机械设计课程设计-带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器设计F=4250 V=1.3 D=305

1、班级编号： 华南理工大学广州学院汽车与交通工程学院机械设计课程设计说明书全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411行政班级 姓 名 学 号 指导教师 设计时间 编写说明1、 机械设计课程设计应包含以下内容：1） 设计任务书2） 目录3） 正文（分章、层次等，每章从新的一页开始）A） 电动机的选择及减速器相关性能参数的计算B） 带传动的设计计算C） 齿轮的设计计算D） 轴的设计计算E） 轴承、键和联轴器的选择F） 箱体主要结构尺寸计算G） 润滑、密封及附件的选择确定H） 设计小结I） 参考文献2、 说明书字数为60008000字。3、 格式要求：第一级标题：三号，宋体，加粗，左

2、右居中，上下空一行；第二级标题：小三号，宋体，加粗，居左，上下空一行；第三级标题：四号，宋体，加粗，居左，不空行；正文：小四号，宋体，行距为固定值20磅。段首行缩进2个汉字。数字和字母： Times New Roman体公式居中书写，采用公式编辑器编写，并标序号（1）、（2）。图 居中布置，并标图号和图名称，标注在图下方，如：图1 XXXXX 表居中布置，并标表号和表名称，标注在表上方，如：表1 XXXXX指导教师评语： 该生课程设计态度（认真/ 较认真 / 不认真）；表现（好 一般 较差）；(有 无)违纪现象发生； （是 否）独立完成；（是 否）完成课程设计任务要求； 设计方案（是 否）合理

3、； 计算（正确 基本正确 较多错误）； 设计 （是 否）符合规范要求； 说明书逻辑（是 否）合理；层次（是 否）清晰； 设计（是 否）体现一定创新能力； 设计图纸（是 否）（干净整洁 较干净整洁）（没有错误，有少量错误，有大量错误）成绩：指导教师签名：年 月 日机械设计课程设计任务书一、课程设计的题目带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器。二、设计内容根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计单级斜齿圆柱齿轮传动（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。传动图如图1所示。图1 传动图三、原始数据运输带拉力F=4250（N）运输带速度V=1

4、.3（m/s）滚筒直径 D=305（mm）四、设计条件1）工作条件：载荷有轻微冲击，单向旋转；齿轮使用寿命为10年（每年工作300天），两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时2）运输带速度误差：±5% 四、设计成果要求设计成果要求如表1所示。表1 设计成果要求序号内容要求提交作品1装配图 1张A1图纸电子版和打印版2零件图 2 张A3图纸3设计计算说明书1份电子版目录第一部分 系统总体方案设计11.1传动方案的特点11.2计算传动装置总效率1第二部分 电动机的选择及减速器相关性能参数计算22.1电机输出功率计算22.2电机的选择22.3 传动比的计算2第三部分 计算传动装置的运

5、动和动力参数3第四部分 V带的设计5第五部分 齿轮的设计6第六部分 传动轴的设计126.1 输入轴的设计126.2 输出轴的设计13第七部分 键连接的选择及校核计算157.1 输入键的选择及校核157.2输出键的选择及校核15第八部分 联轴器的选择16第九部分 轴承的选择及校核169.1 输入轴的轴承选择及校核169.2 输出轴的轴承选择及校核17第十部分 减速器的润滑和密封18第十一部分 减速器附件19第十二部分 箱体的主要结构尺寸20设计小结21参考文献22第一部分 系统总体方案设计1.1 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

6、.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V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。1.2 计算传动装置总效率1.选定各传动件的效率h1为V带的效率：0.96h2为轴承的效率：0.99,h3为齿轮啮合传动的效率：0.98,h4为联轴器的效率0.97,h5为卷筒轴的轴承的效率：0.98，h6为卷筒的效率：0.94。2. 总效率的计算 ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.992×0.98×0.97×0.98×0.94=0.83第二部分 电动机的选择及减速器相关性能参数计算2.1 电机输出功率的计算1.卷筒的工作

