间歇式推料机设计.doc

XX学院毕业设计说明书课 题： 间歇式推料机的设计 子课题: 同课题学生姓名: 专 业 学生姓名 班 级 学 号 指导教师 完成日期 摘 要随着机械行业的的发展，热处理伴随其中，热处理是机械电子工业生产中极其重要的工艺，推料机在热处理的工艺中起着举足轻重的地位，从而对推料机的设计有着较深远的意义。本次毕业设计的课题是间歇式推料机设计。间歇式推料机是以间歇的方式将工件输送到加热炉中。其动力源是电动机，电动机通过传动装置、六杆机构，驱动滑架往复运动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当滑架再次向前移动时，推爪已复位，并推动新工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。周而复始，工件不断前移。本论文论述的是间歇式推料机的设计过程，主要包括传动系统方案的拟定、电动机的选择、蜗杆减速器的设计、开式齿轮传动及其轴系结构设计、六杆机构的设计等内容。关 键 词：间歇式推料机；蜗杆减速器；开式齿轮传动；六杆机构Abstract With the development of machinery industry, with one heat treatment, heat treatment is the production of machinery and electronics industry is extremely important process, push feeder process in the heat treatment plays an important position, thereby pushing feeder design has a more far-reaching significance . The graduation issue is intermittent Feeding Machine. Intermittent Feeding machine is intermittent manner transported to the furnace in the workpiece. The power source is a motor, electric motor drives, six institutions, driven reciprocating sliding shelf, sliding shelves when working stroke claw push forward a step to promote the work piece, when the sliding frame returns, pushing claw fell off from the workpiece , the workpiece is not moving. When the slide frame to move forward again, the push claw has been reset, and push forward the new parts, front paws also helped push forward the previous piece. Cycle, the workpiece continuously forward. This paper discusses the intermittent feeder pushing the design process, including transmission programming, the selection of motor and worm gear reducer design, gear and the shafting of open structure design, six organizations in the design, etc . Key words: intermittent pusher machine; worm reducer; open-gear drive; six institutions3目 录前 言11 总体设计22 电动机的选择计算42.1 选择电动机的类型42.2 选择电动机容量42.3 电动机转速的确定42.4 分配减速器的各级传动比52.5 转速、转矩、功率的确定53 蜗轮蜗杆减速器的设计73.1 蜗杆传动设计73.2 轴的设计103.2.1 蜗轮轴的设计103.2.2 蜗杆轴的设计143.3轴承的校核163.3.1 蜗轮轴承的校核163.3.2 蜗杆轴轴承的校核183.4 键的校核193.4.1 蜗轮键的校核193.4.2 蜗杆轴与联轴器连接键的校核193.5 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算203.6 蜗轮蜗杆键等相关标准的选择213.7 蜗轮蜗杆减速器结构与润滑、密封方式的概要说明223.7.1 减速器的结构223.7.2 减速器的润滑223.7.3 减速器的密封224 开式齿轮传动及其轴系结构设计244.1 开式齿轮传动设计244.2 轴的设计284.2.1高速轴的设计284.2.2低速轴的设计314.3 轴承的校核344.3.1 小齿轮轴承的校核344.3.2大齿轮轴承的校核364.4键的校核374.4.1 与联轴器相配合的键374.4.2 与小齿轮相配合的键374.4.3 与大齿轮相配合的键384.4.4 与曲柄相配合的键38第五章 六杆机构的设计39总 结41致 谢43参考文献442XX学院 毕业设计（论文）前 言推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。如此周而复始，工件不断前移。世界工业发展表明，制造技术的先进性是产品竞争能力的保证，而热处理技术的先进程度，则是保证机械产品质量的关键性因素。推料机对热处理技术的先进程度起着举足轻重的地位。研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我工作能力的提高。在此次毕业设计中运用到了机械设计，机械制图，互换性，材料，机械原理及工程力学等多学科知识。本文研究内容主要包括：（1）怎样实现间歇进料的问题；（2）分析系统工作时各部分之间的协调问题；（3）对传动系统进行设计计算；（4）推料机各机械部分的结构设计。1 总体设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机和传动装置两部分：（1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220v。故，原动机选用电动机。（2）传动装置的选择减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。 可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护； 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。 总传动比为23.81，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加开式齿轮传动，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构。传动机构工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到200mm的行程,并保证工作时处于较小的压力角范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。 