二級減速器說明書

1、目錄一，二級減速器圖.1二，傳動方案簡述.2三，傳動設(shè)計.8四，軸及輪轂連接.15五，軸承選擇計算.24六，減速器的潤滑與密封.27七，減速器箱體及其附件.28八，部分零件截圖.32九，資料索引.36一 二級減速器 1-1 二級減速器圖二傳動方案簡述2.1 傳動方案說明2.1.1 將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2.1.2 選用閉式直齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，直齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷

2、較小的直齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復雜。2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機的選擇2.2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件

3、。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.2.2 選擇電動機容量(1)工作機所需功率Pw工作機所需功率及所需的轉(zhuǎn)速<由1 P14式（3-2）> kw<由2 P17式（2-3）> r/minr/min kw式中： V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率 (2) 由電動機至工作機的總效率 h<由2 P18 式（2-5）> <由2 P18表2

4、-4>卷筒的傳遞效率 取= 1一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.98一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.99聯(lián)軸器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 電動機所需的輸出功率 KW (4) 確定電動機的額定功率Ped<由2 P196表20-1> 又Ped> Pd 取 P ed= 4 kw2.2.3 電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇< 由1 P14式（3-4）> 式中: -電動機轉(zhuǎn)速; -高速齒輪的傳動比 -低速齒輪的傳動比; -工作機的轉(zhuǎn)速<由1 P10表3-1>展開式雙級圓柱齒輪減速器傳動比 =840= 550.42

5、752 r/min2.2.4 確定電動機的型號一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機。 初選方案： <由2 P196表20-1>表2-1，電動機參數(shù)電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgY132M1-641000 2.2960 74 2.2.5 電動機的主要參數(shù)（1） 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù) 表2-2 電動機參數(shù) 電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgY132M1-641000 2.2960 74（2）電動機的外形示意圖 圖2-1 Y型三相異步電動機 （3）電動機的安裝尺寸

6、表 （單位：mm） 表2-3 電機型號Y132M1-6型號尺 寸HABCDEF×GDGADACHDL13221617889388010×8332102753155152.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比 nm : 電動機滿載轉(zhuǎn)速2.3.2 各級傳動比的分配(1)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2 l - d

7、2h2030 mm。 （由2 P9圖2-2） 4.5，2.4 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1 各軸理論轉(zhuǎn)速設(shè)定：電動機軸為0軸，高速軸為軸，圖（1）下側(cè)中間軸為軸，圖（1）中間低速軸為軸，圖（1）上側(cè)聯(lián)軸器為 軸，圖（1）左下和右上側(cè) (1)電動機 r/min(2)軸 r/mim(3)軸 r/min(4)軸 r/min （5）卷筒軸轉(zhuǎn)速也是2.4.2 各軸的輸入功率(1)電動機 kw(2)軸 kw(3)軸 kw(4)軸 kw2.4.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機 (2)軸 N·mm(3)軸N·mm(4)軸 = N·mm表2-4 各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸號理論

8、轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩(N·mm)傳動比電動軸96041第軸9603.843.820×1044.5第軸213.333.761.561×1053.11第軸68.63.574.486×105卷筒軸68.63.374.687×1051三 傳動設(shè)計3.1 高速級齒輪傳動設(shè)計3.2.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩= N·mm小齒輪轉(zhuǎn)速=960 r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動機，工作有輕振，經(jīng)常滿載，空載起動，單向運轉(zhuǎn)。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限5年，單班制工作。（設(shè)每年工作日為300天）3.2.2設(shè)計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒

9、數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 24×4.5=108取109二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： mm （由1P218式1

10、0-21） 1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1 P217圖10-30） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=46287mm（2）計算圓周速度 2.3m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm（4） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=2.3m/s

11、、 7級精度按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1，得 =1.418=1×1.12×1.2×1.418=1.91（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=52.621mm來計算應(yīng)有的 取27 取122，需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為139mm4 計算齒輪寬度b =54mm 圓整后 5

