机械设计减速器设计说明书--一级斜齿出入联轴器

南京工程学院机械设计减速器设计说明书目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 齿轮传动的设计.8第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.15 6.1 输入轴的设计.15 6.2 输出轴的设计.20第七部分 键联接的选择及校核计算.26 7.1 输入轴键选择与校核.26 7.2 输出轴键选择与校核.26第八部分 轴承的选择及校核计算.27 8.1 输入轴的轴承计算与校核.27 8.2 输出轴的轴承计算与校核.27第九部分 联轴器的选择.28 9.1 输入轴处联轴器.28 9.2 输出轴处联轴器.29第十部分 减速器的润滑和密封.29 10.1 减速器的润滑.29 10.2 减速器的密封.30第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.31设计小结.33参考文献.34第一部分 设计任务书一、初始数据 设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 3500N，n = 300r/m，D = 260mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计6. 键联接设计7. 轴承设计9. 联轴器设计10. 润滑密封设计11. 减速器附件及箱体主要结构尺寸第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、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：根据任务书要求，确定传动方案为电动机-斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。二. 计算传动装置总效率ha=h12h2h32h4=0.9820.970.9920.96=0.877h1为轴承的效率,h2为齿轮传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为工作机的效率。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择工作机的转速n:n=300r/min工作机的功率pw:pw= 14.29 KW电动机所需工作功率为:pd= 16.29 KW工作机的转速为:n = 300 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i=210，电动机转速的可选范围为nd = in = (210)300 = 6003000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y180M-4的三相异步电动机，额定功率为18.5KW,满载转速nm=1470r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG180mm67043027924115mm481101442.53.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 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:ia=nm/n=1470/300=4.9（2）分配传动装置传动比:ia= i则减速器传动比为:i = ia = 4.9第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm = 1470 r/min输出轴：nII = nI/i = 1470/4.9 = 300 r/min工作机轴：nIII = nII = 300 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pdh3 = 16.290.99 = 16.13 KW输出轴：PII = PIh1h2 = 16.130.980.97 = 15.33 KW工作机轴：PIII = PIIh1h3 = 15.330.980.99 = 14.87 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.98 = 15.81 KW输出轴：PII = PII0.98 = 15.02 KW工作机轴：PIII = PIII0.98 = 14.57 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI = Tdh3 电动机轴的输出转矩:Td = = 105.83 Nm 所以：输入轴：TI = Tdh3 = 105.830.99 = 104.77 Nm输出轴：TII = TIih1h2 = 104.774.90.980.97 = 488.01 Nm工作机轴：TIII = TIIh1h3 = 488.010.980.99 = 473.47 Nm 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.98 = 102.67 Nm输出轴：TII = TII0.98 = 478.25 Nm输出轴：TIII = TIII0.98 = 464 Nm第五部分 齿轮传动的设计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8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 27，大齿轮齿数z2 = 274.9 = 132.3，取z2= 133。（4）初选螺旋角b = 14。（5）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 = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 104.77 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos27cos20.561/(27+21cos14) = 29.138aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos133cos20.561/(133+21cos14) = 22.658端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 27(tan29.138-tan20.561)+133(tan22.658-tan20.561)/2 = 1.68轴向重合度：eb = dz1tanb/ = 127tan(14)/ = 2.143重合度系数：Ze = = = 0.626由式可得螺旋角系数Zb = = = 0.985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 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60147011025028 = 3.53109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.53109/4.9 = 7.2108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa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 = 489.5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 51.599 mm（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 = = = 3.97 m/s齿宽bb = = = 51.599 mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 3.97 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.14。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000104.77/51.599 = 4060.931 NKAFt1/b = 1.254060.931/51.599 = 98.38 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.346。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.141.41.346 = 2.6853）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 51.599 = 61.317 mm及相应的齿轮模数mn = d1cosb/z1 = 61.317cos14/27 = 2.204 mm模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a = = = 164.893 mm中心距圆整为a = 165 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角b = = = 14.148即：b = 14853（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 55.687 mmd2 = = = 274.312 mm（4）计算齿轮宽度b = sdd1 = 155.687 = 55.687 mm取b2 = 56 mm、b1 = 61 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1）确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1 = Z1/cos3b = 27/cos314.148 = 29.611ZV2 = Z2/cos3b = 133/cos314.148 = 145.862计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan14.148cos20.561) = 13.281当量齿轮重合度：eav = ea/cos2bb = 1.68/cos213.281= 1.774轴面重合度：eb = dz1tanb/ = 127tan14.148/ = 2.166重合度系数：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.774 = 0.673计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYb = 1-eb = 1-2.166 = 0.745由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4根据KHb = 1.346，结合b/h = 12.44查图得KFb = 1.316则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 1.251.141.41.316 = 2.625计算齿根弯曲疲劳许用应力sF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 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 184.096 MPa sF1sF2 = = = 175.763 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 27、z2 = 133，模数m = 2 mm，压力角a = 20，螺旋角b = 14.148= 14853，中心距a = 165 mm，齿宽b1 = 61 mm、b2 = 56 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z27133螺旋角左14853右14853齿宽b61mm56mm分度圆直径d55.687mm274.312mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha59.687mm278.312mm齿根圆直径dfd-2hf50.687mm269.312mm第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 16.13 KW n1 = 1470 r/min T1 = 104.77 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 55.687 mm 则:Ft = = = 3762.8 NFr = Ft = 3762.8 = 1412.3 NFa = Fttanb = 3762.8tan14.1480 = 948 N3.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，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 24.9 mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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Tca = KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KAT1 = 1.5104.77 = 157.2 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT6型联轴器。