机械设计课程设计带传动-单级圆柱斜齿减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书带传动单级圆柱斜齿减速器目 录一、机械设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4四、计算总传动比及分配各级的传动比5五、运动参数及动力参数计算5六、传动零件的设计计算6七、轴的设计及其校核计算11八、滚动轴承的选择和校核21九、键联接的选择及校核23十、联轴器的选择24十一、润滑和密封类型的选择24十二、减速器的附件选择设计25十三、减速器箱体设计26十四、小结27十五、参考资料27 一、 机械设计任务书1、 设计题目设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速器”，图示如下，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。2、设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)17501.32403、设计要求1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2、按时完成设计图绘制。图纸要求：（1）、按照装配图绘制要求减速器装配图一张（A0）。（2）、按照零件图绘制要求绘制零件图两张（A3，齿轮、轴）。3、按时完成设计计算说明书1份。4、课程设计的主要内容：1 确定或评价传动装置的总体设计方案，；2 选择电动机；3 计算传动装置的运动和动力参数；4 传动零件、轴的设计计算；5 轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；6 机体结构及其附件的设计；7 绘制装配图及零件工作图；8 编写设计计算说明书。5、主要参考资料：1.机械设计课程指导书；2.机械设计、机械制图、机械工艺、形位公差等相关教材；3.机械设计手册。二、传动方案的拟定及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。运输带工作拉力F=1750N运输带工作速度V=1.3m/s卷筒直径D=240mm此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。带传动靠摩擦力工作，传动平稳，能缓冲吸震，噪声小，但传动比不准确；斜齿轮传动的平稳性比较好，承载能力大。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为10年每年按300天计算， 两 班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质是较平稳、空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差5%。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相交流异步电动机。电压380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为： Pw=FV1000=17501.31000=2.275（kw）从电动机到工作机输送带间的总效率为： =1223345 式中，1、2、3、4、5分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒和带传动的传动效率。由 机械设计课程设计14-7 可知：1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96，5=0.96，则：=0.9920.9830.970.960.96=0.825所以电动机所需工作功率为：Pd=PW=2.2750.825=2.758KW 3.确定电动机的转速由 机械设计课程设计 查表可知V带传动比i=24.单级圆柱斜齿减速器传动比i=36，则=624.工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=6010001.3240=103.45r/min所以电动机转速的范围为：nd=inw=6-24103.45=620.7-2482.8r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计表22.1选定电动机的型号为：Y-132S-6，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速（r/min）Y132S-639602.02.0四.传动装置的总传动比并分配传动比1.传动比i。 i=nmnw=960103.45=9.2802.分配传动比。由 I=iIiII根据机械设计基础课程设计表2-11-1取i=2.5i=9.282.5=3.712五.计算传动装置各轴的运动和动力参数0轴：0轴即电动机轴 P0=Pd=2.758kwTd=9550Pdnm=95502.758960=27.44Nm轴：P1= P01=2.7580.99=2.73kw n= nm=960 r/min T=9550P1n1=95502.73960=27.16Nm轴：P2= P125=2.730.980.96=2.57kw n=nmiI=9602.5=384r/min T=9550P2n=95502.57384=63.58Nm轴：P3= P223=2.570.980.97=2.44kw n=n1iII=3843.712103.45r/min T=9550P3n=95502.44103.45=225.25Nm卷筒轴：P卷=P312=2.440.990.98=2.37kw n卷=n=103.45r/min T卷=9550P卷n卷=95502.37103.45=218.55Nm将以上结果汇总于下表：（命名为表1）轴名功率P/（kw）转矩T/（ Nm）转速n/（ r/min）传动比i效率电机轴2.75827.4496010.99轴2.7327.169602.50.94轴2.5763.583843.7120.95轴2.44225.25103.4510.97卷筒轴2.37218.55103.45表1六传动零件的设计计算（一）皮带轮的传动设计（以下查表数据均来源于机械设计第八版）1.确定计算功率由机械设计第八版查表8-7得工作情况系数kA=1.1,Pca=KAPd联=1.12.7580.99=3.00KW2.选择V带的带型 根据Pca,n1课本图8-11选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径dd ，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。（2）验算带速Vv=dd1n1601000=140960601000=7.03m/s因为5m/sv30m/s,故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径dd2，dd2=idd1=2.5140=350mm根据表8-8，圆整为355mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据式（8-22）初定中心距a0=600mm,根据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)（2）计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2600+2140+355+355-14024600mm 1996mm选带的基准长度Ld=2000mm。