一级减速器设计说明书最完整版，计算过程详细，排布清晰
目 录
Abstract V
第一章 设计任务书 1
1.1 设计题目 1
1.2 设计步骤 1
第二章 传动布局与电机选型设计 2
2.1 传动方案构想 2
2.2 电动机类型的选择 2
2.3 确定传动装置的效率 2
2.4 选择电动机容量 2
2.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4
2.6 动力学参数计算 4
第三章 V带传动设计 6
3.1 确定计算功率Pca 6
3.2 选择V带的带型 6
3.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 6
3.4 确定V带的中心距a和基准长Ld 度 6
3.5 验算小带轮的包角αa 7
3.6 计算带的根数z 7
3.7 计算单根V带的初拉力F0 7
3.8 计算压轴力Fp 7
第四章 减速器齿轮传动设计计算 11
4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 11
4.2 按齿面接触疲劳强度设计 11
4.3 调整小齿轮分度圆直径 13
4.4 确定传动尺寸 14
4.5 计算中心距 14
4.6 计算小、大齿轮的分度圆直径 14
4.7 计算齿宽 14
4.8 校核齿根弯曲疲劳强度 14
4.9 计算齿轮传动其它几何尺寸 16
4.10 齿轮参数和几何尺寸总结 16
第五章 轴的设计和校核 18
5.1 输入轴设计计算 18
5.2 输出轴设计计算 23
第六章 滚动轴承计算校核 30
6.1 输入轴轴承计算校核 30
6.2 7.2输出轴轴承计算校核 30
第七章 键连接的选择及校核计算 32
7.1 输入轴键选择与校核 32
7.2 输入轴与大带轮键连接校核 32
7.3 输出轴键选择与校核 32
7.3.1 输出轴与大齿轮键连接校核 32
7.3.2 输出轴与联轴器键连接校核 32
第八章 联轴器设计 33
8.1 输出轴上联轴器 33
第九章 减速器的润滑和密封 34
9.1 减速器的润滑 34
9.1.1 齿轮的润滑 34
9.1.2 轴承的润滑 34
9.2 减速器的密封 34
第十章 减速器附件及箱体主要结构尺寸 36
10.1 减速器附件的设计与选取 36
10.1.1 检查孔和视孔盖 36
10.1.2 放油螺塞 37
10.1.3 油标(油尺) 37
10.1.4 通气器 38
10.1.5 起吊装置 39
10.1.6 起盖螺钉 40
10.1.7 定位销 41
10.2 减速器箱体主要结构尺寸 41
总结 43
参考文献 44
带式输送机传动装置－一级圆柱齿轮减速器
摘要
设计一级圆柱齿轮减速器，拉力F=2200N,速度v=1.6m/s,直径D=400mm,每天工作小时数：16小时；工作年限（寿命）：10年；每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V;允许输送带速度误差为±5%,运输滚筒效率为0.96.设计步骤为：根据给定的传动装置总体设计方案，选择合适的电动机，确定传动装置的总传动比和分配传动比；然后计算传动装置的运动和动力参数，进行普通V带设计计算和减速器内部传动设计计算，设计传动轴，校核滚动轴承；最后依次进行键联接设计、联轴器设计、润滑密封设计和体结构设计。
关键词：一级圆柱齿轮减速器，传动装置，总传动比和分配传
Transmission device of belt conveyor-primary cylindrical gear reducer
Abstract
The first-stage cylindrical gear reducer is designed, with the pulling force F=2200N, the speed v=1.6m/s, the diameter D=400mm, and the working hours per day: 16 hours. Working years (life): 10 years; Working days per year: 300 days, equipped with three-phase AC power supply with voltage of 380/220V; The allowable speed error of conveyor belt is 5%, and the efficiency of transport roller is 0.96. The design steps are as follows: according to the given overall design scheme of transmission device, select the appropriate motor and determine the total transmission ratio and distribution transmission ratio of transmission device; Then calculate the motion and power parameters of the transmission device, design and calculate the common V belt and the internal transmission of the reducer, design the transmission shaft and check the rolling bearing; Finally, the key connection design, coupling design, lubrication seal design and body structure design are carried out in turn.
