第一章設計任務書 21.1設計題目 21.2設計步驟 3第二章傳動裝置總體設計方案 32.1傳動方案 32.2該方案的優(yōu)缺點 3第三章電動機的選擇 43.1選擇電動機類型 43.2選擇電動機的容量 43.3確定傳動裝置的效率 43.4確定電動機參數 43.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 53.6.1總傳動比的計算 53.6.2分配傳動裝置傳動比 5第四章計算傳動裝置運動學和動力學參數 54.1電動機輸出參數 54.2高速軸Ⅰ的參數 54.3中間軸Ⅱ的參數 54.4低速軸Ⅲ的參數 6第五章普通V帶設計計算 65.1已知條件和設計內容 65.2設計計算步驟 6第六章減速器高速級齒輪傳動設計計算 86.1選精度等級、材料及齒數 86.2按齒面接觸疲勞強度設計 86.3按齒根彎曲疲勞強度設計 106.4確定傳動尺寸 126.5校核齒根彎曲疲勞強度 126.6計算齒輪傳動其它幾何尺寸 136.7齒輪參數和幾何尺寸總結 14第七章減速器低速級齒輪傳動設計計算 147.1選精度等級、材料及齒數 147.2按齒面接觸疲勞強度設計 147.3按齒根彎曲疲勞強度設計 167.4確定傳動尺寸 187.5校核齒根彎曲疲勞強度 197.6計算齒輪傳動其它幾何尺寸 207.7齒輪參數和幾何尺寸總結 20第八章軸的設計 218.1高速軸設計計算 218.2中間軸設計計算 258.3低速軸設計計算 29第九章滾動軸承壽命校核 339.1高速軸上的軸承校核 339.2中間軸上的軸承校核 349.3低速軸上的軸承校核 35第十章鍵聯接設計計算 3610.1高速軸與帶輪配合處的鍵連接 3610.2中間軸與齒輪2配合處的鍵連接 3610.3中間軸與齒輪3配合處的鍵連接 3610.4低速軸與齒輪4配合處的鍵連接 3710.5低速軸與聯軸器配合處的鍵連接 37第十一章聯軸器的選擇 3711.1低速軸上聯軸器 37第十二章減速器的密封與潤滑 3812.1減速器的密封 3812.2減速器的潤滑 3812.3齒輪的潤滑 3812.4軸承的潤滑 38第十三章減速器附件設計 3813.1軸承端蓋 3813.2油面指示器 3913.3放油孔及放油螺塞 3913.4窺視孔和視孔蓋 4013.5定位銷 4013.6啟蓋螺釘 4013.7螺栓及螺釘 40第十四章減速器箱體主要結構尺寸 40第十五章拆卸減速器 4115.1分析裝配方案 4115.2分析各零件作用、結構及類型 4115.3減速器裝配草圖設計 4215.4完成減速器裝配草圖 4215.5減速器裝配圖繪制過程 4315.6完成裝配圖 43第一章設計任務書1.1設計題目展開式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=800N*m，速度v=0.85m/s，直徑D=420mm，每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.普通V帶設計計算6.減速器齒輪傳動設計計算7.傳動軸的設計8.滾動軸承校核9.鍵聯接設計10.聯軸器設計11.潤滑密封設計12.箱體結構設計第二章傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章電動機的選擇3.1選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2選擇電動機的容量eqPw=\f(2×T,D×1000)=3.24kW3.3確定傳動裝置的效率查表得：聯軸器的效率：η1=0.99一對滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的傳動效率：η3=0.98普通V帶的傳動效率：η4=0.96工作機效率：η5=0.97故傳動裝置的總效率eqη\s(,a)=η\s(,1)η\s(3,2)η\s(2,3)η\s(,4)η\s(,5)=0.8593.4確定電動機參數電動機所需額定功率Pd=P/ηa=3.77kWeq工作轉速nw=\f(60×1000×V,π×D)=38.67r/min經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2--4二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8--40因此理論傳動比范圍為：16--160。可選擇的電動機轉速范圍為619--6187r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。3.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.6.1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：ia=nm/nw=24.8253.6.2分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=2.5eq高速級傳動比i1=\r(,1.35×ia/iv)=3.66則低速級的傳動比為i2=2.71減速器總傳動比ib=i1×i2=9.9186第四章計算傳動裝置運動學和動力學參數4.1電動機輸出參數功率：P0=Pd=3.77kW轉速：n0=nm=960r/min扭矩：T0=9550000×P0/n0=37503.65N?mm4.2高速軸Ⅰ的參數功率：P1=P0×η2=3.62kW轉速：n1=n0/iv=384r/min扭矩：T1=9550000×P1/n1=90028.65N?mm4.3中間軸Ⅱ的參數功率：P2=P1×η2×η3=3.51kW轉速：n2=n0/i1=104.92r/min扭矩：T2=9550000×P2/n2=319486.28N?mm4.4低速軸Ⅲ的參數功率：P3=P2×η2×η3=3.41kW轉速：n3=n0/i2=38.72r/min扭矩：T3=9550000×P3/n3=841051.14N?mm第五章普通V帶設計計算5.1已知條件和設計內容設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=3.77kW；小帶輪轉速n1=960r/min；大帶輪轉速n2和帶傳動傳動比i=2.5;設計的內容是：帶的型號、長度、根數，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。5.2設計計算步驟（1）確定計算功率Pca由表查得工作情況系數KA=1.2，故Pca=KA×P=4.524kW（2）選擇V帶的帶型根據Pca、n1由圖選用B型。確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=125mm。