机械设计课程设计说明书1

1、目录一、题目1二、传动方案的拟定2三、电动机选择4四、传动比的分配5五、传动系统运动学和动力学参数计算6六、传动件的设计计算7七、轴的设计计算22八、轴承的选择计算37九、键联接的选择和校核42十、联轴器的选择45十一、减速器的润滑、密封46十二、减速器箱体设计47十三、设计总结49十四、参考文献511、 题目：卷扬机传动装置设计1.基本数据 设计参数如下表所示。数据编号qb-5运输带工作拉力f/n2000运输带工作速度v/(m/s)1.4卷筒直径d/mm340滚筒效率0.962.工作情况 ：两班制工作，连续单向运转，工作时有轻微冲击；3.工作环境 ：室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右

2、。4.工作年限10年，大修年限3年，每年300个工作日，每日工作16小时5.制作条件及生产批量: 专门小工厂制造；加工条件：小批量生产。6.部件：电动机，减速器，联轴器，钢丝绳，卷筒7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作；钢丝绳速度允许误差5%；两班制工作，3年大修，使用期限10年。8.设计工作量：1、减速器装配图1张(a1)； 2、零件图2张（a2）； 3、设计说明书一份。 2、 传动方案的拟定根据设计任务里预给定的参数（卷筒直径和牵引速度），结合一般原动机的转速（千转/min），可以估算出传动装置所需的传动比大致为70100，由此拟定出以下三种方案。方案一：电动机闭式三级圆

3、柱齿轮工作机（卷筒），示意图见下图。方案一示意图方案二：电动机闭式二级圆柱齿轮工作机（卷筒），其中高速级为直齿齿轮，低速级为直齿齿轮。示意图见下图。方案二示意图方案三：电动机蜗轮蜗杆闭式单级圆柱齿轮工作机（卷筒），示意图见下图。方案三示意图方案论证与定性比较方案一：该方案的传动部分为三级圆柱齿轮，其优点在于传动平稳、可靠，传动效率高、精度高，传递功率大，使用寿命长；不足之处其一是没有自锁性能，其二是结构不够紧凑，使减速箱箱体过于笨重。方案二：该方案用v带取代了方案一中最高速级的圆柱齿轮，从而缩小了齿轮箱的体积，此外，v带还具有传动较平稳，传动效率高，有一定过载保护作用等优点；其缺点在于带传动不

4、可避免的弹性滑动，由此会引起带传动圆周速度损失、传动效率降低以及引起带的磨损和温升，降低使用寿命等缺点。方案三：该方案用一对蜗轮蜗杆取代了方案一中高速级的两对圆柱齿轮，从而可以使传动结构更为紧凑，此外，还具有传动精度较高、使用寿命长、具有自锁功能等优点；而其最大的缺点在于蜗杆与蜗轮间相对滑动速度的存在，这会造成较大的摩擦效率损失以及不得不考虑的摩擦发热。综上，三种方案的优劣比较如表1。方案序号传动精度平稳性传动效率使用寿命箱体体积自锁性能一高高高长大无二较高较高高较长中无三较高一般较低较长小有表1.三种方案的对比经过综合比较，确定方案二（v带+二级圆柱齿轮）为最佳方案。3、 电动机选择所选最佳

5、方案示意图所选工作参数：f=4.1kn，v=1.0m/s，d=460mm。1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率pwpw = fv/1000=4100 1.0/1000 =4.1kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5、6，分别为弹性联轴器、带传动、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由表9-4 p6查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.98，4 = 0.99，5 = 0.99，6=0.

6、96，则传动装置的总效率为总=12324356= 0.99 x 0.98 x 0.982 x 0.993 x 0.99x0.96=0.86 4.1/0.86=4.77kw3.选择电动机转速推荐的传动副传动比合理范围 带传动 i带=24 联轴器传动 i联=1 两级减速器传动 i减=840(i齿=36)则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i带i联i齿1i齿2 i总=1（24）（840）=（16160）电动机转速的可选范围为nw=6010001.0/(3.14460)41.54r/minnd=i总nw=（840）nw=16nw160nw=664.646646.4r/min根据电动机所需功率和同步

