我的机械设计课程设计__单级圆柱齿轮减速器说明书.doc

机 械 设 计 基 础
课 程 设 计

学生姓名：
学 号：
年 级：2007级
专 业：高分子模具
院 （系）：材料科学与工程学院
指导教师：
时 间：2010年6月

目录
设计任务书……………………………………………………………………1
第一章 绪论
1.1设计目的……………………………………………………………3
1.2传动方案的分析与拟定……………………………………………3
第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择…………………………………………4
2.2 电动机选择…………………………………………………………4
2.3 确定电动机转速……………………………………………………4
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比………………………5
2.5动力运动参数计算…………………………………………………5
第三章 传动零件的设计计算
减速器外部零件的设计计算--普通V形带传动………………………7
第四章 齿轮的设计计算
4.1直齿圆柱齿轮………………………………………………………8
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触疲劳强度计算……………………………………8
4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算……………………………9
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定………………………………………9
4.3齿轮的结构设计……………………………………………………9
第五章 轴的设计计算
5.1输入轴的设计………………………………………………………11
5.2输出轴的设计………………………………………………………13
5.3轴强度的校核………………………………………………………16
第六章 轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核…………………………………………………17
6.2键的选择计算及校核………………………………………………18
6.3联轴器的选择………………………………………………………18
第七章 减速器润滑、密封
7.1润滑的选择确定……………………………………………………19
7.1.1润滑方式……………………………………………………19
7.1.2润滑油牌号及用量…………………………………………19
7.2 密封的选择确定……………………………………………………19
第八章 减速器附件的选择确定……………………………………19
第九章 箱体的主要结构尺寸计算…………………………………20
第十章 减速器的绘制与结构分析
10.1拆卸减速器…………………………………………………………21
10.2分析装配方案………………………………………………………21
10.3分析各零件作用、结构及类型……………………………………21
10.4减速器装配草图设计………………………………………………21
10.5完成减速器装配草图………………………………………………22
10.6减速器装配图绘制过程……………………………………………22
10.7完成装配图…………………………………………………………23
10.8零件图设计…………………………………………………………23
第十一章 设计总结………………………………………………………24
参考文献……………………………………………………………………

设计任务书
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
使用期限：10年。
生产批量：20台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。
动力来源：电力，三相交流380/220V
题目数据：

组号
1
运输带工作拉力F/（KN）
1.5
运输带速度V/（m/s）
1.1
卷筒直径D/(mm）
220
运输带允许速度误差为5%

设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸） 一张
2. 轴、齿轮零件图纸各一张（３号图纸） 两张
3. 设计说明书一分 一份

第一章 绪论
1.1 设计目的
（1）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课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。
1.2传动方案拟定
1、传动系统的作用及传动方案的特点：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
2、传动方案的分析与拟定
1、工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。
2、原始数据：滚筒圆周力F=1500N；
带速V=1.1m/s；
滚筒直径D=220mm；
3、方案拟定：
　　　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组
合，即可满足传动比要求，同时由于
带传动具有良好的缓冲，吸振性能，
适应大起动转矩工况要求，结构简单，
成本低，使用维护方便。

图1 带式输送机传动系统简图
计 算 及 说 明
结果
第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择
本减速器设计为水平剖分，选用Y系列三相异步电动机，封闭卧式结构。
2.2 电动机选择
（一）工作机的功率Pw
=FV/1000=15000×1.1/1000=1.65kw
（二）总效率
==0.96×0.98×0.99×0.995²=0.91
（三）所需电动机功率

查《机械零件设计手册》得 Ped = 3 kw
2.3 确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒=60×1000·V/（π·D）=95.54 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ７表2--3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比=3~6范围。取Ｖ带传动比。则总传动比理论范围为： =6~24。
故电动机转速的可选范为
=×=573.24～1910.8 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：
方案
电 动 机型 号
额 定 功 率
电动机转速(r/min)
同 步
满 载
1
Y100L-4
3kw
1000
1420
2
Y132S-6
3kw
1500
960
3
Y132M-8
3kw
3000
710

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132S-6，=960 r/min。
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比
1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为：
=/=960/95.54=10.05

2、分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各传动比的乘积 =
取=2.5（普通V带 i=2～4）
因为：　=
所以：　＝／＝10.05/2.5＝4.02
2.5 动力运动参数计算
（一）转速n
==960
=/=/=960/2.5=384（r/min） =/=384/4.02=95.52（r/min）
==95.52（r/min）