2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度eqv=\f(π×dd1×n,60×1000)=6.28m/s因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。取帶的滑動率ε=0.02（3）計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑dd2=i×dd1×(1-ε)=306.25mm根據表，取標準值為dd2=315mm。（4）確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據式，初定中心距a0=600mm。由式計算帶所需的基準長度eqLd0=2×a0+\f(π,2)×(dd1+dd2)+\f((dd2-dd1)\s(2,),4×a0)≈1906mm由表選帶的基準長度Ld=1950mm。按式計算實際中心距a。eqa≈a0+\f(Ld-Ld0,2)≈622mm按式,中心距的變化范圍為593--680mm。（5）驗算小帶輪的包角αaeqαa≈180°-(dd2-dd1)×\f(57.3°,a)≈162.5°>120°（6）計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=125mm和n1=960r/min,查表得P0=1.65kW。根據n1=960r/min，i=2.5和B型帶，查表得△P0=0.2632kW。查表的Kα=0.965，表得KL=0.97，于是Pr=(P0+△P0)×Kα×KL=1.791kW2）計算帶的根數zeqz=\f(Pca,Pr)≈2.53取3根。（6）計算單根V帶的初拉力F0由表得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以eqF0=500×\f((2.5-Kα)×Pca,Kα×z×v)+q×v\s(2,)=197.69N（7）計算壓軸力FpeqFp=2×z×F0×sin\f(α1,2)=1172.34N第六章減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪20Cr()硬度為390HBS，大齒輪40Cr()硬度為350HBS（2）選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=89。（3）初選螺旋角β=14°。（4）壓力角α=20°。6.2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eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))1）確定公式中的各參數值①試選載荷系數KHt=1.3②小齒輪傳遞的扭矩T=9550×P/n1=90028.65N?mmm③查表選取齒寬系數φd=1④由圖查取區(qū)域系數ZH=2.46⑤查表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Zεeqαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°eqαat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=30.007°eqαat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=23.65°eqεα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.645eqεβ=φd×z1×tan(β)/π=1.905eqZε=\r(,\f(4-εα,3)(1-εβ)+\f(εβ,εα))=0.669⑦由公式可得螺旋角系數Zβ。eqZβ=\r(,cos(β))=0.985⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa。計算應力循環(huán)次數NL1=60×n×j×Lh=1.106×10^8NL2=NL1/u=3.022×10^7由圖查取接觸疲勞系數：KHN1=0.874，KHN2=0.951取失效概率為1%，安全系數S=1，得eq[σH]1=\f(KHN1×σHlim1,S)=961MPaeq[σH]2=\f(KHN2×σHlim2,S)=1046MPa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]=961MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))=31.26mm（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νeqv=\f(π×d1t×n,60×1000)=0.63m/s齒寬bb=φd×d1t=31.26mm2）計算實際載荷系數KH①查表得使用系數KA=1.25②查圖得動載系數Kv=1.063③齒輪的圓周力。Ft=2×T/d1=5760NKA×Ft/b=230N/mm>100N/mm查表得齒間載荷分配系數：KHα=1.2查表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.429實際載荷系數為：KH=KA×Kv×KHα×KHβ=2.2793）按實際載荷系數算得的分度圓直徑eqd1=d1t\r(3,\f(KH,KHt))=37.693mmeqmn=\f(d1×cos(β),z1)=1.524mm6.3按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（10-7）試算齒輪模數，即eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))1）確定公式中的各參數值。