在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动推料推板，且结构应该尽量简单，所以选择六杆机构。传动方案如图1-1所示。图1-1间歇式推料机传动方案设计参数见表1-1表 1-1设计参数滑块运动行程H/mm250滑块运动频率n/(次/min)60滑块工作行程最大压力角30机构行程速比系数K1.5构件DC长度lDC/mm380构件CE长度LCE/mm150滑块工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/N3000滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr2/N9002 电动机的选择计算2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.2 选择电动机容量1）工作机所需的功率： 2）电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 齿式联轴器： 蜗轮蜗杆：油润滑头蜗杆 一对圆柱齿轮：级精度 滑块摩擦：槽形摩擦轮 总传动效率：所以总传动功率为对照10表12-1，电动机的额定功率为3KW2.3 电动机转速的确定根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw=60r/min查10表12-1根据电动机的功率为3KW，同步转速为1500r/min现将电动机的数据和总传动比列于表2-1表2-1电动机的数据及总传动比电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数 Y100L2-4 31500r/min 1430r/min 23.8 42.4 分配减速器的各级传动比若齿轮的传动比取，则蜗轮蜗杆的传动比为2.5 转速、转矩、功率的确定1）计算各轴输入转速电机轴：轴：轴：轴：轴 ：2）计算各轴输入功率电机轴： 1轴： 2轴： 3轴： 4轴： 推杆： 2）计算各轴输入转矩电动机输出转矩：1轴：2轴：3轴：4轴：将上述计算结果列于表2-2，以供查阅。表2-2 各轴的运动和动力参数轴名功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴320.03143010.9801轴2.9419.83143011.90.8316轴2.44196.24120.1710.9801轴2.41194.28120.1720.9603轴2.31373.1360.0823 蜗轮蜗杆减速器的设计3.1 蜗杆传动设计1选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。2选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3按齿面接触强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式1)确定作用在蜗轮上的转矩 2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,KA=1.11,由于转速不高冲击不太大，可选取动荷系数,则K=KA=1.1111.05=1.173)确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=1604)确定接触系数先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从9图11-18可查得=3.15)确定许用接触应力根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从9表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力。应力循环次数N=60=601（16）=3.46108根据有关规定：锡青铜的基本接触应力循环次数N=107时之值，当N107时，需将表中数值乘以寿命系数,当N,取N=25故 N=。=0.669寿命系数 =0.669268=179.296)计算中心矩= 120.65 取中心矩a=180mm 因i=11.9取m=6.3mm 蜗杆分度圆直径d1=63mm这时， =2.9由9图11-18查得，因为，因此以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸 1)蜗杆：分度圆直径d1=63mm模数 m=6.3直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=6.3（10-2.4）mm=47.88 mm分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚Sa=9.92mm2)蜗轮：蜗轮齿数=48 变位系数为验算传动比i=传动比误差，是允许的。蜗轮分度圆直径=mz2=6.348=302.4mm蜗轮喉圆直径=（302.4+7.2）=309.6mm蜗轮齿根直径=（302.4-210.26）=281.9mm蜗轮咽喉母圆直径=（180-302.4）=28.8mm5.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据=-0.4286 =58.75 从9图11-19中可查得齿形系数=2.56 螺旋角系数=许用弯曲应力从9表11-8中查得：由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数=560.541=30.32MPa=6.5MPa=30.32MPa所以弯曲强度是满足要求的。6验算效率已知r= 21.8= , 与相对滑动速度有关= =5.077m/s从表11-18中用插值法查得：=0.022 =1.6667 代入式中 =0.4341 =0.39997 则= 0.86 大于原估计值，因此不用重算。7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。3.2 轴的设计3.2.1 蜗轮轴的设计1材料选择及最小直径的确定考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩选取轴的材料为45钢，调质处理。根据9表15-3，取A0=110，于是得：d轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩 = 查表14-1，选取=1.5，则有：=KT=1.5196.24=294.362选联轴器 查表GB 4323-84 选TL7弹性联轴器，标准孔径d=42mm，半联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合毂孔长为L联孔=84mm。 所以，最小直径d1=42mm 许用转矩 355 许用转速3150r/min。1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h=42（1+20.07）=47，88，标准直径d2=48mm。为了保证轴端挡圈在压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L1=82mm（因为L联孔=84mm）3轴的结构设计1)初选滚动轴承根据d2=48mm，d3取50mm。