機械設計課程設計(二級減速器)數據計算

1、 目 錄 機械設計課程設計任務書.3一、 選擇電動機，確定傳動方案及計算運動參數.4 1.1 方案選擇.4 1.2 電動機的選擇.4 1.3 傳動比的分配及轉速校核.6 1.4 減速器各軸轉速、功率、轉矩的計算.72、 齒輪傳動的設計.8 2.1 高速級齒輪的傳動設計計算.8 2.2 低速級齒輪傳動設計.153、 軸的設計.21 3.1 中間軸的設計.21 3.2 高速軸的設計.26 3.3 低速軸的設計.314、 滾動軸承的校核設計.36 4.1 中間軸軸承的校核計算.36 4.2 高速軸軸承的校核計算.37 4.3 低速軸軸承的校核計算.385、 平鍵聯接的選用和計算.39 5.1 中間軸

2、的鍵聯接選用及計算.39 5.2高速軸的鍵聯接選用及校核方法.40 5.3低速軸的鍵聯接選用及校核方法.40六、潤滑方式.43七、箱體及其附件的設計計算.43設計總結.45參考文獻.46機械設計課程設計任務書1、 設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置。運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉，單班工作，使用限期8年，大修期3年，輸送帶速度允差為5%。其中減速器由一般規(guī)模中小型批量生產。二、設計參數：運輸帶拉力F=2200N 運輸帶的線速度V=1.6m/s 驅動卷筒直徑：D=450mm 輸送帶速度允差為±5% 傳動裝置布置圖三、設計內容： 一）設計計算 1.電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數的計算； 2

3、.傳動零件的設計； 3.軸的設計； 4.軸承及其組合的選擇及校核； 5.箱體、潤滑及附件的設計； 二）圖紙的繪制 減速器裝配圖繪制，高速級齒輪零件圖。 三）編寫課程設計說明書 內容包括：目錄、設計題目、設計計算的所有內容、課程設計總結、參考文獻。四、課程設計要求 設計完成后，每位學生提交： 1.減速機裝配圖一張； 2.高速級齒輪零件圖一張； 3.詳細設計計算說明書一份。 計算及說明結果一、設計任務書設計題目：帶式運輸機傳動系統中的展開式二級圓柱齒輪減速器1、系統簡圖 2、工作條件設計帶式運輸機的傳動裝置。運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉，單班制工作，使用期限8年，大修期3年，輸送帶速度容許誤差為

4、77;5%。其中減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產。3、原始數據題號B7運送帶工作拉力F/N2200運輸帶工作速度v/(m/s)1.6卷筒直徑D/mm4504、傳動方案的分析帶式輸送機由電動機驅動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經聯軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。二、電動機的選擇1、類型選擇電動機的類型根據動力源和工作條件,選用Y系列封閉式三相異步電動機。2、功率選擇 (1) 確定電動機效率Pw 按下試計算 式中Fw=2200N V=1.6m/

5、s 工作裝置的效率考慮帶卷筒器及其軸承的效率,還有數據選擇和其他誤差的情況，因此取 代入上試得 (2) 選擇電動機的類型根據電動機的輸出功率功率 式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由式 由表2-4可查得：聯軸器傳動效率；齒輪傳動效率（8級精度一般齒輪傳動）滾動軸承效率；則=0.9（考慮到誤差關系和計算方便問題）所以電動機所需工作功率為=考慮到誤差關系 P3.91 kw按工作要求和工作條件查找【2】表2.1中選用Y132M1-6型號三相異步電動機，其數據如下：電動機額定功率 P=4 kw ；同步轉速為1000；滿載轉速=960；電動機軸伸出端安裝長度為80 mm ；電動機軸伸出端直徑為38

6、mm ；三、計算傳動裝置的運動和動力參數1、總傳動比為 其中：為高速級傳動比；為低速級傳動比。運輸機轉速： 總傳動比： 2.分配傳動比 3.確定齒輪齒數 高速級齒輪組： 小齒輪： 大齒輪： 整圓 低速級齒輪組： 小齒輪： 大齒輪： 整圓 校核數據： 運輸機的轉速： 驗證誤差： 誤差符合要求。4. 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸的轉速 高速軸轉速: 中間軸轉速: 低速軸轉速: 卷筒轉速: （2）各軸的輸出功率：高速軸I 的輸入功率： 中間軸 II 的輸入功率： 低速軸 III 的輸入功率： 卷筒的輸入功率： (3) 各軸轉矩：高速軸輸入轉矩： 中間軸輸入轉矩： 低速軸輸入轉矩： 卷筒輸入