7、转速，查机械设计手册(软件版)r2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步转速有3000r/min、1500r/min、1000。选用同步转速为1500r/min，选定电动机型号为y132s1-4，输出轴直径为38k5mm。4、 传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=1440/41.5434.67式中nm-电动机满载转速，1440 r/min; nw-工作机的转速，41.54r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i联i齿1i齿2 分配原则：（1） 取带传动传动比i带=2.7 （2） i齿=36 i齿1=（1.31.4）i齿2 减速器的总传动比为 i

8、 = i总/ （i联i带）=12.8 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为： i齿1 = = 4.08 低速级的传动比为： i齿2 = i/i齿1 =3.24 5、 传动系统运动学和动力学参数计算1.各轴转速计算 n0= nm =1440 r/min n= nm / （i联 i带）=480 r/min n= n / i齿1 = 480/3.88=123.71 r/minn= n / i齿2 =123.71/2.98=44.51r/min2.各轴输入功率 p0= pd=4.77kwp= pd1 = 4.77x0.99=4.722kw p= p234 =4.722x0.98x0.98x0.99=4.

9、490kwp= p34 =4.490x0.98x0.99=4.226kw3.各轴输入转矩t0 = 9550pd/n0 =9550x4.77/1440=31.634t = 9550p/n=9550x4.722/480=94.943t = 9550p/n = 9550x4.490/123.71=346.613t = 9550p/n = 9550x4.226/44.51=906.724表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩 0轴4.77144031.634 轴4.72248094.943 轴4.490123.71346.613轴4.22644.51906.7246、 传动件的设

10、计计算 渐开线直齿圆柱齿轮设计（1） 高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查设计手册卷扬机为一般工作机速度不高级82材料选择查设计手册小齿轮40cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮250hbs,大齿轮220hbs3选择齿数zz2=i齿1 z1z3=（2040）z4=i齿2z3z1=24z2=4.08x24 =97.92u1=98/24=4.08z3=24z4=3.24x24 =77.76u2=78/24=3.25个2498u14.08z324z478u23.25计 算 及 说 明主 要 结 果4. 按齿面接触疲劳强度设计 由于减速器

11、齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。按设计计算公式计算 （5-1）1)确定公式的各计算值（1）试选载荷系数（2）齿轮传递的转矩t = 9550p/n=9550x4.722/480=94.943（3）查设计手册选取齿系数（4）查设计手册得材料的弹性影响系数。 （5）查设计手册查得，小齿轮疲劳极限为：600 大齿轮疲劳极限为：550（6） 计算应力循环次数n1= 60njlh= 60480x1x(300x2x8x10x15%)= 2.07x108n2=2.07x107 /3.88=5.34x107 （7）查设计手册得接触疲劳寿命系数为：khn1 = 0.90khn

12、2 = 0.95，（8） 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数为s=1h1= =0.90x600/1=540 h2= =0.95x550/1=522.5 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：56.16mm （2）计算圆周速度1.41m/s （3）计算齿宽b = dd1t 56.16mm （4）计算模数与齿高之比模数： 2.34齿高：h = 2.25mnt =5.265b/h =56.16/5.265=10.667 （5）计算载荷系数 根据，1.41m/s，8级精度，查设计手册得，载荷系数为kv=1，因为是直齿轮，假设，查设计手册得，查设计手册得使用系数为ka=1.50（*

13、中等冲击），查设计手册，小齿轮7级精度，非对称布置时：由b/h= 10.667，kh=1.408，查设计手册得，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 d1=d1t=62.88mm (7) 计算模数m 62.88/24=2.620 3.按弯曲疲劳强度校核 弯曲强度的设计公式： 1）确定公式内的各参数值：由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：由设计手册查得弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，由机械设计手册得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查设计手册得：（6）计算齿形校正系数： 查设计手册得

14、（7）计算大、小齿轮并加以比较 ： 比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得： =2.09 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.620）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=2.09)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度得的分度圆直径d1=62.88mm，算出小齿轮齿数： =62.88/2 .5=25.15大齿轮齿数：z2 = z1i齿1 =25x4.08=1024、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： d1=2.