查表GB297-84 初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7310C，其尺寸为：dDT=50mm110mm29.25mm故选d3=d7=50mm ，L7=29，25mm 取30mm锥滚子轴承da=60（7310C）即轴肩为h=mm=5mm 取 d5=55+10=65 轴环宽度 b1.4h=7 取 12mm2）蜗轮的轴段直径：取蜗轮的直径为d4=55,与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.21.5)d4=（1.21.5）55=6682,5，取b=70mm，为了使套筒端面可靠的压紧涡轮，此轴段要略短于轮毂宽度，取 L4=66 3)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+30=50mm4)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=30mm，蜗轮轮毂长为L=70mm，则：L3=30+16+8+4=58 取d6=60 l=12 至此已初步确定了轴端各段直径和长度，见图3-1所示.图3-1蜗轮轴的结构简图轴的总长为：L总=82+50+58+66+12+12+30=310mm4轴的强度校核1） 蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由9表6-1查得平键截面 bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同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。2）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考1015-2，取的倒角1.645，各轴肩处的圆角半径为（见零件图）。3）力的计算a）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d=302.4mm 转矩T=Nm蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2103/302.4=1297.9N蜗轮的径向力为：Fr=Ft=1297.9tan20=472.4 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft蜗杆=2 = 2= 629.5N b）垂直平面上：支撑反力： = =873N其中136为两轴承中心的跨度，62为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。N水平平面：NN4）确定弯距 =74=74649=48026Nmm垂直弯矩：Nmm=-30578Nmm合成弯矩： = 78031Nmm =56934Nmm扭矩T=Nm5）按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力： =29553w=5MPa-1=60MPa故是安全的。6）轴的载荷分布图如图3-2所示。图3-2 轴受力简图和内力图3.2.2 蜗杆轴的设计1轴的材料的选择考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材45钢，淬火处理。2按扭转强度，初步估计轴的最小直径dA03联轴器的选择：Nm查表GB 4323-84 选用LT4弹性联轴器，半联轴器长度为L=72mm，半联轴器与轴配合毂孔长为L联孔=72mm。所以，最小直径d1=28mm 。许用转矩63，许用转速5700r/min。为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h=28（1+20.07）=31.92mm，标准直径d2=32mm。为了保证轴端挡圈在压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L1=70mm（因为L联孔=72mm） 轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+35=50mm4初选滚动轴承根据d2=32mm，d3取35mm,则初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7307C，其尺寸为：dDT=35mm80mm22.75mm故选d3=d9=35mm L3=L9 =22.75mm 取 23mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=44（7307C）即轴肩为h=mm=6mm 所以d4=d8=35+12=47mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b1.46=8.4b取12mm，即L5=12mm取退刀槽的深度为2则，d5=d7=43mm取蜗杆轴齿顶圆直径 d6=76mm，Z1=4 m=6.3B1(9.5+0.09Z2)M=84mmL6=85mm现将蜗杆轴的结构尺寸列于表3-1。蜗杆轴的结构简图如图3-3所示。表3-1 蜗杆轴的结构尺寸123456789d283235474376434735L705023127085 701223L=70+50+23+12+70+85+70+12+23=415mm图3-3 蜗杆轴的结构简图5轴的强度校核1）该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。NN支撑反力： = =-383N其中272为两轴承中心的跨度，136为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。N水平平面：N 1）确定弯矩=136(-314.75)=-42806垂直弯矩：=-11204 2）合成弯矩：= 67420 =44248 扭矩T=19.833）按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力 =3MPae由9表13-5 分别计算P1、P2，取fp=1.5,则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5 （0.41090+1.7921.05）=3002.678 NP2=fp（1Fr2）=1.5833=1249.5 N4）验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大小计算： =31588335 h 48000h所以轴承满足寿命要求。3.3.2 蜗杆轴轴承的校核校核7307C 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=71.2103 N基本静载荷Cor=50.2103 N1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=383NFr2v=NFr1H=314.75NFr2H=314.75NFr1=NFr2=N2)求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知 e=0.31Fd1=Fr10.31=495.70.31=153.7NFd2=Fr20.31=3270.31=101.37N轴向力Fae=1297.9N因为Fae+Fd2=1297.9+101.37=1399.27N=Fa1Fa2=Fd2=101.37N3)求当量动载荷P1和P2e由10表13-5 分别计算P1、P2，取fp=1.5,则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5 （0.4495.7+1.71297.9）=3607.065 NP2=fp（1Fr2）=1.5327=490.5N4)验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大小计算：=246757 h 48000h所以轴承满足寿命要求。