二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计.doc

前 言本次课程设计于2011年6月下旬开始，三周的课程设计，时间仓促，设计任务较重，设计过程中或多或少的存在一些错误；希望审阅老师提出宝贵意见，以便及时改正。本次设计的内容：明确课程设计的目的、内容和进行方式,机械设计的一般过程以及课程设计中注意的一些问题。具体的设计过程是审阅题目要求、计算、核算、制图、修改、总结等，整个过程都要求严谨、求实和细心的计算、校核。具有一定参考价值。本次课程设计由*老师指导、审阅；此外，对于*老师的辛勤指导以及提出的宝贵意见，致以诚挚的谢意！希望广大审阅者提出宝贵意见，以便及时改正，特此表示感谢。参加本次课程设计的有：*、*。 限于设计者水平有限，随时欢迎审阅老师指示。 * * 2010年7月目 录设计任务书.3设计要求.3第一章 电动机的选择.311 电动机的选择.412 传动比的分配.413 传动装置的运动和动力参数计算.4第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计.521 高速轴上的大小齿轮传动设计.522 低速轴上的大小齿轮传动设计.8第三章 联轴器的选择及计算.1231 联轴器的选择和结构设计.123. 2 联轴器的校核.13 第四章 轴的结构设计和计算.134. 1 轴的选择与结构设计.134. 2 中间轴的校核.15 第五章 滚动轴承的选择及计算.195. 1 轴承的选择与结构设计.19 5. 2 高速轴轴承的校核.195. 3 中间轴轴承的校核.205. 4 低速轴轴承的校核.21 第六章 键联接的选择及计算.22 61 键的选择与结构设计.2262 键的校核.23 第七章 润滑和密封方式的选择.24 第八章 箱体及附件的结构设计和选择.25 第九章 减速器的附件.26参考文献.29设计小结.30设计任务书1 、设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器2 、工作条件及生产条件:该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微震动，经经常满载，空载启动，单项运转，单班制工作。运输带允许速度差为±5%。减速器小批量生产，使用期限为5年（每年300天）。应完成任务：1.减速器装配图一张（A0） 2中间轴上大齿轮和中间轴零件图两张 （A2） 3设计说明书一份（4000）字3、 第17组设计原始数据： 卷筒直径 D/mm 400 运输带速度 v(m/s) 1.00 运输带拉力 F(N) 1.6×10设计要求1、高速级小齿轮Z=2125，低速级小齿轮Z，。高速级齿根圆d>轴颈d。2、小齿轮选用45#调质，大齿轮45#常化，并且大齿轮硬度比小齿轮低3050HRC。3、计算低速级齿轮时，取低速级螺旋角，且修正之后。4、齿轮4齿根圆与齿轮2齿根圆：（30）5、高速级中心距与低速级中心距：（30）第一章 电动机的选择传动方案的拟定为了确定传动方案，可根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：=601000v/(D)=6010001.00/(3.14400)=47.746r/min1.1 电动机的选择(1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。(2) 电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为=F·V/1000 =1.6×10×1.00/1000=1.6kW为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为圆柱齿轮传动（8级）传动效率0.97，为滚动轴承的效率为0.985，为运输机滚筒的效率为0.96。则传动装置的总效率为：=0.833电动机所需的功率为 = /=1.6/0.833=1.920 kW选择常用的同步转速为1500 r/min和1000r/min根据电动机所需功率和同步转速查表Y100D1-4和Y112M-6型(功率为2.2kW）。根据电动机的满载转速和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中方案电 动 机型 号额定功率同 步转 速满 载转 速总 传动 比外 伸轴 径轴 外 伸长 度1Y100D1-42.2kw1500r/min1430r/min29.95028mm60mm2Y112M-62.2kw1000r/min940 r/min19.68728mm60mm 两电动机的总传动比:= / =1430/47.746=29.950 = /=940/47.746=19.687 由两人计算得知：选择转速为1000r/min的Y100D1-4型电动机不满足要求，故选择转速为1000r/min的Y112M-6型电动机。现只做转速为1000r/min的Y112M-6型电动机的减速器计算说明书。