①試選載荷系數KFt=1.3②計算彎曲疲勞強度的重合度系數Yεeqβb=arctan(tan(β)×cos(αt))=13.136°eqεαv=\f(εα,cos\s(2,)(βb))=1.73eqYε=0.25+\f(0.75,εαv)=0.68③計算彎曲疲勞壽命系數YβeqYβ=1-εβ\f(β,120°)=0.778④計算YFa×YSa/[σF]eq小齒輪當量齒數:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齒輪當量齒數:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=97.43YFa1=2.55，YFa2=2.18YSa1=1.6，YSa2=1.79查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=0.788，KFN2=0.878取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=349MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=389MPaeq\f(YFa1×YSa1,[σF]1)=0.01169eq\f(YFa2×YSa2,[σF]2)=0.01003兩者取較大值，所以eq\f(YFa×YSa,[σF])=0.011692）試算齒輪模數eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))=1.333mm（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度νeqd1=\f(mnt×z1,cos(β))=32.97mmeqv=\f(π×d1×n,60×1000)=0.66m/s②齒寬bb=φd×d1=33mm③齒高h及齒寬比b/hh=(2×han+cn)×mnt=2.999mmb/h=112）計算實際載荷系數KF查圖得動載系數Kv=1.063查表得齒間載荷分配系數：KFα=1.2查表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.429查表得齒向載荷分布系數：KFβ=1.08實際載荷系數為：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.7223）計算按實際載荷系數算得的齒輪模數eqmn=mnt\r(3,\f(KF,KFt))=1.209mm對比計算結果，由齒面接觸強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=2.5mm。z1=d1×cos(β)/mn=14，取z1=24（避免軸承端蓋干涉）z2=u×z1=87.84，取z2=896.4確定傳動尺寸（1）計算中心距eqa=\f((z1+z2)×mn,2×cos(β))=145.57mm，圓整為146（2）按圓整后的中心距修正螺旋角eqβ=acos(\f((z1+z2)×mn,2×a))=14.6627°=14°39'45"（2）計算小、大齒輪的分度圓直徑eqd1=\f(z1×mn,cos(β))=62mmeqd2=\f(z2×mn,cos(β))=230mm（3）計算齒寬b=φd×d1=62mm取B1=70mmB2=65mm6.5校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為eqσF=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa×YSa×Yε×Yβ≤[σ]F1）K、T1、mn和d1同前齒寬b=b2=65齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：eq小齒輪當量齒數:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齒輪當量齒數:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=97.43查表得：YFa1=2.55，YFa2=2.18YSa1=1.6，YSa2=1.79查圖得重合度系數Yε=0.68查圖得螺旋角系數Yβ=0.778查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=0.788，KFN2=0.878取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=349MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=389MPaeqσF1=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa1×YSa1×Yε×Yβ=291.48MPa<[σF]1=349MPaeqσF2=σF1×\f(YFa2×YSa2,YFa1×YSa1)=278.78MPa<[σF]2=389MPa6.6計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高和齒根高齒頂高：ha=m×ha*=2.5mm齒根高：hf=m×(ha*+c*)=3.125mm齒全高：h=(ha+hf)=m×(2ha*+c*)=5.625mm（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2×ha=m×(z1+2ha*)=67mmda2=d2+2×ha=m×(z2+2ha*)=235mm（3）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑df1=d1-2×hf=m×(z1-2ha*-2c*)=55.75mmdf2=d2-2×hf=m×(z2-2ha*-2c*)=223.75mm注：ha*=1.0，C*=0.256.7齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn2.52.5法面壓力角αn2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角β左14°39'45"右14°39'45"齒數z2489齒頂高ha2.52.5齒根高hf3.1253.125分度圓直徑d62230齒頂圓直徑da67235齒根圓直徑df55.75223.75齒寬B7065中心距a146第七章減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪20Cr()硬度為390HBS，大齒輪40Cr()硬度為350HBS（2）選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=65。（3）初選螺旋角β=14°。（4）壓力角α=20°。