15、5x24=60mm d2=2.5x102=255mm2）计算中心距：= (24+102)2.5/2 =157.5mm3）计算齿轮宽度：b = dd1=60mm 圆整后取： b1 = 65mmb2 = 60mm5、验算：=2x9494.3/60n =316.48n=1x316.48/60n/mm = 5.27n/mm100n/mm故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式数值模 数m2.5压 力 角分 度 圆 直 径d160d2255齿 顶 圆 直 径65mm260mm齿 根 圆 直 径=53.75mm53.75mm =248.75mm248.75m

16、m中 心 距157.5齿 宽65607.齿轮结构设计由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表： 表：齿轮结构设计名称结构尺寸设计数值（单位：mm)轮毂处直径d1轮毂轴长度l倒角尺寸n齿根圆处厚度腹板最大直径d0板孔直径d0腹板厚度c8.高速级齿轮设计草图如下： 图 齿轮的结构设计低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40cr(调质），调质后硬度为250hbs，大齿轮选用45（调质），硬度为220hbs.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数=3.25x24=78，取=

17、782、按齿面接触强度设计： （5-15）1）确定公式内的各计算数值：试选载荷系数轴的转矩 t=346.613nm选取齿轮宽系数由设计手册查得材料弹性影响系数为由设计手册查得齿面的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数： n3=60n3jlh=60x123.71x16x300x1.5=5.344x107 n4 = n3/ i齿2 =5.344x107/3=1.78x107（7）由设计手册查得接触疲劳寿命系数, （8） 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数为s=1h3= =700x0.93/1651h4= 0.95x560/1532 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径：98.47mm（2）计

18、算圆周速度=3.14x98.47x123.71/60x1000=0.638m/s（3） 计算齿宽b = dd3t 98.47mm（4）计算模数模数：=98.47/24=4.10h=2.25mnt =9.225b/h=10.674（5）计算载荷系数由表10-2查得使用系数根据，v=0.638m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.06由表查得kh=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6x)+0.23x103x64.579=1.475由1图10-13查得kf=1.4 假定，由1p195表查得1.4故载荷系数 k=kakvkhkh=1x1.

19、06x1.4x1.475=2.1889 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径d3=d3t=105.15mm （5-18） (7) 计算模数m=105.15/24=4.383.按弯曲疲劳强度校核弯曲强度的设计公式： 1）确定公式内的各参数值： 由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：500 ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：380由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.920.97计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料1式（10-12）得：f3= =0.92x500/1.4=328.57f4= =0.97x380/1.4=263.29（4） 计算安全载荷系数：k=kakv

20、kfkf=1x1.06x1.4x1.4=2.0776（5）计算齿形系数：查资料1表105得yfa3=2.65yfa4=2.236（6）计算齿形校正系数： 查资料1表105得 ysa3=1.58ysa4=1.75+(1.77-1.75)(72-70)/(80-70)=1.754， 1）计算大、小齿轮并加以比较 ： =(2.65x1.58)/328.57=0.01274=2.236x1.754/263.29=0.014896结论：比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得：=3.34 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要

21、取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=3.5。按接触强度算得的分度圆直径d3= 105.15mm，算出小齿轮齿数： =105.15/3.5= 30.04取30，则大齿轮齿数：z4 = z3i齿2 =97.5 取z4 = 974、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： d3=30x3.5=105mmd4=97x3.5=339.5mm2）计算中心距：=(30+97)3.5/2=222.25mm3）计算齿轮宽度：b = dd3圆整后取：b3 =110mmb4 = 105mm5、验算：=2x346.6

22、13x103 /105 n = 6.002x103n=1x6.002x103 /105n/mm = 54.072n/mm100n/mm 故设计的尺寸合理。t=94.943600550n1=2.07x108n2=5.34x107khn1 = 0.90khn2 = 0.95h1=540 h2= 522.556.16mm b56.16mm=2.34 h =5.265 b/h= 10.667ka=1.50d1=62.88mmm=2.620 m2.5z1=25z2 = 102d1=60mmd2=255mma=157.5mmb1 = 65mmb2 = 60mm=78i齿2=3.25t=346.613nmn