Key words: first-stage cylindrical gear reducer， transmission device， total transmission ratio and distribution transmission
设计任务书
设计题目
一级直齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
传动布局与电机选型设计
传动方案构想
传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。
1)该方案的优缺点
由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机
电动机类型的选择
按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98
V带的效率：ηv=0.96
工作机的效率：ηw=0.96
选择电动机容量
工作机所需功率为
电动机所需额定功率:
工作机轴转速：
查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，所以合理的总传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～20)×76.39=458～1528r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。
表2-1电机选择方案对比
图2-1电机尺寸
表2-2电动机尺寸
确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=3.5减速器传动比为
动力学参数计算
（1）各轴转速：
（2）各轴输入功率：
则各轴的输出功率：
（3）各轴输入转矩：
则各轴输出转矩：
运动和动力参数列表如下：
表2-3各轴动力学参数表
V带传动设计
确定计算功率Pca
由表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故
选择V带的带型
根据Pca、n1由图8-11选用B型。
确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=130mm。
2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度
带速在5～30m/s范围内，合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径
根据表8-9，取标准值为dd2=450mm。
确定V带的中心距a和基准长Ld 度
根据式（8-20），初定中心距a0=880mm。
由式（8-22）计算带所需的基准长度
由表选带的基准长度Ld=2700mm。
按式（8-23）计算实际中心距a。
按式（8-24）,中心距的变化范围为840--961mm。
验算小带轮的包角αa
计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=130mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=1.8kW。
根据n1=960r/min，i=3.5和B型带，查表8-5得△P0=0.303kW。
查表8-6得Kα=0.947，表8-2得KL=1.04，于是
2）计算带的根数z
取3根。
计算单根V带的初拉力F0
由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以
计算压轴力Fp
1)带轮结构设计
1）小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=38mm
因为小带轮dd1=130
小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下：
表3-1小带轮结构尺寸
图3-1小带轮结构示意图
2）大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=28mm
因为大带轮dd2=450mm
因此大带轮结构选择为轮辐式。
因此大带轮尺寸如下：
图3-2大带轮结构示意图
表3-2大带轮结构尺寸
2)主要设计结论
选用B型V带3根，基准长度2700mm。带轮基准直径dd1=130mm，dd2=450mm，中心距控制在a=840～961mm。单根带初拉力F0=208.99N。
表4-3带轮设计结果
减速器齿轮传动设计计算
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。
2)参考表10-6选用7级精度。
3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS
4)选小齿轮齿数z1=33，则大齿轮齿数z2=z1×i=33×3.59=118。
按齿面接触疲劳强度设计
1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即
2)确定公式中的各参数值
①试选KHt=1.3
②计算小齿轮传递的扭矩:
③由表10-7选取齿宽系数φd=1
④由图10-20查得区域系数ZH=2.49
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。
⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由式(10-15)计算应力循环次数：
由图10-23查取接触疲劳系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
3)试算小齿轮分度圆直径
调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
②齿宽b
2)计算实际载荷系数KH。
①由表10-2查得使用系数KA=1.25
②根据v=0.93m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05
③齿轮的圆周力。
KA×Ft/b=1.25×4149.31/64.777=80N╱mm<100N╱mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.315
由此，得到实际载荷系数
3)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
确定传动尺寸
计算中心距
计算小、大齿轮的分度圆直径
计算齿宽
取B1=90mmB2=85mm
校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)T、m和d1同前
齿宽b=b2=85
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
由图10-17查得齿形系数
由图10-18查得应力修正系数
①试选KFt=1.3
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。
2)圆周速度
3)宽高比b/h
根据v=1.18m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05
查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2
由表10-4查得KHβ=1.32，结合b/h=85/5.625=15.111查图10-13，得KFβ=1.062。
则载荷系数为
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由图10-22查取弯曲疲劳系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得
齿根弯曲疲劳强度校核
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4)齿轮的圆周速度
选用7级精度是合适的
主要设计结论
齿数z1=33，z2=118，模数m=2.5mm，压力角α=20°，中心距a=189mm，齿宽B1=90mm、B2=85
计算齿轮传动其它几何尺寸
1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
齿轮参数和几何尺寸总结
表5-1齿轮主要结构尺寸
轴的设计和校核
输入轴设计计算
1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n1=274.29r/min；功率P1=3.86kW；轴所传递的转矩T1=134.39Nm
2)初步确定轴的最小直径：
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，根据表，取A0=110，于是得
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%
故选取:d12=28mm
3)轴的结构设计图
图5-1高速轴示意图
①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=33mm。大带轮轮毂宽度L=56mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=54mm。
4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，则l34=l78=17+12=29mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=40mm。
5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=90mm，d56=87.5mm
考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm
6)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为
7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm
根据结构可得挡油环宽度为S1=s+2=10+2=12
8)轴上零件的周向定位
大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸b×h=8×7mm，长度L=45mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
表5-1轴的直径和长度
小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）
小齿轮所受的径向力
根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm
齿轮轮毂宽度B=90mm
第一段轴中点到轴承压力中心距离:
轴承压力中心到齿轮支点距离:
齿轮中点到轴承压力中心距离:
①计算轴的支反力
高速轴上外传动件压轴力Fq=1233.26
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面B处的垂直弯矩
截面C处的垂直弯矩
分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）
截面B处的合成弯矩
截面C处的合成弯矩
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图5-2高速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=735MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