7、功率PWPw=F×V1000=4250×1.31000=5.53Kw2.电机的工作效率PdPd=Pwa=5.530.83=6.66Kw3.卷筒转速n2.2 电机的选择经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=35，则总传动比合理范围为ia=620，电动机转速的可选范围为nd = ia×n =4891630(r/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Y160L-6的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=970r/min，同步转速1000r/min。2.3

8、 传动比的确定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=nmn=97081.5= 11.92.分配传动装置传动比:ia=i0×i 式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:i=iai0=11.93=3.96第三部分 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速:输入轴：nI=nmi0=9703=323.3rmin输出轴：nII=nIi=323.33.96=81.6rmin卷筒轴：nIII= nII=81.6rmin2.各轴输入功率:输入轴：PI= Pd×1=6.

9、66×0.96=6.39Kw输出轴：PII= PI×2×3=6.39×0.99×0.98=6.19Kw卷筒轴：PIII= PII×2×4=6.19×0.99×0.97=5.94Kw3.则各轴的输出功率：输入轴：PI'= PI×2=6.39×0.99=6.32Kw输出轴：PII'= PII×2=6.19×0.99=6.12Kw工作机轴：PIII'= PIII×2=5.94×0.99=5.88Kw4.各轴输入转矩:电动机轴输出

10、转矩：Td=9550×Pdnm=9550×6.66970=65.57Nm输入轴：TI=9550×PInI=9550×6.39323.3=188.75Nm输出轴：TII=9550×PIInII=9550×6.1981.5=725.33Nm卷筒轴：TIII=9550×PIIInIII=9550×5.9481.5=696.03Nm4.各轴输出转矩为：输入轴：TI'= TI×2=188.75×0.99=186.86Nm输出轴：TII'= TII×2=725.33×0.

11、99=718.07Nm卷筒轴：TIII'= TIII×2=696.03×0.99=689.064Nm第四部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.1，故Pca= KAPd=1.1×6.66=7.30Kw2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图8-11选用B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8-7、图8-11和表8-9，取小带轮的基准直径dd1 = 125 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度v=dd1nm60×1000=×12

12、5×97060×1000=6.34ms 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=3×125=375mm 根据课本查表8-9，取标准值为dd2 = 400 mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式8-20，初定中心距a0 = 400 mm。 2）由课本公式，计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×400+2125+375+375-12524×400=1672mm 由表8-2选带的基准

13、长度Ld = 1760 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。aa0+Ld-Ld02=400+1760-16722=444mm 按课本公式8-24，中心距变化范围为418 497 mm。5.验算小带轮上的包角a11180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-400-125×57.3°444=144.6°>120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 125 mm和nm = 970r/min，查表8-4得P0 = 1.64 kW。 根据nm = 970 r/min，i0

14、= 3和B型带，查表8-5得DP0 = 0.30 kW。 查表8-6得Ka = 0.91，查表得KL = 0.94，于是Pr=P0+P0KKL=1.64+0.30×0.91×0.94=1.65Kw 2）计算V带的根数zz=PcaPr=7.301.65=4.3 取5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以F0=500×2.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.91×7.30.91×5×6.34+0.17×6.342=208.01N8.计算压轴力FP

15、Fp=2zF0 sin12=2×5×208.01×sin144.6°2=1981.6N9.主要设计结论选用B型带5根，带基准长度1760mm,带轮的基准直径分别为dd1=125mm,dd2=400mm,中心距a=417498mm,单根带的初拉力为F0=208.01N第五部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。（3）选小齿轮齿数Z1 = 24，大齿轮齿数Z2 = 24×3.96

16、 = 95.24取Z2= 96。（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d132KHtT1du+1uZEZHZH21）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=9.55×103P1n1=9.55×103×6.39323.3=1.88×105Nm选取齿宽系数d = 1。计算区域系数ZH。ZH=2cossin=2cos20°sin20°=2.5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。a1=arcco

17、sZ1cosZ1+2ha*=arccos24×cos20°24+2×1=29.84°a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos96×cos20°96+2×1=22.99° =12Z1tana1-tan'+Z2tana2-tan'=1224×tan29.84°-tan20°+119×tan22.99°-tan20°=1.72Z=4-3=4-1.723=0.871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sHl

