1、 设计题目：一级圆柱齿轮减速器的设计目录一、 电动机的选择-二、 计算传动设计-三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比-四、 带传动设计-五、 齿轮传动设计-六、 轴的设计-七、 轴的考核键的校核- 八、 联轴器的选择-九、 减速器的结构设计-十、 润滑与密封-11、 参考资料- 机械零件课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24 小时工作制，使用 5 年，输送带速度误差5%原始数据已知条件 题号 14输送带拉力 2.1输送带速度 1.6滚筒直径 400设计工作量 设计说明书一份减速器装配图 1 张减速器零件大齿轮 1 张，
2、输出轴 1 张二、电动机的选择计算步骤 设计计算与内容 设计结果1、选择电动机的类型。2、电动机输出功率按照工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。滚筒的功率:Pw=Fw.Vw/1000w=2100 1.6/（ 10000.96）=3.5kw电动机输出功率：根据简图，查手册 2-3 得：V 带传动效率PQ=Pw/又因为 =12334=0.960.980.970.970.96=0.82P0=PW/ =3.5/0.82=4.27KW电动机的额定功率：P=(1.0-1.3)P0=4.27-5.55KW电动机的额定功率为 5.5KW.滚筒转速：NW=60Vw1000/ D
3、=601.61000/(3.14400)=76.43r/min确定总传动比的范围电动机的转速 n；按表推荐的各种传动比范围取 V带传动比 i1=（2-4） ，单级圆柱齿轮传动比 i2=（3-5）,总的传动比范围为：i=i1i2= (24) (35)=620n=(620) 76.43=458.581528.6r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min ，取电动机同步转速为 1000r/min，因此选择电动机行型号为：Y132M1-6同步转速 1000r/min满载转速：960r/min，额定功率 4KW。PW=3.5KWP0=4.27kwNw=7
4、6.43r/min同步转速为1000r/min额定功率为 4kw计算步骤 设计计算与内容 设计结果1、 计算总传动比2、 各级传动比分配i=nm/nw=960/76.43=12.56为使 V 带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比 i=3.2。则齿轮传动比为：i2=i/i1=12.56/3.2=3.93i1=3.2i2=3.93三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤 设计计算与内容 设计结果1、0 轴（电动机轴）2、1 轴（高速轴）3、2 轴（低速轴）4、3 轴（滚筒轴）P0=4.27KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=95504.27/960=42.48N.mP1=P0
5、1 =4.270.96=4.10KWn1=n0/i1=960/3.2=300/minT1=9550P1/n1=95504.10/300=130.52N.mP2=P1 23=4.270.980.97=4.06KWn2=n1/i2=300/3.93=76.34r/minT2=9550P2/n2=95504.06/76.34=507.90N.mPW=P234=4.060.970.96=3.78KWnw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=95503.66/76.34=457.86N.m轴 号参 数0 轴 1 轴 2 轴 W 轴功 P(KW) 4.27 4.10 4.06 3.78转
6、速n(r/min)960 300 76.34 73.89转矩T（N.m）42.48 129.24 507.90 457.86传动比 i 3.2 3.93 1效率 0.96 0.95 0.96P0=4.27KWn0=960r/minP1=4.06KWn1=300r/minT1=129.24N.mn2=76.34r/minT2=491.25N.mPW=3.66KWnw=76.34r/minTW=457.86N.m四、V 带传动设计计算步骤 设计计算与内容 设计结果1、 确定设计功率 PC2、 选择普通 V 带型号3、 确定带轮基准直径 dd1、dd2。4、 验证带速 V5、 确定带的基准长度 Ld
7、 和实际中心距 a。6、 校核小带轮包角17、 确定 V 带根数 Z由 表 8-21 得 KA=1.3PC=KAP0=1.34.27=5.55KW根据 PC=5.55KW,n0=960r/min。由图 8.13 应选 A 型 V 带。由机械设计基础图 8.13 取 dd1=125mm，dd1=125ddmin=75mmdd2=n0dd1/n1=960125/300=400mm按表 8.3 取标准直径 dd2=400mm，则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别为：i=dd2/dd1=400/125=3.2n2=n1/i=960/3.2=300从动轮的转速误差为（300-300 ）/300=0%在
