二级齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程说明书目录2222444555777991419192020212224252727272728291 引言.2 1.1设计题目、内容及要求.2 1.2设计目的和意义.2. 1.3设计背景.22 传动装置设计方案.4 2.1传动装置组成.4 2.2传动方案.43 电动机的选择.5 3.1电动机类型.5 3.2电动机容量.54 确定传动比.7 4.1分配各级传动比.7 4.2各轴参数计算.75 传动零件设计.9 5.1低速级齿轮设计.9 5.2高速级齿轮设计.146 轴的设计与校核.19 6.1初算轴的直径.19 6.2选取联轴器.20 6.3初选轴承.20 6.4轴的结构设计.21 6.5中间轴校核.22 6.6轴承寿命计算及校核.247 箱体结构尺寸设计.258 润滑方式和密封类型.27 8.1齿轮传动润滑.27 8.2密封方式选择.27 8.3窥视孔设计.279 设计总结.28参考文献.291 引言1.1设计题目、内容及要求1.1.1 设计题目：用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计1.1.2内容及要求：（1）机械装置的总体设计电机的选择、总传动比的计算及机械传动运动和动力参数的计算（2）传动装置的设计传动零件的设计计算；传动装置装配草图和零部件的结构设计；的设计与绘制。 （3）零件图设计： 轴零件图绘制；齿轮零件图的绘制。（4）撰写设计说明书一份，不少于60008000字。1.2设计目的和意义通过这次带式运输机的二级圆柱齿轮减速器的设计，培养学生自主动手的能力，一方面主动的理解书面的知识，通过查资料和理解老师的讲解，进一步的了解机械设计的重点，真正的理解机械设计需要的步骤，让同学们自主的合理的设计出自己的方案，让所学知识运用到自己的掌握的知识中，通过自己的计算了解到齿轮，轴等一系列的零件的设计。让同学们掌握所学课本的知识，进一步理解所学内容，更加熟练CAD软件的应用，为今后的学习奠定夯实的基础，为今后的学习埋下铺垫，为今后的就业打下基础。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。1.3设计背景减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。 - 3 -2传动装置设计方案:2.1传动装置组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.2传动方案方案选择：方案三 二级同轴式圆柱齿轮减速器设计。原始数据：数据编号 B7 运输带工作拉力F(n) 1850 运输带工作速度V(m/s) 2.50 卷筒直径D(mm) 210 3 电动机的选择3.1电动机类型按工作要求和条件，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。3.2电动机容量（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率）。由电动机到传输带的传动总效率为 a=14*22*32*4其中14=0.994=0.96,为滚动轴承的传动效率22=0.972=0.94为齿轮啮合的传动效率，32=0.992=0.98为联轴器的功率，4=0.96（包括其中支撑轴承的损失）。所以传动的总效率为a=0.85.所以Kw。由于传动比较平稳，若电动机的额定功率选择过大，会导致功率的浪费，选择小，达不到要求，所以电动机的额定功率只要稍微大于所需要的功率即可。查看下表从中选择合适的电机。=227.36r/min,减速器的合适推荐传动比为8-40，则电机的合适转速范围为1818.88r/min9094.4r/min。而符合这一范围的转速只有3000r/min。由相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于下表。 表3-1 电动机选择型号功率（Kw）转速r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M2-2428902.22.2Y132S1-25.529202.02.2Y132S2-27.529202.02.2Y160M1-21129302.02.2Y160M2-21529302.02.2从上表中可以查处合适的电动机，考虑到结构比较紧凑，比较轻巧，传递的功率不太大，所以对比上表从中选出Y132S2-2型的电动机作为所需，电动机中心高112mm。4 确定传动比4.1分配各级传动比按照展开式二级圆柱展开式传动比分配原则，取i1i2=i总，=12.84,所以得到:=3.583.4.2各轴参数计算4.2.1计算各轴的转速轴 =nm=2920r/min轴 =814.96轴 =227.364.2.2计算各轴的输入，输出功率轴 =5.440.99=5.38 kw轴 =5.380.970.99=5.16 kw轴 =5.160.970.99=4.96 kw卷筒轴=4.960.990.99=4.86 kw各轴的输出功率为各轴的输入功率乘以滚动轴承的效率，即：轴 =1=5.380.99=5.33 kw轴 =1=5.160.99=5.11 kw轴 =1=4.960.99=4.91 kw卷筒轴 =1=4.860.99=4.81 kw4.2.3计算各轴的输入，输出转矩，电动机的轴的输出转矩轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩卷筒轴的输入转矩各轴的输出转矩等于各轴的输入转矩乘以滚动轴承的效率0.99，所以得到运动和动力的参数如下表所示：表4-1 各轴运动和动力参数轴别功率P/Kw转矩T/（N*m）转速r/min传动比效率输入输出输入输出电动机5.4417.79292013.5833.58310.980.960.960.98轴5.385.3317.6017.422920轴5.165.1160.4759.87814.96轴4.964.91208.34206.26227.36卷筒轴4.864.81204.14202.10227.365 传动零件设计5.1低速级齿轮设计由于低速级的齿轮受力较大，考虑到最后圆整中心距的时候要以低速级的齿轮为基准，故先设计低速级齿轮。