机械课程设计减速器

目 录封面01目录02一 初步设计031 设计任务书032 原始数据033 传动系统方案的拟定04二 电动机的选择041 电动机的容量选择042 确定电动机转速053 电动机型号的选定05三 计算传动装置的运动和动力参数.061 计算总传动比062 合理分配各级传动比063 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算06四 传动件设计计算.081 高速级斜齿轮的设计计算.082 低速级斜齿轮的设计计算.12五 轴的设计161 低速轴的设计162 中间轴的设计243 高速轴的设计28六 滚动轴承的设计计算311 低速轴上轴承的计算312 中间轴上轴承的计算323 高速轴上轴承的计算33七 连接的选择和计算341 低速轴上键和联轴器的设计计算342 中间轴上键的设计计算363 高速轴上键和联轴器的设计计算37八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择381 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择382 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择393 密封方式的选择39九 减速器箱体及附件的设计.401 箱体设计.402 减速器附件设计.41十 设计体会与小结.42十一 参考文献.42一 . 初步设计1.设计任务书（1）：工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35；（2）：使用折旧期：8 年；（3）：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（4）：动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；（5）：运输带速度容许误差：5%；（6）：制造条件及生产批量：小批量生产。（7）：工作机效率： 。=0.962.原始数据题号参数13运输带工作拉力 F/KN 4.2运输带工作速度 v/(m/s) 1.5卷筒直径 D/mm 400注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。3.传动系统方案的拟定（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）二. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y 系列，额定电压 380V.(1)：电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 PwPw =2.755kw= Fv1000 w=2300N1.15m/s10000.96设： 联轴器效率， =0.991 1对滚动轴承的效率， =0.98.2 2闭式圆柱齿轮传动效率， =0.963 3_工作机效率， =0.96 从而得到传动系统的总效 率= =0.9920.9840.962=0.833221 42 23工作机所需功率为：Pd= = =3.3kw2.7550.8832(2)电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速：nw= =82r/min.601000按表 9.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 =840,所以电动机i的可选范围为：nd= nw=(840)82=(6563280)r/mini综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，决定采用同步转速为 1000r/min 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表 2.2 所示。 表 2.2 Y160M-6 型电动机的主要性能电动机型号 额定功率/kw满载转速/(rmin-1)起动转矩 最大转矩Y132M1-6 4 960 2.0 2.0由表 3.3 查得电机中心高 H=160。轴伸出部分用于装联轴器段直径与长度分别为：D=42,E=110.3、传动比的分配带式传动机的总传动比为：i= = =11.7196082分配传动比=i i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 i = = =4.0.1.4 1.411.71i = = =2.93ii 11.714.04、传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴的转速轴 n =nm=960r/min.轴 n = = =240r/minni 9604.0轴 n = = =81.9r/minni 2402.93卷筒轴 n 卷 = n =81.9r/min（2）各轴输入功率轴 P =Pd =3.30.99=3.267kw.1轴 P = P =3.2670.980.96=3.07kw2 3轴 P = P =3.070.980.96=2.89kw 2 3卷筒轴 P 卷 = P =2.890.980.99=2.8kw2 1（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td 为Td=9.55106 =9.55106 =3.28104N 3.3960故轴 T =Td =32828.10.99=3.25104N1故轴 T =T i =32499.80.980.964.0=1.26105N2 3轴 T =T =126125.40.980.962.93=3.48 N2 3 i 105卷筒轴 = =347670.20.980.99=3.37105卷 T 2 1将上述计算结果汇总于表 2.4，以备查用。轴名功率 P/kw转矩 T/(N) 转速 n/(rmin-1)传动比 i效率电机轴 3.3kw3.28104960 1 0.99 3.267kw3.251049604.0 0.94II 3.071kw1.26105 2402.93 0.94III 2.89kw3.4810581.9卷筒轴 2.8kw3.3710581.91 0.97三、传动系统的总体设计1.高速级斜齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280. 大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.两者皆为软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。3）选小齿轮齿数 z1=22,大齿轮齿数 z2=884）选取螺旋角 。=1602.按齿面接触疲劳强度设计d1t3211()2(1)确定公式内各计算数值1）试选 Kt=1.62)由文献【1】图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433.3)由文献【1】图 10-26 查得 =0.75， =0.85， = =1.6.1 2 1 24）小齿轮传递的转矩 T1 =3.25104N。5）按 文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 =16)由文献【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP127) 由文献【1】 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600MPa；大1齿轮接触疲劳强度极限 =550MPa28)由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=609601(283008)=2.212109N2=60n2jLh=609601(283008)/4=5.531089)按文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90,KHN2=1.05.