8、5%以内，为允许值。V=dd1n1/60 1000=（125960）/ （601000）m/s=6.28m/s带速在 525m/s 范围内。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+400）a02(125+400)367.5a01050取 a0=700由式（8.15）得L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0=2700+（125+400 ）/2+（400-125 ）2/ （4700）=2251.26mm由表 8.4 选取基准长度 La=2240mm由式（8.160 得实际中心距 a 为aa0+（La-L0 ）/2=700+ =
9、694.37mm694mm中心距 a 的变动范围为amin=a-0.015Ld=694.37-0.0152240=660.77mmamax=a+0.03Ld=694.37+0.032240=761.57mm由式（8.17）得1=180o-（dd1-dd2） /57.3o=180o-57.3o（400-125 ）/694.37=157.31o120o由式（8.18）得ZPc/(P0+ P0)KaKL根据 dd1=125mm，n1=960r/min，查表 8.9 得，用内插法得P0=1.19+(960-800) =1.37666KW取 P0=1.38kwKA=1.3Pc=5.55kwdd1=125
10、mmdd2=400mmi=3.2n2=300V=6.28m/sa0=700La=2240mma694mmamin=616.2mmamax=717mm1=157.30oP0=1.38kw8、 求初拉力 F0 及带轮轴上的压力 F09、 带轮的结构设计10、设计结果P0=1.38kw由式（8.11）得功率增量P0 为P0=Kfn1（1-1/Ki）由表 8.18 查的 Kf=1.027510-3根据传动比 i=3.6，查表 8.19 得 Ki=1.1373，则P0=1.027510-3960（1-1/1.1373） kw=0.12kw由表 8.4 查得带长度修正系数 KL=1.06，由图 8.11
11、查得包角系数K=0.96,得普通 V 带根数Z= =3.995 根圆整得根由表 8.6 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根 V 带的初拉力为F0= （ -1）+qv2= （ -1）+0.16.282=177.84N由式（8.20）可得作用在轴上的压力 FQ 为FQ=2F0Zsin（157.31o/2）=2177.844sin（157.31o/2 ）=1394.92N按本章 8.2.2 进行设计（设计过程略） 。选用 4 根 A-1600GB 11544-89V 带，中心距 a=694mm，带轮直径dd1=125，dd2=400mm，轴上压力 F
12、Q=1381.36N。Kf=1.0275 10-3P0=0.12kwK=0.96Z=4F0=177.84NFQ=1394.92N结果选择 4 根 A-1600GB 11544-89V 带。五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率 P1=4.06KW 电动机驱动，小齿轮转速 n1=300r/min，大齿轮转速 n2=76.34r/min，传递比 i=3.93，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两班工作。设计步骤 计算方法和内容 设计结果1、 选择齿轮材料及精度等级。2、按齿轮面接触疲劳强度设计3、 主要尺寸计算小齿轮选用 45 调质钢，硬度为 230HBS；大齿
13、轮选用 45 钢正火，硬度为 200HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第二版中表选 8 级精度，要求齿面粗糙度 Ra3.26.3um。因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出 d1 值。确定有关参数与系数：（1） 转矩 T1T1=9.55106P/n=9.55106 =130516.67N.mm（2） 载荷系数 K查表 10.11 取 K=1.1（3） 齿轮 Z1 和齿宽系数 d小齿轮的齿数 z1 取为 25，则大齿轮齿数 Z2=3.9325=99。故Z2=99 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20 选取 d=1。（4） 许用接触应力【fH】由图机械
14、设计基础中 10.24查的fHlim1=580MPa fHlim2=550Mpa由表 10.10 查得 SH=1N1=60njLh=60960（552524）=1.80109N2=N1/i=1.80109/3.93=4.58108查图 10.27 得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.07由式（10.13）可得【fH】1= ZNT1 fHlim1/SH=1580/1=580MPa【fH】2=ZNT2 fHlim2/SH1.07550/1=588.5MPa故 d17643 =76.43 =62.06mmm= = =2.48由表 10.3 取标准模数 m=2.5mmd1=mz1=2.525mm=62.