7.2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eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))1）確定公式中的各參數值①試選載荷系數KHt=1.3②小齒輪傳遞的扭矩T=9550×P/n1=319486.28N?mmm③查表選取齒寬系數φd=1④由圖查取區(qū)域系數ZH=2.46⑤查表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Zεeqαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°eqαat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=30.007°eqαat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=24.653°eqεα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.626eqεβ=φd×z1×tan(β)/π=1.905eqZε=\r(,\f(4-εα,3)(1-εβ)+\f(εβ,εα))=0.675⑦由公式可得螺旋角系數Zβ。eqZβ=\r(,cos(β))=0.985⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa。計算應力循環(huán)次數NL1=60×n×j×Lh=3.022×10^7NL2=NL1/u=1.115×10^7由圖查取接觸疲勞系數：KHN1=0.951，KHN2=1.013取失效概率為1%，安全系數S=1，得eq[σH]1=\f(KHN1×σHlim1,S)=1046MPaeq[σH]2=\f(KHN2×σHlim2,S)=1114MPa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]=1046MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd1t≥\r(3,\f(2×KHt×T,φd)×\f(u+1,u)×(\f(ZH×ZE×Zε×Zβ,[σH]))\s(2,))=46.44mm（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νeqv=\f(π×d1t×n,60×1000)=0.25m/s齒寬bb=φd×d1t=46.44mm2）計算實際載荷系數KH①查表得使用系數KA=1.25②查圖得動載系數Kv=1.055③齒輪的圓周力。Ft=2×T/d1=13759NKA×Ft/b=370N/mm>100N/mm查表得齒間載荷分配系數：KHα=1.2查表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.438實際載荷系數為：KH=KA×Kv×KHα×KHβ=2.2763）按實際載荷系數算得的分度圓直徑eqd1=d1t\r(3,\f(KH,KHt))=55.972mmeqmn=\f(d1×cos(β),z1)=2.263mm7.3按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（10-7）試算齒輪模數，即eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))1）確定公式中的各參數值。①試選載荷系數KFt=1.3②計算彎曲疲勞強度的重合度系數Yεeqβb=arctan(tan(β)×cos(αt))=13.136°eqεαv=\f(εα,cos\s(2,)(βb))=1.71eqYε=0.25+\f(0.75,εαv)=0.69③計算彎曲疲勞壽命系數YβeqYβ=1-εβ\f(β,120°)=0.778④計算YFa×YSa/[σF]eq小齒輪當量齒數:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齒輪當量齒數:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=71.15YFa1=2.55，YFa2=2.234YSa1=1.6，YSa2=1.758查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=0.878，KFN2=0.961取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=389MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=426MPaeq\f(YFa1×YSa1,[σF]1)=0.01049eq\f(YFa2×YSa2,[σF]2)=0.00922兩者取較大值，所以eq\f(YFa×YSa,[σF])=0.010492）試算齒輪模數eqmnt≥\r(3,\f(2×KFt×T×Yε×Yβ×cos\s(2,)β,φd)×z\s(2,1)×\f(YFa×YSa,[σF]))=1.97mm（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度νeqd1=\f(mnt×z1,cos(β))=48.73mmeqv=\f(π×d1×n,60×1000)=0.27m/s②齒寬bb=φd×d1=49mm③齒高h及齒寬比b/hh=(2×han+cn)×mnt=4.432mmb/h=11.062）計算實際載荷系數KF查圖得動載系數Kv=1.055查表得齒間載荷分配系數：KFα=1.2查表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.438查表得齒向載荷分布系數：KFβ=1.083實際載荷系數為：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.7143）計算按實際載荷系數算得的齒輪模數eqmn=mnt\r(3,\f(KF,KFt))=1.375mm對比計算結果，由齒面接觸強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=3.5mm。