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得1= =0.90600MPa=540MPa 112= =1.01550MPa=577.5MPa 22= = =558.75MPa1 22 540+577.52（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径 d1t= =38.1321.63.2510411.6 54(2.433189.8558.75)22）计算圆周速度V= = =1.92m/s. d1tn1601000 38.19606010003)计算齿宽 b 及模数 mnt。b= d1t=138.1=38.1mnt= = =1.661cos1 38.1cos16022h=2.25 mnt=2.251.66=3.74b/h=10.24）计算纵向重合度 。=0.318 Z1 =0.318122 160=2 tan 5）计算载荷系数 K已知使用系数 KA=1,根据 v=1.92m/s,7 级精度，由文献【1 】图 10-8 查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表 10-4 查得 1.308,由文献【1】图 10-13 查得 =1.26.由= 文献【1】表 10-3 查得 =1.2。故载荷系数=K=KAKV =11.081.21.308=1.76）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得d1=d1t =38.1 =38.883 31.71.67)计算模数 mnmn= = =1.71cos1 38.88cos160223.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式 10-17mn32KT1Y COS2dZ21 （1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV =11.081.21.26=1.6332)根据纵向重合度 =2，从文献【1】图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.86. Y3）计算当量齿数。ZV1= = =24.7713 22316ZV2= = =9923 883164)查取齿形系数由文献【1】表 10-5 查得 YFa1=2.623；Y Fa2=2.1985）查取应力校正系数。有由文献【1】表 10-5 查得 YSa1=1.588；Y Sa2=1.7896)由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa,大齿轮弯曲疲1劳强度极限 =380MPa。27）由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88,KFN2=0.90。8）计算弯曲疲劳许用应力1 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：1= =314.29MPa KFN1 FE1S =0.885001.42= =244.29MPa KFN2 FE2S =0.903801.49)计算大小齿轮的 并加以比较= =0.0132512.631.588314.29= =0.0160912.1981.789244.29大齿轮的数值大。（2）设计计算mn =1.27321.6333.251040.86COS216012221.6 0.01609对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=38.88l 来计算应有齿数。于是由Z1= = =24.91cos 38.881601.5取 Z1=25,则 Z2=uZ1=425=100。4.几何尺寸计算（1）计算中心距a= =130.1(Z1+Z2)mn2COS=(25+100)22160将中心圆整为 141。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角= =cos-1（ Z1+Z2)mn2a =cos-1(25+100)2213015.90因 值改变不多，故参数 、Z H 等不必修正。 、 （3）计算大小齿轮的分度圆直径d1= = =52125215.90d2= = =207.962100215.90(4)计算齿轮宽度b= =152=521圆整后 B2=50,B 1=555主要设计计算结果。中心距： a=130；法面模数： mn=1.5mm；螺旋角： (小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)=15.90齿数; Z1=25,Z2=100分度圆直径：d 1=52,d 2=207.96mm齿顶圆直径：da 1=57.52mm,da2=232.48mm齿根圆直径：df1=48.52mm,df2=223.48mm全齿高：h1=4.5mm,h2=4.5mm材料选择及热处理小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280.大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.2:低速斜齿轮传动的设计计算1）材料选择及热处理小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280.大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.两者皆为软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。3）选小齿轮齿数 z1=30,大齿轮齿数 z2=87.94）选取螺旋角 。=1602.按齿面接触疲劳强度设计d1t3211()2(1)确定公式内各计算数值1）试选 Kt=1.62)由文献【1】图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433.3)由文献【1】图 10-26 查得 =0.76， =0.85， = =1.61.1 2 1 24）小齿轮传递的转矩 T1 =1.26105N。5）按 文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 =16)由文献【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP127) 由文献【1】 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600MPa；大1齿轮接触疲劳强度极限 =550MPa28)由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=5.53108N2=60n2jLh= 1.891089)按文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.05,KHN2=1.08.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得1= =1.05600MPa=630MPa 112= =1.08550MPa=594MPa 22= =612MPa1 22（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t= =57.61321.61.2610511.61 3.932.93(2.433189.8612)22）计算圆周速度V= = =0.72m/s. d1tn1601000 57.612406010003)计算齿宽 b 及模数 mnt。