23、3=5.344x107n4 =1.78x107h3=651h4532 98.47mmv=0.638m/sb =98.47mmmnt=4.10h=9.225b/h=10.6741.06kh=1.475kf=1.41.4k=2.1889d3=105.15mm=4.385003800.920.97f3=328.57f4=263.29k=2.0776yfa3=2.65yfa4=2.236ysa3=1.58ysa4=1.754=0.01274=0.014896m=3.530z4 = 97 d3=105mmd4=339.5mma=222.25mmb3 =110mmb4 = 105mm （三）直齿轮设计参数

24、表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮2.525102157.56055低速级直齿圆柱齿轮3.53097222.251101057、 轴的设计计算 减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查表15-1选择轴的材料为40cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=25.57mm再查 表15-3，a0=(112 97)考虑键：有一个键槽，d25.57（1+5）=26.85mm3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于轴的最小直径26.85,且考虑与带轮内孔标准直径配合30大带轮定位d2= d1+2（0

25、.070.1）d1=30+4.26=34.236考虑密封圈得d=3535考虑轴承d3 d2选用6206轴承从机械设计手册软件（r2.0）40考虑轴承定位4646考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大，选用齿轮轴，此时d5=d1a=6565d6d6（同一对轴承） 404选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚选1212地脚螺栓直径及数目ndf=0.036a+12a,考虑联轴器定位,并考虑与密封垫配合，取d=7070考虑与轴承公称直径配合 ，轴承代号：6015 da7575考虑到轴承定位，d48282考虑到齿轮定位, d5=9595考虑到与齿轮内孔

26、配合定位= 8080= （一对同型号轴承）75 4计算各轴段长度名称单位计算结果1045340601210245l（总长）l416l(支点距离)mml236四、校核i轴的强度齿轮的受力分析：齿轮1上的圆周力齿轮1上的经向力齿轮1上的轴向力3164.767=1151.881n01求支反力、绘弯矩、扭矩图轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。在xay平面上：ft1x174.5=2353164.767x174.5=235所以，=2350.008n =ft1=814.759n所以，c断面 =174.5=174.5x814.759=142.175x 在xaz平面上：fr1x174.5=x2351151

27、.881x174.5=x235 所以，=855.333n =fr1=296.548n所以，c断面 =x174.5=296.548x174.5=51.748x合成弯矩c断面 =151.300x=25.261mpa查表15-1得=70mpa,因为 , 所以d断面为危险截面。=42.74mpa查表15-1得=55mpa,因为,所以安全。六、校核轴的强度齿轮的受力分析：齿轮4上的圆周力齿轮4上的经向力齿轮4上的轴向力5333.671=1941.297n01求支反力、绘弯矩、扭矩图轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。在xay平面上：ft4x205=2365333.671x205=236所以，=463

28、3.062n =ft4=700.609n所以，c断面 =205=205x700.609=143.625x 在xaz平面上：fr4x205=x2361941.297x205=x236 所以，=1686.296n =fr4=255.001n所以，c断面 =x205=255.001x205=52.275x合成弯矩c断面 =152.842x=11.037mpa查表15-1得=55mpa,因为(1630010)h=48000h结论：所选的轴承满足寿命要求。二、轴承的选择和校核1轴轴承的选择查机械手册，选择轴轴承的一对6309轴承，校核轴承，减速器使用寿命为10年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，

29、查出和。cr=52800ncor=31800n3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、= =4247.27n=5073.38n（b）水平面支反力、=2723.422n=1309.90n（c）合成支反力、=5045.427n=5073.509n（5）计算轴承的当量载荷、由于fa=0查1表13-6取载荷系数 1.1p1fpfr1=1.15045.427=5549.97np2fpfr21.15073.509=5580.86n（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承p2计算，对球轴承去=3，查1表13-4取温度系数 1

30、，计算轴承工作寿命：=114088.6h(1630010)h=48000h结论：所选的轴承满足寿命要求。三、轴承的选择和校核1轴轴承的选择查机械手册，选择轴轴承的一对6015轴承，校核轴承，减速器使用寿命为10年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。cr=40200n，cor=33200n3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、= =700.609n=4633.062n（b）水平面支反力、=255.001n=1686.296n（c）合成支反力、=745.573n=4930.401n（5）计算轴承的当量载荷、由于fa=0查表13

