[论文]二级锥齿轮减速器设计说明书

减速器设计说明书目 录第一章 设计任务书1第二章 传动方案的拟定及说明1第三章 电动机的选择1第四章 计算传动装置的运动和动力参数1第五章 传动件设计计算1第六章 轴的设计计算1第七章 键连接的选择及校核计算1第八章 滚动轴承的选择及计算1第九章 联轴器的选择1第十章 润滑与密封1第十一章 减速器附件的选择1第十二章：设计小结1附录：参考资料目录1第一章 设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器一 总体布置简图图1二 工作情况：载荷轻微冲击、单向旋转、工作环境清洁三 原始数据运输带的有效拉力F（N）：9300N滚筒的直径D（mm）：350mm运输带速度V（m/s）：0.52510年双班生产规模：少批量四 设计内容1 电动机的选择与运动参数计算；2 齿轮传动设计计算3 轴的设计4 滚动轴承的选择5 键和连轴器的选择与校核；6 装配图、零件图的绘制7 设计计算说明书的编写第二章 传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：双级圆锥齿轮减速器。根据已知条件计算出工作机的滚筒转速为若选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，则可估算出传动装置的总的传动比i约为53或35，此处传动比较大，故按图1所示的传动方案进行设计。第三章 电动机的选择1.电动机类型和结构的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。 2.电动机容量的选择1） 工作机所需的有效功率为 PwFv/1000 =(93000.525/1000)kW=4.8825kW2） 电动机的输出功率 为了计算电动机的所需功率Pd,先要确定从电动机到工作机的总效率。设1、2、3、4、5、6分别为弹性联轴器、闭式圆柱齿轮传动（8级精度）、闭式圆锥齿轮传动（7级）、滚动轴承、开式圆柱齿轮传动、滚筒效率，由课程设计表2-2查得1=0.99, 2=0.97, 3=0.97, 4=0.99, 5=0.94，6=0.96。则传动装置总效率为122345560.7916电机所需功率为：PdPw/=6.618kW由表16-1选取电动机的额定功率为7.5kW。3.电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。4. 电动机型号的确定根据电动机所需功率和同步转速，查表16-1可知，电动机型号为Y160M-6和Y132M-4。根据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总的传动比列于下表中。电动机的数据机及总的传动比方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比轴外伸直径/mm轴外伸长度/mm1Y160M-67.5100097034.9421102Y132M-47.51500144052.363880由上表可知，方案2转速高、价格低、总传动比较大，同时因采用开式齿轮传动需较大的中心距，选用传动比较大的方案，故选用电机型号为Y132M-4。 第四章 计算传动装置的运动和动力参数1.传动装置的总传动比及其分配根据表2-3，取开式齿轮传动的传动比i3=5，则减速器的总传动比为i=52.36/ 5=10.47 取i=10.5，高速级锥齿轮传动比 i1=0.25i=0.2510.5=2.625圆整后取i1=2.5低级传动比为 i2=i/i1=10.5/2.5=4.2圆整后取i2=4则i= i1 i2=2.54=10则开式齿轮传动比 i=52.36/10=5.2362.各轴的转速计算：n1=nm=1440r/minn2= n1/ i1=(1440/2.5) r/min =576 r/minn3= n2/ i2=(576/4) r/min =144 r/minn4 =n3=144 r/min3.各轴的输入功率计算：P1=Pd1=6.106 kWP2= P123=5.803 kWP3= P223=5.573 kWP4= P331=5.462 kW4.