输出轴设计计算
1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n2=76.4r/min；功率P2=3.74kW；轴所传递的转矩T2=467.5Nm
2)初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=112，得:
输出轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%
故选取:d12=45mm
输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KA×T2，查表，考虑轻微冲击，故取KA=1.5，则:
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为45mm，故取d12=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。
3)轴的结构设计图
图5-3低速轴示意图
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=50mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=110mm。
4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=50mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55×100×21mm，故d34=d67=55mm。
由结构得左侧挡油环宽度s1=Δ2+s=12.5+10=22.5,则
5)取安装齿轮处的轴段的直径d45=58mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=85mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=83mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45=58mm故取h=5mm，则轴环处的直径d56=68mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=7mm。
6)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，已知滚动轴承的宽度B=21mm
7)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为
由结构得右侧挡油环宽度s2=Δ2+s-l56=12.5+10-7=15.5,则
8)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=16×10mm，长度L=70mm。半联轴器与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=14×9mm，长度L=100mm。
齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
表5-2轴的直径和长度
大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）
大齿轮所受的径向力
根据6211深沟球查手册得压力中心a=10.5mm
因齿轮倒角为2
齿轮轮毂宽度B=85mm
轴承压力中心到第一段轴支点距离:
齿轮中点到轴承压力中心距离:
轴承压力中心到齿轮支点距离:
①计算轴的支反力
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面C处的垂直弯矩
分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）
截面C处的合成弯矩
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图5-4低速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
滚动轴承计算校核
输入轴轴承计算校核
表6-1轴承参数表
根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN。
要求寿命为Lh=48000h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.2
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
7.2输出轴轴承计算校核
表7-2轴承参数表
根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm
轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN。
要求寿命为Lh=48000h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.2
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
键连接的选择及校核计算
输入轴键选择与校核
输入轴与大带轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。
键的工作长度l=L-b=37mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力
输出轴键选择与校核
输出轴与大齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。
键的工作长度l=L-b=54mm
大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
输出轴与联轴器键连接校核
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长100mm。
键的工作长度l=L-b=86mm
联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
联轴器设计
输出轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.5
计算转矩Tc=K×T=1.5×467.5=701.25Nm
（2）选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L=112mm。从动端孔直径d=45mm，轴孔长度L=112mm。
Tc=701.25Nm<1250Nm
n=76.4r/min<4700r/min
减速器的润滑和密封
减速器的润滑
齿轮的润滑
齿轮圆周速度
通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v<=12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。
齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，暂取齿顶距箱体内底面距离为30mm,实际油面根据实际结构变化。由于大齿轮全齿高h=5.625mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为
H=30+10=40mm
根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度推荐值为288～352cSt
轴承的润滑
轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据大齿轮的圆周速度判断。
根据齿轮速度，采用脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T7324-1987)，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。
减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v<3m/s，输出轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈
减速器附件及箱体主要结构尺寸
减速器附件的设计与选取
检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。
视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相应尺寸计算如下：
图10-1窥视孔盖示意图
L1=120，L2=105，b1=90，b2=75
δ=4mm
d4=7mm
R=5mm
放油螺塞
放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油塞通常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：
图10-2放油塞
油标(油尺)
油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：
图10-3杆式油标
通气器
通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：
图10-4通气器
起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：
图10-5起盖螺钉
吊孔尺寸计算：
吊耳尺寸计算：
起盖螺钉
为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。
起盖螺钉头部应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：
图10-6起盖螺钉
定位销
为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体链接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。
为便于拆装，定位销长度应大于链接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：
图10-7销
减速器箱体主要结构尺寸
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：
表10-1箱体主要结构尺寸
总结
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节，通过了几周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，在查表和计算上精度不够准确。
课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。
通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
参考文献
[1] 濮良贵.机械设计第九版.西北工业大学出版社
[2] 吴宗泽.机械设计课程设计手册第4版.高等教育出版社
[3] 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004
[4] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994