（3）计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=600+2000-19962mm=602mma-0.015Ldaa+0.03Ld,所以中心距的变化范围为：572mm662mm5.验算小带轮上的包角a1=180-dd2-dd157.3a=180-(355-140)57.3602159.5906.计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd2=140mm和n1=960rmin查教材表8-4a得p0=1.6336kw 根据n1=960rmin,i=2.5和A型带，查表8-4b得p0= 0.1116kw，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=1.03,于是：Pr= p0+p0kakl=1.6336+0.11160.951.03=1.71kw （2）计算V带的根数ZZ=PcaPr=3.001.71=1.75故取2根7.计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，所以，(F0)min=500(2.5-ka)pcakazv+qv2=5002.5-0.953.000.9527.03+0.107.032N=179N8.计算压轴力压轴力的最小值为：(FP）min=2z(F0)minsina12=22179sin159.52=702N （二）斜齿齿轮设计（以下查表数据均来源于机械设计第八版）1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）按照题目所给的传动方案，用圆柱斜齿齿轮。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB 10095-88）（3）材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮的齿数Z1=24，则Z2=Z1i=243.712=89.088取Z2=89(5)选取螺旋角。初选螺旋角=1402.按齿面接触强度设计按式（10-21）试算： d1t32KtT1dau1u(ZHZEH)2（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数。Kt=1.6.2）计算小齿轮传递的转矩。由表1可查得T2=63.58 Nm3)由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查的材料的弹性影响系数5）由图10-21（d）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。6）计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=6038412810300=1.106109 N2=1.1061093.712=2.9801087）.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得H1=KHN1lim1s=0.926001=552MpaH2=KHN2lim2s=0.955501=522.5Mpa9).由图10-30选取区域系数ZH=2.433.10).由图10-26查得a1=0.78,a2=0.88,则a=a1+a2=1.6611).许用接触应力H=H1+H22=552+522.52=537.25Mpa（2）计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t,，由计算公式得d1t321.66.35810411.66(2.433189.8537.25)24.7123.712=48.62mm2）计算圆周速度V。V=d1tn1601000=48.62384601000=0.98m/s3）计算齿宽b及模数mnt.。 b=dd1t=148.62=48.62mm mnt=d1tcosz1=48.62cos1424=1.97mm h=2.25mnt=2.251.97mm=4.42mm bh=48.624.42=114）计算纵向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035）.计算载荷系数K.已知使用系数KA=1,根据v=0.98m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08;由表10-4查得KH=1.311;由图10-13查得KF=1.28;由表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.081.21.311=1.706）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=48.6231.701.6mm=49.61mm 7）.计算模数mn。mn=d1cosz1=49.61cos1424=2.00mm3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为mn32KT1Y(cos)2dz12YFYsaF（1）确定公式内的各个计算数值1)由图10-20c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)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88；3).计算弯曲疲劳许用力。取弯曲疲劳系数S=1.4。F1=KFN1FE1S=0.855001.4Mpa=303.57Mpa F2=KFN2KFE2S=0.883801.4Mpa=238.86Mpa4）计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.081.21.28=1.665）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。6）计算当量齿数。 ZV1=Z1(cos)3=24(cos14)3=26.27 ZV2=Z2(cos)3=89(cos14)3=97.437) 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.592,YFa2=2.1858) 查取应力校正系数。Ysa1=1.596,Ysa2=1.7879) 计算大、小齿轮的并加以比较。YFa1Ysa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2Ysa2F2=2.1851.787238.86=0.01635大齿轮的数值大。（2）设计计算mn321.666.3581040.88cos21412421.660.01635mm=1.73mm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，由于齿轮的模数m的大小主要取决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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得模数m=1.73mm圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=49.61mm，算出小齿轮齿数z1=d1cosmn=49.61cos142=24.07取 z1=24.则z2=iz1=3.71224=89.09取z2=89这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(24+89)22cos14=116.46mm 将中心距圆整为116mm.