18、im1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×323.3×10×2×8×300=9.31×108N2=N1i12=9.31×1083.96=2.35×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.93、KHN2 = 0.98。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.931=558MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.981=539MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力

19、，即H=H2=539MPa2）试算小齿轮分度圆直径d132KHtT1du+1uZEZHZH2=32×1.3×1.88×1051×3.96+13.96×2.5×189.8×0.8715392=71.12mm（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=×d1t×n160×1000=×71.12×323.360×1000=1.21ms齿宽bb=dd1t=1×71.12=71.12mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1

20、。根据v = 1.21 m/s、7级精度，由图查得动载系数KV = 1.2。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×1.88×10571.12=4.793×103NKAFt1b=1×4.793×10371.12=67.39N/mm< 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.324。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.2×1.2×1.324=1.9063）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1H=d1t

21、15;3KKt=71.12×31.9061.3=80.795mm及相应的齿轮模数mH=d1HZ1=80.79524=3.36mm3.按齿根弯曲疲劳强度计算（1）计算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYFbH 1） 确定公式中参数值试选KFt=1.3由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y= 0.25+0.75=0.25+0.751.72=0.686计算YFaYSaF由表10-5查的齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.19；应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.78由图10-20c查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500Mpa，Flim2=320

22、Mpa；由图10-18查的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.97, KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1= KFN1Flim1S=0.97×5001.4=346.42MpaF2= KFN2Flim2S=0.95×3201.4=217.14Mpa YFa1YSa1F1=2.65×1.58346.42=0.012YFa2YSa2F2=2.19×1.78217.14=0.017 大齿轮的YFa2YSa2F2比小齿轮的YFa1YSa1F1大，因此YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.017 2)试算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYFbH=3

23、2×1.3×1.88×105×0.6861×242×0.017=2.15(2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vd1=mtz1=2.15×24=51.6mmv=d1n160×1000=×51.6×323.360×1000=0.87m/s 齿宽bb=dd1=1×51.6=51.6mmh=2ha*+c*mt=2×1+0.25×2.15=4.84mm 宽高比b/hbh=51.64.84=10.66 （2）计算实际载荷系数KF 根据v=0.

24、87m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.0 由Ft1=2T1d1t=2×1.88×10551.6=7.28×103NKAT1b=1×7.28×10351.6=141.08N/m>100N/m由表10-3查的齿间载荷分配系数KF=1.0由表10-4查的KH=1.38,由图10-13查的KF=1.435KF=KAKVKFKF=1×1×1×1.435=1.435可按实际载荷系数算得齿轮模数mF=mt3KFKFt=2.15×31.4351.3=2.22mm小齿轮分度圆直径d1F=mFz1=2

25、.22×24=53.28mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mH和小齿轮分度圆直径d1H分别大于由齿根疲劳强度计算的模数mF和小齿轮分度圆直径d1F。由于齿轮模数的大小取决于齿根弯曲疲劳强度，齿轮直径的大小取决于齿面接触疲劳强度，可取由弯曲疲劳强度计算出的模数2.22mm，并就取整m=2.5mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=80.795mm，并算出小齿轮的齿数z1=d1m=80.7952.5=32.318取z1=33，大齿轮模数z2=uz1=3.96×33=1304.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d1=mz1=2.5×24=60mmd2=mz2

26、=2.5×130=325mm（2）计算中心距a=d1+d22=60+3252=192.5mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=1×60=60mmb1=b+510mm=6570mm取b1=65mm，b2=60mm5.强度校核（1）齿面校核 H=u+1u+2KHT1dd13ZZHZE=3.96+13.96+2×1.906×1.88×1051×603×0.871×2.5×189.8=519.79Mpa<H(2)齿根校核F1=2KT1YFa1YSa1Ydm3Z12=2×1.435×1.88&

27、#215;105×2.65×1.58×0.6861×2.53×332=91.031MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=2×1.435×1.88×105×2.19×1.78×0.6861×2.53×332=91.075MPaF26.设计结论齿数z1=33，z2=130，模数m=2.5mm，压力角=20°，中心距a=192.5mm，齿宽b1=65mm，b2=60mm，小齿轮选用40Cr调质处理，大齿轮选用45钢调质处理，7级精度。第六部分

