二级展开式直齿圆柱齿轮减速器

1、毕业设计任务书专业 机电一体化工程姓名邹联杰院（系） 系 电子信息工程系班级 机电一体化 09 级自 考专科 3 班1. 毕业设计（论文）题目：带式输送机的传动装置2. 题目背景和意义： 本次论文设计进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减 速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。综合运用机械设计、机械制 图、机械制造基础、金属材料和热处理、公差和技术测量、理论力学、材料力学、机 械原理。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并和生产实习相结 合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设 计和制造的能力。3. 设计的主要内容： 带式输送机传

2、动总体设计；带式输送机传动总体设计；主要传 动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺 装备；撰写设计论文；翻译外文资料等4. 设计的基本要求及进度安排（含起始时间、设计地点）：主要参：转距T=850N_m 滚筒直径D=380mm运输带工作转速 V=1.35m/s工作条件：送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，每天两班制工作，每 年按300个工作日计算，使用期限 10年。具体要求：主要传动机构设计；主要零、部件设计：设计一套主要件的工艺装备：撰 写设计论文；选一典型零件，设计其工艺流程；电动机电路电气控制；翻译外文资料5. 毕业设计（论文）的工作量要求：

3、设计论文一份1.0万1.2万字装配图1张A。，除标准件外的零件图9张 A3 设计天数： 四周指导教师签名：年月日学生签名：年月日系（教研室）主任审批：年月日带式运输机传动装置传动系统摘要本次论文设计的题目是“带式输送机传动装置的设计及制造”。进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、 零件图设计及主要零件的工艺、 工装设 计。本次的设计具体内容主要包括：带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计； 主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写开题报告；撰写毕业设计说明书；翻译外文资料等。对于即将毕业的学生来说，本次设计的最大成果就是：综合运用机械设计、机械

4、 制图、机械制造基础、金属材料和热处理、公差和技术测量、理论力学、材料力学、 机械原理、计算机使用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。 掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并和生产实习相结合，培养 分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力. 目录一、引言 1二、传动方案的拟定及说明22.1、组成 22.2、特点 22.3、确定传动方案 2三、电动机的选择 53.1、电动机类型选择 53.2、电动机功率选择 5、传动装置的总功率 5、电动机所需的工作功率 53.3、确定电动机转速 53.4、确定电动机型号 6四、计算总传动比

5、及分配各级的传动比 74.1、总传动比 74.2、分配各级传动比 7五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 75.1、计算各轴转速 75.2、计算各轴的功率 75.3、计算各轴的扭矩 8六、齿轮传动的设计计算 126.1、选择齿轮材料及精度等级和齿数 126.2、按齿面接触疲劳强度设计 126.3、确定齿轮传动主要参数及几何尺寸136.4、 校核齿根弯曲疲劳强度 146.5、 标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式表格 15七、轴的设计计算167.1、输入轴的设计计算 16、选择轴的材料，确定许用应力 16、估算轴的基本直径 16、轴的结构设计 177.2、输出轴的设计计算 21、选择轴的材料，确

6、定许用应力 22、估算轴的基本直径 22、轴的结构设计 23八。 减速器箱体结构九、键联接的选择及校核计算 319.1、输入轴和大带轮轮毂联接采用平键联接 319.2、输入轴和齿轮联接采用平键联接 319.3、 输出轴和齿轮2联接用平键联接 329.4、 输出轴和联轴器联接用平键联接 33十、联轴器的选择33十一、减速器箱体附件的选择说明 34、检查孔和视孔盖 34、通气器 34、轴承盖 34、定位销 3411.2、启盖螺钉 3511.3、油标 3511.4、放油孔及放油螺塞 3511.5、起吊装置 35十二、润滑和密封 36十三、电器电路图38设计总结 46致谢 47参考资料目录 48计算过

7、程及计算说明一、引言计算过程及说明国外减速器现状？齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着， 是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动 比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在 材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍 以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制 的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结 构上和本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、 大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿

8、命长的方向发展。因此，除了不断改进材 料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传 动原理的出现就是一例。减速器和电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生 产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。 在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期 研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则使用前景远大。二、传动方案拟定及说明要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度允许误差土 5%滚筒效率0. 96,每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁,每年按300 个工作日

9、计算，使用期限10年。2.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.2特点：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。2.3确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在高速级。 其传动 方案如下：1）外传动为V带传动2）减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器3）方案简图如下：斗一 s 二一3& 1J1I1k*附>护丄1该方案的优缺点：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构 较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、冈寸度差，中间轴承润滑较困难。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器 中使用最为广泛的机