z1=d1×cos(β)/mn=14，取z1=27（避免軸承端蓋干涉）z2=u×z1=73.17，取z2=737.4確定傳動尺寸（1）計算中心距eqa=\f((z1+z2)×mn,2×cos(β))=180.36mm，圓整為180（2）按圓整后的中心距修正螺旋角eqβ=acos(\f((z1+z2)×mn,2×a))=13.5431°=13°32'35"（2）計算小、大齒輪的分度圓直徑eqd1=\f(z1×mn,cos(β))=97mmeqd2=\f(z2×mn,cos(β))=263mm（3）計算齒寬b=φd×d1=97mm取B1=105mmB2=100mm7.5校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為eqσF=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa×YSa×Yε×Yβ≤[σ]F1）K、T1、mn和d1同前齒寬b=b2=100齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：eq小齒輪當量齒數:Zv1=\f(z1,cos\s(3,)(β))=26.27eq大齒輪當量齒數:Zv2=\f(z2,cos\s(3,)(β))=71.15查表得：YFa1=2.55，YFa2=2.234YSa1=1.6，YSa2=1.758查圖得重合度系數Yε=0.69查圖得螺旋角系數Yβ=0.778查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=0.878，KFN2=0.961取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力eq[σF]1=\f(KFN1×σFlim1,S)=389MPaeq[σF]2=\f(KFN1×σFlim2,S)=426MPaeqσF1=\f(2×K×T1,b×mn×d1)×YFa1×YSa1×Yε×Yβ=308.77MPa<[σF]1=389MPaeqσF2=σF1×\f(YFa2×YSa2,YFa1×YSa1)=297.22MPa<[σF]2=426MPa7.6計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高和齒根高齒頂高：ha=m×ha*=3.5mm齒根高：hf=m×(ha*+c*)=4.375mm齒全高：h=(ha+hf)=m×(2ha*+c*)=7.875mm（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2×ha=m×(z1+2ha*)=104mmda2=d2+2×ha=m×(z2+2ha*)=270mm（3）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑df1=d1-2×hf=m×(z1-2ha*-2c*)=88.25mmdf2=d2-2×hf=m×(z2-2ha*-2c*)=254.25mm注：ha*=1.0，C*=0.257.7齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn3.53.5法面壓力角αn2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角β左13°32'35"右13°32'35"齒數z2773齒頂高ha3.53.5齒根高hf4.3754.375分度圓直徑d97263齒頂圓直徑da104270齒根圓直徑df88.25254.25齒寬B105100中心距a180第八章軸的設計8.1高速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數n1=384r/min；P1=3.62kW；T1=90028.65N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表，選用45鋼，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表5-1可得A=107-118由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A=115。eqd≥\r(3,\f(P1,n1))=24.29mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=(1+0.07)d=25.99mm查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28（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1的尺寸較小，故將高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，選用普通平鍵，A型，b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,長32mm；定位軸肩直徑為33mmb.確定各軸段的直徑和長度（以下數據僅作為繪圖時的參考尺寸，繪圖過程中會根據情況調整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=28mm，L1=40mm第2段：d2=33mm（比第一段大5mm作為軸肩），L2=53mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=45mm（與軸承內徑配合），L3=37mm（由軸承寬度確定）第4段：d4=50mm（與齒輪1內徑配合），L4=68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=55mm（軸肩），L5=5mm第6段：d6=50mm（軸肩），L6=11mm第7段：d7=45mm（與軸承內徑配合），L7=17mm（由軸承和擋油環(huán)（定距環(huán)）寬度確定）（5）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）齒輪1所受的圓周力Ft1=2×T1/d1=2904N（d1為齒輪分度圓直徑）齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1×tanα/cosβ=1092N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1×tanβ=760NLa=95mm，Lb=179mm，Lb=74mmc.計算作用在軸上的支座反力水平面內RAH=(Fr1×Lb-Fp×La)/(Lb+Lc)=332NRBH=(Fp×(La+Lb+Lc)+Fr1×Lc)/(Lb+Lc)=1932N垂直面內RAV=Ft1×Lb/(Lb+Lc)=2055NRBV=Ft1×Lc/(Lb+Lc)=849Nd.繪制水平面彎矩圖MAH=0（此處無彎矩，所以等于0）MBH=Fp×La=111372N?mmMCH左=Fp×(La+Lb)-RBH×L2+Fa1×d1/2=-1047N?mmMCH右=_RAH×Lc=24568N?mme.繪制垂直面彎矩圖MAV=MBV=0N?mmMCV=RAV×Lc=152070N?mmf.繪制合成彎矩圖MB=MBH=111372N?mmeqMC左=\r(,M\s(,CH左)+M\s(2,CV))=152074N?mmeqMC右=\r(,M\s(,CH右)+M\s(2,CV))=154042N?mmg.