一级直齿输入联轴器输出链轮.doc

机械设计减速器设计说明书

系 别：
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职 称：

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 链传动和链轮的设计........14
第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................15
7.1 输入轴的设计...........................................16
7.2 输出轴的设计...........................................20
第八部分 键联接的选择及校核计算..................................25
8.1 输入轴键选择与校核........................26
8.2 输出轴键选择与校核......................................26
第九部分 轴承的选择及校核计算....................................26
9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................27
9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................27
第十部分 联轴器的选择..........................................28
第十一部分 减速器的润滑和密封....................................29
11.1 减速器的润滑...........................................29
11.2 减速器的密封...........................................30
第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................30
设计小结.......................................................32
参考文献.......................................................33

第一部分 设计任务书

一、初始数据
设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 3000 N，V = 1.2m/s，D = 200mm，设计年限（寿命）：8年，每天工作班制（9小时/班）：1班制，每年工作天数：240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. 齿轮传动的设计
6. 链传动和链轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计

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、链轮、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，将链传动设置在低速级。选择传动方案为电动机-一级直齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。
二. 计算传动装置总效率
ha=h1h22h3h4h5=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.858
h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮传动的效率,h4为链传动的效率,h5为工作机的效率。

第三部分 电动机的选择

3.1 电动机的选择
圆周速度v:
v=1.2m/s
工作机的功率pw:
pw= 3.6 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 4.2 KW
执行机构的转速为:
n = 114.6 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比i1=2~10，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~30，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6-60)×114.6 = 687.6~6876r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链轮、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/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
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
475×315
216×140
12mm
38×80
10×33
3.2 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=1440/114.6=12.57
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为链传动和减速器的传动比。为使链轮外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:
i=ia/i0=12.57/3=4.19

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 = 1440 r/min
输出轴：nII = nI/i = 1440/4.19 = 343.68 r/min
小链轮轴：nIII = nII = 343.68 r/min
（2)各轴输入功率:
输入轴：PI = Pd×h1 = 4.2×0.99 = 4.16 KW
输出轴：PII = PI×h2×h3 = 4.16×0.99×0.97 = 3.99 KW
小链轮轴：PIII = PII×h2 = 3.99×0.99 = 3.95 KW
则各轴的输出功率：
输入轴：PI' = PI×0.99 = 4.12 KW
输出轴：PII' = PII×0.99 = 3.95 KW
小链轮轴：PIII' = PII' = 3.95 KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴：TI = Td×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = = 27.85 Nm
所以：
输入轴：TI = Td×h1 = 27.85×0.99 = 27.57 Nm
输出轴：TII = TI×i×h2×h3 = 27.57×4.19×0.99×0.97 = 110.93 Nm
小链轮轴：TIII = TII×h2 = 110.93×0.99 = 109.82 Nm
输出转矩为：
输入轴：TI' = TI×0.99 = 27.29 Nm
输出轴：TII' = TII×0.99 = 109.82 Nm
小链轮轴：TIII' = TII' = 109.82 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 = 26，大齿轮齿数z2 = 26×4.19 = 108.94，取z2= 109。
（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。
①试选载荷系数KHt = 1.6。
②计算小齿轮传递的转矩
T1 = 27.57 N/m
③选取齿宽系数φd = 1。
④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。
端面压力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[26×cos20°/(26+2×1)] = 29.249°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[109×cos20°/(109+2×1)] = 22.67°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [26×(tan29.249°-tan20°)+109×(tan22.67°-tan20°)]/2π = 1.743
重合度系数：
Ze = = = 0.867
⑦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 = 60×1440×1×8×240×1×8 = 1.33×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.33×109/4.19 = 3.17×108
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = = 528 MPa
[sH]2 = = = 495 MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 495 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=
= 42.262 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
①圆周速度v
v = = = 3.18 m/s
②齿宽b
b = = = 42.262 mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v = 3.18 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.14。
③齿轮的圆周力
Ft1 = 2T1/d1t 2×1000×27.57/42.262 = 1304.718 N
KAFt1/b = 1×1304.718/42.262 = 30.87 N/mm < 100 N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。
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 = 1.451。
由此，得到实际载荷系数
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.14×1.2×1.451 = 1.985
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = = 42.262× = 45.411 mm
及相应的齿轮模数
mn = d1/z1 = 45.411/26 = 1.747 mm
模数取为标准值m = 2 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1 = z1m = 26×2 = 52 mm
d2 = z2m = 109×2 = 218 mm
（2）计算中心距
a = (d1+d2)/2 = (52+218)/2 = 135 mm
（3）计算齿轮宽度
b = φdd1 = 1×52 = 52 mm
取b2 = 52、b1 = 57。

4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [sF]
1）确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.743 = 0.68
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17
YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2
根据KHb = 1.451，结合b/h = 11.56查图得KFb = 1.421
则载荷系数为
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.14×1.2×1.421 = 1.944
④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 = 0.85、KFN2 = 0.86
取安全系数S=1.4，得
[sF]1 = = = 303.57 MPa
[sF]2 = = = 233.43 MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 =
= = 55.986 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 53.524 MPa ≤ [sF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1 = 26、z2 = 109，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，中心距a = 135 mm，齿宽b1 = 57 mm、b2 = 52 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m

2mm
2mm
齿数z

26
109
齿宽b

57mm
52mm
分度圆直径d

52mm
218mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×(ha+c)
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
56mm
222mm
齿根圆直径df
d-2×hf
47mm
213mm