（二）功率P

Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
卷筒轴

（三）转矩T

电动机额定功率
Ped = 3 kw

选定电动机型号为Y132S-6

=4.02

=384（r/min）
=95.52（r/min）
=95.52（r/min）

计 算 及 说 明
结果
(N﹒m)
Ⅰ轴
Ⅱ轴 (N﹒m)
卷筒轴(N﹒m)
将上述数据列表如下：

轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i
0
1.81
960
18
2.5
1
1.72
384
42.78
2
1.68
95.52
167.96
4.02
3
1.65
95.52
164.97
1

T0=18
(N﹒m)
T1=42.78
(N﹒m)
T2=167.96
(N﹒m)
T3=164.97
(N﹒m)

计 算 及 说 明
结果
第三章 传动零件的设计计算
减速器外部零件的设计计算----普通V形带传动
设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向
1、选择带的型号：
查表6－4得, 则计算功率为
PC=KA·P=1×3= 3KW
根据、查表和图6－8，选取A型带。
2、确定带轮基准直径、验算带速
查资料表6－5，6－6，选取
带速带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×112×960/1000×60=5.63m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
大带轮基准直径d2=n1/n2×d1=2.5×112=280mm
3、确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（112+280）≤a0≤2×（112+280）
274.4mm≤a0≤784mm
初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（112+280）/2+（280-112）2/(4×500)
=1629.55 mm
查6－2表，按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际
中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm
4、验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a=160.16>120 小轮包角合适
5、确定带的根数
由式确定V带根数，
查6－3表得＝1.18kW，查6－7表得＝0.11kW
查6－2表得＝0.99，＝0.89
则 Z=PC/（(P0+△P0)·=2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
= 2.47 故要取3根A型V带

选A型带

d1=112mm
d2=280mm

带中心距a =485.23mm

小轮包角合适

选3根V带
计 算 及 说 明
结果
第四章 齿轮的设计计算
4.1直齿圆柱齿轮
按输入的转速384 r/min，传动比4.02计算，传动功率1.72kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。
（1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级
因载荷平稳，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为220HBS。
齿轮精度初选8级

（2） 初选齿数和齿宽系数。
Z1=25 Z2=Z1·i1=25×4.02=100 取ψd=1
滑动率及修正：ε=1- （d2）/d2=0%
带实际传动比：i'=d2/d1（1-ε）=2.5
从动轮转速：'=/ i'=384
修正后齿轮传动比：i=100/250=4
输入转矩为42.78 N·m
传动比误差：Δ=（4.02-4）/4=0.5% 符合误差要求

4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按齿面接触疲劳强度计算
小齿轮的转矩为42.78 N·m
确定各参数值：
1.载荷系数 因K取值在1.2--2.4之间，由于载荷平稳，
取K=1.5
2.许用应力：σHlim1=700MPa σHlim2=560Mpa
σFlim1=570MPa σFlim2=440Mpa
按一般可靠要求取安全系数为SF=1.25 SF=1， 则许用接触应力[σH1] =σHlim1/SF=700/1=700 MPa
[σH2] =σHlim2/SF=570/1=560 MPa
许用齿根弯曲应力[σF1] =σFlim1/SF=456MPa
[σF2] =σFlim2/SF==352MPa
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa [σF]=352MPa

3.计算小齿轮分度圆直径
齿数比=100/25=4

小齿轮为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS
大齿轮为45号钢正火，齿面硬度为220HBS

Z1=25
Z2=100

=2.5
=4

［σH］=560Mpa [σF]
=352MPa

=4
计 算 及 说 明
结果
d1≥76.6
将数值带入上述公式可知： d1≥48.62mm

4.确定模数和齿宽
m=d1/Z1=48.62/25=1.94 取标准模数值 m=2

4.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算
校核
式中：
a) 小轮分度圆直径d1=m·Z=2×25=50mm
b) 齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0×50=50mm
c) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.63 Ysa1=1.59
YFa2=2.19 Ysa2=1.80
将数据带入公式得：
σF1=107.34MPa σF2=101.19MPa
由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求

4.2.3齿轮几何尺寸的确定
分度圆直径：d1=50mm d2=m·Z2=2×100=200mm
齿顶圆直径:da1= d1+2ha1m=54mm
da2=d2+2ha1m=204mm
齿根圆直径: df1= d1-2（ha+c）m=45mm
df2= d1-2（ha+c）m=195mm
中心距：a=m ·（Z1+Z2）=125mm
4.3 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=41
轮毂直径 =1.2d=1.2×41=49.2 圆整到50mm
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8

m=2

强度满足

d1=50mm
d2=200mm
da1=54mm
da2=204mm
df1=45mm
df2=195mm
a=125mm

小齿轮采用齿轮轴结构
大齿轮采用
腹板式结构

轮毂直径:
=50mm
轮毂长度:

计 算 及 说 明
结果
轮缘内径 =-2h-2=179mm
取D2 = 180(mm)

腹板厚度 c=0.3b=0.3×45=13.5 取c=15(mm)

腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（180-70）
=27.5(mm)
取=27.5 (mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1

齿轮工作如下图所示：

轮缘内径：
D2=180mm

腹板厚度：
c=15mm

腹板中心孔直径：
D0=125mm

腹板孔直径
=27.5mm

齿轮倒角：
n=1

计 算 及 说 明
结果
第五章 轴的设计计算
5.1输入轴的设计
（1）小齿轮材料用40Gr钢，调质，σb=750MPa；
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45号钢调质，硬度217～255HBS
轴的输入功率为
转速为n1=384 r/min
根据课本查表计算取 a=79mm b=49mm c=49mm
d≥
考虑有一个键槽，将直径增大5%，
则d=19.29×(1+5%)mm=20.05mm 圆整为25mm
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

（3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=50mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =42.78×103 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×42.78×103/50=1711.2N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1711.2×tan200=622.83N

（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RB1= Ftc/(b+c)=855.6N
RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N
垂直面的支反力：RB1’= Frc/(b+c)=311.42N
RC1’= Frb/(b+c)=311.42N
由于选用深沟球轴承则Fa=0

齿轮轴选用45号钢调质，硬度217～255HBS

d=25mm

圆周力：Ft=1711.2N

径向力：Fr=622.83N

（6）画弯矩图
剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm
垂直面的弯矩：MC1'= RB1'b =15259.58Nmm
合成弯矩：MΙ1=44615.13Nmm
（7）轴上传递的转矩： T1= 42780Nmm
（8）带作用在轴上的力：
预紧力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N
带对轴作用力: =2ZSin1/2=4383.96N
该力产生的弯矩图，如图（e）
在轴承B处弯矩=a×=364332.84 Nmm

计 算 及 说 明
结果
总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩：
=+×c/（b+c）=390947.97Nmm
（9）计算n个剖面处当量弯矩
轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，
公式为：=
Ⅰ-Ⅰ剖面：==391789.69Nmm
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=25668Nmm
Ⅲ-Ⅲ剖面：==365235.9Nmm
（10）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径
[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为90MPa
公式为：d≥
则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥
可以圆整到30mm

5.2 输出轴的的设计
⑴ 按扭矩初算轴径
大齿轮材料用45钢，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS
大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：C=117
d≥
考虑有两个键槽，将直径增大10%，
则d=30.43×(1+10%)mm=33.47mm 圆整为35mm
以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径

dⅠ≥
27.14mm

dⅡ≥
15.07mm

dⅢ≥
28.76mm

大齿轮材料用45钢，正火，σb
=600Mpa，硬度217～255HBS

d=35mm

计 算 及 说 明
结果
(2) 轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配
  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(3)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1=200mm
作用在齿轮上的转矩为：T2 =167960N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×167960/200=1679.6N
求径向力：Fr
Fr=Ft·tanα=1679.6×tan200=611.32N
（4）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N
RC2= Ftb/(b+c)=839.8 N
垂直面的支反力：RB2’= Frc/(b+c)=305.66N
RC2’= Frb/(b+c)=305.66N
由于选用深沟球轴承则Fa=0
（5）画弯矩图
剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm
垂直面的弯矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm
合成弯矩： MΙ2=43791.09Nmm
（6）轴上传递的转矩： T2=167960Nmm
（7）计算n个剖面处当量弯矩
轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，
公式：=
Ⅰ-Ⅰ剖面：==109879.31Nmm
Ⅱ-Ⅱ剖面：=T=100776Nmm
Ⅲ-Ⅲ剖面：=T=100776Nmm
（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径
[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为90MPa
公式为：d≥
则 Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥
Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥
Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥

5.3 轴强度的校核
按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。
强度校核公式：σe=/W≤[σ-1]
输入轴：
(1) 轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm
(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa
则σe=/W=31.28≤[σ-1]= 65MPa
故轴的强度满足要求

输出轴：
(1) 轴是直径为41的是实心圆轴，W=0.1d3=6892.1Nmm
(2) 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa
则σe= MΙ2/W=6.35≤[σ-1]= 65MPa
故轴的强度满足要求