12、4mm 60 mm六 驗算< 100N /mm 與初設(shè)相符 設(shè)計符合要求3.3 低速級齒輪傳動設(shè)計3.3.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩= N·mm小齒輪轉(zhuǎn)速=213.33r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動機，工作有輕振，經(jīng)常滿載，空載起動，單向運轉(zhuǎn)。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限5年，單班制工作。（設(shè)每年工作日為300天）3.3.2設(shè)計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS3=280接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖

13、10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS4=240接觸疲勞強度極限MPa （由1 P209 圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)Z4= Z3= 28×3.11= 89二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P217 圖10-30）

14、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=70.353mm（2）計算圓周速度 0.786 m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm（5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=0. 85m/s 7級精度按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1、mm，得 =1.79=1×1.05×1.2×1.

15、424=1.79（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 78.268mm 四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3=99.35mm來計算應(yīng)有的 取40 取127需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為213mm4 計算齒輪寬度b =80.00mm 圓整后 80mm 86mm六 驗算< 100N/mm 與初設(shè)相符 設(shè)計符合要求參照2/P66表9-2，齒輪1、3采用齒輪軸，齒輪2、4采用腹板式。四. 軸及輪轂連接4.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1.1

16、低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩TP=3.47kwn=68.6r/minT= N·mm4.1.2估算軸的最小直徑低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由1P370表15-3> 取A 0 =110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,d0 =43.122mm段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。<由1P353式（14-3）> 得： <由1P351表（14-1）> 得： 工

17、作情況系數(shù) 1<由2P164表（17-4）> 得： 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn1600 N·mm軸孔長度L=112 mm孔徑d1 =45 mm圖4-1 聯(lián)軸器外形示意圖表4-1 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kg·m2LT7500360045841900.05504.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(直徑,長度來歷)一 圖4-2 低速軸的結(jié)構(gòu)圖二 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)段與聯(lián)軸器配合取dI-II=45，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上

18、而不壓在軸的端面上取LI-II=84。(2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，<由2P158表16-9>氈圈油封的軸徑取dII-III=50mm由軸從軸承座孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取LII-III=71。(3)軸肩為非定位軸肩，<由2P14815-6初選角接觸球軸承取dIII-IV=55考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度取LIII-IV=27。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸取dIV-V =65m，LIV-V =67(5)軸肩、為定位軸肩,直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑610mm,且保證10mm取dV-VI=

19、70mm，LV-VI=18mm(6)段安裝齒輪，由低速級大齒輪內(nèi)徑取dVI-VII=65考慮齒輪軸向定位，LVI-VII略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取LVI-VII =78m。 (7)軸肩至間安裝深溝球軸承為6011 取dVII-VIII =55m根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取LVII-VIII=35軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接 。由2P119表（11-5），取軸端倒角1.5×45，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm二、中速軸尺寸圖4-3 中速軸尺寸圖（1）確定各軸段直徑d1=30mmd2 =40mmd3 =50mmd4=40mmd5=30mm（2）確定各軸段長度L1=30mmL2

20、=52mmL3=11mmL4=84mmL5=30mm4.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.3.1高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩TP=3.84kwn=960r/minT= N·mm4.3.2估算軸的最小直徑高速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由1P370表15-3> 取A 0 =110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,d0 =18.509mm段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。<由1P35

21、3式（14-3）> 得： <由1P351表（14-1）> 得： 工作情況系數(shù) 1.54-4 聯(lián)軸器外形示意圖表4-2 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kg·m2LT46.3570020521060.00374.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(直徑,長度來歷)一 高速軸的結(jié)構(gòu)圖圖4-5 高速軸二 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)段與聯(lián)軸器配合取dI-II=20，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取LI-II=52。 (2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，<由

22、2P158表16-9>氈圈油封的軸徑取dII-III=25mm由軸從軸承座孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取LII-III=55。 (3)軸肩為非定位軸肩，<由2P14815-6初選深溝球軸承6006取dIII-IV=30考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度取LIII-IV=23。 (4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸取dIV-V =36m，LIV-V =97 (5)，LV-VI=60mm (6)取dVI-VII=30取LVI-VII =31m。 軸肩安裝深溝球軸承為6006 軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接 。由2P119表（

