了阻止润滑剂流失和防止外界灰尘、水分及其他杂物渗入，减速器中设

34、置密封装置。一、轴承的密封在减速器输入轴和输出轴外伸处，为了防止润滑剂向外泄露及外界灰尘、水分和其他杂质渗入而导致轴承磨损或腐蚀，要设置密封装置，此处采用密封圈。二、箱体结合面、窥视孔、放油孔结合面处的密封箱盖与箱座结合面的密封用涂封胶或水玻璃的方法实现。窥视孔和放油孔结合面处加封油圈以加强密封。8参考资料1濮良贵，纪明刚机械设计第九版北京：高等教育出版社，20062金清肃机械设计课程设计武汉：华中科技大学出版社，20073孙燕，陈晓罗，熊涌机械设计课程设计北京：北京理工大学出版社，20074殷玉枫机械设计课程设计北京：机械工业出版社，20075陈立德机械设计基础北京：高等教育出版社，20066陈立德机械设计基础课程设计北京：高等教育出版社，20067徐学林互换性与测量技术长沙：湖南大学出版社，20098梁旭坤，焦建雄机械制造基础()长沙：中南大学出版社，20069赵大兴，工程制图.北京：高等教育出版社，2006.10濮良贵，机械原理.北京：高等教育出版社，2004.-