10、构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。原始数据：输送带拉力F=2000N带速V=1.3m/s；滚筒直径D=180m。三、电动机选择1、电动机类型的选择:丫系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择:3、Fv 1000TV“窗m.15（1）传动装置的总功率：（查指导书附表 2.2 ）23=0.972 0.993 0.99=0.90(2)电机所需的工作功率:Pd=FV/1000n =3.53、确定电动机转速:计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=60X 1000X 1.35/ n X 380=67.89r/min按指导书P7表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱

11、齿轮传动一级减速器传动比范围i齿轮=34。故电动机转速的可选范围为 nd=i总Xn筒=(916) X 67.89=(610.961086.24)r/min，符合这一范围的同步转速有 750r/min、和1000r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1传动比方案动比方电动机额定功率电动机转速(r/min )传动装置的传动比案型号(Kvy同步、卄 +、，满载总传转速转速动比1Y160M1-8475072010.612Y132M1-44100096014.144、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和

12、减速器的传动比，可知方案1比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。 因此选定电动机型号为 丫132S-6,额定功率为Pd =4KW 满载转速n电动=960r/min 。电动机型号额定功率满载转速启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩丫132M-64KW1000r/mi n2.22.2四、计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i总=门电动/n筒=960/67.89=14.142、分配各级传动比（1）据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=35之间取4.22、 合理，为减少系统误差，）（2）/ i总勻齿轮x i带i 带=i 总/i 齿轮=14

13、.14/4.22=3.35五、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）二 n 电动=960r/min 川m =n |门 齿轮=960/4.22=227.49r/minnmr227.493.367.9r/min2、计算各轴的功率（KW）P=Fd x n 带=4X 0.99=3.96KWPi =P x n 齿轮轴承 x n 齿轮=3.96 x 0.99 x 0.97=3.8KWPii =Ri x n 齿轮轴承 x n 联轴器=3.8 x 0.99 x 0.97 =3.65KW3计算各轴扭矩（N mmT d = 9550 x Fd / n 电动=9550 x 4/960 =39.79N

14、 mmTi=9550x R/ n =9550x 3.96/960=39.39N mmTii =9550x Pi / ni| =9550x 3.8/227.49 =159.54N mmTiii =9550x Pii / n川=9550x 3.65/67.91=513.29N mm六、齿轮传动的设计计算1）选择齿轮材料及精度等级和齿数考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。 小齿轮选用45#钢，齿面硬度为230HBS大齿轮选用45#钢，正火，齿面硬度190HBS 根据表选7级精度。齿面精糙度RW 1.63.2卩m取小齿轮齿数 乙=25。则大齿轮齿 数：乙=i

15、 齿 Z1=4.2 x 25=105.52）按齿面接触疲劳强度设计221/3由课本 P147式（10-24） d1> 671 k（u+1）/ © du c hF】确定有关参数如下：传动比i齿=u=4.2由表10-12取© d=1转矩=9550X Pi/n i=9550X 3.96/960 =39393.75N载荷系数k由课本P144 取k=1.2许用接触应力(T hp由课本P150图10-33查得：(7 Hlim i=650Mpa7 Hlim2 =570Mpa7 hp=0.9 7 Hiimi=0.9 x 650Mpa=585Mpa7 hp2=0.9 7 Hlim2=0

16、.9 x 570Mpa=513Mpa取7 Hp=513Mpa故得：d1> 6712k(u+1)/ © du 7 hp|2】1/31/3mm22=671 x 1.2 x 39393.75 x (4.2+1)/0.9 x 4.2 x 5132=50.5mm3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=dZ 1=50.5/25=2.02mm根据课本P130表10-2取标准模数：m=2.5mm分度圆直径 d1=mZ=2.5 x 25=62.5mmd 2=mZ=2.5 x 106=265mm传动中心距a=m(Z 汁乙)/2=2.5(25+106)/2=163.75mmb i=b+4mm=

17、66.5mm验算齿轮圆周速度V 齿二 n dini/60 x 1000=3.14 x 62.5 x 960/60 x 1000=3.14m/s由表10-7选齿轮传动精度等级8级合宜4) 校核齿根弯曲疲劳强度由课本 P148式(10-26 )得(T F=(2k/dimb)YsiW c fi确定有关参数和系数许用弯曲应力c fp由课本P150图10-34查得：c Flim 1=357Mpac Flim2 =220Mpac F1= 0.7 c Flim1 =0.7 x 357Mpa=245Mpac F2= 0.7 c Flim2 =0.7 X 220Mpa=154Mpa复合齿形系数Yfs由P149图

18、10-32查得Y fs=4.4Y fs2=3.8计算两轮的许用弯曲应力c F1=(2kT 1/d 1mb)YFs1=(2x 1.2 x 39393.75)/(62.5 x 60.5 x 2.5 ) x 4.4Mpa=42.60Mpa v c fi(T F2= (2k/d imb)YFs2=(2X 1.2 X 39393.75)/(265 X 62.5 X 2.5 ) X 3.8Mpa=8.68Mpa v t F25）标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式如下表:一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮；8级精度;2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用3小齿轮材料：