繪制扭矩圖T=90028.65N?mmh.繪制當量彎矩圖eqMVB=\r(,M\s(2,B)+(αT)\s(2,))=123780N?mmeqMVC左=\r(,M\s(2,C左)+(αT)\s(2,))=161383N?mmeqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=163238N?mm注：以下彎矩圖和扭矩圖僅供參考，買家抄上去的時候根據自己的數據改下h.確定軸的危險截面并校核軸的強度截面Beqσ\s(,VB)=\f(M\s(,VB),0.1×d\s(3,B))=34MPa<[σ]=60MPa截面Ceqσ\s(,VC)=\f(M\s(,VC左),0.1×d\s(3,C))=13MPa<[σ]=60MPa8.2中間軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數n2=104.92r/min；P2=3.51kW；T2=319486.28N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表13-10，選用45鋼，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表5-1可得A=107-118由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A=115。eqd≥\r(3,\f(P2,n2))=37.06mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=45mm（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安裝在低速軸上，中間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(huán)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（以下數據僅作為繪圖時的參考尺寸，繪圖過程中會根據情況調整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=45mm（與軸承內徑配合），L1=43.5mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）第2段：d2=50mm（與齒輪2內孔配合），L2=63mm（比齒輪2寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第3段：d3=60mm（軸肩），L3=73.5mm（一般取10mm）第4段：d4=50mm（與齒輪3內孔配合），L4=103mm（比齒輪3寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=45mm（與軸承內徑配合），L5=41mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫中間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齒輪2所受的圓周力Ft2=2×T2/d2=2904N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2×tanα/cosβ=1092N齒輪2所受的軸向力Fa2=Ft2×tanβ=760N齒輪3所受的圓周力Ft2=2×T2/d2=6587N齒輪3所受的徑向力Fr2=Ft2×tanα/cosβ=2465N齒輪3所受的軸向力Fa2=Ft2×tanβ=1587Nc.計算作用在軸上的支座反力La=45mm，Lb=85mm，Lc=102.5mm水平面內RAH=(Fr3×La-Fr2×(La+Lb))/(La+Lb+Lc)=-133NRBH=(Fr3×(La+Lc)-Fr2×Lc)/(La+Lb+Lc)=1082N垂直面內RAV=(Ft3×La+Ft2×(La+Lb))/(La+Lb+Lc)=2899NRBV=(Ft3×(Lb+Lc)+Ft2×Lc)/(La+Lb+Lc)=6592Nd.繪制水平面彎矩圖MAH=MBH=0MCH右=-RAH×Lc=13632N?mmMCH左=Fa3×d3/2-_RAH×Lc=196138N?mmMDH右=RBH×La-Fa2×d2/2=-133815N?mmMDH左=RBH×La=48690N?mme.繪制垂直面彎矩圖MAV=MBV=0N?mmMCV=RAV×Lc=297148N?mmMDV=RBV×La=296640N?mmf.繪制合成彎矩圖MA=MB=0N?mmeqMC右=\r(,M\s(2,CH右)+M\s(2,CV))=297461N?mmeqMC左=\r(,M\s(2,CH左)+M\s(2,CV))=356044N?mmeqMD右=\r(,M\s(2,DH右)+M\s(2,DV))=325425N?mmeqMD左=\r(,M\s(2,DH左)+M\s(2,DV))=300609N?mmf.繪制扭矩圖T2=319486.28N?mmg.繪制當量彎矩圖MVA=MVB=0N?mm注：以下彎矩圖和扭矩圖僅供參考，買家抄上去的時候根據自己的數據改下eqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=353877N?mmeqMVC左=\r(,M\s(2,C左)+(αT)\s(2,))=404367N?mmeqMVD右=\r(,M\s(2,D右)+(αT)\s(2,))=377687N?mmeqMVD左=\r(,M\s(2,D左)+(αT)\s(2,))=356527N?mmh.確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結構圖和當量彎矩圖可以判斷，軸的截面D處當量彎矩最大，是軸的危險截面eqσ\s(,VD)=\f(M\s(,VD),0.1×d\s(3,D))=31MPa<[σ]=60MPa8.3低速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數n3=38.72r/min；P3=3.41kW；T3=841051.14N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表13-10，選用45鋼，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表5-1可得A=107-118由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A=107。