b= d1t=157.61=57.61mnt= = =1.841cos1 57.61cos16030h=2.25 mnt=2.251.84=4.15b/h= =13.8857.614.154）计算纵向重合度 。=0.318 Z1 =0.318130 160=2.74 tan 5）计算载荷系数 K已知使用系数 KA=1,根据 v=0.72m/s,7 级精度，由文献【1 】图 10-8 查得动载系数KV=1.05,由文献【1】表 10-4 查得 1.31,由文献【1】图 10-13 查得 =1.283.由= 文献【1】表 10-3 查得 =1.2。故载荷系数=K=KAKV =11.051.21.31=1.656）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得d1=d1t =57.61 =58.23 31.651.67)计算模数 mnmn= = =1.861cos1 58.2cos160303.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式 10-17mn32KT1Y COS2dZ21 （1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV =11.051.21.283=1.6172)根据纵向重合度 =2.74，从文献【1】图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.86. Y3）计算当量齿数。ZV1= = =33.7813 30316ZV2= = =9923 903164)查取齿形系数由文献【1】表 10-5 查得 YFa1=2.52；Y Fa2=2.1985）查取应力校正系数。由文献【1】表 10-5 查得 YSa1=1.625；Y Sa2=1.7896)由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa,大齿轮弯曲疲1劳强度极限 =380MPa。27）由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9,KFN2=0.88。8）计算弯曲疲劳许用应力1 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：1= =321.43MPa KFN1 FE1S =0.95001.42= =238.86MPa KFN2 FE2S =0.883801.49)计算大小齿轮的 并加以比较= =0.0127412.521.625321.43= =0.0164612.1981.789238.86大齿轮的数值大。（2）设计计算mn =1.54321.6171.261050.86COS216013021.61 0.01646对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=90.83l 来计算应有齿数。于是由Z1= = =27.91cos 58.21602取 Z1=28,则 Z2=uZ1=2.9328=82。.4.几何尺寸计算（1）计算中心距a= =114.46(Z1+Z2)mn2COS=(28+82)22160将中心圆整为 114。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角= =cos-1（ Z1+Z2)mn2a =cos-1(28+82)2211415.220因 值改变不多，故参数 、Z H 等不必修正。 、 （3）计算大小齿轮的分度圆直径d1= = =58mm1282COS15.220d2= = =170282215.220(4)计算齿轮宽度b= =158=581圆整后 B2=60,B 1=655主要设计计算结果。中心距： a=114.46；法面模数： mn=2mm；螺旋角： (小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)=15.220齿数; Z1=28,Z2=82分度圆直径：d 1=58,d 2=170mm齿顶圆直径：da 1=98.73mm,da2=287.27mm齿根圆直径：df1=85.23mm,df2=273.77mm全齿高：h1=6.75mm,h2=6.75mm材料选择及热处理小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280.大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.五 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核）低速轴的设计1. 总结以上的数据。功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径压力角2.89Kw 348 Nm 81.9r/min 170mm 202. 求作用在齿轮上的力=4094.12()=tancos=4094.12tan20cos15.22 =1490.13()(N)=tan=4094.12tan15.22=1113.883. 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取A0=112。于是有:=0333=11232.8981.9=36.74()此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4. 联轴器的型号的选取查表114-1,取 =1.3 则； 按照计算转 =3=1.33.48105=452.4()矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表28-2 ） ，选用LX2 型凸缘联轴器，其公称转矩 60 为 5 (Nm)。半联轴器的孔径 d1=38(mm) ，固取d1-2=38(mm)。5. 轴的结构设计(1): 拟定轴上零件的装配方案(2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 轴向定位要求 1-2 轴段左端要求制出一轴肩，取 ， 12=60()且 ，2-3 段的直径 ， ，因为 3-412=38() 23=47()23=50（ )段轴要做一个轴肩， 所以取: =45(mm) ， =19(mm) ；3-4 段安装轴承，左34 34端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径 D=64。: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据 ，选 6209。查手册可知23=43()=45（mm） ，B=19(mm)，所以 =19（mm)。因为 8-9 段轴也要安装一个相同34 34轴承，故 =45（mm） ， =19(mm) 。与 8-9 段轴相配合的轴承其右端需要轴89 89肩来轴向定位，所以 7-8 段轴的直径比 8-9 段轴要稍微大一些，这里我们取， 。78=48（ )78=36(): 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位， =48（mm） ；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度 45应该长一些，故取 =100（mm） 。