15、5mmd2=mz2=2.5100=250mmf2= dd1=162.5mm=62.5mm经圆整后取f2=65mm f1= f2+5mm=70mma= m（z1+z2）=0.5 2.5（25+99 ）=155mm由式（10.24）得出fF,如fF【fF 】则校核合格确定有关系与参数：T1=130516.67N.mmZ1=25Z2=100fHlim1=580MPafHlim2=550MpaN1=1.80109N2=4.58108ZNT1=1 ，ZNT2=1.07【fH 】1=580MPa【fH 】2=588.5MPam=2.5mmf=62.5mmf1=70mm4、 按齿根弯曲疲劳强度校核5、 验算
16、齿轮的圆周速度 v。6、验算带的带速误差。（1） 、齿形系数 YF查表 10.13 得 YF1=2.65 ， YF2=2.184（2） 、应力修正系数 YS查表 10.14 得 YS1=1.59， YS2=1.7985（3） 、许用弯曲应力【fF】由图 10.25 查得fFlim1=210MPa，fFlim2=190MPa。由表 10.10 查得 SF=1.3由图 10.26 查得 YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得【fF】1= = =162MPa【fF】2= = =146MPa故fF1= YFYS= 2.651.59=113.15MPa【 fF 】1=162MPafF2=fF1 =
17、113.15 MPa=105.48MPa【 fF 】2=146MPa齿根弯曲强度校核合格V= = =0.98m/s由表 10.22 可知，选 8 级精度是合适的。nw= = =960/（3.23.93）=76.34r/min2= = =3.3%输送带允许带速误差为5%合格。a=155mmSF=1.3YNT1=YNT2=1V=0.98m/s齿轮的基本参数标准齿轮有 ha*=1 c*=0.25齿顶高 ha=ha*m=2.5mm齿根高 hf=1.25m=1.252.5=3.125mm齿全高 h=2.25m=2.252.5=5.625mm齿顶高直径 da=m（z+2ha）=2.5（99+2 1）=25
18、2.5mm齿根圆直径 df=m（z-2ha*-2c* ）=2.5（99-21-2 0.25）=241.25mm六、轴的设计由前面计算可知：传动功率 P2=4.06KW,转速 n2=73.89r/minh，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。设计步骤 计算方法和内容 设计结果1、 选择轴的材料，确定许用应力。2、 按钮转强度估算轴径。3、 设计轴的结构并绘制结构草图（1） 、确定轴上零件的位置和固定方式（2） 、确定各轴段的直径由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。查书 1(见备注)273页表 14.2 得强度极限fB=650MPa，在查书 1，
19、272 页表1402 得许用弯曲应力【f-1f】=60MPa。根据书 1，271 页表 14.1 得 C=107118.又由式（14.2）得：dC .=（107118） =40.2344.37mm考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5%，取为 41.7146.59mm。查书2（见备注） ，127 页附表 9.4 弹性柱销联轴器（GB5014-85摘录）得 d1=45mm轴的计算转矩为：TC=9550103 =9550103 =507898.87N.m）查书 2，127 页附表 9.4 弹性柱销联轴器， （GB5014-85 摘录）得 HL4 型联轴器，半联轴器
20、轮毂长 L=112mm，键槽长 L1=84mm。（1） 、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如 14.8图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合 H7/K6 作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合 H7/K6 作周定位。（2） 、确定轴的各段直径、由上述可知轴段 1 直径最小 d1=45mm。轴的直径d 101818303050508080100轴上圆角/倒角C1/R1 1.6 2.0 3.0 4.0 5.0最小轴肩高度hmin 2 2.5 3.5 4.5 5.5轴环宽度f
21、f1.4h轴上圆角半径R 0.8 1.0 1.6 2 2.5【f-1f】 =60MPad1=45mmTC=507898.87N.mL1=84mmL=112mm（3） 、确定各轴段的长度、轴段 2 考虑到要对安装在轴段 1 上的联轴器进行定位，轴段 2 上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段 2 上安装轴承，轴段 2 必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d1+23.5mm=45+7=52mm取轴径 d2=55，并根据机械设计基础课程设计指导书（第二版） 129 页附表 10.1 选用 6011 型轴承。、轴段 3 不考虑对安装在轴 2 上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+2
22、2mm=55+4=59mm圆整后取 d3=60mm。、轴段 4 一般要比轴段 3 的直径大 10mm，所以有d4=d3+10mm=70mm、为了便于拆卸左轴承，根据书 2，129 页附表 10.1 可知，6011 型轴承的最小安装直径：da=62mm，所以取 d5=62mm、轴段 6 与轴段 2 安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d2=55mm（3） 、确定轴的各段长度、已知毂宽为 65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段 3的长度应略短于齿轮轮毂宽度 2mm，取轴段 3 的长度为63mm。、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的 1.4 倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为 7mm。、为保证齿轮端