19、40 Cr调质HBS=280接触疲劳强度极限CHlim750MPa （由图10-21d）弯曲疲劳强度极限CFE390MPa Mpa（由图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火HBS=240接触疲劳强度极限 6仆4 = 700 MPa （由图10-21C）弯曲疲劳强度极限CpE700MPa（由图10-20b）4初选小齿轮齿数按齿面接触强度设计Z3 = 30大齿轮齿数Z4=3.4d3t H 2.32(计算公式：'2心匸u 1 Ze；：d u l>Hmm（由式 10-21）1确定公式内的各计算参数数值初选载齿宽系数d =1 （由表10-7）材料的弹性影响系数 Ze二189.8 Mpa1

20、/2 计算应力循环次数82=60niHjL =60 269.16 （2 8 300 10）=7.75 10X 30=102kt =1.2(由表10-6)N27.75 1094.118= 1.89 10计算接触疲劳寿命系数Khn0.92Km".97 （由图10-19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%取安全系数S =1二hi=0.92 550 =506MPa二h】2=0.97 540 =523.8MP2计算(1)试算小齿轮分度圆直径dltd3t-Kt?ZeJ=81.53mm(2)计算圆周速度二 d3 n260 1000= 1.0ms(3)计算齿宽b及模数mtb = ddit =18

21、 3.05 = 83.05mm283.0530= 2.768h =2.25 2.768 =6.23mb/h=13.33(4)计算载荷系数K H - KA KV ' K ' Kh|-' 使用系数Ka 由表10-2根据电动机驱动得Ka二1动载系数Kv 由表10-8根据v=0. 807m/s 7级精度K1.07 直齿轮，Kh= K =1 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,K#: =1.431根据b/h=13.33 ,查图10-13得K=1.34，故载荷系数Kh =Ka Kv Kg，Kh0= 1 汉1.07 “ x 1.431 = 1.53(5)按实

22、际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d(1 53190.07mm .1.2(6)计算模数mZ190.0730=3.002按齿根弯曲强度设计min 由式(10-5)1确定计算参数计算载荷系数K =1.4338(2)弯曲疲劳系数Kfn 由图10-18得Kfn0.85K FN 2 = 0.92(3)计算弯曲疲劳许用应力“取弯曲疲劳安全系数S=1.3 由式(10-12)二fi 二二 F】2鱼上二 0.85 390 = 255MPa S1.3KFN2；FE2 0.92 370FN2 FE2262MPaS1.3(4)查取齿型系数YFa应力校正系数Ysa由表10-5得yFa1 =2.52YFa2 =2.18Y

23、sa1 =1.625Ysa2 =1.79YFa Ysa(5)计算大小齿轮的二F并加以比较3/52 倔58 “01605F255込=218 仃3 * * * * * 9 “01489二 f2262YFa1 YSa12丫$82比较 Gf1Cf2所以大齿轮的数值大，故取0.016052计算,2KTYfYsl 计dZ12 I 丹max21 30五几何尺寸计算1计算大小齿轮的分度圆直径di、d2d<j = m =31 3 =93mmmm d2 二 z2m = 106 3 = 318m mm2计算中心距d1d293 318二 205.5mm3计算齿轮宽度bb = ddr =1 93 =93mm_取

24、B 100mmB2 =93mm咼速级低速级齿数z1 =25z2 =106z3 28z4 = 94模数叶=2.5m2 = 3压力角a =20 ”齿顶咼系数*ha =1顶隙系数c* =0.25齿距p1 =7.85p2 = 9.42齿厚3 = 3.925mms2 = 4.71mm齿槽宽q = 3.925mme2 = 4.71mm齿根高hf1 =3.125mmhf2 =3.75齿顶咼hd =3mmhf2 =3.75分度圆直径d1 = 62.5mmd 265mmd3=84mmd3=84mm齿高0 =5.625mmh2 = 6.75mm基圆直径dd1 =58.75mm dd2 = 249.1mmdd3 =

25、 78.96mm dd4 = 265.08mm齿顶圆直径da1 = 67.5mm da2 = 270mmda3 = 90mmda4 = 288mm齿根圆直径df1 =56.25mm df2 =258.75mmdf 3= 76.5mm df4 = 274.5mm中心距印=163.75mma2 = 183mm七、轴的设计计算1)输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS 抗拉强度(T b=600Mpa 弯曲疲劳强度 c -i=255Mpa c-ib=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13

26、-1，并查表13-3，取A=118d> A (Pi/ n 1)1/3=118 (4/960)mm 1/3=19.12考虑有键槽，将直径增大 5%贝U d1=19.12 x (1+5%)mm=23.4mm由课本 P214表 13-4 选 d1=25mm3、轴的结构设1) 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩 定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和 大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带 轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2) 确定轴各段直径和

27、长度I 段：di=25mm 长度取决于安装位置，暂定Li=40mmII 段 d2=di+2h=25+2X 0.07di=25+2 X 0.07 X 25=28.5mm取标准值d2=30mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm宽度为16mm(转入输入轴轴承选择计算)考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为10mm.III 段直径 d3=cb+2h=30mm+X 0.07d 2=30mm+X 0.07 X 30mm=34.2mm取 d3=35mmL3=bi-2= (35-2) mm=33mmW段轴环直径 d4=da+2h=35+2X 0.07da=35+2X 0.