1.2 传动比的分配:双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：=5.155低速级的传动比为：=/=19.687/5.155=3.8191.3 传动装置的运动和动力参数计算：(1)各轴的转速计算：= =940r/min= /=940/5.155=182.334r/min =/=182.334/3.819=47.746r/min =47.746r/min(2)各轴的输入功率计算：=1.920×0.99=1.901kW=1.901× 0.97×0.985=1.816 kW=1.816×0.97×0.985=1.735 kW =1.735×0.99×0.985 =1.692 kW(3)各轴的输入转矩计算：=9550/=95501.901/940=19.311 N·m=9550/=95501.816/182.334=95.119 N·m=9550 / =95501.735/47.746=347.059 N·m=9550/=95501.692/47.746=338.434 N·m 各轴的运动机动力参数各轴运动的动力参数轴号转速n 功率P转矩T传动比19401.90119.3115.1552182.3341.81695.1193.819347.7461.735347.0591447.7461.692338.434第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计2.1： 高速轴上的大小齿轮传动设计（1） 选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：选小齿轮选择40#钢(调质),HBS=230HBs；大齿轮选择45#钢(常化),HBS=190HBs；此时两齿轮最小硬度差为230-190=40；接近希望值,可以初步试算。因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。（2) 齿数的选择：现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选z=21 z=i z=5.155x21=108.255取大齿轮齿数z=109，则齿数比为u=z/z=109/21=5.190与原要求仅差(5.190-5.155)/5.190=0.6744%，故可以满足要求。（3） 选择螺旋角： 按经验 :8°<<15°,现选=14°（4） 计算当量齿数，查齿形系数：z= z/cos=21/ cos14°=22.988z= z/cos=109/ cos14°=119.320齿形系数系数: 查表(8-8)插值法得：Y=2.74+×（22.988-22）=2.705 Y=2.18+×（119.320-100）=2.168（5） 选择齿宽系数：查表8-5得：=1.0(6)计算几何参数：tan=tan/ cos=tg20°/cos14°=0.375则=20.562°=20°3344sin= sincos=sin14°cos20°=0.227 则=13.140°=13°824=1.88-3.2（1/Z+1/Z）cos=1.633 =(1/)z1tg=(1/3.14)1.021tan14°= 1.667(7) 齿宽系数选择： 参照表8-3，K为1.21.6。现选取较大值，取K=1.6(8) 小齿轮轴上的扭矩:T=19.311N·m(9) 按齿面接触疲劳强度设计：以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准，对45#钢，取HBS=190HBs，由表8-7插值法可得 =450+=501.333MPa。有由表8-6，取安全系数S=1.0，计算接触疲劳的寿命系数可得K=，式中N=60nt=60××8×300×5=131766371h，N=30×（HBS）=30×（190）=8.833×10，因N>N，故K=1. 许用接触应力： （10） 计算区域系数计算区域系数 ：= =2.434 弹性影响系数: Z=189.8 小齿轮分度圆直径 计算法面模数m=cosd/z=cos14°×33.712/21=1.558mm（11） 按齿根弯曲疲劳强度设计： 1）计算螺旋角系数Y,因1.667>1，按1计算得：Y1-110.883 计算齿形系数与许用应力之比值： YFa1=2.705；YFa2=2.168HBS1=230MPa HBS2=190MPa由图8-7计算得到小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳强度极限分别为:=155+=192MPa ,=155+=178.3MPa 由表8-6选取安全系数 S=1.3， KFn=1 =KFn×Flim1/S=147.692Mpa ； =KFn×Flim2/S=137.154MPaY/=2.705/147.692=0.018315 Y/=2.168/137.154=0.0158071用大齿轮的参数Y/代入公式计算齿轮所需的法面模数：1.041 mm(10) 按接触强度决定模数值，取m=2 mm(11) 初算中心距： a=m(z1 + z)/2cos=2× (21+109)/2cos14°=133.9798mm 标准化后取 a=134mm（12）修正螺旋角：=14°25(13) 计算端面模数： (14) 计算传动的其他尺寸： b1=b2 +(510)=50 mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=43.292+2×2=47.292mm da2=d2+2ha=224.708+2×2=228.708mm又 hf = 2.5齿根圆直径df1=d1-2hf=43.292-2×2.5=38.292mm df2=d2-2hf=224.708-2×2.5=219.708mm(15) 计算齿面上的载荷： 2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计(1) 选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：选小齿轮选择40#钢(调质),HBS=230HBs；大齿轮选择45#钢(常化),HBS=190HBs；因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。