第六部分 链传动和链轮的设计

1.选择链轮齿数
取小链轮齿轮z1 = ，大链轮的齿数为z2 = iz1 = 3×21 = 63 ≈ 63。
2.确定计算功率
由表查得工况系数KA = 1，由图查得主动链轮齿数系数KZ = 1.22，单排链，则计算功率为
Pca = KAKZP = 1×1.22×3.95 = 4.82 Kw
3.选择链条型号和节距
根据Pca = 4.82 Kw，n3 = 343.68 r/min，查图可选12A。查表链条节距为p = 19.05 mm。
4.计算链节数和中心距
初选中心距
a0 = (30~50)p = (30~50)×19.05 = 571.5~952.5 mm。取a0 = 800 mm
。相应的链长节数为
Lp0 = = = 127.05
取链长节数Lp = 127。
查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1 = 0.24685，则链传动的最大中心距为
amax = f1p[2Lp-(z1+z2)] = 0.24685×19.05×[2×127-(21+63)] = 799 mm
5.计算链速v，确定润滑方式
v = n3z1p/(60×1000) = 343.68×21×19.05/(60×1000) = 2.29 m/s
由v = 2.29 m/s和链号12A，查图可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
6.计算压轴力Fp
有效圆周力为：
Fe = 1000P/v = 1000×3.95/2.29 = 1725 N
链轮水平布置时的压轴力系数KFp = 1.15，则压轴力为：
Fp ≈ KFpFe = 1.15×1725 = 3500 N
7.主要设计结论
链条型号12A；链轮齿数z1 = 21，z2 = 63；链节数Lp = 127，中心距a = 800 mm。

第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1 输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 4.16 KW n1 = 1440 r/min T1 = 27.57 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 52 mm
则:
Ft = = = 1060.4 N
Fr = Ft×tana = 1060.4×tan20° = 385.7 N
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，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 16 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，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:
Tca = KAT1 = 1.3×27.57 = 35.8 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LT4型联轴器。半联轴器的孔径为20 mm故取d12 = 20 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38 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 = 25 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 30 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 38 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 = 36 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，而l34 = l78 = 16 mm。
轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此取d45 = d67 = 36 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 = 57 mm，d56 = d1 = 52 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Δ = 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 = Δ+s = 16+8 = 24 mm
l67 = Δ+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6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm
联轴器中点距左支点距离L1 = 38/2+50+16/2 = 77 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 57/2+16+24-16 = 60.5 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 57/2+24+16-16/2 = 60.5 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 530.2 N
FNH2 = = = 530.2 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 192.8 N
FNV2 = = 192.8 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 530.2×60.5 Nmm = 32077 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = 192.8×60.5 Nmm = 11664 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 192.8×60.5 Nmm = 11664 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 = = 34132 Nmm
M2 = = 34132 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
= 2.7 MPa≤[s-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T2
P2 = 3.99 KW n2 = 343.68 r/min T2 = 110.93 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2 = 218 mm
则:
Ft = = = 1017.7 N
Fr = Ft×tana = 1017.7×tan20° = 370.2 N
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，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得
dmin = A0× = 112× = 25.4 mm
输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 27 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）为了满足小链轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 32 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 37 mm，现取l12 = 40 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 32 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T = 35mm×72mm×17mm，故d34 = d67 = 35 mm；而l67 = 17 mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 42 mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 40 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 = 52 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 = 50 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Δ = 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 = 17 mm，则
l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 45.5 mm
l56 = s+Δ+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6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm
联轴器中点距左支点距离L1 = /2+50+17/2 = 58.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 52/2-2+45.5-17/2 = 61 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 52/2+26.5+17-17/2 = 61 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 508.8 N
FNH2 = = = 508.8 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -4993.2 N
FNV2 = = = 1863.4 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 508.8×61 Nmm = 31037 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FpL1 = 3500×58.5 Nmm = 204750 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -4993.2×61 Nmm = -304585 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1863.4×61 Nmm 113667 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 = = 306162 Nmm
M2 = = 117828 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
= 49 MPa≤[s-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：

第八部分 键联接的选择及校核计算

8.1 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：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接触长度:l' = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
8.2 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：b×h×l = 12mm×8mm×45mm，接触长度:l' = 45-12 = 33 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×33×32×120/1000 = 316.8 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
2）输出轴与小链轮处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×36mm，接触长度:l' = 36-8 = 28 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×28×27×120/1000 = 158.8 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。

第九部分 轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：
Lh = 8×1×8×240 = 15360 h
9.1 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 = 1×385.7+0× = 385.7 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 385.7× = 4239 N
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 1.5×106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
9.2 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 = 1×370.2+0× = 370.2 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 370.2× = 2523 N
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 1.58×107≥Lh
所以轴承预期寿命足够。

第十部分 联轴器的选择

1.载荷计算

公称转矩：
T = T1 = 27.57 Nm
由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：
Tca = KAT1 = 1.3×27.57 = 35.8 Nm
2.型号选择
选用LT4型联轴器，联轴器许用转矩为T = 63 Nm，许用最大转速为n = 5700 r/min，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm。
Tca = 35.8 Nm ≤ T = 63 Nm
n1 = 1440 r/min ≤ n = 5700 r/min
联轴器满足要求，故合用。

第十一部分 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 = 3.18 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。
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、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。

第十二部分 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
δ
0.025a+3=0.025×135+3=4.4
取8mm
箱盖壁厚
δ1
0.02a+3=0.02×135+3=3.7
取8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1=1.5×8=12
取12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ=1.5×8=12
取12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ=2.5×8=20
取20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=0.036×135+12=16.9
取M18
地脚螺钉数目
n
a≤250时，取n=4
取4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=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
l
150-200
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8mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
根据螺栓直径查表
取24、20、16
df、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

L1
C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)
取43
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
＞1.2δ=1.2×8=9.6
取12
齿轮端面与内箱壁距离
Δ
＞δ=8
取16
箱盖、箱座肋厚
m1、m
≈0.85δ=0.85×8=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，2013.05
[2] 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