已知条件：小齿轮所在轴的输出功率5.11Kw,小齿轮的转速，n1=814.96r/min,传动比i=3.583，工作状况三班制(24h)，工作比较平稳，工作寿命十年，年工作日250天，工作环境室外，灰尘较大，一般机械生产加工厂生产，批量生产。5.1.1确定齿轮的材料，齿数和类型（1）选用直齿圆柱齿轮作为传动齿轮，由于带式传送机属于一般传送机，参考表10-6，选用8级精度。（2）材料选择，由表10-1，选择小齿轮为45钢（调质）齿面硬度270HBS,大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度230HBS。（3）选择小齿轮齿数=28，大齿轮齿数=3.58328=100.32,取=101；初选压力角=20。5.1.2按照齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-24）试计算小齿轮分度圆直径，即：确定公式中的各个参数的数值。试选载荷系数KHt=1.3,由图10-20查取区域系数ZH=2.5由式（10-21）计算接触疲劳轻度用重合度系数Z。a1=arcos(cos/(+2ha*)=arcos(28cos20/(28+21)=28.71a2=arcos(cos/(+2ha*)=arcos(101cos20/(101+21)=22.86所以=（tana1-tan）+（tana2-tan）/2=28（tan28.71-tan20）+101（tan22.86-tan20）/2=1.745则：Z=4-3=0.867（2）计算接触疲劳许用应力H.由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为Hlim1=600Mpa, Hlim2=550Mpa由式（10-25）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60814.961(3825010)=2.934N2=N1/u=2.934109/3.583=8.188108由图10-23查取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.9, KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得H1=KHN1Hlim1S=0.906001=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=522.5Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳强度许用应力，即H=H2=522.5Mpa（3）计算小齿轮分度圆直径d1t321.37.03104173/20+173/20(2.5189.80.878523)2=49.79mm（4）调整小齿轮分度圆的直径计算实际载荷之前的数据准备圆周速度：V=d1tn1601000=2.12m/s齿宽b=dd1t=149.79=49.79mm（3）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1,根据v=2.12m/mim,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=110。齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=25.987104/49.79=2.40103KAFt1/b=12.40103/49.79=48.30N/m100N/m,查表10-3得齿间分配系数为KH=1.2，由表10-4用线性插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.453，所以算得载荷系数为：由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=49.79=56.68mm及其相应的齿轮模数为：mn=d1/z1=56.68/28=2.024mm5.1.3按照齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数：mnt32KFtT1YdZ12(YFaYsaF)确定公式中各参考数值：试选载荷系数KFt=1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.745=0.680（2）计算YFaYFaF查图10-17，得齿形系数：,由图10-18查得应力修正系数,由图10-24c查得大齿轮小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa,Flim2=380MPa,查图10-22查得弯曲疲劳寿命,.取弯曲疲劳安全系数S1=1.4，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=292.86MPaF2=KFN2Flim2S=233.46MPaYFa1YFa1F1=0.0141YFa2YFa2F2=0.0165因为大齿轮的YFaYFaF大于小齿轮的，所以取YFaYFaF=0.0165.试算模数：=1.306mm（3）调整齿轮的模数计算实际载荷系数前的准备圆周速度v：d1=mtz1=1.30628=36.57mm，v=d1n601000=1.56m/s.