减速器设计说明书(共32页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上目 录一、设计任务书1.1 初始数据设计带式运输机的传动装置，连续单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，运输带允许误差为5%。工作年限：8年，每天工作班制：1班制，每年工作天数：300天，每天工作小时数：8小时。三相交流电源,电压380/220V。运输带拉力F（N）1750运输带工作速度V（m/s）0.75卷筒直径D（mm）3001.2 设计步骤二、传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择Vdai传动和二级圆柱齿轮减速器。2.2 计算传动装置总效率Vdai效率：球轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对卷筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度7级）弹性联轴器：（1个）传动卷筒效率：电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率: （存在问题）三、电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率pw:Pw= 1750×0.75/1000=1.31KW电动机所需工作功率为:Pd= 1.31/0.842=1.56KW工作机的转速为:nw = 60×1000×0.75/(×300)=47.77 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i0=24，二级圆柱轮减速器传动比i=925，则总传动比合理范围为ia=18100，电动机转速的可选范围为nd = ia×nw = (18100)×47.77= 859.864777r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率为2.2,满载转速nm=1420r/min，同步转速1500。电动机主要外形尺寸：3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (一)确定传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为nm/nw1420/47.7729.73 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取0=2，则减速器的传动比为：=29.73/2=14.86 （二）分配减速器的各级传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为(14.86/1.4)1/2=3.26。从而高速级传动比为1.4×3.26=4.56。表4-1（传动比分配）总传动比电机满载转速高速轴-中速轴中速轴-低速轴卷筒转速14.861420r/min=4.56=3.2647.77r/min四、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速: 高速轴：n1 = nm/i0 =1420/2 = 710r/min 中速轴：n2 = n1/i12 =710/4.56 = 155.7r/min 低速轴：n3 = n3/i23= 155.7/3.26= 47.76r/min 工作机轴：n4 = n3 = 47.76r/min（2)各轴高速功率:高速轴：P1 = Pd×h1 = 1.56×0.96 = 1.5 KW中速轴：P2 = P1×h2×h3 = 1.5×0.99×0.98 =1.46KW 低速轴：P3 = P1×h2×h3 = 1.46×0.99×0.98 =1.42KW工作机轴：P4 = P3×h2×h4 = 1.42×0.99×0.99 =1.39KW(3)各轴高速转矩:高速轴：T1=9550×=9550×1.5/710=20.18N·m中速轴：T2=9550×=9550×1.46/155.7=89.55N·m 低速轴：T3=9550×=9550×1.42/47.76=283.94N·m 工作机轴：T4=9550×=9550×1.39/47.76=277.94N·m 轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(N·m)高速轴1.5 71020.18中速轴1.46155.7 89.55低速轴1.4247.76283.94卷筒轴1.3947.76277.94五、V带的设计1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×1.56 kW =1.72kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表取小带轮的基准直径dd1 =100mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度V=×100×1420/(60×1000)=7.43m/s 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2 = i0dd1 =2×100 = 200 mm 根据课本查表，取标准值为dd2 =200mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 400 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0 2×400+×（100+200）/2+(200-100)2/(4×400) 1277.25 mm 由表选带的基准长度Ld =1430mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400+ (1430 - 1277.25)/2 mm 476.38mm 按课本公式，中心距变化范围为454.93519.28 mm。5.验算小带轮上的包角1a1a1 1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（200- 100)×57.3°/476.38 167.97°> 120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 =100mm和nm =1420r/min，查表得P0 =0.67kW。 根据nm =1420r/min，i0 =2和A型带，查表得P0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0+P0)KaKL = (0.67+ 0.17)×0.95×0.99 kW =0.77kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr =1.72/0.77=2.22 取3根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = 500×（2.5-0.95）×1.72/(0.95×3×7.43)+0.105×7.432=70.93N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(1/2) = 2×3×70.93×sin(167.97/2) =423.2N9.