28、传动轴的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 =6.39 KW n1 =323.3 r/min T1 = 188.75 Nm2.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 = 110，得：dmin=A0×3P1n1=110 ×36.39323.3=29.7mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 32 mm3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23

29、= 35 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 40 mm。大带轮宽度B = (z-1)×e+2×f=4×19+2×11.5=99 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 95 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 = 35 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T = 40×80×18 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取挡油环的宽

30、度为10，则l34 = l78 = 18+10= 28 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208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 = 65 mm，d56 = d1 = 60mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 40mm。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-15 =

31、16+8-15 = 9mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm6.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 =6.19 KW n2 = 81.5r/min T2 = 725.33 Nm2.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 = 110，得：dmin=A0×3P2n2=110 ×36.1981.5=46.5mm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

32、矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca=KAT2=1.5×725.33=1087.9Nm 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55 mm故取d12 =55 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm。 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 = 58mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm，为了保证轴端挡圈只压在

33、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 = 103 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 = 58 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6212，其尺寸为d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d67 =60 mm，取挡油环的宽度为10，则l67 = 22+10 = 32 mm右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h = 4.5mm，因此，取d56 = 69mm。3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d

34、45 = 75 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 60mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 58 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 = 24 mm，则l34 = T+s+2.5+2 =22+8+16+2.5+2 = 52.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 =

35、 11.5 mm。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1.键的选择：输入轴与带轮的连接采用平键连接，键的材料为45钢。根据轴的直径d=32mm，选取公称尺寸b×h=10×8，由L1=95mm，取键的长度l=90mm。2.校核键的连接强度；由表查的，键的许用挤压应力=100120Mpa，键的工作长度L=l-b=90-10=80mm，键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5×8=4mm。p=2000TKLd=2000×188.754×80×32=36.76Mpa<故此键强度合格7.2 输出轴键选择与校核1.键

36、的选择：输出轴与联轴器的连接采用平键连接，键的材料为45钢。根据轴的直径d=53mm，选取公称尺寸b×h=16×10，由L1=103mm，取键的长度l=100mm。2.校核键的连接强度；由表查的，键的许用挤压应力=100120Mpa，键的工作长度L=l-b=100-16=84mm，键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5×10=5mm。p=2000TKLd=2000×718.075×84×53=6.45Mpa<故此键强度合格第八部分 联轴器的选择1.计算载荷 由表查的KA=1.5Tca=KAT=1.5×725.33=

37、1087.9NM2.选择联轴器型号按照计算转矩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55 mm，Y型轴孔，轴孔长度 L = 107 mm。公称转矩T=1600 NM，许用转速n=2850r/min。Tca=1087.9NmT=1600Nmn2=81.6rminn=2850rmin故选用此联轴器合格。第九部分 轴承的选择根据条件，轴承预计寿命：Lh=10×2×8×300=48000h9.1 输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，由表查得径向动载荷系数X和轴向动载

38、荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以Ft=2T1d1=2×188.75×10360=6291.6NFr=Ft×tan=6291.6×tan20°=2289.9NP=XFr+YFa=1×2289.9+0×0=2289.9N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×360n1Lh106=1415.4×360×360×48000106=14326N3）选择轴承型号: 选择:6208轴承，Cr = 29.5 KN Lh=10660n1CP3=10660×323.329.5&#

39、215;10002289.93=1.1×105hLh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:因该轴承只受径向力，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:Ft=2T2d2=2×725.33×103325=4463.5NFr=Ft×tan=4463.5×tan20°=1624.6NP=XFr+YFa=1×1624.6+0×0=1624.6N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×360n2Lh106=1624.6&#

40、215;360×81.6×48000106=10025N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6212轴承，Cr = 47.8 KN，由课本式11-3有：Lh=10660n2CP3=10660×81.647.8×10001624.63=5.2×107hLh所以轴承预期寿命足够。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

41、，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 = 5.625mm10 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

42、圆周速度v =1.39 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。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

43、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1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。2.通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入3.油标（油尺）油