7、轉矩：由以上數據得各軸運動及動力參數表：軸名功率轉矩轉速電機軸439.7929601軸3.9639.3949602軸3.84160.746228.1373軸3.73529.75967.241卷筒軸3.61512.71567.241四、高速級齒輪的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。（3）材料選擇。由【1】表10-1選擇齒輪材料：小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為260HBS；大齒輪為45鋼（調質），硬度為220HBS；二者材料硬度差為40HBS。(4) 根據上一步的

8、設計計算中得到高速級齒輪組齒數：小齒輪齒數(估)大齒輪齒數 2、按齒面接觸強度設計(1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 (3) 確定公式內的各計算數值: 試選載荷系數 （估） 計算小齒輪傳遞的轉矩（ ） 按軟齒面齒輪非對稱安裝，由【1】表10-7選取齒寬系數 由【1】表10-6查得材料的彈性影響系數 由【1】圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（4）計算應力循環(huán)次數（ =1 ）(5) 由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數 （6）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1% ，取安全系數S=1

9、（7）試算小齒輪分度圓直徑 ，代入中較小的值：3、試計算小齒輪模數（1）計算圓周速度 （2）計算齒寬 （3）計算齒寬與齒高之比 模數： 齒高： （4）計算載荷系數根據 8級精度，查【1】圖10-8得動載系數 因為該齒輪傳動為直齒輪，所以齒間載荷分配系數：由【1】表10-2查得使用系數 由【1】表10-4用插值法查8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時： 由 查【1】圖10-13得故載荷系數： (5) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑（6）計算模數 4、按齒根彎曲強度設計（1）由【1】圖10-20c查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（2）由【1】圖10-18根據應力循

10、環(huán)次數 取彎曲疲勞壽命系數: ，（3）計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數 S=1.3，得（4）計算載荷系數K（5）查取齒形系數、和應力修正系數、由【1】表10-5查得： （6）計算大、小齒輪的并加以比較； 小齒輪： 大齒輪：將數值較大的一個代人公式計算： 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.21并就進圓整為標準值=1.5 接觸強度算得的分度圓直徑=43.73mm，算出大小齒輪齒數： 這樣設

11、計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算（1）計算分圓周直徑、 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 ?。?。6、其他參數計算為齒頂高系數 = 1 為頂隙系數 = 0.25 模數 中心距 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 7、高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱符號結果（mm）模數1.5分度圓直徑 45190.5齒頂圓直徑 48130齒根圓直徑 41.25123.25中心距 117.75齒寬 50458、齒輪的結構設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸；大齒輪2的結構尺寸按【2】表3.11和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算

12、如下表：由于 選擇鍛造齒輪代號結構尺寸計算公式結果（mm）輪轂處直徑68.8輪轂軸向長度L6 64.5倒角尺寸n0.75齒根圓處厚度4.5腹板最大直徑114.25板孔分布圓直91.525板孔直徑11.36腹板厚度C13.5 五. 低速級齒輪的設計1、齒輪強度計算（1）選擇材料確定極限應力因為該減速器可以由一般規(guī)模廠生產，選擇8級精度傳動。由【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為260HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為220HBS，二者材料硬度差為40HBS。(2)在前一步設計計算中得到低速級齒輪組的齒數：小齒輪齒數 ；大齒輪齒數 。2、按齒輪面接觸強度設計 （1） 設計準

13、則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。按齒面接觸疲勞強度設計，即 （2）確定公式內的各計算數值試選載荷系數 。計算小齒輪傳遞的轉矩 按軟齒面齒輪非對稱安裝，由【1】表10-7選取齒寬系數。由【1】表10-6查得材料的彈性影響系數 由【1】圖10-21d按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 。(3)計算應力循環(huán)次數(j=1 ) (4)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數 （5）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1% ，取安全系數S=1 （6）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 3、計算小齒輪的模數（1）計算圓周速度 （2）計算齒寬 （3

14、）計算齒寬與齒高之比模數： 齒高： （4）計算載荷系數 根據 ， 8級精度傳動，由【1】第194頁圖10-8查得動載系數： 因為該齒輪傳動組為直齒輪，所以齒間載荷分配系數： 由【1】表10-2查得使用系數 由【1】表10-4用插值法得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時： 由=12.449 查【1】第198頁圖10-13得 故載荷系數 (5)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 （6）計算模數 4、按齒根彎曲強度設計 （1）由【1】圖10-20c查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（2）由【1】第206頁圖10-18根據應力循環(huán)次數 取彎曲疲勞壽命系數: ，（3）計算彎

15、曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數 S=1.3，得 （4）計算載荷系數K （5）查取齒形系數、和應力修正系數、 由【1】表10-5查得： （6）計算大、小齒輪的并加以比較； 小齒輪： 大齒輪： 將數值較大的一個代人公式計算： 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.825并就進圓整為標準值=1.95 接觸強度算得的分度圓直徑=73.56 mm，算出大小齒輪齒數： 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接