各轴的输入转矩计算：T1=9550P1/ n1=40.495 NmT2=9550P2/ n2=96.213NmT3=9550P3/ n3=369.598 NmT4=9550P4/ n4=362.237 Nm各轴的运动及动力参数轴号转速（r/min）功率（kW）转矩（Nm）传动比114406.10640.4952.54125765.80396.21331445.573369.59841445.462362.237第五章 传动件设计计算(一)高速级齿轮的传动设计高速级齿轮设计条件：功率P1=6.106kW 主动轮转速：n1=1440r/min传动比：i1=2.5 转矩：T1=40495Nmm1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1） 材料及热处理按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS，具体选择如下：小齿轮：45钢，调质处理，硬度为230255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为190217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮齿面硬度为200HBS。2） 确定许用应力。 按齿面硬度查图3-16得，Hlim1=580MPa和Hlim2=550MPa；查图3-17得，Flim1=220MPa，Flim2=210 MPa。 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN,YN。 N1=60a1t=60114401030016=4.147109N2查图3-18得，ZN1=ZN2=1,查图3-19得YN1=YN2=1。 计算许用应力由表3-2取SHlim=1.4 ， SFlim=1.8HP1=Hlim1ZN1SHlim=58011.4MPa=414.29MpaHP2=Hlim2ZN2SHlim=55011.4Mpa=392.86MpaFP1=Flim1YN1YSTSFlim=220121.8Mpa=244.44MpaFP2=Flim2YN2YSTSFlim=210121.8Mpa=233.33Mpa2.分析失效形式，确定设计准则 由于设计是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动主要按齿面疲劳强度设计，确定其主要参数，再校核轮齿的弯曲疲劳强度。3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知小锥齿轮的名义转矩 T1=40495Nmm 选择齿轮类型 初估齿轮的圆周速度v7m/s,为直齿圆锥齿轮传动。选择齿轮传动精度 按估算的圆周速度，由课程设计表18-16初步选7级精度。初选参数。 z1=26，z2=z1i1=262.5=65，x1=x2=0，由表3-6取R=0.3。初算齿轮的主要尺寸。a）用式（3-22）计算d1 需首先确定系数看K、ZH、ZE、Z、Z。因电机驱动，载荷中等冲击，齿轮转速不搞，非对称布置，轴的刚性较小，由相关表可以查得KA=1.1， Kv=1.2， K=1.2， K=1， K=KAKvKK=1.584查图3-11得：ZH=2. 5，查表3-2得：ZE=189.8Mpa， HP= HP1=93.32mmm1=d1 /z1=3.589mm考虑到轮齿的弯曲强度，由表3-7取标准模数mn=4mm。分度圆直径 d1=m1Z1=104mmd2=m1Z2=260mmR=0.5d11+u2=214.4mm计算锥齿轮分度圆锥角：tan1=1i tan2=i1=21.8014=21485 2=68.1986=681155b)计算圆周速度： v=n1d160000=14403.1410460000=7.74m/s 与估计接近c)计算齿宽b2=b1=RR=0.3214.4=64.3265mm4.验算齿轮的弯曲疲劳强度zv1=z1/cos1=26/cos2148528zv2=z2/cos2=65/cos681155175查图3-14得YFa1=2.59；YFa2=2.10；查图3-15得YSa1=1.62，YSa2=1.97，F1=4KT1YFa1YSa1R(1-0.5R)2m131+i2=98.72MpaFP2F2=4KT1YFa2YSa2R(1-0.5R)2m231+i2=2.48MpaFP2 满足齿轮弯曲强度要求。5.结构设计大齿轮直径大于200mm，做成腹板式。小齿轮材料：45钢，调质，硬度为230HBS大齿轮：45钢，正火，硬度为200HBSHlim1=580MPaHlim2=550MPaFlim1=220MPaFlim2=210 MPaYN1=YN2=1ZN1=ZN2=1HP1=580MpaHP2=550MpaFP1=314MpaFP2=300Mpa7级精度z1=26z2=65KA=1.1Kv=1.2K=1.2K=1K=1.584ZH=2. 