圆周力：
Ft=1679.6N

径向力：
Fr=611.32N

dⅠ≥
49.87mm

dⅡ≥
15.07mm

dⅢ≥
2.37mm

输入轴的强度满足要求

输入轴的强度满足要求
计 算 及 说 明
结果
第六章 轴承、键和联轴器的选择
6.1 轴承的选择及校核
因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查表定出滚动轴承型号列表如下：

轴号
轴承型号
基本尺寸 mm
d
D
B
1
6206
30
62
16
2
6208
40
80
18

根据条件，轴承预计寿命 10年×365×24=87600小时
1.小轴的轴承使用寿命计算
小齿轮轴承选用6206， Cr=19.5kN Fr=622.83N
教材表10-8查得=1.2径向当量动载荷：Pr=r=1.2622.83=747.396 N
所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1
=6231601.8>87600 故满足寿命要求

2.大轴的轴承使用寿命计算
大轴承选用6208， Cr=29.5kN Fr=611.32N
径向当量动载荷：Pr=r=1.2611.32=733.58 N
所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1
=11346921>87600h
故满足寿命要求
6.2 键的选择计算及校核
1.小轴上的键： Ft=1711.2N
查手册得，选用A型平键，得：
A键 8×40 GB1096-79 L=40mm h=7mm
根据式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(k·L)=24.45 MPa≤100MPa
故键强度符合要求

2.大轴上的键： Ft =1679.6N
查手册选：A键12×34 GB1096-79 L=34mm h=8
A键12×52 GB1096-79 L=52mm h=8
根据式σpa=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=24.7Mpa < 100Mpa
σpc=2 ·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=16.15Mpa < 100Mpa
故键强度符合要求

6.3 联轴器的选择
在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性可移式联轴器。查表得选用YL8型号的轴孔直径为35的凸缘联轴器，公称转矩Tn=250 N·m K=1.3
=9550=9550×=218.35N·m
选用YL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，<。采用J型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，选d=35，轴孔长度L=60
YL8型弹性套住联轴器有关参数

小轴轴承型号为6206
大轴轴承型号为6208

小轴轴承满足寿命要求

大轴轴承满足寿命要求

小轴上键强度符合要求

大轴上键强度符合要求

选用YL8型凸缘联轴器
型号
公称
转矩T/(N·m)
许用
转速
n/（r·）
轴孔
直径
d/mm
轴孔
长度
L/mm
外径
D/mm
材料
轴孔
类型
键槽
类型
YL8
250
4300
35
60
130
HT200
J型
A型

计 算 及 说 明
结果
第七章 减速器润滑、密封
7.1 润滑的选择确定
7.1.1润滑方式
1.齿轮V＜12 m/s，选用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30～50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35～0.7m3。
2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。
7.1.2润滑油牌号及用量
1.齿轮润滑选用AN150全系统损耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量为1.2L左右
2.轴承润滑选用AN150全系统损耗油
7.2密封的选择与确定
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2.观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

第八章 减速器附件的选择确定
1、轴承端盖： HT150 参看唐曾宝编著的《机械设计课程设计》（第二版）的表14－1
根据下列的公式对轴承端盖进行计算：
　 d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1≥e；m由结构确定； D4=D -(10～15)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=5～10，h=(0.8～1)b
2、油面指示器：用来指示箱内油面的高度。

齿轮浸油润滑

轴承油润滑

齿轮轴承均用AN150全系统损耗油

计 算 及 说 明
结果
3、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
4、窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。
5、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
6、启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。
7、轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。

第九章 箱体主要结构尺寸计算
箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》（第二版）表5－1
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b 1
12
机座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
Df
16
地脚螺钉数目
N
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
12
机盖与机座联接螺栓直径
d2
8
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
D
6
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
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5—8)=34
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
12
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
9， 9
轴承端盖外径（凸缘式）
D2
101， 120

δ=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b1=12mm
b2=20mm
Df=16mm
N=4 个
d1=12mm
d2=8mm
d3=8mm
d4=6mm
D=6mm

l1=34mm
△1=12mm
△2=12mm
m1= 9mm m2=9mm
第十章 减速器绘制与结构分析
10.1 拆卸减速器
按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。
拆卸顺序：
①、拆卸观察孔盖。
②、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。
③、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。
④、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。
⑤、最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞等。
10.2 分析装配方案
按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。
①、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后，擦净箱体内部。将各传动轴部件装入箱体内；
②、将嵌入式端盖装入轴承压槽内，并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。
③、将箱内各零件，用棉纱擦净，并塗上机油防锈。再用手转动高速轴，观察有无零件干涉。经检查无误