16、觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算（1）計算分圓周直徑、 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 ?。?。6、其他參數計算 為齒頂高系數 = 1 為頂隙系數 = 0.25 模數 中心距 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 7、高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱符號結果（mm）模數1.95分度圓直徑 74251.6齒頂圓直徑 77.7255.4齒根圓直徑 69.125246.725中心距 162.8齒寬 80748、齒輪的結構設計 小齒輪3由于直徑較小，采用實體齒輪；大齒輪4的結構尺寸按【2】表3.11和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下表：由于

17、選擇鍛造齒輪代號結構尺寸計算公式結果（mm）輪轂處直徑105.6輪轂軸向長度L99倒角尺寸n0.975齒根圓處厚度7.8腹板最大直徑231.125板孔分布圓直徑168.36板孔直徑31.38腹板厚度C22.26、驗證齒輪傳動組中心距 驗證兩組齒輪設計是否合理： 大于 設計符合要求。 兩組齒輪組的數據如下：高速級低速級齒數z3012738129中心距a(mm)117.75162.8模數m(mm)1.51.95齒寬b(mm)45507480分度圓直徑d(mm)45190.574251.67、軸的設計 在兩級展開式減速器中，三根軸跨距應該相等，而中間軸跨距確定的自由度較小，故一般先進行中間軸的設計，

18、以確定跨距。（一） 中間軸II的設計1、選擇材料及熱處理方式因中間軸是有兩個齒輪，而該軸的材料應該和硬度高的齒輪材料一樣。即和小齒輪3的材料一樣同為45(調質) ，硬度為260 HBS2、初步計算軸的最小直徑 按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑： 由【1】表15-3 查選 （由于無軸向載荷 取較小值 ，=112 97 ） 。該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%，取 此軸的最小直徑即安裝在軸端處的深溝球軸承直徑 ，由【2】表5.9選取深溝球軸承的型號，既：6208 3、計算各段軸直徑 4、計算各段軸的長度 5、彎扭合成強度條件校核計算 （1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原

19、則應在齒輪寬的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6208 ，可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。 （2）計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角 齒輪2 ： 齒輪3 ： （3）計算出支反力作用點及作用力的簡圖： 繞支點B的力矩和 得： 即 繞支點A的力矩和 得： 即 校核： 計算無誤 繞支點B的力矩和 得： 即 繞支點A的力矩和 得： 即 校核 ： 計算無誤（4）合彎矩 因為 所以 比較與 ，則比大 ，D點為危險截面點。（5）彎扭合成 根據公式 其中： W 由【1】表15-4 選擇無鍵槽 由【1】表15-1 選擇 所以

20、滿足強度設計條件要求。（二） 高速軸I 的設計由于該軸為齒輪軸，所以該軸的材料與齒輪1的材料同為40（調質） ， 硬度為260HBS1、擬定軸上零件的裝配方案：2、初步計算軸的最小直徑 按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑： 由【1】第370頁表15-3 查選 （由于無軸向載荷 取較小值 ，=112 97 ） 。該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%，取 此軸的最小直徑即安裝在軸端處的聯軸器直徑 ，由【2】第115頁表6.8選取彈性柱銷聯軸器的型號，既：HL1Y型 驗證聯軸器是否符合要求: 符合要求。 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加，因此，軸

21、伸段聯軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑為： 選取軸承時，由【2】第95頁表5.9 可得： 深溝球軸承6206 mm B = 16mm3、計算各段軸直徑 mm 4、計算各段軸的長度 (聯軸器軸孔端的長度)5、彎扭合成強度條件校核計算 （1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點，因此可決定高速軸上齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6206 ，可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。 （2）計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角 齒輪1 ： （3）計算出支反力作用點及作用力的簡圖： 繞支點B的力矩和 得： 即

22、 繞支點A的力矩和 得： 即 校核： 計算無誤 繞支點B的力矩和 得： 即 繞支點A的力矩和 得： 即 校核 ： 計算無誤（4）合彎矩 因為 所以 （5）彎扭合成 根據公式 其中： W 由【1】表15-4 選擇無鍵槽 由【1】表15-1 選擇 所以 滿足強度設計條件要求。（三） 低速軸III的設計由于該減速器為展開式齒輪傳動，該軸有一個齒輪，所以該軸的材料與齒輪4的材料同為45鋼（正火） ， 硬度為220HBS1、擬定軸上零件的裝配方案：2、初步計算軸的最小直徑 按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑： 由【1】表15-3 查選 （由于無軸向載荷 取較小值 ，=126 103 ） 。該段軸上有一