主要设计结论带型A型根数3根小带轮基准直径dd1100mm大带轮基准直径dd2200mmV带中心距a476.38mm带基准长度Ld1430mm小带轮包角1167.97°带速7.43m/s单根V带初拉力F070.93N压轴力Fp423.2N六、 齿轮传动的设计6.1高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 =103，则齿数比（即实际传动比）为103/22=4.68与原要求仅(4.68-4.56)/4.56×100%=2.63%±5%故可以满足要求。（4）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1 = 9550×=9550×1.5/710=20.18 N/m选取齿宽系数d =1.136。由图查取区域系数ZH = 2.46。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×710×1×1×8×300×8 = 0.82×109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 0.82×109/4.68 = 1.8×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率为1%,安全系数S=1,得: sH1 = = =593MPasH2 = = =549MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 =549MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = 39.29mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = =×39.29×710/(60×1000) =1.46 m/s齿宽bb = =1.136×44= 49.98取50 mm （存在问题）2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。由图查得动载系数KV = 1.343。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1= 2×1000×20.18/44 = 917.27 N查表得齿间载荷分配系数KHa = 1。查表得齿向载荷分配系数KHb = 1.355。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 1×1.343×1×1.355 =1.823）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 39.29× =39.29×1.12=44mm及相应的齿轮模数m = d1/z1 = 44/22 = 2 mm 模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =z1×m=22×2=44 mm d2 = z2×m=103×2=206 mm（2）计算中心距a = =（22×103）×2/2= 125mm中心距圆整为a = 125 mm。（3）计算齿轮宽度 b = = 50 mm 取b1 = b2+(510)=56 mm、b2 = 50 mm。齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿宽小齿轮20°21254.69224456大齿轮103206504.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1） K、T、m、和d1同前齿宽b=b2=50mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 300 MPasF2 = = = 233.43 MPasF1 = =2×2.028×20.18×1000×2.11×1.85/(1.136×23×222)= 72.63MPa sF1sF2 = =2×2.028×20.18×1000×2.05×1.93/(1.136×23×222)=73.62MPa sF2 (存在问题)齿根弯曲疲劳强度满足要求。6.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。（3）选小齿轮齿数z3= 26，大齿轮齿数z4=87，则齿数比（即实际传动比）为87/26=3.35与原要求仅(3.35-3.26)/3.26×100%=2.76±5%故可以满足要求。（4）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T2 = 9550×=9550×1.46/155.7=89.55 N/m选取齿宽系数d =0.87。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×155.7×1×1×8×300×8 =0.18×109 大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u =0.18×109/3.35= 0.53×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。取失效概率为1%,安全系数S=1,得: sH1 = = =593MPasH2 = = =549MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 =549MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = 70.27mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = =×70.27×155.7/(60×1000) =0.57 m/s齿宽bb = =0.87×78=68 mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。由图查得动载系数KV = 1.344。齿轮的圆周力Ft2 = 2T2/d3= 2×1000×89.55/78 = 2296.15 N查表得齿间载荷分配系数KHa = 1。查表得齿向载荷分配系数KHb = 1.318。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 1×1.344×1×1.318 =1.7713）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3= = 70.27× =70.27×1.11=78mm及相应的齿轮模数m = d3/z3 = 78/26 = 3 mm 模数取为标准值m =3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3 =z1×m=26×3= 78 mmd4 = z2×m=87×3= 261mm（2）计算中心距a = =（26+87）×3/2= 169.5 mm中心距圆整为a = 169.5 mm。（3）计算齿轮宽度 b = = 68mm 取b3 = b4+(510)=76 mm、b4= 68 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF2） K、T、m、和d1同前齿宽b=b2=68mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 300 MPasF2 = = = 233.43 MPasF1 = =2×2.028×89.55×1000×2.11×1.85×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262)= 289.78MPa sF1sF2 = =2×2.028×89.55×1000×2.05×1.93×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262)= 224.18MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 高速轴的设计(1)确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr调质处理，按教材及轴的材质取A0=120，则得： 120×(1.5/710)1/3=15.39mm 由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，取d1=19mm。