28、07 X 35mm=41.01mm取标准值d4=42mm长度和右面的套筒相同，即L4=10mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得 安装尺寸d2=30mm该段直径应取：d5=30mm因此将W段设计成阶梯形，右段直径为 30mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=72+ 32 + 20+ 16=140mm3）按弯矩复合进行强度计算 求分度圆直径：已知 di=62.5mm 求转矩：已知 Ti=39393.75N mm 求圆周力：FtFt=2/d 1=2X 39393.75/62.5=1260.48N 求径向力FrFr=Ft tan a =1260.48 X

29、 tan20°=353.7N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=70mm1）绘制轴受力简图（如图a）2）绘制水平面弯矩图轴承支反力：Frah= Frbh = Ft/2=1661N/2=830.5N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MCh=匚 g L/2=830.5N X RAH3）绘制垂直面弯矩图（如图c）=Fr/2=604.6N/2=302.3NF RAV F RBV由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MCv=L/2=302.3N X F RAV4) 绘制合成弯矩图(如图d)Mb=(MkH2+MlV2) 1/2=(57.3 =72900N.

30、mm/(0.1 X 36 )+21.2=156Mpa v (T -1 b) 1/2=61N.m5) 绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55 X( Pi/ni)X 10该轴的强度满足6) 按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3按脉动循环：a =0.62 21/2M ec=Mc + ( a T)2 2 1/2=61 + (0.6 X 66.435)校咳危险截面的强度3e=Mec/(0.1 X d3 )2)输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS 抗拉强度(T b=600Mpa 弯曲疲劳强度

31、c -i=255Mpa g=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=1101/3d>A (P n/ n n)=110X (2.77/138)1/3=110 X 0.27=31.1mm考虑有键槽，将直径增大5%则：d1=31.1mnX (1+5%)mm=32.6mm由课本 P214表 13-4 选 d1=34mm3、轴的结构设计1) 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩 定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和 大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

32、过两端轴承实现轴向定位。大带 轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2) 确定轴各段直径和长度I 段：di=34mm长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL6型丫型凸缘联轴器 Li=60mmII 段:d2=di+2h=34m陆2X0.07di=34mnfr 2X 0.07 x 34mm=38.76mm d2=40mm初选用6208型深沟球轴承，其内径为40mm宽度为18mm（转入输出轴轴承选择计 算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴i=L轴2）取套筒长为10mm.III段直径d3=d2+2h=40mn

33、ft 2 x 0.07d 2=40mm+X 0.07 x 40mm=45.6mm取 d3=48mmLa=b2-2=（70-2）mm =68mmW段直径d4=d3 + 2h=48mnfr 2 x 0.07d 2=48mm 2 x 0.07 x 48mm=54.72mm取 d4=60mm长度和右面的套筒相同，即L4=10mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得 安装尺寸d2=40mm该段直径应取：d5=40mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为 40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨度L=68+ 32+ 20+ 18=140mm3）按弯矩复合进行强度计算 求

34、分度圆直径：已知 d2=240mm 求转矩：已知 l=9550x PJ n n 求圆周力：FtFt=2T 2/d 2=2 x 191692N.mm/240mm=1597.4N 求径向力FrFr=Ft tan a =1597.4NX tan200=581.5N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=70mm1）绘制轴受力简图齿轮传动齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿 轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋 齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。在所有的机械传动中，齿轮传动使

35、用最广，可用来传递任意两轴之间的运 动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿 命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千 瓦；速度最高可达 300m/s ;齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮 需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。齿轮传动的类型很多。（1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型：<1>圆柱 <3>；<2>锥齿轮传动；<3>交错轴斜齿轮传动。（2）根据齿轮的工作条件，可分为：<1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。<

36、;2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不圭寸闭。<3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好， 灰沙不易进入，安装精确，齿轮传动有良好的工作条件，是使用最广泛的齿轮传动。齿轮传动的设计准则针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、 塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设 计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿 面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机 主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算 （参阅GB6413- 1986）。至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算， 但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。1、闭式齿轮传动由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但 对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮（如用20、20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均 为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体