23、11-5），取軸端倒角1.5×45，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm4.2 低速軸強度校核4.2.1作用在齒輪上的力4.2.2 計算軸上的載荷圖4-6 載荷分布圖(1)垂直面 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 (2)水平面 (3) 總彎矩從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、M V、M V及M的值例于下表：表4-3 截面C處的MH、M V、M V及M的值表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=307.49NFNH2=307.49NFNV1=884.764NFNV2=1887.488N彎矩MM H1 =0.44×105N&#

24、183;mmM H2 =1.18×105N·mmMV =1.21×105 N·mm總彎矩M 1=4.56×105 N·mmM 2=2.34×105N·mm扭矩TT=N·mm4.2.3 按彎扭合成校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，軸的計算應(yīng)力為：4.3鍵聯(lián)接強度校核4.3.1低速軸齒輪的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =65mm，L=78mm，<由2P140表（14-1）>，選

25、用A型，b×h=18×11，L=63mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 63-11=52mmk = 0.5h = 5.5mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格4.3.2 低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =45mm，L=84mm，<由2P140表（14-1）>，選用C型，b×h=14×9 L=80mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl =

26、 Lb/2= 73mmk = 0.5h =4.5 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格4.3.4高速軸齒輪的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =20mm，L=31mm，<由2P140表（14-1）>，選用A型，b×h=6×6，L=22mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 22-6=16mmk = 0.5h = 3.0mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）&g

27、t;，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格4.3.5 高速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =20mm，L=52mm，<由2P140表（14-1）>，選用A型，b×h=6×6，L=22mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 22-6=16mmk = 0.5h = 3.0mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格五. 軸承選擇計算5.1 減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支

28、承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計兩端固定支承時，應(yīng)留適當?shù)妮S向間隙，以補償工作時受熱伸長量。表5-1 軸承型號項目軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速軸600630551336491中間軸600630551336491低速軸6011559018628315.2低速軸軸承壽命計算5.2.1 預(yù)期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為5年(年工作日為300天)。預(yù)期壽命=1×8×300×5=12000 h5.2.2 壽命驗算 圖5-1 載荷分析

29、圖（俯視）1 ) 軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa 2) 當量動載荷P1和P2低速軸軸承選用6311，由1p321表（13-6）得到已知，（常溫）由2p145表（15-3）得到Fa1/Cor=0.010,由插值法并由2p144表（15-3），得到e=0.15Fa1/Fr1=473.30/1260.42=0.375>e,由1p321表（13-5）得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x1260.42+2.5x473.30)=1889.09NFa2/C0r=0.048由插值法并由2p144表（15-3），得到e=0.248Fa2/Fr2=1176.

30、55/2271.86=0.0.52>e,由1p321表（13-5）得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x2271.86+1.794x1176.55)=3382.97N取Pmax=P2=3382.97N3）驗算軸承壽命因為>，所以按軸承2的受力大小驗算h>L >，所以所選軸承可滿足壽命要求。六. 減速器的潤滑與密封6.1 齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng)盡量相近，以便浸油深

31、度相近。6.2 潤滑油牌號及油量計算6.2.1 潤滑油牌號選擇由2P153表（16-2），得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s由2P153表（16-1），得：選用N220工業(yè)齒輪油6.2.2 油量計算1）油量計算以每傳遞1KW功率所需油量為350-700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700-1400 實際儲油量：由高速級大齒輪浸油深度約0.7個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于3050mm的要求得：（設(shè)計值為50）6.3 軸承的潤滑與密封由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤

32、滑。由于減速器工作場合的需要，選用抗水性較好，耐熱性較差的鈣基潤滑脂（GB491-87）。軸承內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用氈圈密封。6.4 減速器的密封減速器外伸軸采用 2P158表（16-9）的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設(shè)置封油盤。七. 減速器箱體及其附件7.1 箱體結(jié)構(gòu)形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。7.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mm）表7-1 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表名稱數(shù)值(mm)箱座壁厚=8箱蓋壁厚1=8箱體凸緣厚度b=12b1=12b2=20加強肋厚m=6.8m1=6.8地腳螺釘直徑18地腳螺釘數(shù)目n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M13箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑M10軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸選用M