半联轴器的孔径为32 mm故取d12 = 32 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 38 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 42 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些，现取l12 = 58 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 38 mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT = 408019.75 mm，故d34 = d78 = 40 mm，而l34 = l78 = 19.75 mm。 轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 61 mm，d56 = d1 = 55.687 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则l45 = +s = 16+8 = 24 mml67 = +s = 24 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30208轴承查手册得a = 16.9 mm 联轴器中点距左支点距离L1 = 60/2+50+16.9 = 96.9 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 61/2+19.75+24-16.9 = 57.4 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 61/2+24+19.75-16.9 = 57.4 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1881.4 NFNH2 = = = 1881.4 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 936.1 NFNV2 = = = -476.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1881.457.4 Nmm = 107992 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 936.157.4 Nmm = 53732 NmmMV2 = FNV2L3 = -476.257.4 Nmm = -27334 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：M1 = = 120621 NmmM2 = = 111398 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 7.9 MPas-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：7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 15.33 KW n2 = 300 r/min T2 = 488.01 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 274.312 mm 则:Ft = = = 3558.1 NFr = Ft = 3558.1 = 1335.5 NFa = Fttanb = 3558.1tan14.148 = 896.4 N3.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，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 41.6 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KAT2 = 1.5488.01 = 732 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT9型联轴器。半联轴器的孔径为50 mm故取d12 = 50 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.根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要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 56 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 60 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 56 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为dDT = 60mm110mm23.75mm，故d34 = d67 = 60 mm；而l67 = 23.75 mm 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 65 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 56 mm，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l45 = 54 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 23.75 mm，则l34 = T+s+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mml56 = s+2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30212轴承查手册得a = 22.3 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 56/2-2+52.25-22.3 = 56 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 56/2+26.5+23.75-22.3 = 56 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1779 NFNH2 = = = 1779 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1765.5 NFNV2 = = = 430 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 177956 Nmm = 99624 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1765.556 Nmm = 98868 NmmMV2 = FNV2L3 = 43056 Nmm = 24080 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：M1 = = 140356 NmmM2 = = 102493 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-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：第七部分 键联接的选择及校核计算7.1 输入轴键选择与校核 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2584032120/1000 = 307.2 NmTT1，故键满足强度要求。7.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 18mm11mm50mm，接触长度:l = 50-18 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25113256120/1000 = 686.4 NmTT2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT2，故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028250 = 40000 h8.1 输入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 = 11412.3+0948 = 1412.3 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1412.3 = 16375 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30208轴承，Cr = 63 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.52106Lh所以轴承预期寿命足够。8.2 输出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 = 11335.5+0896.4 = 1335.5 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1335.5 = 9613 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30212轴承，Cr = 102 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.04108Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 联轴器的选择9.1 输入轴处联轴器1.载荷计算公称转矩：T = T1 = 104.77 Nm由表查得KA = 1.5，故得计算转矩为：Tca = KAT1 = 1.5104.77 = 157.2 Nm2.型号选择 选用LT6型联轴器，联轴器许用转矩为T = 250 Nm，许用最大转速为n = 3800 r/min，轴孔直径为32 mm，轴孔长度为60 mm。Tca = 157.2 Nm T = 250 Nmn1 = 1470 r/min n = 3800 r/min联轴器满足要求，故合用。9.2 输出轴处联轴器1.载荷计算公称转矩：T = T2 = 488.01 Nm由表查得KA = 1.5，故得计算转矩为：Tca = KAT2 = 1.5488.01 = 732 Nm2.型号选择 选用LT9型联轴器，联轴器许用转矩为T = 1000 Nm，许用最大转速为n = 2850 r/min，轴孔直径为50 mm，轴孔长度为84 mm。Tca = 732 Nm T = 1000 Nmn2 = 300 r/min n = 2850 r/min联轴器满足要求，故合用。第十部分 减速器的润滑和密封10.1 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100润滑油，粘度荐用值为81.5 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 = 3.97 m/s 2 m/s，所以采用油润滑。这是闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方法，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，然后通过适当的沟槽把油引入轴承中去。10.2 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、输入轴与轴承盖间，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。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十一部分 减速器附件及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=0.025165+3=5.1取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02165+3=4.3取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036165+12=17.9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=0.7518=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=1.28=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=0.858=6.8取7设计小结 这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.052 陈立德.机械设计课程设计指导书3 龚桂义.机械设计课程设计图册4 机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004