此时两齿轮最小硬度差为230-190=40；因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。(2) 齿数的选择：现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选z=25 z=i z=3.819×25=95.475取大齿轮齿数z=96，则齿数比为u=z/z=96/25=3.84与原要求仅差(3.84-3.819)/3.84=0.5469%比原要求误差小，故可以满足要求。(3) 选择螺旋角： 按经验 ，8°<<15°,现选=13°(4) 计算当量齿数，查齿形系数：z= z/cos=25/ cos13°=27.025z= z/cos=96/ cos13°=103.777 查表插值得：Y=2.60-Y=2.18-(5) 选择齿宽系数：=192 Mpa ； =178.3 MPa 查表得：=1.0(6) 计算几何参数：tan=tan/ cos=tg20°/cos13°=0.373544=20.483°=20°2858sin= sincos=sin13°cos20°=0.211385=12.2035°=12°1213=1.88-3.2（1/Z+1/Z）cos=1.6657951.666 =(1/)ztan=(1/3.14)1.025tan13°= 1.8372(7) 按齿面接触疲劳强度设计： 低速轴小齿轮轴上的扭矩:T=95.119N·m 弹性影响系数: Z=189.8 K501.333MPa S=1 a Z= =2.437512.438 计算法面模数m m=cosd/z=cos13°×58.098/25=2.264(8) 按齿根弯曲疲劳强度设计：计算螺旋角系数Y,1.8372>1，所以按1计算得：Y1-11×0.892 计算齿形系数与许用应力之比值： Y/=2.558/147.692=0.175Y/=2.178/137.154=0.016用大齿轮的参数Y/代入公式计算齿轮所需的法面模数： (9) 按接触强度决定模数值，取m=2.5(10) 初算中心距： a=m(z+ z)/2 cos=2(25+96 )/2cos=155.228mm 标准化后取 a=155mm(11) 修正螺旋角：(12) 计算端面模数： (13) 计算传动的其它尺寸 顶圆直径da3=d3+2ha= 64.050+2×2.5=69.050mm da4=d4+2ha=245.952+2×2.5=250.952mm齿根圆直径df3=d3-2hf=64.050-2×3.125=27.800mm，df4=d4-2hf=245.952-2×3.125=239.702mm(14) 计算齿面上的载荷： 减速器齿轮参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数Z211092596模数mn22.5初选螺旋角 14° 13°修正后螺旋角14°2512°3744法面压力角20°20°端面压力角20°334220°2858当量齿数22.988119.32027.025103.777分度圆直径d43.292224.70864.050245.952齿根圆直径df38.292219.70857.800239.702齿顶圆直径da47.292228.70869.050250.952齿轮宽度b50447266端面模数2.0622.562中心距a134155实际传动比i5.1903.840齿 面 载 荷圆周力ft892.0822822.169径向力fr334.6821052.653轴向力fa222.993632.329轴承型号620662076209旋向右旋左旋左旋右旋1、高速级小齿轮，低速级小齿轮，满足要求2、高速级和低速级齿轮螺旋角修正之后，满足要求3、齿轮4齿根圆与齿轮2齿根圆：，满足要求4、高速级中心距与低速级中心距：，满足要求5、高速级中心距与低速级中心距之和：，满足要求第三章 联轴器的选择与计算联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。 3.1 联轴器的选择和结构设计联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。选用联轴器型号输入端为弹性套联轴器LT4，输出端为弹性柱销联轴器HL3，如下：型 号公称转矩Tn N.m 许用转速钢nr/min轴孔直径d1、d2、dz轴孔长度LJ型LT463570025，2840HL3630500030,32,35,388232 联轴器的选择及计算I轴：选用弹性联轴器。用LT4型号。许用转速5700r/min , Tn=63N.m. 实际n=940r/min<n=5700r/min ,由表11-1可得K=1.5，则T=KT=1.5×19.311N·m=28.97N·m<Tn=315N.mIII轴：选用弹性联轴器HL3，许用转速5000 r/min，公称转矩Tn=347.059N.m n=47.746r/min<n=5000r/min ，则T=KT=1.5×347.059=522.1N.m<Tn=630N.m 所以所选用联轴器符合要求。 第四章 轴的设计各轴轴径计算 轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传动。因此，轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。4.1 轴的选择与结构设计 以高速轴为例，初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45#钢调质，通常C=106到117，当只受转矩或相对转矩较小时取较小值，当弯矩相对转矩较大时C取较大植，在多级齿轮减速器中，高速轴的转矩较小，C取较大植，低速轴的转矩较大，C取较小值；中间轴取中间值。