齿宽：b=dd1=136.57=36.57mmV齿高h及宽高比b/hh=(2ha*+c*) mt=(21+0.25)1.306=2.939mmb/h=36.57/2.939=12.44mm（4）计算实际载荷系数KF由v=0.1.56m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数，由：Ft1=2T1/d1=25.987104/36.57=3.27103NKAFt1/b=13.27/36.57=89.53N/mm100N/mm,查表10-3得齿间分配系数KH=1.2，由表10-4用线性插值法查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.456.查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.36，所以1.77由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数：m=mt3KHKFt=1.30631.771.3=1.44mm对比两次设计的结果，由齿面接触疲劳轻度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近选择取m=1.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=36.57mm来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1/m=36.57/1.5=24.38，取Z1=25，Z2=uZ1=253.583=89.575，取。5.1.4几何尺寸的计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)m2=86.25mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径=m=251.5=37.5 (4)计算齿轮宽度b=d1+(510)=37.5+(510)=42.547.5mm取b1=45mm，=37.55.1.5调整中心距之后的强度校核采用变位法将中心距就近圆整至=90mm，则：，又：，取，。齿轮副的中心距圆整之后，KH、Z、和KF、Y等均发生了变化，应重新计算校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度的校核按照设计时的做法，先计算H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ中的各项参数。其计算结果如下所示：，u=3.583，ZE=189.81/2，将以上的参数带入计算式中可以得到H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ=509.70MPa523MPa齿面接触疲劳强度合格。（2）按照齿根弯曲疲劳强度校核按照前述的做法，先计算中的各个参数的值。其参数的计算结果如下所示：，Nmm，m=1.5，。将以上参数带入上式，得到:198.42MPa=292.86MPa。=218.16MPa=233.42MPa。所以齿轮的弯曲疲劳强度合格，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮的。5.1.6主要设计结论模数m=1.5，=25，=95，压力角=20,变位系数=-0.393，=-0.392，中心距a=90mm，齿宽，。小齿轮选用45钢，调质，大齿轮采用45钢，调质。齿轮精度选用8级精度。5.1.7结构设计由于大齿轮较大，为了减轻惯性所引起的冲击载荷及本身的惯性矩，采用轮辐式齿轮。5.2高速级齿轮的设计已知：高速轴的输出功率为kw，转速=2920r/min，传动比i=3.583，转矩=1.74，每年工作250天，三班制，工作10年。5.2.1确定齿轮的材料，齿数和类型（1）选用直齿圆柱齿轮作为传动齿轮，由于带式传送机属于一般传送机，参考表10-6，选用8级精度。（2）材料选择，由表10-1，选择小齿轮为45钢（调质）齿面硬度270HBS,大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度230HBS。（3）选择小齿轮齿数=28，大齿轮齿数=3.58328=100.32,取=101；初选压力角=20。5.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数mnt32KFtT1YdZ12(YFaYsaF)确定公式中各参考数值：试选载荷系数KFt=1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.720=0.686（2）计算YFaYFaF查图10-17，得齿形系数：,由图10-18查得应力修正系数,由图10-24c查得大齿轮小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa,Flim2=380MPa,查图10-22查得弯曲疲劳寿命系数为：,.取弯曲疲劳安全系数S1=1.4，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=285.71MPaF2=KFN2Flim2S=230.71MPaYFa1YFa1F1=0.0152YFa2YFa2F2=0.0170因为大齿轮的YFaYFaF大于小齿轮的，所以取YFaYFaF=0.0170（3）试算模数=0。975mm（4）调整齿轮的模数计算实际载荷系数前的准备圆周速度v：d1=mtz1=0.97524=23.4mm,v=d1n601000=3.58m/s.齿宽： b=dd1=123.4=23.4mm齿高h及宽高比b/hh=(2ha*+c*) mt=(21+0.25)0.975=2.194mmb/h=23.4/2.194=10.67mm（5）计算实际载荷系数KF由v=3.58m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数，由Ft1=2T1/d1=21.76104/23.4=1.504103NKAFt1/b=11.504/23.4=64.285N/mm100N/mm,查表10-3得齿间分配系数KH=1.2，由表10-4用线性插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.453.