eqd≥\r(3,\f(P3,n3))=47.61mm由于最小軸段直徑安裝聯軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=(1+0.05)d=49.99mm查表可知標準軸孔直徑為60mm故取dmin=60（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1的尺寸較小，故將高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，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（以下長數據僅作為繪圖時的參考尺寸，繪圖過程中會根據情況調整，以下尺寸不代表最后尺寸）第1段：d1=60mm（標準直徑確定），L1=142mm第2段：d2=65mm（軸肩），L2=47mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=65mm（與軸承內徑配合），L3=43.5mm（軸承寬度）第4段：d4=70mm（與大齒輪內徑配合），L4=98mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=80mm（軸肩），L5=5mm第6段：d6=70mm（軸肩），L6=7.5mm第7段：d7=65mm（與軸承內徑配合），L7=23mm（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齒輪4所受的圓周力Ft4=2×T3/d4=6587N（d4為齒輪4的分度圓直徑）齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4×tanα/cosβ=2465N齒輪4所受的軸向力Fa4=Ft4×tanβ=1587Nc.計算作用在軸上的支座反力（La=91mm，Lb=183mm，Lc=129mm水平面內RAH=Fr4×La/(La+Lb)=2188NRBH=Fr4×Lb/(La+Lb)=4399N垂直面內RAV=Ft4×La/(La+Lb)=2188NRBV=Ft4×Lb/(La+Lb)=4399Nd.繪制水平面彎矩圖MAH=MBH=0MCH=RBH×La=400309N?mme.繪制垂直面彎矩圖MAV=MBV=0N?mmMCV右=RAV×La=199108N?mmMCV右=RAV×La=199108N?mmMCV左=RBV×La-Fa4×d4/2=191618N?mmf.繪制合成彎矩圖MA=MB=0N?mmeqMC左=\r(,M\s(2,CH左)+M\s(2,CV))=443807N?mmeqMC右=\r(,M\s(2,CH右)+M\s(2,CV))=447092N?mmg.繪制扭矩圖T=841051.14N?mmh.繪制當量彎矩圖MVA=0N?mmeqMVB=MVD=\r(,0+(αT)\s(2,))=504631N?mmMVC左=M左=443807N?mmeqMVC右=\r(,M\s(2,C右)+(αT)\s(2,))=674198N?mmh.確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結構圖和當量彎矩圖可以判斷，軸的截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面eqσ\s(,VC)=\f(32×M\s(,VC),π×d\s(3,C))=20MPa<[σ]=60MPa第九章滾動軸承壽命校核9.1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)7209AC45851936.8根據前面的計算，選用7209ACAC角接觸球軸承，內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=36.8kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h，軸承采用正裝。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：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=2081.65NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=2820.58NFd1=0.68×Fr1=1415.52NFd2=0.68×Fr2=1917.99N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2677.99NFa2=Fd2=1917.99NFa1/Fr1=1.286Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=3183.33NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2820.58N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=72116.5h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2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)7209AC45851936.8根據前面的計算，選用7209ACAC角接觸球軸承，內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=36.8kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h，軸承采用正裝。