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 d1段直径和长度设计： 为了满足大带轮的轴向定位要求，d1轴段右端需制出一轴肩，故取d2段的直径d2 = 22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 19mm。大带轮宽度B = 40mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴端面上，故I段的长度比大带轮宽度B短一些，现取L1 =38mm，孔径d1=19mm。d2段直径和长度设计轴承靠轴肩轴向定位，按要求h>0.07d，取 h=1.5mm则 d2=22mm。箱体设计 时的箱体壁距凸台外测的距离L=11.5mm，垫圈厚度1=2mm，端盖厚度 2=13mm，伸进长度为32mm。所以L2=45mmd3段直径和长度设计 d3与d7段的结构尺寸相同，是轴承位置d3=25mm，d3段口装有深沟球轴承，由于该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用6305型号其尺寸为；D×P×d=62×17×25，轴段L3=23.5mmd4段直径和长度设计 由于该轴为齿轮轴设计，该段为过渡结构，则d4=32mm。L4 =83.5mm。d5段直径和长度设计小齿轮直径d5=48mm,L5=56mmd6段直径和长度设计d6段的结构为过渡尺寸，没有实际意义，只是为了和轴承配合的面加工的时候分开，这段到时因为还需要套筒定位，因此我们这段的尺寸定为32mm，长度为4mm。d7段直径和长度设计d7段直径和长度设计同d3，d7=25mm,L7=26mm。高速轴总长度为276mm。轴段名称1234567长度(mm)384523.583.556426直径(mm)192225324832257.2 中速轴的设计(1)确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为45钢调质，查教材以及结合轴的负荷取A0=118，则得 118×(1.46/155.7)1/3=30.14mm 由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，dmin=35mm(2)根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度 初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承，取35mm， 则可选择深沟球轴承6307，其尺寸 D×P×d=80×21×35。故 ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取，可取。 齿轮2的齿宽为76mm，则，齿轮3的齿宽为50mm，则可取，齿轮之间的距离c=4mm. 轴承的宽度为B=25mm，取齿轮距箱体内壁的距离，取轴承与箱体内壁距离，则，。 轴段名称12345长度(mm)347645037直径(mm)35374037357.3 低速轴的设计(1)确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为45钢调质，查教材以及结合轴的负荷取A0=120，则得 120×(1.42/47.76)1/3=37.18mm 考虑到轴要置装耻轴器会有键槽存在，放将估算直径加大3%5% ，dmin=42mm(2)结构设计d1段直径和长度设计由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩 Tca=KAT查书1表11则Tca=KAT=1.5×283.94=425.92N·m根据工作要求， 选用弹性柱销联轴器，型号为HL3半联轴器长度L=112mm（J型孔）与轴的配合段长度L1=112mm为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些，取L1=84mmd2段直径和长度设计由于联轴器左端需轴向定位，同时轴2段又是轴承位置，故h>0.07d1，取 h=2.5mm,则d2=45mm，L2=43mm。d3段直径和长度设计 d3段口装有轴承，轴承位置d3=45mm，由于该轴只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用深沟球轴承6209，其尺寸为；D×P×d=85×19×45，轴段L3=26mmd4段直径和长度设计 d4段为齿轮定位的轴肩位置，齿轮处的轴颈为51mm，按要求h>0.07d，取 h=2mm,则d4=51mm。L4 =62mmd5段直径和长度设计轴肩定位d5=59mm，L5 =5mm。d6段直径和长度设计 d6段为齿轮安装处的轴段，其直径大小为齿轮的孔的大小，齿轮的孔为47，因此此段轴的大小d4=47，其长度为齿轮的宽度，有计算出来的数据可以知道，齿轮的宽度为68mm 因此取L6=67mmd7段直径和长度设计d7段为轴承位置，大小和轴3段一样，直径为45mm， 选用深沟球轴承6209，由于有轴套，因此轴6段的长度L6=37mm所以低速轴的总长度为: L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 + L6=324mm综上可得轴的结构设计如下：图5-8（低速轴结构图）轴段1234567长度(mm)8443266256737直径(mm)42454551594745表5-3低速轴尺寸图（3）低速轴的受力分析及校核1）作轴的计算简图（见图a）: 轴的受力分析 低速级大齿轮所受的圆周力 =2×283.94×1000/261=2175.79N 低速级大齿轮所受的径向力2175.79×tg20°=791.92N 第一段轴的中点距左支点的距离L1= 94.5mm 齿宽中点距左支点距离L2= 117.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3= 60.5 mm2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： (2175.79×60.5)/(117.5+60.5)=739.52 N =2175.79-269.16=1906.63 N 垂直面支反力（见图d）：=(791.92×60.5)/(117.5+60.5)=269.16N269.16-791.92=-522.76N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： 739.52×117.5=86893.61 Nmm 截面C处的垂直弯矩： 269.16×117.5=31626.3 Nmm -522.76×60.5=-31627 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： (86893.612+31626.32)1/2=86893.97 Nmm (86893.612+-)1/2=92470.35 Nmm 作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取= 0.6，则有： =(86893.972+(0.6×283.94)2)1/2/(0.1×593) =ca39 MPa-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽 的影响）。