二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化专业班级设计者：指导教师：目录一、设计数据及要求…………………31.1传动方案示意图…………31.2原始数据…………………31.3工作条件…………………3二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算……………42.1电动机的选择……………42.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配………52.3计算传动装置的运动和动力参数………5三、传动零件的设计计算……………73.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算…………73.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算………11四、轴的计算…………164.1输入轴（I轴)的设计………164.2中间轴（II轴）的设计……………………204.3输出轴（轴）的设计……………………24五、轴承的校核………………………285.1输入轴滚动轴承计算……………………285.2中间轴滚动轴承计算……………………295.3输出轴滚动轴承计算……………………30六、键联接的选择及校核计算………326.1输入轴键计算……………326.2中间轴键计算……………326.3输出轴键计算……………33七、联轴器的选择…………………34八、润滑与密封………………………34九、减速器附件………………………35十、设计小结…………38十一、参考文献……………………38一、设计数据及要求1.1传动方案示意图图1.传动方案简图1.2原始数据表1：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）10002.64001.3工作条件两班制，使用年限为10年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：（1）工作机所需功率=FV/1000=2.6KwF-工作机阻力v-工作机线速度(2)电动机输出功率考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.841-联轴器效率取0.99-滚动轴承传动效率取0.99-圆锥齿轮传动效率取0.95-圆柱齿轮传动效率取0.97-卷筒效率取0.96=/=3.092kw（3）确定电动机的额定功率因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为4kw3、确定电动机转速卷筒工作转速=60×1000V/πD=124.14r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为—=(10-25）=(1241.4—3103.52)r/min。F=1000NV=2.6m/s=2.6Kw=0.841=3.092kw=4kw=124.14r/min可见同步转速为1500r/min,3000r/min的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。选定电动机型号为Y112M-4其主要性能如下表：表2：电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-4414402.22.32.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比=1140/124.14=11.602、分配各级传动比对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般可取，最好使高速级锥齿轮的传动比，故取=3，=3.8662.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）＝=1440r/min＝=1440/3=480r/min

＝/=124.14r/min=124.14r/min2、各轴输入功率=3.061Kw=2.8789Kw选型电动机为Y112M-4=3=3.866=1440r/min=480r/min=53r/min=3.061=2.8789=2.76463、各轴转矩20505.97N.mm=20505.970.99=20300.9N.mm=57279.018N.mm212649.49N.mm208417.77N.mm将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min）14401440480124.14124.14功率（kw）3.0923.0612.87892.76462.7096转矩(N.mm)20505.9720300.951279.018212649.49208417.77传动比133.8661效率0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率=3.092kw(略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：=1440r/min,大齿轮的转速为=480r/min，传动比=3，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，工作有轻振。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制,齿形角，齿顶高系数，顶隙系数5，螺旋角，不变位。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）、选小齿轮齿数24，大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计公式： ≥（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限3）计算应力循环次数小齿轮：大齿轮：4）查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:计算试选，查得所以，1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得63.45mm计算圆周速度v计算载荷系数。根据v=，7级精度，由图10-8查得动载系数1.12；直齿轮，由表10-2查得使用系数故载荷系数2.625按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为计算模数m。3.按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度由图10-8取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得4）计算载荷系数=2.6255）节圆锥角6）当量齿数7）查取齿形系数。由表10-5查得；2.068）查取应力校正系数由表10-5查得；1.979）计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大。设计计算：代入公式计算得：综合分析：按弯曲强度得：，按接触强度算得：算出小齿轮齿数:大齿轮齿数：故齿数比这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.计算几何尺寸计算分度圆直径计算中心距计算节圆锥角计算锥距计算齿轮宽度圆整取3.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算已知输入功率为=2.8789kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为3.866，转矩为由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，工作有轻振。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88）（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）齿数,则大齿轮齿数初选螺旋角。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.6查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.433查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8查教材图表（图10-26）得=0.765=0.84=1.605由教材公式10-13计算应力循环次数：N=60nj=60×480×1×（2×8×300×10）=1382400000N=5.73×10/4.692=查教材10-19图得：K1.04,K=1.13查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa550Mpa由教材表10-7查得齿宽系数=1小齿轮传递的转矩=齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[]==1.04×650=676[]==1.13×550=621.5许用接触应力为设计计算按式计算小齿轮分度圆直径=计算圆周速度计算齿宽b及模数b==42.571mm=计算齿宽与高之比齿高h==2.25×1.8775=4.2245==10.077计算纵向重合度=0.318tanβ=0.318122tan=1.744计算载荷系数K系数=1.25，根据V=1.0699m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.07查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4由教材图表(表10-4）查得=1.424查教材图表（图10-13）得=1.35所以载荷系数=2.6625按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=计算模数=3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式≥设计确定公式内各计算数值计算载荷系数=2.575根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.88计算当量齿数查取齿形系数查教材图表（表10-5）=2.6476，=2.191查取应力校正系数查教材图表（表10-5）=1.5808，=1.77414查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa。查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.87K=0.91计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得[]=[]=计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大.设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=48.801来计算应有的齿数.