31、-6取载荷系数 1p1fpfr1=1745.573=745.573np2fpfr214930.401=4930.401n（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承p2计算，对球轴承去=3，查1表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：=202965.7h(1630010)h=48000h结论：所选的轴承满足寿命要求。9、 键联接的选择和校核一、i轴齿轮键1键的选择 选用普通 圆头平键 a型,轴径d=30mm ,查1表6-1，得宽度b=8mm,高度h=7mm, 2键的校核 根据键的长度系列选键长l=50mm (查1表6-1)。 键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许

32、用挤压应力p=100120mpa, 取 p=100mpa. 键的工作长度 =50b=508=42mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm。由式16-1得p=所以所选用的平键强度足够。二、轴齿轮键（一）轴大齿轮键1键的选择 选用普通 圆头平键 a型,轴径d=48mm ,查1表6-1，得宽度b=14mm,高度h=9mm, 2键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 110mm ,根据键的长度系列选键长l=100mm (查1表6-1)。键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力p=100120mpa,取p=100mpa.键的工作长度 =lb=100

33、14=86mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm由式16-1得p=所以所选用的平键强度足够。（二）轴小齿轮键1键的选择 选用普通 圆头平键 a型,轴径d=48mm ,查1表6-1，得宽度b=14mm,高度h=9mm, 2键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 60mm ,根据键的长度系列选键长l=56mm (查1表6-1)。键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力p=100120mpa,取p=100mpa.键的工作长度 =56b=5614=42mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm由式16-1得p=所以所选用的平

34、键强度足够。3、 轴齿轮键（一）轴齿轮键1键的选择 选用普通 圆头平键 a型,轴径d=80mm ,查1表6-1，得宽度b=22mm,高度h=14mm, 2键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 105mm ,根据键的长度系列选键长l=90mm (查1表6-1)。键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力p=100120mpa,取p=100mpa.键的工作长度 =90b=9022=68mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.514=7mm由式16-1得p=所以所选用的平键强度足够。（二）轴联轴器键1键的选择 选用普通 圆头平键 a型,轴径d=60mm ,查1

35、表6-1，得宽度b=18mm,高度h=11mm, 2键的校核 根据键的长度系列选键长l=90mm (查1表6-1)。键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力p=100120mpa,取p=100mpa.键的工作长度 =90b=9018=72mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm由式16-1得p=所以所选用的平键强度足够。10、 联轴器的选择轴的联轴器:查表14-1由于转矩变化很小可取ka=1.31.331.634=41.1242n.m又由于电机的输出轴轴径为38mm查机械设计手册，选用弹性柱销联轴器:lxz2,其许用转矩n=1250n.m,许用最大转速为375

36、0r/min,轴孔直径为3038之间，由于电机的轴径固定为38mm,而由估算可得1轴的轴径为30mm。故联轴器合用。的联轴器:查表14-1由于转矩变化很小可取ka=1.31.3906.724=1178.74n.m查机械设计手册，选用弹性柱销联轴器:lxz4,其许用转矩n=2500n.m,许用最大转速为2430r/min, 轴径为6063之间,由估算可选两边的轴径为60mm.联轴器合用。11、 减速器的润滑、密封一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。2滚动轴承的润滑因为i轴ii轴iii轴滚动轴承采用油润滑，又因为齿轮圆周速度v2m/s,所以齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油

37、板把油从iii轴大齿轮边引到槽，从而达到润滑轴承目的。二、减速器密封1.轴外伸端密封i轴：与之组合的轴的直径是35mm，选d=35mm的毡圈油封ii轴：无需密封圈iii轴：与之配合的轴的直径是70mm，选d=70mm的毡圈油封2.箱体结合面的密封石棉橡胶纸12、 减速器箱体设计一、箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚0.03*213+39.3912箱盖壁厚12=0.85x12=10.212箱座凸缘厚度1.51218箱盖凸缘厚度1.51218箱座底凸缘厚度2.51230地脚螺栓直径0.036a+12=0.036x213+12=19.66822地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径0.7520=1516箱盖与箱座联接螺栓直径0.55x20=1112联接螺栓d2的间距150200150200178轴承端盖螺钉直径(0.4-0.5)df0.4x20=810定位销直径（0.70.8）1210、至外箱壁距离222018、至凸缘边缘距离2016轴承旁凸台半径82凸台高度作图得到h=44轴承座宽