5ZE=189.8Mpa HP= HP1m1=4mmd1=104mmd2=260mmR=214.4mm1=214852=681155v=7.74m/sb1=65mmb2=65mmzv1=28zv2=175YFa1=2.59YFa2=2.10YSa1=1.62YSa2=1.97F1=98.72MpaF2=2.48MPa大齿轮：做成腹板式(二)低速级齿轮的传动设计低速级齿轮设计条件：功率P2=5.803kW 主动轮转速：n2=576r/min传动比：i2=4 转矩：T2=96213Nmm1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力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。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS，具体选择如下：小齿轮：45钢，调质处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮齿面硬度为200HBS。2）确定许用应力。 按齿面硬度查图3-16得，Hlim1=580MPa和Hlim2=550MPa；查图3-17得， Flim1=220MPa，Flim2=210MPa。 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN,YN。 N3=60a1t=6015761030016=1.659109N4查图3-18得，ZN3=ZN4=1,查图3-19得YN3=YN4=1。计算许用应力由表3-4取SHlim=1.2 ， SFlim=1.5HP3=Hlim3ZN3SHlim=58011.2MPa=483.33MPaHP4=Hlim4ZN4SHlim=55011.2MPa=458.33MPaFP3=Flim3YN3YSTSFlim=220121.5MPa=293.33MPaFP4=Flim4YN4YSTSFlim=210121.5MPa=280MPa2.分析失效形式，确定设计准则 由于设计师软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动主要按齿面疲劳强度设计，确定其主要参数，再校核轮齿的弯曲疲劳强度。3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知齿轮的名义转矩 T2=96213Nmm 选择齿轮类型 初估齿轮的圆周速度v3m/s,初步选用斜齿圆柱齿轮传动。选择齿轮传动精度 按估算的圆周速度，初步选8级精度。根据之前计算结构初步计算齿轮参数Ft1=2T1(1-0.5R)d1=916.176NFa2=-Fr1=-Ft1tancos=309.6N初选参数。 =12，z3=24，z4=z3i2=244 =96，x1=x2=0，d=0.9初算齿轮的主要尺寸。a）用式（3-16）计算d3 需首先确定系数看K、ZH、ZE、Z、Z。因电机驱动，载荷中等冲击，齿轮转速不搞，非对称布置，轴的刚性较小，由相关表可以查得KA=1.1， Kv=1.1， K=1.1， K=1.2， K=KAKvKK=1.5972查图3-11得：ZH=2. 45，查表3-2得：ZE=189.8Mpa，Z=0.8，Z=cos12=0.989， HP= HP3=65.034mm验算：令 Fa3=2T2d3tan=Fa2太小，取=10则 Fa3=2T2d3tan=519.57N Fa3-Fa2Fa ， 可选用=10斜齿轮mn=d3cos/z3=2.67mm考虑到轮齿的弯曲强度，取标准模数mn=3mm。中心距 a=mn2cosz3+z4=182.776mm圆整后取a=184mm。b）调整螺旋角=arccosmn2az3+z4=11.9687可见斜齿轮螺旋角接近12，使用斜齿轮与使用直齿轮轴上的受力相差无几，只是方向相反，可见使用斜齿轮不能减少轴向受力。为使加工方便，改选用8级精度直齿圆柱齿轮。4.重新确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知齿轮的名义转矩 T2=96213Nmm 选择齿轮类型 初估齿轮的圆周速度v3m/s，重新选用直齿圆柱齿轮传动。选择齿轮传动精度 按估算的圆周速度，初步选8级精度。初选参数。 z3=24，z4=z3i2=244 =96，x1=x2=0，d=0.9初算齿轮的主要尺寸。a）用式（3-16）计算d3 需首先确定系数看K、ZH、ZE、Z、Z。因电机驱动，载荷中等冲击，齿轮转速不搞，非对称布置，轴的刚性较小，由相关表可以查得KA=1.1， Kv=1.1， K=1.1， K=1.2， K=KAKvKK=1.5972查图3-11得：ZH=2. 