机械课程设计二级圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计课程题目：二级圆柱齿轮减速器设计前言

目录..................................................................................................................2第一章计任务书..............................................................................................2§1-1设计任务第二章动系统方案总体设.......................................................................5§2-1电动机的选择§2-2传动比的分配第三章速级齿轮设......................................................................................8§3-1按齿面强度设计§3-2按齿根弯曲强度设计第四章速级齿轮传设计.............................................................................11§4-1按齿面强度设计§4-2按齿根弯曲强度设计第五章轴设计方案...........................................................................................12§5-1高速轴的的结构设计

§5-2中间轴的结构设计§5-3低速轴的结构设计第六章

轴的强校核......................................................................................17§6-1高速轴的校核§6-2中间轴的校核§6-3低速轴的校核第七章第八章

滚动轴选择和寿命算.................................................................21键连接择和校核.............................................................................§8-1轴1上键的选择和校核§8-2轴2上键的选择和校核§8-3低速轴上键的选择和校核第九章第十章

联轴器选择和计算.........................................................................26润滑和封形式的选......................................................................26§10-1传动零件的润滑第十一箱体及附的结构计和选择........................................................27总

结...............................................................................................................29参考文..............................................................................................................前言机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练是机械设计课程的一个重要教学环节，其目的是：第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识结合生产实际知识培养分析和解决一般工程实际问题的能力并使学生知识得到巩固深化和扩展第二学习机械设计的一般方法掌握通用机械零件部件机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册图册标准和规范等)以及使用经验数据进行经验估算和数据处理等。机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案选择电动机计算传动装置运动和动力的参数传动零件轴的设计计算轴承联轴器润滑密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书。第一章设计任务书

§设计任务1、设计目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。2、工作条：单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑3、使用期：十年，检查期间间隔期三年。4、生产批：小批量生产。5、生产条：中等规模机械厂，可加工—级精度齿轮及涡轮。6、动力来：电力，三相交流（220/380V7、运输带度允许误差：土5%8、原始数：输送机工作带扭矩输送带的工作速度输送带的卷筒直径

W=800N·m第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示：

4—联轴器5—带式4—联轴器5—带式运输机w轴1—电动机§2-1电动机的选择2—V带传动3—二级圆柱齿轮减器1．电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率26002.86kw设：—对滚动轴承效率。

轴

齿齿

—为齿式联轴器的效率。

齿

—为

7齿轮传动的效率。=0.98

筒

—输送机滚筒效率。

筒

估算传动系统的总效率：0.99轴齿

0.96工作机所需的电动机功率为：pr

p

w

2.86

0.86

kwY系列三相异步电动机技术数据中应满足：p。r

,因综合应选电动机额定功率

kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速n

w

60.1105rD2003.14方案比较:方案号型号额定功率KW

同步转速r/min

满载转速1Y112M—24.0KW300028902Y112M—44.0KW150014403Y132M1—64.0KW10009604Y160M1—84.0KW750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为，其主要参数如下：方案号型号额定功率

同步转速

满载转速

额定转矩

最大转矩3Y132M1—64.0KW1000r/min960r/min2.02.0

i9.13i2.65i9.13i2.65§2-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：i

n

n

w

960

105.1

9.13ii9.13/1.3i3.4532传动系统各传动比为：iii3.45,i013§2-3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴——电动机轴960r095500

033.1301轴——减速器中间轴

i

r

p1

0

01

3.330.99Ti0101

33.132轴——减速器中间轴n

n960rmini

p2Ti312

106.53轴——减速器低速轴nn105.02rmini2.65p

Ti2

106.5N4轴——工作机

4

105.02r3p334

3.1043.04kwTTi4

34

.80.9801轴号

电动机0

1

减速器2

3

工作机4轴转速r/min960功率kw3．33转矩N•33.13联接、传动件传动比传动效率

96032.8联轴器10.99

3.2齿轮3.450.97

齿轮2.650.97

3.04联轴器1第章速齿设

已知条件为3.297kW，小齿轮转=960r/min，传动比由电动机驱动，工作寿命10年，单班制，载荷平稳，连续单向运转。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7精度（GB10095-88）3)材料选择：由机械设计第九版书本“表常用齿轮材料及其力学性能”可选小齿轮材料为（调质齿轮材料为45调质，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.4524=82.8取Z2=83。§3-1按齿面强度设计由设计计算公式（）进行试算，即：2.32确定公式内的各计算数值试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：·mm=3.28N·mm由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。由图10-21d按齿面硬度差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=550M。计算齿轮应力循环次数：60609601（1836510）=1.68192=4.887）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.880.918计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%安全系数S=1由（得：==0.88600M=528M计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。46.21mm

