两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计

1课程设计说明书设计题目圆锥圆柱二级齿轮减速器设计计算及说明一、设计任务书1设计题目链式运输机减速器2E9设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘，双班制工作。运输链速度误差允许值5，使用期为二十年，大修期一年。3传动方案简图4原始数据原始数据题号22链条总拉力拉力F（N）400链条速度V（M/S）075链轮齿数Z14链条节距P（MM）80二、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量1链式运输机的输出功率PKWFV2107542电动机输出功率RPR传动装置的总效率2635421式中、为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计课程设计指导书查得弹性柱销联轴器099；81级精度一般圆锥齿轮传动（油润滑）097；8级精度一般圆柱齿233轮传动（油润滑）097；两个球轴承（一对，油润滑）3099；两个滚子轴承（一对，油润滑）098；滚子链096456则7680980970902322故6PR3电动机额定功率ED由机械设计课程设计指导书表111选取电动机额定功率。KWPED13）电动机的转速计算链轮输出转速MIN/8201760RPZVNW推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书查得圆锥齿轮传动比范围，单级圆柱齿轮传动比范围，链321I632I轮传动常用传动比范围。5初选同步转速为1000R/MIN电动机。考虑综合因素，选择同步转速为1000R/MIN的Y系列电动机Y90L6参数表如下表电动机转速R/MIN电动机型号额定功率（）同步满载最大转矩/额定转矩44Y90L631000910204）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计课程设计指导书查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比210389WRNI2）分配各级传动比，选择齿数A锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比,431I因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时，24531I取138I由于选择闭式传动，小齿轮齿数在2040之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数选择偶数，选小圆锥齿轮齿数，126Z则，取992198ZI2Z齿数比3UB开式齿轮传动比、齿数的确定取开式齿轮，则6I30Z1804ZC圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比551468320213I选小圆柱齿轮齿数，3，取13530Z54Z4Z齿数比542UD校核实际传动比实际传动比8710221IUI校核运输连论的转速误差工作链轮的实际转速8571029INRW转速误差534WN故符合要求。3）各轴转速MIN/85IN/53MIN/53IN/8523910MI/14131121RINRURURUNRR链轮轴开环圆柱齿轮所在轴柱齿轮轮轴与大圆锥齿轮接触的圆大锥齿轮所在轴小锥齿轮齿轮所在轴电机主轴4）各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即EDP66845099740802512167801264356153423521PKWKWPPKWED链轮轴开环圆柱齿轮所在轴柱齿轮轴与大圆锥齿轮接触的圆大锥齿轮所在轴小锥齿轮所在轴电机主轴5）各轴转矩MNNPTMNNPTNNPTMN091395080172505179549012514663342331221链轮轴开环圆柱齿轮所在轴齿轮轴与大锥齿轮接触的圆柱大锥齿轮所在轴小锥齿轮所在轴电机主轴四、传动件的设计计算项目电机主轴小锥齿轮所在轴轴大椎齿轮所在轴与大锥齿轮接触的圆柱齿轮所在轴开环圆柱齿轮所在轴链轮轴转速R/MIN910910283855353883功率KW29729672025097409550845转矩NM11231112415017550172089139077（一）圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速910R/MIN，齿数比381，KWP97211U由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量40台，由一般厂中等规模机械厂生产，可加工78级精度齿轮及蜗轮。选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度。2）材料选择由机械设计基础课程设计选择小齿轮材料为45号钢（调质）齿面硬度为197286HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为156217HBS。3），126Z9Z1、软齿面按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即12312405EHRZKTDU（1）确定公式内的各计算数值881）锥齿轮齿宽系数02503之间，这里选定03试选载荷系R数，中等载荷，对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和5K轮齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度（失效概率1/100,其值分别为1,25HFS2）由机械设计查得锻钢锻钢的弹性系数819EZ3）计算小齿轮的转矩MNT214由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数。