45，查表3-2得：ZE=189.8Mpa，Z=0.8， HP= HP3=68.218mmm2=d3 /z3=2.84mm考虑到轮齿的弯曲强度，取标准模数m2=3mm。中心距 a=m2z3+z4=180mmb) 计算分度圆直径d3=m2z3=72mmd4=m2z4=288mmc) 计算圆周速度：v=n2d360000=5763.147260000=2.17m/s 与估计接近计算齿宽 大齿轮 b4=b=dd =1=64.8mm取b4=66mm 小齿轮 b1=b2+（510）mm=72mm4.验算齿轮的弯曲疲劳强度z1 =24，z2=96查图3-18得YFa3=2.68；YFa4=2.25；查图得YSa3=1.58，YSa4=1.77，Y=0.7F3=2KT2bd3m2YSa3YFa3Y=63.9MPaFP4F4=F3YSa4YFa4YSa3YFa3=60.1MPaFP4满足轮齿弯曲疲劳强度要求。5.结构设计大齿轮直径大于200mm，做成腹板式。小齿轮材料：45钢，调质，硬度为230HBS大齿轮：45钢，正火，硬度为200HBSHlim1=580MPaHlim2=550MPaFlim1=220MPaFlim2=210 MPaZN3=ZN4=1YN3=YN4=1HP3=483.3MpaHP4=458.3MpaFP3=293.3MpaFP4=280MpaT2=96213N8级精度z1=24z2=96x1=x2=0d=0.9KA=1.1Kv=1.1K=1.1K=1.2K=1.5972ZH=2.45ZE=189.8MPaZ=0.8 HP= HP1mn=3mma=180mmd3=72mmd4=288mm b1=85mmb2=90mmYFa3=2.68YFa4=2.25YSa3=1.58YSa4=1.77F1=63.9MpaF2=60.1MPa大齿轮：做成腹板式(三)外部传动零件开式齿轮传动开式齿轮设计条件：功率P4=5.462kW 主动轮转速：n4=144r/min传动比：i3=5.236 转矩：T4=362237Nmm1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力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QT600-3，正火处理，硬度为190270HBS。取硬度为250HBS 2）确定许用应力。 按齿面硬度查图3-16得，Hlim5=Hlim6=560MPa；查图3-17得， Flim5=Flim6=220MPa。 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN,YN。 N5=60a1t=6011441030016=4.147108N6查图3-18得，ZN5=1.1，ZN6=1.5，查图3-19得YN5=YN6=1。计算许用应力由表3-4取SHlim=1.1， SFlim=1.5HP5=Hlim5ZN5SHlim=5601.11.1MPa=560MPaHP6=Hlim6ZN6SHlim=5501.51.1MPa=763.64MPaFP3=FP4=Flim3YN3YSTSFlim=220121.5MPa=293.33MPa2.分析失效形式，确定设计准则 由于设计师软齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。因此，该齿轮传动主要按弯曲疲劳强度设计 3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知齿轮的名义转矩 T4=362237Nmm 选择齿轮类型 初估齿轮的圆周速度v3m/s，选用直齿圆柱齿轮传动。初选参数。 z5=24，z6=z5i3=5.23624 =125.664，取z6=126，则i3=5.25，x1=x2=0，d=0.3初算齿轮的主要尺寸。a）用式（3-10）计算d3 需首先确定系数看K、。因电机驱动，载荷中等冲击，齿轮转速不搞，非对称布置，轴的刚性较小，由相关表可以查得KA=1.1， Kv=1.05， K=1.2， K=1.2， K=KAKvKK=1.6632查图3-14得：YFa5=2.68、YFa6=2.18，查表3-15得：YSa5=1.58、YSa6=1.82、Y=0.7=4.1mm取标准模数m3=5mm。