机械设计课程设计--带式运输机传动系统设计.doc

机械工程学院课程设计湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2014 2015 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 银金光 职称 教授 学生姓名 邓博 专业班级 机设1204 学号 12405700229 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2014 年 12月 16日 2015 年 1 月 2 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸若干张456机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2014 年 12 月 16 日 至 2014 年 1月2 日学生姓名邓博班级机设1204学号12405700229成绩指导教师(签字)课程设计任务书20142014学年第 1 学期 机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1101 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 完成期限：自 2014 年 12 月 16 日至 2014 年 12 月 28 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=8000N；带的带速：v=0.6，直径400mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月16日初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12月17日12月22日通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。12月23日12月25日有三维软件画出机构简图，装配图，零件图并初步排版。2014年12月 27 日用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。主要参考资料文献【1】 银金光，刘扬主编机械设计，清华大学出版社，北京交通大学出版社 2012年9月 第1版文献【2】 银金光，刘扬.机械设计课程设计.修订版.北京：北京交通大学出版社，2011指导教师（签字）： 2014 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2014 年 月 日机械工程学院课程设计目录一 传动方案分析1.1总体传动简图二 原动件的选择与传动比的分配2.1 选择电动机的类型2.2 各级传动比的分配2.3 传动系统的运动和动力参数计算三 传动件的设计和计算3.1确定计算功率3.2 选择V带型号3.3 确定带轮基准直径，并验算带速v3.4 确定中心距，并选择V带的基准长度3.5 验算小带轮（即主动带轮）上的包角3.6 确定V带的根数3.7 确定单根带的初拉力3.8 计算V带对轴的压力四 各齿轮的设计和计算4.1 高速级齿轮的设计4.2 低速级齿轮的设计五 轴的结构设计5.1 第轴的的设计5.2第轴的的设计5.3第轴的的设计六 轴承的寿命校核6.1 低速轴的齿轮的载荷计算6.2 轴承的径向载荷计算6.3 轴承的动载荷计算6.4 轴承寿命的计算及校核七 键连接强度校核计算7.1 普通平键的强度条件7.2 高速轴上键的校核7.3 中间轴上键的校核7.4 低速轴上键的校核八 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择8.1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择8.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择8.3 密封方式的选择九 减速器装配图的设计9.1 箱体主要结构尺寸的确定9.2 箱体内壁的确定9.3 减速器附件的确定十 参考文献机械工程学院课程设计一传动方案分析1.1总体传动简图1-电动机；2-V带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带方案分析：该工作机有轻微振动，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，上图为展开式二级圆柱齿轮减速器传动，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。由于齿轮相对轴承布置不对称，因此轴的刚度比较大，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形和 轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减少沿齿宽载荷分布不均匀的现象。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。二原动件的选择与传动比的分配2.1 选择电动机的类型（1）按照设计要求以及工作条件，并参照文献【2】第12章选用一般用途的Y型三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需的有效功率为Pw=Fv/1000=4.8（KW）电动机所需的功率为式中的：为传动系统的总效率，按下式计算式中：为传动系统中每对运动副或传动副（如联轴器，齿轮传动，带传动，链传动和轴承等）的效率。由文献【2】表3-3可知V带传动效率， 滚动轴承效率， 闭式圆柱齿轮传动效率， 联轴器效率，-输送机滚筒效率 ，则减速器传动的总效率电动机所需的功率为Pd=Pw/=6.23KW选择电动机时，电动机的额定功率应稍大于电动机的所需功率，由文献【2】表12-1可知选择电动机的额定功率为7.5Kw ，（3） 电动机转速的选择工作机转速初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由文献【2】表12-1可知，对应于额定功率为7.5Kw的电动机型号分别为Y132M-4型和Y160M-6型。现将Y132M-4型和Y160M-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列与下表方案号电动机型号额定功率/Kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i一Y132M-47.51500r/min144056.51 二Y160M-67.51000r/min96037.68通过对上述两种方案比较可以看出：方案一传动比过大，方案二选用电动机转速高，质量轻，价格低，传动比37.67合适，故选用方案二较为合理。Y160M-6型三相异步电动机的额定功率=7.5Kw，满载转速。由文献【2】表12-2可知电动机中心高H=160mm,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=42mm和E=110mm。2.2 各级传动比的分配由文献【2】式（3-5）可知，带式输送传动系统的总传动比展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取，其中分别为高速级和低速级的传动比。圆柱齿轮的传动比适用范围为。取。取V带传动比=3.1，则圆柱直齿轮高速及传动比与低速级传动比的乘积为，因为，取，经计算得。2.3 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率，和转矩计算如下所示。0轴（电动机轴）：轴（减速器高速轴）: 电动机0轴与1轴间的传动效率，即V带的传动效率 轴（减速器中间轴）: 式中：1轴与2轴间的传动效率，轴（减速器低速轴）： 式中：2轴与3轴间的传动效率将上述计算结果列于表3-1中以供查用表2-1 传动系统的运动和动力参数轴号功率P/KW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率电动机0轴 6.6265.85596010.95高速轴轴6.289 193.929 309.73.970.9504中间轴轴5.977731.79978.0低速轴轴5.6812127.59025.5 3.06 0.9504三传动件的设计和计算V带传动的设计，已知电动机的功率,主动带轮转 速，V带传动比3.1确定计算功率由文献【1】式5-20可知式中：P所需传递的额定功率，kW； 工作情况系数。由文献【1】表5-7可知 =1.1所以3.2选择V带型号根据和小带轮的转速，由文献【1】图5-11选取B型V带。3.3确定带轮基准直径，并验算带速V。 （1）初选小带轮基准直径，由文献【1】图5-11可知取（2）验算带速因为v值在之间，带速合适。（3）计算大带轮基准直径根据文献【1】表5-9，取3.4确定中心距，并选择V带的基准长度（1） 由文献【1】式5-22 初取中心距（2） 计算带长。由文献【1】式5-23得 （3）由文献【1】表5-2，取(4)由文献【1】式5-24计算实际中心距a(5)确定中心距的变化范围。中心距的变化范围3.5验算小带轮（即主动带轮）上的包角3.6确定V带根数Z（1）计算单根V带的许用功率.由文献【1】表5-4，由线性插值法可得查表5-5，由线性插值法可得查表5-6，由线性插值法可得查表5-2，可得(2)确定V带的根数Z，根据文献【1】 式（5-26）得取整数，所以Z=73.7确定单根带的初拉力根据文献【1】查表5-1得B型带的单位长度质量，由式（527)得单根V带的初拉力 3.8计算V带对轴的压力Q以上计算可得出下表带类型根数传动中心距（mm）带轮基准直径(mm)带长（mm）普通V带B型7根513140(主)400（从）2000四各齿轮的设计计算4.1.