第頁目錄設計任務書……………….2傳動方案的擬訂及說明…………….3電動機的選擇……………4計算傳動裝置的運動和動力參數……………..6傳動件的設計計算……………………15滾動軸承的選擇及計算……………34鍵聯接的選擇及校核計算……….38聯軸器的選擇………….41潤滑與密封…………………42箱體大體尺寸計算…………………..42參考資料目錄………………44設計任務書設計題目設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅動卷筒的圓周力（牽引力）F=12000N，帶速v=16cm/s，卷筒直徑D=240mm，輸送機常溫下經常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。工作壽命10年（設每年工作300天），兩班制。傳動裝置總體設計方案傳動方案傳動方案已給定，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為二級圓錐圓柱減速器。電動機的選擇1選擇電動機類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y112M系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2確定傳動裝置的效率查《機械設計課程設計》表2-3得：聯軸器的效率：η1=0.99一對滾動軸承的效率：η2=0.98閉式圓錐齒輪的傳動效率：η3=0.97閉式圓柱齒輪的傳動效率：η4=0.97開式圓柱齒輪傳動效率：η5=0.95工作機效率：ηw=0.97故傳動裝置的總效率η3選擇電動機的容量工作機所需功率為P4確定電動機參數電動機所需額定功率:P工作轉速：n由《機械設計課程設計》表2-1、表2-2、表2-5查得主要數據,并記錄備用。5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分配傳動裝置傳動比取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i計算傳動裝置運動學和動力學參數1電動機輸出參數功率：轉速：扭矩：2各軸功率pPPPw=P3×ηw×η1×η2^2=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98=3.2kW3各軸轉速nnnn4各軸扭矩TTTT減速器高速級齒輪傳動設計計算1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪45(調質)，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化))，硬度為190HBS（2）選小齒輪齒數Z1=24，則大齒輪齒數Z2=Z1×i=24×3=73。實際傳動比i=3.042（3）壓力角α=20°。2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即d（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數KHT=1.32）查教材圖標選取區域系數ZH=2.5T=9550000×4）選齒寬系數φR=0.3由《機械設計（第九版）》圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ6）由《機械設計（第九版）》表10-5查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa^0.57）計算應力循環次數NN8）由《機械設計（第九版）》圖10-23查取接觸疲勞系數：9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值d2）計算圓周速度vdv3）計算當量齒寬系數φdb=φ4）計算載荷系數查由《機械設計（第九版）》表10-2得使用系數KA=1.25查《機械設計（第九版）》圖10-8得動載系數KV=1.113查《機械設計（第九版）》表10-3表得齒間載荷分配系數：KHα=1查《機械設計（第九版）》表10-4表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.42實際載荷系數為5）按實際載荷系數算得的分度圓直徑d6）計算模數m=3確定傳動尺寸（1）實際傳動比u=（2）大端分度圓直徑dd（3）齒寬中點分度圓直徑dd（4）錐頂距為R=（5）齒寬為b=取b=29mm4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1）K、b、m和φR同前2）圓周力為σ齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數:Z大齒輪當量齒數:Z查《機械設計（第九版）》圖10-17,10-18表得：YY由《機械設計（第九版）》圖20-24查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由查機械設計（第九版）》圖10-22查得齒形系數取彎曲疲勞系數：K取彎曲疲勞安全系數S=1.7，得許用彎曲應力σσσσ故彎曲強度足夠。5計算錐齒輪傳動其它幾何參數并備錄.減速器低速級齒輪傳動設計計算1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪45(調質)，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化))，硬度為190HBS（2）選小齒輪齒數Z1=23，則大齒輪齒數Z2=Z1×i=23×4.52=104。實際傳動比i=4.522（3）壓力角α=20°。2按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數值①試選載荷系數KHt=1.3②T=9550000×③選取齒寬系數φd=1④由《機械設計（第九版）》圖10-30選取區域系數ZH=2.46⑤查《機械設計（第九版）》表10-5得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數ZεααεZ⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由《機械設計（第九版）》圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計算應力循環次數NN由《機械設計（第九版）》圖10-23查取接觸疲勞系數：K取失效概率為1%，安全系數S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[σH]=517MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計算實際載荷系數KH①查機械設計（第九版）》表10-2表得使用系數KA=1.25②查《機械設計（第九版）》圖10-8得動載系數Kv=1.077③齒輪的圓周力。FK查《機械設計（第九版）》圖10-8得齒間載荷分配系數：KHα=1.4查《機械設計（第九版）》表10-4得齒向載荷分布系數：KHβ=1.442實際載荷系數為3）按實際載荷系數算得的分度圓直徑d4）確定模數m=3確定傳動尺寸（1）計算中心距a=（2）計算小、大齒輪的分度圓直徑dd（3）計算齒寬b=取B1=75mmB2=70mm4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1）K、T、m和d1同前齒寬b=b2=70齒形系數YFa和應力修正系數YSa：查《機械設計（第九版）》表10-17表得：YY得重合度系數Yε=0.685查《機械設計（第九版）》圖20-24c得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由《機械設計（第九版）》圖10-22查取彎曲疲勞系數：K取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力σσσσ故彎曲強度足夠。5計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高h=（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑開式圓柱齒輪傳動設計計算，有傳動比與扭矩可以根據上面的計算計算出開式齒輪的參數（這里就不詳細計算）軸的設計1高速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數轉速n=1440r/min；功率P=4.05kW；軸所傳遞的轉矩T=26859.38N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故根據《機械設計（第九版）》表15-3取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標準軸孔直徑為30mm故取d1=30（4）軸的結構設計a.