2）计算圆周速度v。vm/s2.32m/s3)计算齿宽b。b=146.21mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比。模数=mm=1.93mm齿高h=2.25=2.251.93mm=4.34mm==10.655)计算载荷系数。根据v=2.32m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，1；由表10-2查得使用系数1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417。由=10.65，1.417查图10-13得1.35；故载荷系数K=11.201.417=1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（）得46.21mm=50.4mm7)计算模数m。mmm=2.1mm§3-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m1)确定公式内的各计算数值由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380M；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.87计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12得=M=303.57M=M=236.14M计算载荷系数K=K==11.2011.35=1.62查取齿形系数。由表10-5查得2.65，2.206查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58，。计算大、小齿轮的并加以比较。0.01380.0163因此，大齿轮的数值大。２)设计计算对比计算结果齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度

计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力与齿轮直即模数与齿数的乘积关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm并就近圆整为标准模数1.5按接触强度算得的分度圆直径=50.40mm，算出小齿轮齿数=33.634大齿轮齿数34=117.3，取这样设计出来的齿轮传动即满足了齿面的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。3)几何尺寸计算计算分度圆直径=m=341.5mm=51mm=m=1181.5mm=177mm计算中心距a=mm=114mm计算齿轮宽度b=151mm=51mm取51mm，56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率，小齿轮转=278.3r/min，传动比2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数传动方案为直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级精度（GB10095-88）.材料选择。由教材《机械设计》第八版，10-1选择小齿轮材料为40（调质硬度为；大齿轮材料为钢（调质度为，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数24，2.6524=63.6，取64。§4-1按齿面强度设计设计公式为：2.321)确定公式内的各计算数值试选载荷系数：1.32）计算小齿轮传递的转矩：=N·mm=1.098N·mm由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。由图10-21d按齿面硬度差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=550M。计算齿轮应力循环次数：6060278.31（1836510）=4.876=1.847）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.910.9218计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%安全系数S=1由（得：==0.9600M=546M

==0.92550M=506.55M2)计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2)计算圆周速度v。vm/s1.02m/s3)计算齿宽b。b=170.11mm=70.11mm4)计算齿宽与齿高之比。模数=mm=2.92mm齿高h=2.25=2.252.92mm=6.57mm==10.6715)计算载荷系数。根据v=1.02m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.1；直齿轮，1；由表10-2查得使用系数1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.420。由=10.671，查图10-13得1.38；故载荷系数K=11.11.420=1.5626）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（得70.11mm74.4mm7)计算模数m。m=3.1mm§4-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m1）确定公式内的各计算数值由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380M；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12得=M=310.70M=M=241.57M计算载荷系数K=K==11.111.38=1.518查取齿形系数。由表10-5查得2.65，2.256查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58，。计算大、小齿轮的并加以比较。0.01350.0162因此，大齿轮的数值大。2)设计计算mmm=2.11mm对比计算结果齿面接触疲劳强度计算的模数m于由齿根弯曲疲劳强度计算

的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度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，可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径=70.11mm算出小齿轮齿数=23.3724大齿轮齿数2.6524=63.6，取这样设计出来的齿轮传动即满足了齿面的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。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=m=243mm=72mm=m=643mm=192mm计算中心距a=mm=132mm（3）计算齿轮宽度b=172mm=72mm取72mm，77mm。第五章各轴设计方案§5-1高速轴的的结构设计1)、求Ⅰ轴上的功率转速n960r/min1转矩