910,821HNHNK5由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为接触疲劳极限许用值MPAPAHH40,602LIM1LIMSKHN349581LI2LI16由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数801FN52FN由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为弯曲疲劳极限许用值MPAPAFEFE340,4802LIM1LIMSKFENF21581222、计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值1DH99MUKTZDRRHE5918305130642428501433221故大端模数,选取标准值9821ZDME2EM2）计算齿轮相关参数ZD19825621MRBU730430421故取B1B231MM3、校核齿根弯曲疲劳强度1）221ARCTN753Z则412），8267COS11ZV1439075COS22ZV3）根据机械设计（第八版）查得921,082651SAFAY因为大于1AF2YSFRFASTFTMPABMYKNDT289185026713501121010所以强度满足要求，所选参数合适。4、计算圆周速度VSMNDV/462106951065、计算应力循环次数（两班制按每班8个小时算）99291103845102453260NJLNH（二）圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速2385R/MIN，齿数比，KWP0312542U由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量40台，由一般厂中等规模机械厂生产，可加工78级精度齿轮及蜗轮。1、选精度等级、材料、齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度GB10095882）小齿轮材料为45号钢（调质）齿面硬度为197286HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为156217HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数3Z01354Z4）初选螺旋角1511112、计算1）对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度（失效概率1/100,其值分别为对于标准齿轮的节点区域系数,25,HFS锻钢锻钢的弹性系数。电动机25HZ对于标准齿轮区域系数819EZ工作平稳，则载荷系数为12,。斜齿圆柱齿轮软齿面，齿轮相对于轴承非对称布置齿宽系数之间0212，这里选定07。2）由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数。910,821HNHNK3）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为接触疲劳极限许用值MPAPAHH40,602LIM1LIMSKHN349581LI2LI1由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数8201FNK8502FN4）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲疲劳极限许用值MPAPAFEFE340,802LIM1LIMSKFENF21581225）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TDHMZUTDHEDT24165489321461502332112126）由计算圆周速度VSMNDV/610160852341027）计算齿宽B及模数NT791324925310COS4COS12HBMMZDBNTNT8）计算纵向重合度5621TAN3018TAN310ZD9）根据，8级精度，由机械设计（第八版）图108SMV/6查得动载系数103VK由机械设计（第八版）表103查得41FHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数25A由机械设计（第八版）表104查得3H由机械设计（第八版）图1013查得21FK接触强度载荷系数440251HVAK10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得MDT32476124332111）计算模数NMZDN52130COS247COS13、按齿根弯曲强度设计1313（1）确定参数1）计算载荷系数201403125FVAK2）根据重合度，由机械设计（第八版）图1028查6得螺旋角影响系数80Y2）计算当量齿数，为后续的齿形系数和应力修正系数做准备。801495COS3S2C32211ZZVV3）根据机械设计（第八版）查得831,426521SAFAY6）计算大、小齿轮的并加以比较。FSAY0169423814521FSAFY大齿轮的数值大。（2）设计计算19361300645COS84520COS322312FSADNYZYKTM结合之前求得的，取，为了同时满足接触疲劳NNM强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数1414135403,47051COS3247COS211ZMDZN，取5几何尺寸的计算1）计算中心距，中心距圆整为129MMMZAN12815COS230COS212）螺旋角“219241692530ARCSARCSMZN3）分度圆直径MMZDN1029416COS530|“2|“14）宽度DB32471圆整后取齿宽B2MB5015）结构设计由于大斜齿轮直径大于200MM，因此采用腹板式。（三）开式齿轮的传动设计开式齿轮设计条件功率P40955KW主动轮转速N453R/MIN传动比I36转矩T417208NM详细DWG图纸三二1爸爸五四0六1515全套资料低拾10快起1选齿轮材料、热处理方式1）材料及热处理按使用条件，属低速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。选用软齿面齿轮，开式齿轮一般较大，选用铸铁材料。具体选择如下大小齿轮均选用QT6003，正火处理，大齿轮硬度为220HBS，小齿轮硬度取250HBS。