查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.34，所以1.82由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KHKFt=0.975=1.09mm（6）确定齿数综上，取齿根弯曲疲劳强度设计的模数1.09mm并近似圆整为标准值为m=1.00mm,又同轴式中心距相同，则小齿轮齿数为：，取，则，取5.2.3几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)m2=mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径=m=391=39 (3)计算齿轮宽度b=d1+(510)=39+(510)=4449mm取b1=45mm，=39.5.2.4齿面接触疲劳强度校核该齿轮是按齿根接触疲劳强度设计，所以只校核齿面接触疲劳强度是否符合要求。（1）计算变位系数采用变位法将中心距就近圆整至=90mm，则：，又：，取，。（2）强度校核按照设计时的做法，先计算H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ中的各项参数。其计算结果如下所示：，u=3.583，ZE=189.81/2，将以上的参数带入计算式中可以得到小齿轮的齿面接触疲劳强度：H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ=则大齿轮的齿面接触疲劳强度：H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ=大齿轮和小齿轮的齿面接触疲劳强度都满足要求。5.2.5主要设计结论模数m=1mm，=39，=139，压力角=20,变位系数=1.36，=1.38，中心距a=90mm，齿宽，。小齿轮选用45钢，调质，大齿轮采用45钢，调质。齿轮精度选用8级精度。5.2.6结构设计由于大齿轮较大，为了减轻惯性所引起的冲击载荷及本身的惯性矩，采用轮辐式齿轮。表5-1圆柱齿轮参数表名称代号单位高速级低速级大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮中心距amm9090传动比3.63.7模数mnmm111.51.5齿数139399525法面压力角n20202020分度圆直径d1mm13939142.537.5齿宽bmm45394537.5材料45钢40Cr45钢40Cr齿面硬度HBS270230270230热处理状态调质调质调质调质6 轴的设计及校核6.1初算轴的直径在设计轴的结构结构之前应该首先估算出轴的大致直径，在预估计轴的大致直径的时候通常按照弯扭强度合成进行设计计算，在一般的通用机械中，采用降低许用扭转切应力的办法，用扭转强度进行设计。通常用这种方法计算得到的轴可以直接作为结果，对于重要的轴要进行精校核。由轴的设计公式d=39550000P0.2T=A03PnP轴所传递的功率，Kw；n轴的转速，r/min；d轴的最小直径，mm;A0由轴的许用切应力所确定的参数。考虑到轴上齿轮的尺寸比较小，可能要做成齿轮轴，由前面的齿轮的设计可以判定，对于轴和轴要用40Cr，取A0=120，为了便于加工的一次进行，采用40Cr。取A0=105。轴：;轴 ：轴 ：mm。考虑到轴上会开有键槽，会对轴的强度有所降低，所以将轴径增加5%，得到: 将各轴段圆整后得到：，。6.2联轴器的选取由于减速器的电机的输入和输出采用联轴器连接的形式，需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器Tca=TKA,由表141查得：工作情况系数=1.3。为了保证工作的可靠性，选用的联轴器的公称扭矩要比计算扭矩稍微大点。查找参考文献，确定联轴器的主要参数如下表所示：表6-1 联轴器主要参数轴段型号公称扭矩Nm许用转速/rmin-1轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动质量/Kgm2许用补偿量ymm轴向ymm角向轴YL440570024521000.009轴HL2315560030821200.60.1510306.3初选轴承由于选用斜齿做为传动齿轮，所以会有轴向力的存在，为了使结构紧凑，选用角接触球轴承，初选轴承的下所示:轴上选用6006的深沟球轴承轴上选用6005的深沟球轴承轴上选用6008的深沟球轴承所选轴承的主要参数如下表所示：表6-2 轴承主要参数轴承代号基本尺寸/mm 安装尺寸/mm基本额定载荷/KNdDBDadaCrCor6006305513493613.28.306005254712423010.05.856008406815695121.014.86.4.轴的结构设计 6.4.1高速级轴的设计 （1）-段与联轴器配合 取=24mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取轴段的长度略小于半联轴器的轴孔长度，取=48mm,根据轴段的直径，与相配合的长度，确定键的参数：bhl=8830。（2）-轴段左端应制出一轴肩，故取-段的直径=28mm,轴承端盖总宽度为8mm，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离l=30，故取L=38mm.（3）轴肩为非定位轴肩初选深沟球轴承6006，取=30mm，考虑轴承定位稳定，L大致等于轴承宽度加挡油环长度，取L=19mm。（4)取安装齿轮处的轴段直径 =32mm,齿轮轮毂宽度为36mm，故取=32mm。