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：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=2902.05NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=3094.34NFd1=0.68×Fr1=1973.39NFd2=0.68×Fr2=2104.15N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2931.15NFa2=Fd2=2104.15NFa1/Fr1=1.01Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=3739.94NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=3094.34N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=80320.5h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3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)7213AC651202366.5根據前面的計算，選用7213ACAC角接觸球軸承，內徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=66.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h，軸承采用正裝。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：eqFr1=\r(,RAH\s(2,)+RAV\s(2,))=3094.3NeqFr2=\r(,RBH\s(2,)+RBV\s(2,))=4913.1NFd1=0.68×Fr1=2104.12NFd2=0.68×Fr2=3340.91N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=3340.91NFa2=Fd2=3340.91NFa1/Fr1=1.08Fa2/Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=4175.25NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=4920.96N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式eqLh=\f(10\s(6,),60n)×(\f(ft×Cr,fp×Pr))=82243h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第十章鍵聯接設計計算10.1高速軸與帶輪配合處的鍵連接高速軸與帶輪配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長28mm。鍵的工作長度l=L-b=20mm帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力eqσp=\f(4×T,h×l×d)=58MPa<[σ]p=60MPa10.2中間軸與齒輪2配合處的鍵連接中間軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長50mm。鍵的工作長度l=L-b=34mm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eqσp=\f(4×T,h×l×d)=75MPa<[σ]p=120MPa10.3中間軸與齒輪3配合處的鍵連接中間軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=74mm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eqσp=\f(4×T,h×l×d)=35MPa<[σ]p=120MPa10.4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=22mm×14mm（GB/T1096-2003）,鍵長80mm。鍵的工作長度l=L-b=58mm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eqσp=\f(4×T,h×l×d)=59MPa<[σ]p=120MPa10.5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=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,鍵長125mm。鍵的工作長度l=L-b=105mm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eqσp=\f(4×T,h×l×d)=5MPa<[σ]p=120MPa第十一章聯軸器的選擇11.1低速軸上聯軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數K=1.3計算轉矩Tc=K×T=1093366.482N?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GY8型彈性柱銷聯軸器（GB/T5014-2003），公稱轉矩Tn=3150N?m，許用轉速[n]=4800r/min，Y型軸孔（圓柱形），孔直徑d=60mm，軸孔長度L1=142mm。Tc=1093366.482N?mm<Tn=3150000N?mmn=38.72r/min<[n]=4800r/min第十二章減速器的密封與潤滑12.1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。12.2減速器的潤滑12.3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。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。從而選擇全損耗系統用油(GB443-1989);，牌號為L-AN10。12.4軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-1987），它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第十三章減速器附件設計13.1軸承端蓋根據下列的公式對軸承端蓋進行計算：d0=d3+1mm；D0=D+2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1≥e；m由結構確定；D4=D-(10～15);mm；D5=D0-3d3；D6=D-(2～4);mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，h=(0.8～1);b13.2油面指示器用來指示箱內油面的高度。13.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內污油和便