（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1（z1+z2）mn2a=cos-1(24+89)22116=13332 因值改变不多，故参数aKZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径 d1=z1mncos=224cos13332=49.27mm d2=z2mncos=289cos13332=182.73mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=149.27=49.27mm，圆整为50mm，故取 B2=50mm ,B1=55mm。5.结构设计及绘制齿轮零件图(详见所附零件图图纸)七轴的设计及其校核计算（一）高速轴的设计1. 输在轴上的功率、转速和转矩 由上可知：=2.57kw, =6.358104Nmm, nII=384r/min.2. 求作用在齿轮上的力。Ft=2TIId1=26.35810449.27=2580.88N Fr=Fttanncos=2580.88tan20cos13332=N Fa=Fttan=2580.88tan13332=N3. 初步确定轴的最小直径由于减速器传递功率不大，选取轴的材料为45钢, 调质处理。查表15-3得A0=103126,因轴的跨度还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。dmin=A03pIInII=10312632.57384=19.4123.74mm取中间值dmin=21.575考虑到有键槽对其强度的影响，故需把轴径加大（5-7）%故取d=21.575（1+5%7%）=22.6523.085，取d=24mm4. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图BC(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在L11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故d1=dmin=24 mm。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(d)查得：L1.52d=1.5224 mm=3648 mm取L=42mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取L1140mm。2) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307C型轴承。查机械设计课程设计表12.2得，d3=d7=35 mm，要求的定位轴肩是4.5 mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是44 mm。因此取d2=32 mm。3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到L740 mm。该箱体壁与齿轮的距离L6=L315 mm,L8=10 mm。由轴承端盖的厚度一般为10 mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定L10=50 mm。4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48 mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2可以得到d5=57.73 mm，L460 mm。5) L5处的宽度大于1.4h，取L5=L2=9 mm，d4=d6=42 mm；则L9L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36 mm6) 同样，也就确定了L134 mm。至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用bhL8 mm 7 mm 36mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴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k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为145，各处圆角半径都为1.6 mm。5. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图Fa1Fr1F带轮Ft1FV1FV276.5(2) 受力计算1) 由计算可得Ft1=2T1d1=2275 N，Fr1=Ft1tanancos=850N，Fa1=Ft1tan=528N由前面带轮的压轴力计算可知 F带轮(Fp)min702N2) 计算支反力在垂直面内进行计算FV2=1119(85059.5-52853.732-702195.5)-847.5 NFV1=Fr1-F带轮-FV2=850-702-(-847.5)=995.5 N；MV1=FV159.5=56852NmmMV2=F带轮76.5+59.5-FV159.5=38620NmmMV3=F带轮76.5=53703Nmm在水平面内进行计算FH1=FH2=12Ft=22752=1137.5 NMH=1137.549.27=56045Nmm3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 NmmMVMHM38620560455370379832680635370356852扭矩图：单位 Nmm56852T6. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力FFH1=FH2=1137.5 NFV1=995.5 NFV2=-847.5 N弯矩MMH=56045NmmMV1=56852NmmMV2=38620 NmmMV3=53703 Nmm总弯矩M1560452+568522=79832NmmM2=560452+386202=68063NmmM3=537032+0=53703 Nmm扭矩T2=63580Nmm7. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T2W=798322+0.66358020.149.273=7.4MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca0.07d=0.0755=3.85 mm，取h=5 mm，则轴环处的直径d5=65 mm，轴环宽度应大于1.4h，取轴环宽度为8 mm。4) 轴承端盖的总宽度为20 mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为30 mm，故取L250 mm。5) 取齿轮与箱体之间的距离为15 mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为10mm，则 L320+10+15+3=48 mmL6=20+10+15-8=37 mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由课设表11.28查得平键选为bhL=16 mm10 mm40 mm，配合为H7k6。齿轮与轴的连接，按d4查表11.28得，选用平键为bhL=12 mm8 mm70 mm，配合为H7n6。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k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课设表9.8，取轴端倒角为245，C、D、E处的圆角半径r=2 mm，A、B处的圆角半径r1.6 mm。4. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图FVN1FVN26461Fa2Fr2Ft2（2） 进行受力计算1) 由计算得大齿轮：Ft2=2T2d2=22.2525105182.73=2465.4 NFr2=Ft2tanncos=2465.4tan20cos13332=921.2NFa2=Ft2tan=2465.4tan13332=571.9 N由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等。因而，每个齿轮的值都应分开计算。2) 支反力计算垂直面内：FVN2=164+61921.261-571.9182.732= 31.5 NFVN1=Fr2-FVN2=921.2-31.5=889.7 NMV1=FVN161=54271.7Nmm MV2=FVN264=2016Nmm水平面内：FHN1=6461+64 2465.4=1262.3NFHN2=6161+64 2465.4=1203.1 N MH=1203.164=76998.4Nmm3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：Nmm)54271.7MVMHM201676998.47702594203扭矩图：(单位：Nmm)T2730002252505. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面。现将计算出的截面C-D处的MH、MV及M的值列于下表表4载荷水平面垂直面支反力FFH1=1262.3 NFH2=1203.1 NFV1=889.7 NFV2=31.5 N弯矩MMH=76998.4NmmMV1=54271.7 NmmMV2=2016 Nmm总弯矩M176998.42+54271.72=94203 NmmM2=76998.42+20162=77025 Nmm扭矩T3=225250 Nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T32W=942032+0.622525020.1553=9.9MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 Mpa。因此caFr2，只需校核轴承一即可。 Fr1=FNV12+FNH12=995.52+1137.52=1511.6N P=fpFr1=1.21511.6=1813.9w1.814kw取=1.0，由公式知，Lh=10660nCP1=10660384ft34.21.8143=2.9105 h所以，。轴承寿命满足。2.低速轴上的滚动轴承的校核。（1）根据条件，轴承预计寿命为：（2）初选的滚动轴承为：深沟球轴承7210AC。查相关手册可知：内径d=50mm,外径=90mm,宽度B=20mm, Cr=31.5kN，Cor=25.2kN。（3）计算。由于轴向载荷为零，故有，其中取=1.2。由轴的计算可知所以Fr1Fr2，故只需校核两个轴承之一即可。Fr1=FNV12+FNH12=1262.32+889.72=1544.3N P=fpFr1=1.21544.3=1853.2w1.853kw取=1.0，由公式知，Lh=10660nCP1=10660384ft31.51.8533=2.1105 h所以，。轴承寿命满足。九键连接的选择及校核1.高速轴上的键的连接。(1) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为bhL=8 mm7 mm 36 mm(2) 校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力p=5060 MPa。键工作长度l=L=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm,计算挤压强度p=2Tkld=263580 Nmm3.53624=42.1 MPa由于有pp故，该键满足要求。2.低速轴上的键的连接。(1)选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：bhL=16 mm10 mm 40 mm联轴器处：bhL=12 mm8 mm 63 mm（2）校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力p=100120 MPa，取其平均值p=110 MPa。1) 齿轮处键工作长度l=L-b=40-16=24 mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm,计算挤压强度p=2Tkld=2225250 Nmm52455=68.3 MPap故，该键满足要求。2) 联轴器处键工作长度l=L-b=70-12=58mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm,计算挤压强度sadfasdfp=2Tkld=2225250 Nmm45840=52.2 MPap故asdf，该键满足要求。键的asdf标记为：键 1270 GB/T 10962003十联轴器的选择由机械设计手册查得，根据已知条件，选用按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器Y型，半联轴器的孔径为d=40mm，。查机械设计课程设计表19-5选用联轴器 4084 GB/T 4323-1984十一.润滑和密封类型的选择1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度v=dn601000=182.73103.45601000 m/s=0.99 m/s12 m/s所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2滚动轴承的润滑对于高速级轴承 dn353841.3104对于低速级轴承 dn=50103.45=0.52104它们的dn值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 1323 为宜。1. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度v1=dn601000=35384601000=0.7 m/sv2=dn601000=50103.45601000=0.27m/s两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”十二.减速器的附件选择设计1. 窥视孔和窥视孔盖为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔。窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有什么支件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查轮齿的失效情况和润滑状况。2. 放油孔及放油螺塞更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔。平时，放油孔用油螺塞和防漏垫圈壎。为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成，放油螺塞带有细牙螺纹。3. 油面指示器油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池有正常的油量。油面指示器一般设置在机体便于观察，油面较稳定的部位。在保证顺利拆装和加工的前提下，不与机体凸缘相干涉，油标