中心距 a=m3z5+z6=375mmb) 计算分度圆直径d5=m3z5=120mmd6=m3z6=630mmc) 计算圆周速度：v=n2d360000=1443.1412060000=0.95m/s计算齿宽 大齿轮 b6=b=dd =1120=36mm 小齿轮 b5=b6+（510）mm=42mm大小齿轮材料：QT600-3，正火处理，硬度250HBSHlim5=560MPaHlim6=560MPaFlim5=220MPaFlim6=220 MPaZN5=1.1ZN6=1.5YN5=YN6=1HP5=560MpaHP6=763.6MpaFP5=293.3MpaFP6=293.3MpaT4=362237Nmm z1=24z2=126x1=x2=0d=0.3KA=1.1Kv=1.05K=1.2K=1.2K=1.6632YFa3=2.68YFa4=2.18YSa3=1.58YSa4=1.82Y=0.7m3=5mma=375mmd5=120mmd6=630mm b1=36mmb2=42mm（注：此章所指的表均来自参考资料【2】）第六章 轴的设计计算（一）高速级轴图二 高速级轴的结构示意图1.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，由表6-1查得其许用应力-1b=60MPa。2.按扭转强度初步设计轴端直径。由表6-3查得C=118107,因转矩较小，C取大值，取C=118dminC3Pn=11836.1061440=19.1mm考虑到电机轴以及联轴器的选用（具体参考本文第九章），由于选用的是弹性套柱销TL6YC3882YC3882，所以取最小直径38mm。经计算，锥齿轮若有键槽，则其键槽底面到齿根的距离x过小，x=2.8mmS=1.4同理校核另一截面也满足，故该轴是安全的。-1b=60MPaRHA=608.56NRHB=364.18NRVA=1672.01NRVB=1000.57NWa=16.9cm3Wb=6.4cm3caa=21.12MPacab=21.13MPaa=8.0MPaa=5.12MPam=a=5.12MPa=0.2=0.1k=1.825k=1.625=0.94=0.81=0.76Sca=9.91第七章 键连接的选择及校核计算公称尺寸bh轴的公称直径（mm）键长度（mm）工作长度（mm）键类型转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴108387065C40.4958.20中间轴128403624A96.21350.11低速轴1811 58 5638A369.59860.981284010094C369.59849.15由于键采用静联接，冲击轻微，材料选用45钢，所以许用挤压应力，所以上述键皆安全。注：键连接极限应力计算公式：p=2Tdlkp第八章 滚动轴承的选择及计算（一）高速级轴：根据轴的直径和工作条件，选用角接触轴承7210C型图九 轴承受力简图已知高速级齿轮有：齿轮的分度圆直径：d=104mm 轴传递的转矩T： T=40495Nmm 齿轮的圆周力： Ft=2Tdm=2T(1-0.5R)d=916.176N齿轮的径向力：齿轮的轴向力：根据受力有：171Fr2=(171+70.5)Fr171Fr1=70.5Fr解得：Fr1=127.64N Fr2=437.24N计算轴向派生力（S=0.5Fr）：S1=0.5 Fr1=63.82NS2=0.5 Fr2=218.62NFA+ S2 S1Fa1= S1=63.82N； Fa2= S2 +FA=342.46N（1）求当量载荷P。查表12-5可得，7210C轴承的C0r=26.8kN，Cr=32.8kN；轻微冲击，取fP=1.2因Fa1C0r=63.8226800=0.0024，查表可得，e=0.36因Fa1Fr1=0.5e，查表得X1=0.44，Y1=1.53，故P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=184.57N因Fa2C0r=342.4626800=0.0128，查表可得，e=0.38因Fa2Fr2=0.78e，查表得X2=0.44，Y2=1.47，故P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=834.96N (2)计算轴承寿命Lh。 已知球轴承=3，因工作温度小于120，取ft=1。 满足寿命要求。Fr1=127.64NFr2=437.24NFa1=63.82NFa2=342.46NC0r=26.8kNCr=32.8kNfP=1.2P1=184.57NP2=834.96Nft=1满足寿命要求（二）中间轴：根据轴的直径和工作条件，选用深沟球轴承6306型图十 轴承受力简图（1）求当量载荷P。FA=309.6NFr1=111.12+1664.32=1668N Fr2=831.62+1924.52=2096.2N查表12-5可得，6306轴承的Cr=27kN，C0r=15.2kN；轻微冲击，取fP=1.1因FAC0r=309.615200=0.020，查表可得，e=0.21.