键的参数：bhl=10822.6.4.2中间轴的结构设计(1) 由最小直径d=22.20mm，取=24mm，又选用深沟球轴承6005，轴承宽度B=12mm，轴承端盖总宽度为8mm，套筒宽度为4mm，故取=25mm。（2）-、-段的直径应略大于，取=30mm，又大齿轮齿宽为36mm，小齿轮齿宽为45mm，故取L=32mm，=40mm。（3）-段用轴肩定位，取=32mm。6.4.3低速轴的设计（1）-段与联轴器配合 取=30mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取轴段的长度略小于半联轴器的轴孔长度，取=58mm,根据轴段的直径，与相配合的长度，确定键的参数：bhl=8832。（2）-轴段左端应制出一轴肩，故取-段的直径=36mm,轴承端盖总宽度为10mm，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离l=30，故取L=40mm.（3）轴肩为非定位轴肩初选深沟球轴承6008，取=40mm，考虑轴承定位稳定，L大致等于轴承宽度加挡油环长度，取L=21mm。（4)取安装齿轮处的轴段直径 =50mm,齿轮轮毂宽度为37.5mm，故取=33.5mm. 键的参数：bhl=149226.5中间轴的校核由于轴同时承受弯矩和扭矩，按照弯扭组合强度对中间轴进行校核。6.5.1轴的强度校核计算由于轴上有两对齿轮啮合，分别计算各个齿轮受到的力的大小，进而判定轴上力的大小，分别对二轴上的大齿轮和小齿轮进行受力分析，得到结果如下所示：作用在大齿轮上的力：作用在小齿轮上的力：将轴上的力分解到水平面上和铅垂面上进行受力分析，求解两支撑的支反力.计算水平面内的支反力：+-=0X40+X140-X180=0由以上两个式子解得：=1479.24N，=2688.27N。铅垂面内的支反力求解：+=X40-X140-X180=0由以上两个式子解得：=1.43N，=-830.2N对两个平面内的支反力进行力的合成，算得：=1479.56N=2813.22N从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看到二轴上的小齿轮处处于危险截面。现将计算得到的危险截面的MH和Mv及M的值列于下表中;表6-3 危险截面的M值载荷水平面铅垂面支反力F=1479.24N=2688.27N=1.43N=-830.2N弯矩MMH=10.08104NmmMV=3.11104Nmm总弯矩M=扭矩T=12.11104Nm按照弯扭合成应力校核轴的强度校核轴的强度时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面，即危险截面小齿轮所处的截面位置，根据式15-5及上表的数据，以及轴单向回转，扭转切应力为为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力故轴安全.前已选定，轴的材料为40Cr，调质处理。6.6轴承寿命计算及校核从减速器的使用情况考虑，减速器要求三年一大修，故轴承的使用寿命需要满足三年（年工作日250天），即轴承的预期寿命Lh=242503=18000h。中间轴上使用的轴承为6005的深沟球轴承，轴承的基本动载荷Cr=10KN，静载荷=5.85KN寿命验算轴承所承受的总的支反力=1479.56N，=2813.22N计算轴承的当量动载荷，载荷系数，因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7 箱体结构尺寸设计表7-1减速器箱体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚18箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b212地脚螺栓直径df10地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d16 箱盖和箱座联结螺栓直径d28连接螺栓d2的间距l135轴承端盖螺钉直径d38窥视孔螺钉直径d312定位销直径d8螺栓扳手与凸缘宽度安装螺栓直径dxM12至外箱壁的距离c1min18至凸缘的距离c1min16沉头座直径Dcmin24轴承旁凸台半径R116凸台高度h33外箱壁至轴承座端面的距离l141大齿轮齿顶圆与内壁的距离112齿轮端面与内壁的距离210箱盖、箱座肋厚m1、mm18、m8轴承端盖外径65、88轴承端盖凸缘厚度t7.2、9.6轴承旁连接螺栓距离s126.58 润滑方式和密封类型8.1齿轮传动的润滑在本设计中采用油池润滑。润滑方式为飞溅润滑，利用大齿轮在油池中的搅动，和齿轮的高速旋转溅起的油雾对齿轮进行润滑。8.1.1齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm浸油高度不宜太大，否则会因搅油引起功率的大量损失，又要保证充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量按照每传递1Kw的功率，油池的储油量相应的增加0.35-0.7L。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近,确保润滑的充分进行。8.1.2滚动轴承的润滑由于电机的转速较高，为了保证油能够进入高速转动的轴承，采用喷油润滑，喷嘴应对准内圈和保持架之间的间隙。8.1.3润滑油牌号的选择闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s选用L-CKC220润滑油。8.2密封方式的选择由于轴承选用脂润滑，为了防止润滑油的溅入对润滑脂进行稀释，影响轴承的润滑，所以在轴上的轴承端与内壁的想接处要加装挡油环。轴和外界通，为了避免润滑油的渗出和防止外界赃物的进入，在轴承透盖上加装密封圈，由于轴的回转速度不是很高，所以采用半粗毛毡圈。具体型号根据轴段的情况确定。8.3窥视孔及透气塞的设计8.3.1窥视孔的设计在减速器正常的工作中，需要定期的检查减速器的齿