T/12)、计算作用在齿轮上的力：转矩61n圆周力Ft

T32.811286.3d径向力F200.36397468.17Nrt3初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为查表取A0=112根据公式

d

0

3

3.297960

mm

计算轴的最小直径加大以考虑键槽的影响。4轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：

该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图。1234567图3-2-1输入轴轴段①主要用于安装联轴器其直径应于联轴器的孔径相配合因此要先选择联轴器联轴器的计算转矩K考虑到转矩变化很小根据工作1情况选取K

A

1.3

，则：TK1.342.64N1根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d

，因此选取轴段①的直径为

d

。半联轴器轮毂总长度mm型轴孔与轴配合的轮毂孔长度（2）确定各轴段的直径和长度：

。轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段①直径dmm为保证定位要求半联轴器右端用需制出一轴肩轴段①的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段①总长。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为2

。对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为深沟球轴承。宽度17mm。以轴段③直径应为轴承内圈直径25mm2

；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取已知滚动轴承宽度为在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为，则此段轴的长

取其直径为轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段6：为安装齿轮部分d

，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度52mm。轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。§5-2中间轴的结构设计1求2轴上的功率p3.2KW2转n/min2转/min2计算作用在齿轮上的力：转矩

2n圆周力：Ft

2T2106.52d177

1203径向力：Ftan1203.4Nrt3初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度217~255HBS查表取根据公式计算轴的最小直径，并加大3%考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2所示。12345

图3-2-2中间轴4轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306沟球轴承。宽度17mm。以轴段①直径应为轴承内圈直径30mm2轴向定位用挡油盘定位。

；为保证轴承的轴段2：为安装齿轮部分2

，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长mm2

。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4：为安装齿轮部4

，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L73

。轴段⑤为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径30为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度§5-3低速轴的结构设计1求Ⅰ轴上的功率3.104转105.02r/转T/min2计算作用在齿轮上的力：

Lmm转矩

n圆周力：Ft

2T3d

N径向力：Ftan20rt3初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为查表取A0=112

根据公d

min

mm计算轴的最小直径加大3%以考虑键槽的影响。4轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图。7654321图3-2-3输出轴选择联轴器联轴器的计算转矩K考虑到转矩变化很小根据工作3情况选取A

。那么T273.8355.94N3根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径1

，因此选取轴段①的直径为d40

。半联轴器轮毂总长度Lmm型轴孔轴配合的轮毂孔长度84mm1（2）确定各轴段的直径和长度：

。轴段①:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号6309沟球轴承。宽度mm。所以轴段①直径应为轴承内圈直径45mm1

；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm则轴段①的长度为L551轴段2为安装齿轮部d504

齿轮的右端与轴承之间采挡油盘定位已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮轴段应略短于轮毂宽度，取其长度Lmm4

。轴段③：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4轴段为连接轴身了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：

t在水平面上：22t在水平面上：2250mm。长度为综合计算后得到的L段:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径d；为保轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度Lmm5轴段⑥：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：dmm距离，故取。

。轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的轴段⑦:为配合轴颈按半联轴器孔径选取轴段⑦直径为d40为保证定位要求半联轴器左端用一套筒定位轴段⑦的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略~mm轴段⑦总长为Lmm。7第章