高速级齿轮的设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）输送机转速不太快，选用8级精度。3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS,取260HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取230HBS。4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21213.9724=95.28，取95。2.确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限由文献【1】图7-18（a）差MQ线得，。2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮循环次数由文献【1】图7-19查得3) 确定尺寸系数,由文献【1】图7-20查得4) 确定安全系数,由文献【1】表7-8取5) 计算许用接触应力根据文献【1】式（7-22）得3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按文献【1】式(7-11)计算齿面接触强度，公式为确定上式中的各计算数值如下1)试选载荷系数2)计算小齿轮传递的转矩3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取齿宽系数4确定材料弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数5）确定节点区域系数，由文献【1】图7-14得6)确定重合度系数，由式（7-9）计算重合度为由文献【1】式（7-8）计算重合度系数7）计算所需小齿轮直径4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径，1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取2）确定动载系数。 计算圆周速度故前面取8级精度合理。由齿轮的速度与精度查文献【1】图7-7得3)确定齿间载荷分配系数。 齿宽初定单位载荷由表7-3查得4)确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得=1.365)计算载荷系数6）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12）修正所算的分度圆直径为7）计算模数5.齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下。1)确定弯曲应力极限值。由文献【1】图7-21（a）取2）确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图7-22查得 3）确定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得4)确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得5)按文献【1】式（7-22）计算许用弯曲应力为6)确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.253.4=7.7，b/h=61.2/7.7=7.9，查文献【1】图7-11取；计算载荷7)确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得8）确定应力校正系数，由文献【1】图7-17查得9）计算大小齿轮的数值。，10）计算重合度系数，按文献【1】式(7-18)计算得11)把以上数值打入公式计算，得由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值2.46按国标取为m=2.5.再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为6.齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 齿宽 ，7.确定齿轮结构形式和其他结构尺寸 由于，所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮采用腹板式结构。4.2低速级齿轮的设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）输送机转速不太快，选用8级精度。3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度241286HBS,取260HBS。大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS，取230HBS。4）选小齿轮齿数130，大齿轮齿数2i2313.0630=91.8，取92。2.确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限由文献【1】图7-18（a）差MQ线得，。2)确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮循环次数由文献【1】图7-19查得3)确定尺寸系数,由文献【1】图7-20查得4)确定安全系数,由文献【1】表7-8取5)计算许用接触应力根据文献【1】式（7-22）得3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按文献【1】式(7-11)计算齿面接触强度，公式为确定上式中的各计算数值如下1)试选载荷系数2)计算小齿轮传递的转矩3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取齿宽系数4）确定材料弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数5）确定节点区域系数，由文献【1】图7-14得6)确定重合度系数，由式（7-9）计算重合度为由文献【1】式（7-8）计算重合度系数7）计算所需小齿轮直径4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径，1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取2）确定动载系数。 计算圆周速度故前面取8级精度合理。由齿轮的速度与精度查文献【1】图7-7得3)确定齿间载荷分配系数。 齿宽初定单位载荷由文献【1】表7-3查得4)确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得=1.365)计算载荷系数6）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12）修正所算的分度圆直径为7）计算模数5.齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下。1)确定弯曲应力极限值。由文献【1】图7-21（a）取2）确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图7-22查得3）确定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得4)确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得5)按文献【1】式（7-22）计算许用弯曲应力为6)确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.253.9=8.8，b/h=88.5/8.8=10.1，查文献【1】图7-11取；计算载荷7)确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得8）确定应力校正系数，由文献【1】图7-17查得9）计算大小齿轮的数值。，10）计算重合度系数，按文献【1】式(7-18)计算得11)把以上数值打入公式计算，得由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值3.19。按国标取为m=4.再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为6.齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 齿宽 ，7.确定齿轮结构形式和其他结构尺寸 由于，所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮采用腹板式结构。五.轴的结构设计5.1 第轴设计1初算第III轴的最小轴径（1）计算输出轴上的功率，转速，转矩由前面算得：，2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径3.初步确定轴的最小直径先按文献【1】式（122）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表123，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查文献【1】表111，考虑到转速变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查文献【2】表16-4（GB/T50142003），选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.第III轴的结构设计（1）各段轴直径的确定如表5-1位置直径（mm）理由70由前面算得半联轴器的孔径80为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。85根据选取深沟球轴承6217,其尺寸为。故。 