轴的弯扭受力图如下：八、键联接的选择及校核计算8.1 高速轴键选择与校核 校核高速轴处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×70mm，接触长度:l' = 70-8 = 62 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×62×26×120/1000 = 338.5 Nm TT1，故键满足强度要求。8.2 低速轴键选择与校核1）低速轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×40mm，接触长度:l' = 40-18 = 22 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×22×50×120/1000 = 435.6 Nm TT2，故键满足强度要求。2）低速轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm TT2，故键满足强度要求。九、轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1×8×300×8= 19200h9.1 高速轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×467.1+0×312 = 467.1 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P 6983 N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6305轴承，Cr =22.2KN表9-1（轴承参数）轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)630525621722.2由教材有：Lh = = 2.37×105Lh所以轴承预期寿命足够。9.2 中速轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×864.1+0×683.2 = 864.1 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P= 8947 N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6307轴承，Cr = 33.2KN表9-2（轴承参数）轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)630735802133.2Lh = = 2.37×105Lh所以轴承预期寿命足够。9.3 低速轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×829.8+0×656.1 = 829.8 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 6490 N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5KN表9-3（轴承参数）轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620945851931.5Lh = = 2.37×105Lh所以轴承预期寿命足够。十、联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T = T2 = 89.55Nm由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：Tca = KAT2 = 1.3×89.55= 116.42 Nm2.型号选择 选用L0型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。Tca =116.42 Nm T = 710 N.mn2 = 155.7r/min n = 3000 r/min联轴器满足要求，故合用。十一、减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，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。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 1.63 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、高速轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。高速轴与轴承盖间v 3 m/s，低速轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1 附件的设计（1）油面指示器 用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。（2）通气器 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。（3）油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°2°，使油易于流出。（4）窥视孔和视孔盖 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。（5）定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。（6）盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。（7）螺栓及螺钉 用作安装连接用。12.2 箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025×140+3=6.5取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02×140+3=5.8取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.5×8=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.5×8=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.5×8=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036×140+12=17取M18地脚螺钉数目na250时，取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.75×18=13.5取M14盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取24、20、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取22、18、14轴承旁凸台半径R1=18取18凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)取43大齿轮顶圆与内箱壁距离11.2=1.2×8=9.6取12齿轮端面与内箱壁距离=8取16箱盖、箱座肋厚m1、m0.85=0.8