因FAFr1=0.18e，故P1=fp Fr1=1834.8NP2=fp Fr2=2305.8N (2)计算轴承寿命Lh。 已知球轴承=3，因工作温度小于120，取ft=1。 满足寿命要求。FA=309.6NFr1=1668NFr2=2096.2NCr=27kNC0r=15.2kNfP=1.1P1=1834.8NP2=2305.8Nft=1满足寿命要求（二）低速级轴：根据轴的直径和工作条件，选用深沟球轴承6210型图十一 轴承受简图力（1）求当量载荷P。 Fr1=608.562+1672.012=1779.3N Fr2=364.182+1000.572=1064.8N查表12-5可得，6210轴承的C0r=19.8kN，Cr=27kN；轻微冲击，取fP=1.2P1=fpFr1=2135.2NP2=fpFr2=1277.7N (2)计算轴承寿命Lh。 已知球轴承=3，因工作温度小于120，取ft=1。（3）因转速较低，此处还需进行静强度计算查表得X0=0.6，Y0=0.5，S0=1.2P01= 0.6Fr，FrmaxFr=1779.3NC0r/P01=11.13S0=1.2 满足寿命要求。Fr1=1779.3NFr2=1064.8NC0r=19.8kNCr=27kNfP=1.2P1=2317.9NP2=1095.1Nft=1满足寿命要求第九章 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。 工作条件为轻微冲击，查表9-2取KA=1.3T=9550Pn=95507.51440=49.74NmTca=KAT=1.349.74=64.65Nmn=1440r/min查表13-5，选用TL6型弹性套柱销联轴器。其技术参数：许用转矩T=250Nm;许用转速nmax=3800r/min；孔径范围3242mm。结构参数：两半联轴器选用长圆柱形孔（Y型），C型键槽，电动机的输出端孔径为3880mm，减速器输入轴端孔径及长度为3880mm。该联轴器标记为：TL6YC3882YC3882 GB/T 4323-2002（二）减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择 选用弹性联轴器。 工作条件为轻微冲击，查表取KA=1.3T=362.237NmTca=KAT=1.3362.237=470.91Nmn=144r/min查表13-5，选用TL7型弹性联轴器。其技术参数：许用转矩T=500Nm;许用转速nmax=3600r/min；孔径范围4048mm。结构参数：主动端半联轴器选用长圆柱形孔（Y型），C型键槽，从动端半联轴器选用有沉孔的短圆柱形轴孔（J型），C型键槽，减速器的输出端孔径为40110mm，开始齿轮输入轴端孔径及长度为4090mm。该联轴器标记为：TL7YA40112JA40112 GB/T 4323-2002KA=1.3Tca=64.65Nmn=1440r/minTL6YC3882YC3882 GB/T 4323-2002KA=1.3Tca=470.91Nmn=144r/minTL7YA40112JA40112 GB/T 4323-2002第十章 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7.74m/s，低速级的齿轮圆周速度约为2.17m/s，可采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差14mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，高速级大齿轮离池底185mm，其齿宽65mm，大锥齿轮应至少浸油0.7个齿宽，故最低油面取111mm，润滑油选用L-CKC68，最小油量为9.30L。（二）滚动轴承的润滑因浸油齿轮的最大圆周速度为7.74m/s，故采用飞溅润滑，需开设油沟。装配图上已画出。（三）密封方法的选取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，对于透盖，因工作环境清洁，此处选用毡圈油封。