2）圆柱齿轮速度不高，故选用8级精度3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数301Z180632Z2、按照齿根弯曲疲劳强度设计3215FSADNYZKTM1）由机械设计（第八版）图1020A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MPAFE301MPAFE31022）计算应力循环次数1616782811056031053283NJLNH3）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数801FNK9302FNK4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得51SMPASKFENF6423022115）确定弯曲强度载荷系数初选齿宽系数31TK40D6）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数521AFY282AFY应力校正系数61AS512AS7）计算大、小齿轮的并加以比较。FY01786321FSAFY8）设计计算80230417638172323215FSADNYZKTM进行相应校核初定MZT830211717计算载荷系数SMNDVT/230165840根据，8级精度，由机械设计（第八版）图108查SM/23得动载系数VK由机械设计（第八版）表103查得（直齿轮）1FHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数25A由机械设计（第八版）图1013查得67F由机械设计（第八版）表104查得21HK相关计算353680224HBMMDNT接触强度载荷系数5431215HVAK校正模数MKDT948318431MTN62150231考虑齿面磨损，应将强度计算所得的模数加大1020，因此MM26310962101根据“机械原理第七版”，选择标准模数系列中的33几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径1818MZD540318921（2）计算中心距A315291（3）计算齿轮宽度MDB3690414结构设计由于小齿轮直径为96MM小于160MM，因此采用实心式由于大齿轮直径为480MM大于160MM，因此采用腹板式5、轴的设计计算1919（1）高速级轴图1该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表153和表151（P370）查得其许用扭转切应力2545，MPA601AT402按扭转强度初步设计轴端直径。1）初步估算轴的最小直径MNPDT190426795209533考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大1015，则D8712591考虑到电机轴以及联轴器的选用，由于选用的弹性套柱销联轴器,所以取最小30/41JTL轴径20MM。2）作用在小锥齿轮上的力MDRM243051250112020圆周力NDTFMT17503241径向力TR147COS20TAN1753COSAN1轴向力NFTA6SITASI13）轴的结构设计（如图1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足联轴器的轴向定位要求，12轴端右端需要制出一轴肩，由于联轴器内径和内孔长分别为和MD201L38，故取23轴段的直径为和。732L6初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作需要初步确定，根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册ML532选定单列圆锥滚子轴承的型号为33006，其主要参数为D30，所以取，。MBT2D5ML1943D3754取，L54，。L196576D065D276至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。4）计算轴上载荷及较核2121高速轴的受力分析图如下图。计算轴上载荷其中，ML621L325021求垂直面内的支反力，代入数据计算得012LFTT21TTTFNT47NT64907MLMTT85316122求水平面内的支反力，02/112MARRDFL21RRF代入数据计算得NR79031NR93802MLFMR564712DMA10824/13合成弯距MNMTR152640222224轴的扭距T11112NM5较验高速轴，根据第三强度理论进行校核考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表154P373（，）323617MDTBW6B53T27D33350MPAWTM381072650124212A9822121由于和11所以轴是满足强度要求的。2323（2）中间轴图21选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表153和表151（P370）查得其许用扭转切应力2545，MPAT40MPA6012按扭转强度初步设计轴端直径。1）初步估算轴的最小直径MNPDT28163540295209533考虑轴开有两个键槽，因此轴的最小轴径增大1015，则MD72185216考虑到与之配合的轴承，根据“机械设计手册”，初步选定为单列圆锥滚子33005，其主要参数为，MD25，因此最小轴径。MD47MBT17IN24242）作用在小斜齿轮上的力圆周力NDTFT562014423轴向力NTR3579COSTANCOSA3径向力NFTA0192416T52043作用在大圆锥齿轮上的力圆周力NT1752轴向力FA46径向力R23）轴的结构设计（如图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。A初步选定圆锥滚子轴承，根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列深沟球轴承的型号为33005，其主要参数为，MD25D47，可取，。MBT17L37211B取安装大圆锥齿轮处的轴端直径，齿轮右端302通过挡油板定位，左端通过轴环定位，又已知轮毂长度，取因此MDL36021213L34轴段长度取，由，确定轴环轴肩高LD2度和宽度，经计算，因此取，HB173HMH5，取，即因此轴MB6541M10BL042525环直径。MD394C）取安装小圆柱斜齿轮处的轴端直径，齿轮左端MD3054通过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度，因此轴段长度取，由。MB57L5454）根据）的分析，可知，。M376D265至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。）