23、面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为 18mm。、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 2mm。又查书 2 的附表 10.1 知，6011 型滚动轴承的宽度为：B=18mm。所以轴承支点的距离为：L=（18/2+2+18+65/2）2=123mm、确定轴段 2 的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为 20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有 2mm 的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知 6011 型滚动轴承的宽度为
24、18mm。f、减速器中两个齿轮的中心距 a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为 y，则：查书 2，17 页表 4.1 得，地脚螺钉直径为：df=0.036a+12=0.036156.25+12=17.625mmd2=52mmd3=60mmd4=70mmd5=62mmd6=d2=55mm毂宽为 65mmB=18mmL=123mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为：1=0.02a+1mm=0.02155+1=4.125mm8mm取 1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df=（0.40.5）20mm= （8 10）mm取 d3=8mm查书 2，17 页表 4.1
25、的，轴旁连接螺栓直径为：d1=0.75df=0.7520=15mm由于较大的偶数则 d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为 16mm 写为 M16查手册表 4.2,cmin=22，c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为 y 为：y=1+C1min+C2min+ （510）=8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为 3 5mm，取圆角半径为 4mm。d、由f、步可知 d3=8mm 查书 2，23 页表 4.5 得，螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.28mm=9.6mme、轴段 2 伸出箱体外的长度一般为 1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为 17.4
26、mm。综合上述，轴段 2 的长度为：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm、轴段 1 的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书 2，68 页附表 1.7 得，L=82mm。、在轴段 1、3 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm，键槽的规格查书 2，108 页附表 5.11 得，轴段1 的键槽深度为 5.5mm，宽度为 14mm；轴段 3 的键槽深度为 7mm，宽度为 18mm。（1） 、画出轴的受力图如图f 所示（2） 、作水平面内的弯矩图列出平衡弯矩图如下：FHAL+FHBL=0支点为：Ft= = =4135.68NFr=
27、Fttan20o=4135.68tan20o=1505.26NFHA=FHBa =156.25mmdf=20mm 1=8mmd1=15mmcmin=22，c2min=20y=55mme=9.6mmL=82mm。4、 按弯曲扭合成强度校核轴径(!)、画出轴的受力图。（2） 、作水平面内的弯矩图，支点反力为。（3） 、作垂直面内的弯矩图，（4） 、作合成弯矩图=Ft/2=4135.68/2=2067.84N-截面处的弯矩为：MHC1= = =127172.16N.mm-截面处的弯矩为：MHC2=FHA29=2067.8429=59967.36N.mm其弯矩图如 c 图所示。（3） 、作垂直平面内的
28、弯矩图去掉 A 支点保留 B 支点，则有：FVA=FVB= =1505.26/2=752.63N-截面处的弯矩为：MV=FVA =752.63 =46286.75Nmm-截面的合成弯矩为：MV= =752.6329mm=21826.27Nmm其弯矩图 d 图所示。（4） 、由 M= 得：-截面的合成弯矩为：M1= = =135333.74Nm-截面的合成弯矩为：M2= = =63815.91Nm其合成弯矩图如 e 图所示。（5） 、作转矩图T=9.55106 =9.55106 =507898.87mm其转矩图如 f 图所示。（6） 求当量转矩（弯矩合成图）因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动
29、循环变化，修正系数 =0.6.由 Me= 得：-截面的弯矩合成为：Me1= =333438.56Nmm-截面的弯矩合成为：Me2= = =311349.52其弯矩合成如 g 图所示。Ft=4135.68NFr=1505.26NFHA=FHB=2067.84NMHC1=127172.16N.mmMHC1=127172.16N.mmMHC2=59967.36N.mmFVA=FVB=752.63NMV=46286.75NmmMV=21826.27N mmM1=135333.74Nm（5） 、作转矩图（6） 、求当量弯矩（7） 、确定危险截面及校核强度。（7） 、确定危险截面及校核强度由以上图可以看出