23、鍵槽將計算值加大3%，取 此軸的最小直徑即安裝在軸端處的聯軸器直徑 ，由【2】表6.8選取彈性柱銷聯軸器的型號，既：HL4Y型 驗證聯軸器是否符合要求: 符合要求。 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加，因此，軸伸段聯軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑為： 選取軸承時，由【2】第95頁表5.9 可得： 深溝球軸承6211 mm B = 21mm3、計算各段軸直徑 mm 4、計算各段軸的長度 (聯軸器軸孔端的長度)5、彎扭合成強度條件校核計算 （1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點，因此可決定低速

24、軸上齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6211 ，可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。 （2）計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角 齒輪1 ： （3）計算出支反力作用點及作用力的簡圖： 繞支點B的力矩和 得： 即 繞支點A的力矩和 得： 即 校核： 計算無誤 繞支點B的力矩和 得： 即 繞支點A的力矩和 得： 即 校核 ： 計算無誤（4）合彎矩 因為 所以 （5）彎扭合成 根據公式 其中： W 由【1】表15-4 選擇無鍵槽 由【1】表15-1 選擇 所以 滿足強度設計條件要求?？傃b草圖如下：（四）軸承的驗證 4.1、高速軸I的軸承的驗證（1

25、）選用根據前面的設計可得知高速軸I兩個軸承選用的是深溝球軸承6206： （該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求）（2）驗算根據公式 其中： 根據公式： 其中：由【1】第321頁表13-6選擇 比較和的大小，選擇較大代入公式計算： 壽命符合條件要求。4.2、中間軸II的軸承的驗證（1）選用根據前面的設計可得知中間軸II兩個軸承選用的是深溝球軸承6208： （該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求）（2）驗算根據公式 其中： 根據公式： 其中：由【1】表13-6選擇 比較和的大小，選擇較大代入公式計算： 壽命符合條件要求。4.3、低速軸III的軸承的驗證（1）選用根據前面的設計可得知

26、低速軸III兩個軸承選用的是深溝球軸承6211： （該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求）（2）驗算根據公式 其中： 根據公式： 其中：由【1】表13-6選擇 比較和的大小，選擇較大代入公式計算： 壽命符合條件要求。5、 平健聯結的選用和計算5.1、中間軸II大齒輪處鍵的選擇（1）以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高 由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為43mm 則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為： 該鍵為一般鍵聯接（2）以轂寬選擇鍵的長度 由前面的設計步驟可得該轂寬為63mm 因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由【2】表6.1選擇長度L = 63mm A型（圓頭）（3）校核 由【1】第

27、106頁，根據公式 其中： 由【1】表6-2根據：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則 強度條件符合要求。5.2、中間軸II小齒輪處鍵的選擇（1）以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高 由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為47mm 則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為： 該鍵為一般鍵聯接（2）以轂寬選擇鍵的長度 由前面的設計步驟可得該轂寬為99mm 因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由參考資料【2】表6.1選擇長度L = 70mm A型（圓頭）（3）校核 由【1】，根據公式 其中： 由【1】表6-2根據：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則 強度條件符合要求。5.3、低速軸III大齒輪處鍵的

28、選擇（1）以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高 由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為64mm 則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為： 該鍵為一般鍵聯接（2）以轂寬選擇鍵的長度 由前面的設計步驟可得該轂寬為99mm 因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由【2】表6.1選擇長度L = 80mm A型（圓頭）（3）校核 由【1】，根據公式 其中： 由【1】表6-2根據：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則 強度條件符合要求。5.4低速軸III軸端處聯軸器的鍵的選擇（1）以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高 由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為45mm 則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為： 該鍵為一般鍵聯接（

29、2）以該段軸寬選擇鍵的長度 由前面的設計步驟可得該段軸長為109.5mm 因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由【2】表6.1選擇長度L = 80mm A型（圓頭）（3）校核 由【1】，根據公式 其中： 由【1】表6-2根據：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則 強度條件符合要求。5.5高速軸I軸端處聯軸器的鍵的選擇（1）以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高 由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為20mm 則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為： 該鍵為一般鍵聯接（2）以該段軸寬選擇鍵的長度 由前面的設計步驟可得該段軸寬為52mm 因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由【2】第110頁表6.1選擇

30、長度L = 40mm A型（圓頭）（3）校核 由【1】第106頁，根據公式 其中： 由【1】表6-2根據：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則 強度條件符合要求。 六、潤滑方式 由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于12m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB59031986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在6880mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY14131980）。牌號為ZL2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥?/p>

31、污染。所以要軸承與箱體內壁之間設置擋油環(huán)。七、箱體及其附件結構設計（一）箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計。1、確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2、合理設計肋板；在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3、合理選擇材料；因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。（二）附件的結構設計1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在