3.4 键的校核3.4.1 蜗轮键的校核1.蜗轮与轴连接键键选择的是：根据轴的直径d=55mm。查9 表6-1Bh=16mm10mm L=63mml=L-b=63-16=47mmk=0.5h=0.510=5mmMPa=110MPa故合格2.蜗轮轴联轴器与轴连接键键选择的是：根据轴的直径d=42mm。查9 表6-1Bh=12mm8mm L=70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa故合格3.4.2 蜗杆轴与联轴器连接键的校核键选择的是：根据轴的直径d=28mm。查9 表6-1Bh=8mm7mm L=63mml=L-b=63-8=55mmk=0.5h=0.57=3.5mmMPa=110MPa 故合格3.5 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算1箱体的结构形式和材料:箱体采用铸造工艺，材料选用HT200，因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=10mm。2铸铁箱体主要结构尺寸和关系见表3-2。表3-2 箱体的主要结构尺寸名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2b1=1.51=15mmb=1.5=16mmb2=2.5=2.512=10mm地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1=0.075df=18.75mm 取d1=20mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150200mm轴承端盖螺栓直径d3=（0.40.5）df 取d3=12mm 检查孔盖螺栓直径d4=（0.30.4）df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径R1=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=44mm3.6 蜗轮蜗杆键等相关标准的选择 本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：1 键的选择 蜗轮，半联轴器与轴相配合的键：A型普通圆头平键，b*h=12mm8mm 蜗轮与轴的相配合的键：A型普通圆头平键b*h=16mm10mm蜗杆：半联轴器与轴的连接 b*h=8mm7mm2 联轴器的选择蜗杆：查表GB 4323-84 选用LT4弹性联轴器蜗轮：查表GB 4323-84 选TL7弹性联轴器3 螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782-86： M1035，数量为3个M12100，数量为6个螺母GB6170-86 ：M10，数量为2个M12，数量为6个螺钉GB5782-86: M620，数量为2个M825，数量为24个M616，数量为12个 4 销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B830，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个3.7 蜗轮蜗杆减速器结构与润滑、密封方式的概要说明3.7.1 减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。3.7.2 减速器的润滑由于V=6.12 m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）最低最高油面距1020mm，油量为1.5L。轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987）油量为轴承间隙的1/31/2。3.7.3 减速器的密封箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。4 开式齿轮传动及其轴系结构设计4.1 开式齿轮传动设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。1） 齿轮材料及热处理2） 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=224=48 取Z=48。3） 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。2初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:1）试选=1.6查9图10-30初选螺旋角=14 选取区域系数 Z=2.433 由9图10-26： 则2）由9公式10-13计算应力值环数N=60nj =60120.171（1630010）=3.46108hN=6060.081（1630010）= 1.73108 h 3）查9图10-19得：K=0.97 K=0.984）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用9公式10-12得:=0.97550=533.5=0.98450=441 许用接触应力 5）查9表10-6得： =189.8MP 由9表10-7得: =1 T=194.28N.m3.设计计算1）小齿轮的分度圆直径d=2）计算圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽b：b=80.51mm计算摸数m初选螺旋角=14=4）计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.253.25=7.31 = =11.015）计算纵向重合度=0.318=1.9036）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查910-8得动载系数K=1.04查9表10-4得KK=1.426查9表10-13得: K=1.36查9表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KKKKK=11.041.21.426=1.787）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=80.51=83.428）计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式1）确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩T1=T=194.28Nm计算载荷系数KKKKK =11.041.21.36=1.697计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos48/ cos1452.54查取齿形系数Y和应力校正系数Y查9表10-5得:齿形系数Y2.642 Y2.31 应力校正系数Y1.596 Y1.708螺旋角系数Y轴向重合度 查9图10-28得Y =0.88计算大小齿轮的 查9表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查9表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88 K=0.89 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用.