45: 取安装大齿轮处的轴段 6-7 段轴的直径 =51（mm） ，齿轮的左端与左轴承之67间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 60（mm） ，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 =58(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴67肩高度取（轴直径的 0.070.1 倍） ，这里取轴肩高度 h=2.5(mm)，所以=56（mm） ；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为 =8(mm) 。56 56：轴承端盖的总宽度为 25mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。至此已初步确定轴得长度。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 =51mm ，由手册查得平键的67截面 b*h=16*10 (mm)见2表 4-1，L=56 （mm） 。同理按 =38（mm） ， b*h=10*8 12，L=56（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角 参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角半径见上图。（5）：求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照1图 15-23。对于 60212 深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 271（mm） 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：(N)=4094.12()=1490.13(N)=1113.88所以： 1=33+2=1380.14()2= 22+3=2713.98()故：1=3+23+2=930.74()=21=559.39()=12=202190.51(.)1=12=136353.41(.)2=23=41674.56(.)=1=2+12243871.39(.)=2=2+22206440.73(.)（6）：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度）根据1式 15-5 及表 115-4 中的取值，且 0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6） ：计算轴的应力 =12+(3)2 =24387.392+(0.63.48105)20.1583 =10.7()前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa 因此 46080()（对于球轴承取 ） 所以所选的轴承满足要求。=3中间轴 上的轴承计算在前面计算轴时采用 30206 单列圆锥滚子轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷： =50.5()基本额定动载荷： =43.3(1=3539.94()1=132.58()由于两个轴承是一个型号且右轴承受力要大些，所以只需对右端轴承进行校核，如果右端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力 =12+12=3539.942+132.582=3542.43()（2）： 按照1表 13-5，X=1 ，Y=0,按照1表 13-6， ，2.10Pf取 。则1.PfP=1.1 (13542.43+0)=3896.67()（3 ）：验算轴承的寿命根据1式（13-5）=10660 ()3= 10660240(433003896.67)3=95266.4()46080()（对于球轴承取 ） 所以所选的轴承满足要求。=3轴 上的轴承计算高速 在前面计算轴时采用 30205 圆锥滚子轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷： =37()基本额定动载荷： )=32.2(由于两个轴承是一个型号且左轴承受力要大些，所以只需对左端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，右端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力 FNH2=916.67（ ）所受的轴向力 FNV2=258.33 （ ）Fr=952.37(N)按照1表 13-5，X=1 ，Y=0,按照1表 13-6， ，2.10Pf取 。则1.PfP=1.1 952.37=1047.6()（3 ）：验算轴承的寿命根据1式（13-5）=10660 ()3= 10660960(322001047.6)3=50354.3()46720()（对于球轴承取 ） 所以所选的轴承 30205 圆锥滚子轴承满足要求。=3七连接的选择和计算低速轴上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据 d=51（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度 b=16（mm ） ，高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=56（mm） （比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压用力 =100 ，取中 120间值， =110MPa 。键的工作长度 l=L-b=56-16=40（ mm） ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 。由式（ 6-1）可得：10=5()=110MPa=2103=234810354051=68.2()2 ,齿轮采用油润滑。 ()12 ，齿轮采用浸油润滑。 ()即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。（2）：齿轮润滑剂的选择查表表 7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（ GB59031995） ，运动粘度为：90110（单位为： ） 。sm/22 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择（1）：轴承润滑方式的选择高速轴圆锥滚子轴承速度：1=1=25960=2.4104（ .)中间轴深沟球轴承速度：2=2=30240=7.2103（ .)低速轴深沟球轴承速度：3=3=4581.9=3.69103（ .)因为 都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。1、 2、 3（2）：滚动轴承润滑剂的选择查表（13-10） ，选择合适的润滑脂。3. 密封方式的选择滚动轴承密封选择滚动轴承采用毡圈密封。根据参考手册中表 14-4 查得，毡圈尺寸为：高速轴：高速轴密封毡圈参轴径 0d0D1b220 21 31 3 4.3中间轴：中间轴密封毡圈参数轴径 0d0D1b230 31 43 4 5.5低速轴：低速轴密封毡圈参数轴径 0d0D1b238 39 51 4 5.5箱体密封选择：箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。九. 减速器箱体及附件的设计1. 箱体设计：低速级中心：a=114（mm）箱座壁厚： =0.025a+2.5=6（mm） 取为 6（mm ）箱盖壁厚： =0.025a+2.5=6（mm） 取为 6（mm ）1箱座凸缘厚度：b=1.5 =9（mm）箱盖凸缘厚度： =1.5 =9（mm ）1b箱座底凸缘厚度：p=2.5 =15（mm）箱座上的肋厚: m 0.85 =5.1（mm ） ，