浸油润滑最低油面取111mm润滑油选用L-CKC68最小油量为9.30L飞溅润滑，需开设油沟分箱上涂密封胶装纸封油垫毡圈油封第十一章 减速器附件的选择（一）窥视孔和视孔盖 作用：为了检查箱内齿轮啮合情况及注油；位置：为便于同时观察高、低速齿轮工作情况；由表14-4，同时考虑到减速箱的尺寸，选择的结构尺寸如下： ABA1B1CKR螺钉尺寸螺钉数目1501101801401651255M6168图十二 窥视孔和视孔盖（二）通气装置减速器在工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大，对减速器各部接缝面的密封很为不利，故常在箱顶部装有透气装置，使减速器内热胀的气体能自由逸出，保持箱内的压力正常，从而保证减速器各部分接缝面的密封性能。查表14-10，选用A型通气罩，其结构见装配图，结构尺寸如下表：(单位均为mm)dd1d2d3d4DhabcM181.5M331.58316404012716（三）起吊装置吊耳为了便于搬运减速器，在减速器及箱体、箱盖上铸出起吊耳环，按表14-13知箱体重量约2.6kg，选用2个M16吊环螺钉，主要尺寸如下： d=16mmd4=64mmD1 =34mmh =31mml=28mm起吊钩： B4=c1+c2=36mm H40.8 B4=29mm h40.5H4 r0.25B=9mm b=22=202为箱座厚，c1、c2为扳手空间。（四）油面指示装置油标由于减速器齿轮是采用浸油法润滑传动件的减速器，为了在加注润滑油或工作中比较方便地检查箱内油面的高度，确保箱内的油量适度，因此要在减速器的箱体的低速级传动件附近的箱壁上装有游标。游标不能装在高速级，因高速级齿轮的转速大于低速级，油的拌搅大，油面不稳定。油标的结构图如右图，结构尺寸见下表：dd3bDd1hcD1d2aM1266204284161210(五)放油孔和油塞放油孔设置在箱座底面最低处，以能将污油放尽。箱座底面常做成11.5倾斜面，在油孔附近应做成凹坑。螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹两种，此处选用圆柱细牙螺纹，需加封油垫片。螺塞直径可按减速器的箱座壁厚的22.5倍选取。螺塞尺寸和油封垫片的尺寸查表14-14和14-15，选取M201.5（六）起盖螺钉起盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为2个，直接与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取10mm；长度应大于箱盖凸缘厚度，取20mm，故螺钉为螺栓GB/T 5783 M1020。螺钉端部制成圆柱端，以免损坏螺纹和剖分面。（七）定位销两个定位销钉设在箱体连接凸缘上，相聚尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座能正确定位。此外，还要考虑到定位销拆装时不与其它零件相干涉。综合以上因素考虑，并结合表11-31，选取销钉为销GB/T117 A830。（八）轴承端盖因凸缘式端盖有便于调整和密封性好等优点，此处选用凸缘式端盖。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖又分为闷盖和透盖。各轴上的端盖参照表14-1进行选取。其结构示意图见参考资料【1】第133页，结果尺寸如下：轴类型Dmmd3mmd0mmd5mmD0mmD5mmD2mmemmb1mmhmmD4mmd1mmBmm透盖901011861158514012148804610闷盖7210117097681121214862-闷盖90101188115851401214880透盖4610注：此章所指表格均来自参考资料【1】第十二章：设计小结为期三周的课程设计写到这里基本就算是结束了，三周来紧张忙碌时少不了的，但更多的还是内心的满足感。早就听说了这学期有课程设计，没开始的时候很不以为然，觉得减速箱，只要条件已知，用三维软件很快就能搞定，而真正开始做起来的时候才发现完全不是那么一回事。设计减速器，开始只有寥寥无几个参数和条件，我们就在这三个星期的时间中从无到有，从最开始的不到两行字的几个条件最后竟然到了长达35页纸的总结报告，回头想想真是感慨万分，从那么少的条件竟然可以衍生出这么庞大的部件，这也不禁让我感慨机械设计的博大精深。在学机械设计之前，我参加过很多机械方面的比赛，参加过机械创新大赛，设计过一些机械机构。然后在学完机械设计做完这次课程设计之后，我才发现，以前的设计是多么简陋与幼稚，虽然自己认为做得还可以，但实际上很多设计是不符合机械设计规范的，这令我感到十分惭愧。而这三个星期的设计可谓是真正的设计，虽然它仅仅是比较基础的设计，但它让我真正触碰到了机械设计的大门。在减速箱的设计中，我们不断做着计算、绘图、校验这些工作，计算完了画图，画图出现问题后修改之前的计算并重新校验。不可否认，这些计算、绘图、校验的重复过程不断消磨我们的耐性，使我们感到厌烦，但