軸的結構分析高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長度第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=35mm（軸肩），L2=44mm第3段：d3=40mm（與軸承內徑配合），L3=18mm第4段：d4=47mm（軸肩），L4=77mm第5段：d5=40mm（與軸承內徑配合），L5=18mm第6段：d6=35mm（與主動錐齒輪內孔配合），L6=47mm（6）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力F小錐齒輪所受的徑向力F小錐齒輪所受的軸向力F第一段軸中點到軸承中點距離La=93mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=95mm，齒輪受力中點到軸承中點距離Lc=41.5mmc.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內的支反力R軸承B在水平面內的支反力R軸承A在垂直面內的支反力R軸承B在垂直面內的支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩M截面B在水平面內彎矩M截面C在水平面內彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面B在垂直面內彎矩M截面B處合成彎矩M截面C處合成彎矩Mg.繪制扭矩圖T=26322.19N?mmh.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩M截面B處當量彎矩M截面C處當量彎矩M截面C處當量彎矩Mi.校核軸的強度其抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得45，調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。2中間軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數轉速n=480r/min；功率P=3.85kW；軸所傳遞的轉矩T=76598.96N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，根據《機械設計（第九版）》表15-3故取A0=115。d由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=25mm（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=25mm（與軸承內徑配合），L1=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）第2段：d2=31mm（與小錐齒輪內孔配合），L2=73mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第3段：d3=41mm（軸肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（與大錐齒輪內孔配合），L4=54mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm（與軸承內徑配合），L5=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力F大錐齒輪所受的徑向力F大錐齒輪所受的軸向力F齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）F齒輪3所受的徑向力Fc.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=59.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=82.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=50mm軸承A在水平面內支反力R軸承B在水平面內支反力R軸承A在垂直面內支反力R軸承B在垂直面內支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內彎矩M截面C右側在水平面內彎矩M截面C左側在水平面內彎矩M截面D右側在水平面內彎矩M截面D左側在水平面內彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩M截面C在垂直面內彎矩M截面D在垂直面內彎矩Mf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面C右側合成彎矩M截面C左側合成彎矩M截面D右側合成彎矩M截面D左側合成彎矩Mf.繪制扭矩圖Tg.繪制當量彎矩圖截面A和截面B處當量彎矩M截面C右側當量彎矩M截面C左側當量彎矩M截面D右側當量彎矩M截面D左側當量彎矩Mh.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得45，調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。3低速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數轉速n=106.19r/min；功率P=3.66kW；軸所傳遞的轉矩T=329155.29N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，根據《機械設計（第九版）》表15-3故取A0=112。d由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=12×8mm(GB/T1096-2003)，長L=90mm；定位軸肩直徑為45mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=50mm（與軸承內徑配合），L3=20mm（軸承寬度）第4段：d4=57mm（軸肩），L4=81.5mm（根據齒輪寬度確定）第5段：d5=67mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（與大齒輪內孔配合），L6=68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第7段：d7=50mm（與軸承內徑配合），L7=39.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內壁距離確定）（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）F齒輪4所受的徑向力Fc.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=63.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=137.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=125mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Re.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：M截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為M截面D處合成彎矩：M轉矩為：T=322572.18N?mm截面A處當量彎矩：M截面B處當量彎矩：M截面C處當量彎矩：M截面D處當量彎矩：Mh.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為W=抗扭截面系數為W最大彎曲應力為σ剪切應力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為σ查表得45，調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。滾動軸承壽命校核1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據前面的計算，選用30208軸承，內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。2中間軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020525521532.2查手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。3低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2查得軸承的判斷系數為e=0.42。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。