30、，截面-、- 所受转矩相同，但弯矩 Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径 d3d2，故也对-进行校核。截面-：由 W=0.1d3， 【f-1f】= 得fe1= = =15.44MPa截面-：fe2= = =18.71MPa查教材 272 页表 14.2 得【 f-1f】=60MPa，满足 fe【 f-1 f】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。M2=63815.91NmT=507898.87mmMe1=333438.56NmmMe2=311349.52fe1=15.44MPafe2=18.71MPa七、轴承的选
31、择与校核设计步骤 设计计算与内容 设计结果一、 轴承的当量动载荷二、 试选轴承型号三、 由预期寿命求所需 c 并校核由前面计算知 d2=55mm，选用 6011 型号的轴承。查书 1，295 页查表 15.12 知：载荷系数 fp=1.2查书 1，296 页查表 15.14 知：温度系数 fT=1因为此 Fa=0N由式 15.2 得 P=fpFr=1.21505.26=1806.312N因为是球轴承 =3根据轴颈 d=55mm，选择 6011 型，并查书 2129 页附表10.1 得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=30.2KN基本额定静载荷 Cor=21.8KN由表 15.15 知：轴承预期
32、寿命Lh的参数值为5000060000h在因为该轴承要工作 5 年且 24 小时连续工作，所以有：Lh=552524=31200hCmax= = =9443.77N选择 6011 轴承 Cr=30.2KN满足要求 CmaxCr，选择合适。fp=1.2fT=1P=1806.312N=3Cr=30.2KNCor=21.8KN满足要求CmaxCr，选择合适八、键的设计设计步骤 设计计算与内容 设计结果一、 联轴器的键1、 选择健的型号选择 C 型健由轴径 d1=45mm，在同表查得健宽 f=14mm ，健高h=9mm，L=36160mm。L=70mm（1.61.8）dl1=L-0.5f=70-0.5
33、14=63mm选择 C 型键f=14mmh=9mmL=36160mm2、 写出健的型号二、 齿轮键的选择1、 选健的型号2、写出键的型号由式 14.7 得fjy1= =（4457.861000）/（ 45963）=71.77MPa【 fjy 】选健为 C1470GB/T1096-1979选择 A 型健轴径 d3=60mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健宽。但强度不够。故 健宽f=18mm，高 h=11mm，L=50mml2=L-18=50-18=32mmfjy2= = =96.2MPa选取键 A1850GB/T1096-1979选择 A 型键九、联轴器的选择设计步骤 设计计算与内容
34、设计结果一、 计算联轴器的转矩二、 确定联轴器的型号由表 16.1 查得工作情况系数 K=1.3由式 16.1 得主动端 TC1=KT2=1.3507.94=660.322Nmm从动端 TC2=KTW=1.3457.86=595.23Nm Tm=1250Nm由前面可知：dC =40.2344.37mm又因为 d（1+0.05）=（40.2344.37） （1+0.05）=42.241546.59mmn2=76.34r/minn=4000r/min由附表 9.4 可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器HL4 GB5014-85。TC1=660.322NmmTC2=595.23Nm标记为：HL4 GB
35、5014-85。十、减速器箱体设计设计步骤 设计计算与内容 设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度a=155mm1=0.02a+1mm=4.125mm8mm1=0.02a+18mmf=1.5 =12mm f1=1.51=12mmf2=2.5 =2.58=20mmdf=0.036a+12a=155mm1=8mm1=8mmf=12mmf2=20mmdf=17.58mm地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓 d2 的间距轴承端盖的螺钉直径 d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径df、d1、d2 至外壁距离df、d2 至凸缘距离凸台高度外箱壁至
36、轴承座端面与内箱壁距离机盖机座力厚轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离=17.58mm 取整偶数 20mma250，n=4d1=0.75df=15mm 查表 3-3 取 16mmd2=（0.50.6）df=1012mm 取 d2=12mml=150200mm由表 3-17 得：d3= （0.40.5）df=810mmd4=（0.30.4）df=68mmd=（0.30.4）d2=8.4 9.6mmC1=20mmC2=18mmh=0.36D2=0.36130=46.8mml1=C1+C2+(5 10)=4348mm 取 l1=47mm11.2 1=9.6mm2 2=9.6mmm10.851 m0.85=
37、6.8mm 7mm =6.8mm7mmD2=D+(55.5)d3=90+（55.5）8=130134mm S=D2n=4d1=0.75df=15mmd2=12mml=150200mmd3=810mmd4=68mmC1=20mmC2=18mmh=46.8mml1=47mm1=9.6mm2=9.6mmm1=7mmm=7mmD2=132mmS=D2十一、减速器的润滑、密封设计步骤 设计计算与内容 设计结果一、 齿轮的润滑（1） 选择润滑方式（2） 确定油深二、 轴承润滑三、 密封V= = =1.00m/sV12m/s, 采用侵油润滑由查参考书 2 图 10.52 可知齿轮侵油深度为 10mm；油总深度为 30mmV=0.98m/s油总深度为 30mm。dm= n1= 300=21750m/s采用脂润滑轴承两端加设挡油环；轴承端盖采用毡圈密封Dm=21750m/s采用毡圈密封。十二、参考资料书名 主编1、 机械设计基础（第二版） 2、 机械设计基础课程设计指导书陈立德陈立德 牛玉丽