计算轴上载荷及校核轴的受力分析图如下图计算轴上载荷其中，ML8541L562，ML492831求水平面内的支反力，01234132LLFLFTTT04132TTTTF代入数据计算得NT54NT8612626MNLFMTT1632498351342TT7632求垂直面内的支反力02/33232132LFDFLLLFRAMARR041RR代入数据计算得NFR96581NFR2514MLMRR15213MDA83/6903/3NLFR42MA542/3合成弯距MNMTR31752324轴的扭距NT15025较验高速轴，根据第三强度理论进行较核MPADWM6150321由于1所以轴是满足强度要求的2727（3）低速轴图31选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表153和表151（P370）查得其许用扭转切应力2545，MPAT40MPA6012按扭转强度初步设计轴端直径。1）初步估算轴的最小直径MNPDT781504209209533考虑轴开有一个键槽，因此轴的最小轴径增大1015，则MD620178考虑到联轴器的选用，由于选用的柱销联轴器,所以取最小轴径425/1JTL25MM。28282）作用在小斜齿轮上的力圆周力NFTT56201434轴向力R7径向力A9343）轴的结构设计（如图3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。A为了满足联轴器的轴向定位要求，12轴端右端需要制出一轴肩，由于联轴器内径和内孔长参数可得ML4和，故取12轴段的直径为，MD251D251。L4B初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为32007，其主要参数为，MD35D62。取且MBT18L703204，经计算。43，。L87D587C）取安装大圆柱斜齿轮处的轴端直径，齿轮右端MD4065通过套筒定位，左端通过轴环定位，又已知轮毂长度，因此轴段长度取，由。MB52L6554确定轴环轴肩高度和宽度，经计算，因HB8207DH此取，取，H6MB4811MBL1542929因此轴环直径。MD465D其余轴段长度由减速器与中间轴确定，初步确定。43LML453）计算轴上载荷及校核轴的受力分析图如下图计算轴上载荷其中，ML8531L354621求垂直面内的支反力，0212LFLTT21TTTF代入数据计算得NFT1671NFT1927MLMTT8032求水平面内的支反力，2/4212DFLLFARR21RRF代入数据计算得3030NFR642081NFR972MLMR4611R095223合成弯矩MNTR7162MTR984轴的扭距T417550NM5校验低速轴，根据第三强度理论进行较核考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表154P373（，）32374590MDTBW14B5T40D33402MPAWTMCA452121CA9122由于，PA601PA6012所以轴是满足强度要求的。6、键连接的选择及校核计算1高速轴的键连接3131A高速轴的输入端与联轴器的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD2061（P106）得，因，故取键长。6HBL361ML28B小锥齿轮与高速轴的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD2761（P106）得，因，故取键长。78HBL43孔ML282中间轴的键连接A小斜齿轮与中间轴的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD3061（P106）得，因，故取键长。78HBL521ML40B大锥齿轮与中间轴的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD3061（P106）得，因，故取键长。78HBL2ML253低速轴的键连接A低速轴的输出端与联轴器的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD2561（P106）得，因，故取键长。78HBL41ML35B大斜齿轮与低速轴的键连接采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表MD061（P106）得，因，故取键长。812HBL56ML364键的强度校核上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因3232此根据“机械设计书”中式61（P106），其中，（A型）（B型）KLDTP31022HKBLLLL轴径键的工作长度键型转矩NM极限应力2022A11121685MPA高速轴2720A11121177MPA3032A41502470MPA中间轴3017A41504650MPA2535B1755011461MPA低速轴4024A175509141MPA由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力，因此上述键皆安全。MPAP120七、滚动轴承的选择及计算33331高速级轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33006。其主要参数，MD30D5290E1Y,，。10YKNCR24KR8查“机械设计书”中表135（P321）得当时，X04,YY。EFRA/当时，X1,Y0。R（1）计算轴承的受力A支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得NFTRR5741079132221TRR906822B附加轴向力（对滚动轴承而言）YFRD2/NYFRD41/574/1R629022C轴向外载荷A（2）计算各轴承的轴向受力经过分析，由于，因此轴承1被压紧，轴承212DADF被放松，可得实际轴向力NFADA69724621NFDA62（3）计算各轴承的当量载荷由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表136（P321得。21PF3434由于29065741/692/1EFRA因此NYXFPARP61871由于20/2ERA因此FFARP40260951（4）计算轴承寿命理论寿命HPCNLH7934851104796601310使用要求寿命HH13210由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。