鍵聯接設計計算1高速軸與聯軸器配合處的鍵連接高速軸與聯軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度l=L-b=55mm聯軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ2高速軸與齒輪1配合處的鍵連接高速軸與齒輪1配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長28mm。鍵的工作長度l=L-b=18mm齒輪1材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=46mm齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ4中速軸與齒輪3配合處的鍵連接中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度l=L-b=30mm齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ5低速軸與齒輪4配合處的鍵連接低速軸與齒輪4配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=40mm齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σp6低速軸與聯軸器配合處的鍵連接低速軸與聯軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=78mm聯軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ聯軸器的選擇1高速軸上聯軸器（1）計算載荷由查《機械設計（第九版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取計算轉矩Tc=KA×T=34.92N?mm選擇聯軸器的型號（2）選擇聯軸器的型號軸伸出端安裝的聯軸器初選為GY5凸緣聯軸器（GB/T5843-2003），公稱轉矩Tn=400N?m，許用轉速[n]=8000r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。Tc=34.92N?m<Tn=400N?mn=1440r/min<[n]=8000r/min2低速軸上聯軸器（1）計算載荷由查《機械設計（第九版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取計算轉矩Tc=KA×T=427.9N?mm選擇聯軸器的型號（2）選擇聯軸器的型號軸伸出端安裝的聯軸器初選為LT7型彈性柱銷聯軸器（GB/T4323-2002），公稱轉矩Tn=500N?m，許用轉速[n]=3600r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=40mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=112mm。Tc=427.9N?m<Tn=500N?mn=106.19r/min<[n]=3600r/min減速器的密封與潤滑1減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。3.箱體大體尺寸箱座壁厚δ0.025a+3≥88mm箱蓋壁厚δ10.02a+3≥88mm箱蓋凸緣厚度b11.5δ112mm箱座凸緣厚度b1.5δ12mm箱座底凸緣厚度b22.5δ20mm地腳螺栓的直徑df0.036a+12M20地腳螺栓的數目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5∽0.6)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4∽0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3∽0.4)dfM6定位銷直徑d(0.7∽0.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離C2查表24mm、20mm、16mm軸承旁凸臺半徑R1C220mm凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準36mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(5∽10)47mm大齒輪頂圓與內箱壁距離△1>1.2δ10mm齒輪端面與內箱壁距離△2>δ10mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(5∽5.5)d3；D--軸承外徑134mm、92mm、130mm參考文獻[1]《機械原理》，孫桓等編，高等教育出版，2011[2]《機械設計》，濮良貴主編，高等教育出版,2013[3]《機械設計課程設計》，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學出版社，2011[4]《機械設計手冊》（第5版），機械工業出版社，2005[5]《機械設計課程設計圖冊》（第三版），龔溎義主編，高等教育出版，2011基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現的供暖系統最佳啟停自校正（STR）調節器單片機控制的二級倒立擺系統的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協議棧的實現基于單片機的蓄電池自動監測系統基于32位嵌入式單片機系統的圖像采集與處理技術的研究基于單片機的作物營養診斷專家系統的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統研究與開發基于單片機的泵管內壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統開發基于單片機的液壓動力系統狀態監測儀開發模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數控系統的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環走絲方式研究基于單片機的機電產品控制系統開發基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統的設計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統單片機系統軟件構件開發的技術研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統的研制基于單片機的數字磁通門傳感器基于單片機的旋轉變壓器-數字轉換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調系統的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統設計Pico專用單片機核的可測性設計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現基于單片機的電液伺服控制系統用于單片機系統的MMC卡文件系統研制基于單片機的時控和計數系統性能優化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學生單片機應用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數據采集系統基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設備的數控改造基于單片機的溫度智能控制系統的設計與實現基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協議轉換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監測技術研究基于單片機的膛壁溫度報警系統設計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設計基于單片機船舶電力推進電機監測系統基于單片機網絡的振動信號的采集系統基于單片機的大容量數據存儲技術的應用研究基于單片機的疊圖機研究與教學方法實踐基于單片機嵌入式Web服務器技術的研究及實現基于AT89S52單片機的通用數據采集系統基于單片機的多道脈沖幅度分析儀研究機器人旋轉電弧傳感角焊縫跟蹤單片機控制系統基于單片機的控制系統在PLC虛擬教學實驗中的應用研究基于單片機系統的網絡通信研究與應用基于PIC16F877單片機的莫爾斯碼自動譯碼系統設計與研究基于單片機的模糊控制器在工業電阻爐上的應用研究基于雙單片機沖床數控系統的研究與開發基于Cygnal單片機的μC/OS-Ⅱ的研究基于單片機的一體化智能差示掃描量熱儀系統研究基于TCP/IP協議的單片機與Internet互聯的研究與實現變頻調速液壓電梯單片機控制器的研究基于單片機γ-免疫計數器自動換樣功能的研究與實現基于單片機的倒立擺控制系統設計與實現單片機嵌入式以太網防盜報警系統基于51單片機的嵌入式Internet系統的設計與實現單片機監測系統在擠壓機上的應用MSP430單片機在智能水表系統