轴强校§速轴的核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力

而：周力

2T.8Fd511

1286N径向力在垂直面上：

FF1286.320rt

F57r

NV

解得：M57vFtNH12M0,204tNH解得M

H

1130.25754001.2危险截面在安装齿轮处W

33.14253232

2150

M

M

H

2

M

V

2

65368.74

2

23792

69421N

mmca

M

2

1W

MPa所

以

轴

安

全。

弯

矩

图

如

图

t1t1§

中轴校根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力

2TF2d1

N径向力

FFr

.4tan

438作用在小齿轮上的力圆周力

Ft

2T2106.52958.3372径向力

Frt

2958.33tan20

在垂直面上：

MFFFrr22解得：

MMttNH2MMttNH2MM

V1H1

N166.79M

1

M

H1

221

50949.5在水平面上解得：

FFFt11t2NH2M206FtH2t2M

1034.75

H

1979.68NM2

M

H2

2V2

NW

d32

3

.1

3

ca1

M

.5

Mpa

M2

1585992

Mpa所以轴安全。§速轴的核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力mm而圆周力

T.8F3192

N径向力

Frt

2852.120N在垂直面上：

M0,F138Fr

NV2

解得：NFF在水平面上：M0,F138FtNH2解得

MMM

H

1236.6170650.8N危险截面在安装齿轮处

3

12500mm

M

M

2V

170650

62111

181601.8

W

181601.812500

所以轴安全。弯矩图如图3-2-6

第章

滚轴选和命算1.高速轴上轴承采用6305主要承受低径

径D=62mm

度）求Fr1

Fr（）垂FFFNV1

v2F2

N（）水FFHH2FH1FH2

444.68N（）合FFr1r2FF2417.4121146.8221220.42r11Fr22

22

2

444.68

2

473.22（）计Pr

Pr表fP

XY

Pf)f1.112201342NrPr11r

hh表13-5有：

Y

P

r2Pr2r1r承1险。（）校球

13-7取温度ft

1，计算轴610Lr3(P609601342.46

h2）.中间轴上轴承采用低径

径D=72mm

度（）求FFr

r（）垂FFF862.46NV1

v2F

FFHH2FHFH2

166.79N

Fr1r2F2r1

F2H

862.46

2

166.79

2

NFF21034.751979.6822233.79rV2rr①查表13-5

有X取P得f)f1.1878.44966.28NrPrar②查表13-5有：

Y

，取P

，得：fNr2Prr2r1因此轴承2危险。

ft

2低速轴上轴承采用6309型深沟球轴承主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=45mm

外径

宽度B=25mm校核Ⅲ轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图如图3-3-3。（2）求轴承径向支反力F

r

、r（a）垂直平面支反力F、FvFNV1

v2

F2

839.35N（b）水平面支反力、FHHFHFH

1236.6N2306.08N（c）合成支反力、Fr1rFr1H

450.082FrV2

F22

839.35

2

2306.08

2

2454.08（5）计算轴承的当量载荷P、Prr①查表13-5

有X取P得f)f1.11447Nr1P1r11a1pr②查表13-5有：

Y

，取P

，得：Nrrr2r1因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴

，查表13-7取温度系数ft

1，计算轴承工作寿命：Lh

6C(r)P86.52699.49满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：

33第章

键接择校§速轴上的选择和校1．键的选择选用普通圆头平键A型,轴dmm;28mm1（联轴器）键1（小齿轮）键2b222．键的校核

,查表13-20得键长度小于轮毂长10mm键长不宜超过d算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长；键1L1查表6-2得

；键2Lmm2键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：[

P

]100~MPa，则：键1：

P1

221Kld261

3

.1Mpa[]键2：

P2

3l3.5322

MPa]所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1：6×32GB1096-79键2：8×40GB1096-79§间轴上的选择和校1．键的选择选用普通圆头平键A型,轴;36mm,查表13-20（大齿轮）键1（小齿轮）键21022．键的校核键长度小于轮毂长~且键长不宜超过~1.8算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1L1

；键2L2

3333查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：[

P

]MPa

，则：键1：键2：

1P2

2Kl41Kl4222

33

MPa49.31Mpa]MPa27.91Mpa]所以所选用的平键强度足够取键标记为：

键1：10×40GB1096-79键2：10×63GB1096-79第章

联器选和算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩TK到转矩变化很1小，根据工作情况选取，则：ATK32.842.64。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径1

。半联轴器轮毂总长L52轴孔与轴配合的轮毂孔长度为38mm1

。低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩TK则：3TK273.8N。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径d40mm

。半联轴器轮毂总长度L112型轴孔轴配合的轮毂孔长度为84mm1

。第章

润和封式选§

传零的滑1．齿轮传动润滑v

并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥。

2．滚动轴承的润滑轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的

1，采用稠度较32小润滑脂。二减器封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。1.轴外伸端密封2.轴承靠箱体内侧的密封3.箱体结合面的密封第十一章体及附的结构设计选择箱座壁厚