0HL2中间轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用圆锥滚子轴承33005。其主要参数，主要MD25D47290E1Y参数为，,，。10YKNCR3KR50查“机械设计书”中表135（P321）得当时，X04,YY。EFRA/当时，X1,Y0。R（1）计算轴承的受力A支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得3535NFTRR1250381695822211TRR44B附加轴向力（对滚动轴承而言）YFRD/NYFRD365812/1502/1R7934C轴向外载荷，A462FA013（2）计算各轴承的轴向受力经过分析，由于，因此轴承1被压紧，轴2134ADADF承4被放松，可得实际轴向力NFADA71856405972631N94（3）计算各轴承的当量载荷由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表136（P321得。21PF由于29054120/785/1EFRA因此NYXFPARP05781851由于3/269/4ERA因此FFARP2409251（4）计算轴承寿命理论寿命HPCNLH19234052783601601131使用要求寿命3636HLH96013201由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。H3低速轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为32007。其主要参数，MD35D62390E51Y,，。80YKNCR94KR40查“机械设计书”中表135（P321）得当时，X04,YY。EFRA/当时，X1,Y0。R（1）计算轴承的受力A支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得NFTRR897641642082121FTRR597922B附加轴向力（对滚动轴承而言）YFRD2/NYRD6451/8764/1FR0222C轴向外载荷A93（2）计算各轴承的轴向受力经过分析，由于，因此轴承2被压紧，轴ADF12承1被放松，可得实际轴向力3737NFADA97840153962412NFDA962541（3）计算各轴承的当量载荷由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表136（P321得。1PF由于39089764/25/1EFRA因此NYXFPARP87162541由于5/2ERA因此FFARP6923046402（4）计算轴承寿命理论寿命HPCNLH5180426923045616013130使用要求寿命HH913210由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。0HL八、联轴器的选择（一）电动机与减速器之间的联轴器选择因轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，此处选用弹性套柱销联轴器。根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为3838电动机，据此查“机械设计书”中表141（P351）得51AK根据“机械设计书”中式141（P351）MNTKACA1684523051转速IN/9R查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器3820/1JLT减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择因轴的转速较小，所受的载荷较大，轴向及径向的位移量不大根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为电动机，据此查“机械设计书”中表141（P351）得51AK根据“机械设计书”中式141（P351）MNTKACA258101705转速MIN/3R查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器4/1JLT九、润滑与密封一齿轮的润滑在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度V而定，经过前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为246M/S，低速级的齿轮圆周速度约为061M/S，可采用浸油润滑。（二）滚动轴承的润滑根据“机械设计书”中表1310（P332）中的DN值，选定滚动3939轴承的润滑方式为脂润滑。（三）密封方法的选取减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面等处。为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性。对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈油封的结构简单，价格便宜，安装方便，但与轴颈接触，对轴颈的磨损较严重，因而功耗大，寿命较短。至于轴承内侧的密封，采用挡油板密封，防止过多的机油进入轴承，破坏脂润滑的效果。十、减速器结构设计及附件的选择1箱体设计的主要尺寸及数据箱体的尺寸及数据如表111表111减速器形式及尺寸名称符号圆锥齿轮减速器单位MM机座壁厚81012D104040机盖壁厚185010机座凸缘厚度B115机盖凸缘厚度115机座底凸缘厚度25225地脚螺栓直径FD101D16地脚螺钉数目N66个轴承旁联接螺栓直径1DFD75012机盖与机座联接螺栓直径2F68联接螺栓的间距2DL150200150轴承端盖螺钉直径3DFD5048窥视孔盖螺钉直径4F6定位销直径D2807D6至外机壁距离、FD211C22、13、22至凸缘边缘距离、F211、20MIN2轴承旁凸台半径1R1818凸台高度H2323箱体内壁至轴承座端面距离1L8521C大齿轮顶圆与内机壁距离1115齿轮端面与内机壁距离202104141机盖、机座肋厚M、1185085轴承端盖外径2D3D轴承端盖凸缘厚度E21E8轴承旁联接螺栓距离SS注轴承旁联接螺栓距离应尽量靠近，以和互不干涉为准。1MD32箱体附