95左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由文献2上查得6217型轴承的定位轴肩高度，因此取。109齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。95取安装齿轮处的轴段直径。85见段理由。表5-1(2).各轴段长度的确定如表5-2位置长度（mm）理由105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。28为轴承长度，故 10510轴环处轴肩高度，轴环宽度，取92已知齿轮轮毂宽度为96mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取56取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。则 表5-25.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。按齿轮由文献【2】中表14-10查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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。6.确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表12-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为7.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的计算简图（图5-4）在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值，e=0.5B。对于6217型深沟球轴承，由手册中可查得B/2=14mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭 矩图（图5-3）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值如表5-4所示表 5-4 载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T8.第III轴的结构简图如图5-5图5-69.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据文献【1】式（125）及上表5-4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表121查得。因此，。故安全。10.精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。（1）截面II左侧截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由1表121查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查表取得，因，经插值可查得 又查手册可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数按式为 查得尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，由查手册得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，及，按1式（32）及式（312a）得综合系数为 由机械设计手册查得应力折算系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值故可知其安全。（2）截面II右侧抗弯截面系数按公式计算弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转应力为过盈配合处的，由插值法求出，并取于是得 轴按磨削加工由手册查得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。5.2第（）轴设计1.初算第（II）轴的最小直径（1）第（II）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得，（2）分别计算大小齿轮上的力已知第（II）轴上大齿轮分度圆直径 小齿轮上分度圆直径为(3)初步确定轴的最小直径根据最小直径查2GB/T2971994选取6210。轴承的规格为2.第（II）轴的结构设计（1）确定轴的各段直径如表24位置直径（mm）理由50根据轴承的尺寸 58根据取小齿轮安装处直径。68大齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。 48取小齿轮安装处直径。50理由同段。 表24（2）确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。-=48mm，-=97mm，-=25mm，-=62mm，-=48mm3.轴上零件的周向定位齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【2】中表12-11查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同理，按选用平键为，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。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。4.确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表12-2，由于轴的两端直径一样，故均取倒角为，六 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。6.1低速轴齿轮的载荷计算由中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力： 6.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为6217型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。可得：6.3轴承的动载荷计算由文献【1】表10-8，表10-7.查得，6.4轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表10-6按每日8小时工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=25.5r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。七 键联接强度校核计算7.1普通平键的强度条件根据文献【1】式4-1中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。7.2高速轴上键的校核对于齿轮上的键，已知：于是得， ，故该键安全。另外一个键， ，故该键安全7.3中间轴上键的校核对于键和只要校核长度较短的，已知：于是得， ，故该键安全。7.4低速轴上键的校核对已知：于是得， ，故该键安全。对已知：于是得， ，故该键安全。八 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择8.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择1.齿轮润滑方式的选择高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油浴润滑；当时，应采用喷油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。2齿轮润滑剂的选择根据文献【】中表20-3中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm2/s）。8.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。8.3密封方式的选择（1）滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。（2）箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。九 减速器装配图的设计9.1 箱体主要结构尺寸的确定1铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如下表名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离8箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径109.2箱体内壁的确定箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。9.3 减速器附件的确定视孔盖：由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：选用型号为的通气塞液位计：选用型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22.5倍选取。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：定位销直径为8mm吊环：吊耳环在箱盖上铸出。十 参考文献文献【1】 银金光，刘扬主编机械设计，清华大学出版社，北京交通大学出版社 2012年9月 第1版文献【2】 银金光，刘扬.机械设计课程设计.修订版.北京：北京交通大学出版社，2011.