计算齿数z=取z=24那么z=3.866×24=92.784取=934、几何尺寸计算计算中心距a===120.58按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=d=计算齿轮宽度=轴的设计计算4.1输入轴（I轴)的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩=3.061kw=1440r/min=20301N.mm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为则圆周力、径向力及轴向力的方向如图2图2、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化小，故取，则查《机械设计课程设计》表14-1，选Lx2型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.m，而电动机轴的直径为28mm，所以联轴器的孔径不能太小.故取=20mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图2）图3输入轴轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=60mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25mm62mm18.25mm所以而=18.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表12-430311型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=15mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=63mm。锥齿轮轮毂宽度为35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L606315651552d202325342523（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷（30305型的a=13mm。所以俩轴承间支点距离为81.5mm右轴承与齿轮间的距离为39.5mm表5、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M10632.49N.mm总弯矩扭矩T20301N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得，故安全。4.2中间轴（II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示:图4、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，，得中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 图5、间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表13.1查得30305型轴承的定位轴肩高度34mm，因此取套筒直径34mm。2）取安装齿轮的轴段30mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内壁的距离为，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离。则取综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L4233205065D2530403025(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30305型的支点距离a=13mm。所以轴承跨距分别为L1=45.5mm，L2=61.5mm。L3=77做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T=57279N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得故安全。4.3输出轴（轴）的设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩=2.77kw124.14r/min=212649.49N.Mm2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为而圆周力、径向力及轴向力的方向如图6所示图6、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取=1.5，则查《机械设计课程设计》表13-1选Lx2型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.M半联轴器的孔径，所以取28mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。4、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7）图7、输出轴轴上零件的装配(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故1段的长度应比略短些，现取。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程》表12-4查得30307型轴承的定位轴肩高度，因此取45mm。轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取57mm齿轮的轮毂直径取为40mm所以。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=40,故轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得表8、轴尺寸尺寸1234567L60606048155720D28323540454035（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30307型的支点距离a=16.8mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为。做出弯矩和扭矩图（见图6）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M88882.21总弯矩扭矩T212649.496、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得，故安全。轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25mm62mm18.25mm，轴向力，e=0.3Y=2;,X=1.1,Y=0;表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F计算轴承的基本额定寿命：>故合格5.2中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25mm62mm18.25mm，，轴向力e=0.3Y=2;,X=1.1,Y=0;表11、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则计算轴承的基本额定寿命：>故合格5.3输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸为,轴向力为e=3.1,Y=1.9;,X=1.1,Y=0;表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则计算轴承的基本额定寿命：>故合格六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度：故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度，联接的强度为:故单键即可。故合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。故合格。七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=62，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=62，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。润滑与密封8.1齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995）。当齿轮圆周速度时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。圆锥齿轮应浸入全齿宽，至少应浸入齿宽的一半。圆柱齿轮一般浸入油的深度不宜超过一个齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。8.2轴承的润滑与密封由于减速器内的浸油传动零件的圆周速度V<2m/s,所以轴承采用脂润滑，由于转速不高，所以选用矿物油润滑脂。装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3-2/3为宜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失，由于采用脂润滑，所以采用毡圈油封。输入轴处轴承由于圆周速度3m/s<V<5m/s,所以选择半粗羊毛毡圈油封，而输出轴处轴承圆周速度V<3m/s,故采用粗羊毛毡圈油封。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖8.3润滑油牌号及油量计算8.3.1润滑油牌号选择<由[3]P153表16-2>闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s<由[3]P153表16-1>选用N220工业齿轮油8.3.2油量计算以每传递1KW功率所需油量为350—700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700—1400。8.4减速器的密封箱盖和箱座的结合面处理干净，脱尘脱油后，涂上水玻璃或密封胶,以增强密封效果九、减速器箱体及其附件9.1箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，铸造箱体多用于批量生产。=2.7096小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS7级精度241.12=2.625小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS7级精度=1.6=2.433=189.8=0.765=0.84K1.04K=1.13650550=1m=2mmd=48.801mmz=24=93a=120.58=3.061kw=1440r/min=20301N.mm=30.45=20L=112=2.77=124.14=212649.49=1.59.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称公式数值箱座壁厚δ=0.025+3≥810箱盖壁厚δ1=0.02a+3≥810箱体凸缘厚度箱座b=1.5δ15箱盖b1=1.5δ15箱座底b2=2.5δ30加强肋厚箱座m≈0.85δ10箱盖m1≈0.85δ10地脚螺钉直径和数目df=0.