由 dA式中,P为轴的传递功率,单位kW,n为轴的转速,单位r/min;A为由轴的材料和受载情况确定的系数.轴的材料为45号钢。如果轴段截面上有键槽，d增大5%；有两个键槽时，d增大10%。对于轴 P=1.901 KW,n=940 r/min 所以d116=112.191 mm对于轴 P=1.1.816 KW， n=182.334 r/min 所以d110=23.668 mm，因此轴有键连接故直径增大5%，则d=23.688×（1+5%）=24.851mm对于轴 P=1.735KW， n=47.746 r/min 所以d106=35.110mm因此轴有键连接故直径增大5%,则d=35.110×（1+5%）=36.866mm轴的选取及计算（1）因为轴通过联轴器与电动机的轴为28mm，查联轴器标准，选联轴器为弹性柱销联轴器。所以与联轴器相联的轴径选取为25mm。据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为LT4，联轴器的许用转矩T=63Nm，半联轴器的外孔径d=25mm,故取与输入轴相连处d=25mm。低速轴选用联轴器HL3，半联轴器的外孔径d=38mm,故取与输入轴相连处d=38mm。根据d的大小可以初步定出高速轴I为6206型深沟球轴承，由于结构要求初步定出中间轴II为6207型深沟球轴承，低速轴为6209型深沟球轴承。高速轴I齿轮的齿根至键槽的距离高速轴,应做成齿轮轴。且轴颈d=36mm,齿轮轴齿轮齿根圆d=38.292mm>d满足要求。高速轴I的尺寸如下：轴肩定位时轴肩高直径利用公式d=d+2×(0.070.10)×d（2）中间轴II小齿轮若不为齿轮轴则选用的键由P可知h=8mm，则小齿轮的齿根至键槽的距离e=（57.8-42）/2-3.3=4.6mm<,小齿轮的齿根至键槽的距离,所以中间轴上的小齿轮与其轴做成一体,即齿轮轴. 中间轴II的尺寸如下：轴肩定位时轴肩高直径利用公式d=d+2×(0.070.10)×d（3）低速轴上的尺寸如下：轴肩定位时轴肩高直径利用公式d=d+2×(0.070.10)×d 齿轮轴肩宽h=1.4×（56-48）/2=5.66mm 42 中间轴的校核 （1）轴上直接加工小齿轮,大齿轮采用套式，利用键、轴套和轴肩定位。轴的材料及热处理与齿轮的处理一致，选用45号钢调质 （2）中间轴的受力分析：水平面（H面）如下：受力分析： F=0 ：R+F+F-R=0 M=0：F×（58.5+69）+Ft3×58.5-RH4×（58.5+69+47.5）=0 F×47.5+Ft3×（69.47.5）-RH3×（58.5+69+47.5）=0 RH3=2120.895N RH4=1593.356N水平面受力图（H图）如下：水平面弯矩图（MH图）如下垂直面（V面）如下： 受力分析： FV=0： RV3+FR2-Fr3+RV4=0 M=0 ： -Fr2×(69+58.5)+Fr3×58.5-RV4×(69+58.5+47.5)+ Fa2×d2/2+ Fa3×d3/2=0 Fr2×47.5+Fr3×(69+47.5)-RV3×(69+58.5+47.5)+ Fa2×d2/2+ Fa3×d3/2=0 RV3=-868.807N RV4=150.836N垂直面受力图（V图）如下：垂直弯矩图（MV图）如下：合成弯矩图（M图）如下：扭矩图（T图）如下：弯矩图（Mca）如下：（3）校正该轴的强度从轴的结构图中和计算弯矩图中可以看出：轴的危险截剖面有两个。现将计算出的危险剖面处的MH、MV、M及Mca的值列于下表：（该轴为脉动循环变应力故）载荷水平面垂直面支反力RR=2120.895N R=1593.356NR=-868.807N R=150.836N弯矩MH和MVM=124.072 Nm M=75.684N·mM=-50.825 NmM=7.165 Nm总弯矩MM=93.497N·m M=82.849N·m扭矩TT=95.119 Nm计算弯矩Mca M=109.047N·m； M=100.067N·m轴的材料为45#钢，调质处理。由表查得，则为0.090.1，即：58.565MPa现取=60MPa截面1和截面2可能为危险截面。截面1：d=57.8mm,M=109.047N·m;截面2：d=38mm ; M=100.067N·m,所以该轴满足强度要求。 第五章 滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。 与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。5.1轴承的选择与结构设计: 由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。下面以高速级轴为例初选轴承型号为6206深沟球轴承 图示如下:， 5.2高速轴轴承的校核： 选择6206深沟球轴承，基本额定动载荷 >0.5 ；P=0.56+Y ； e=0.19+因=222.993/686.232=0.325查表10-4得当量动载荷系数为: 因，查表10-4得当量动载荷系数为；因轴承在运转中有轻微冲击载荷，按表10-5查得,则有:；验算轴承寿命 因,所以按轴承1的受力大小验算: 所以=12000h,故6206轴承能满足预期计算寿命要求.5.3 中间轴轴承的校核: 选择6207深沟球轴承，基本额定动载荷 则e=0.19+ ; <e,则当量动载荷P=1.2×2291.947=2750.3346N>e,则X=0.56, Y=2.30+当量动载荷P=1.2×(0.56×1600.4796+2.01396×409.336)=2064.658N因,所以按轴承1的受力大小验算: 验算轴承寿命: 所以=12000h,故6207承能满足预期计算寿命要求.5.4低速轴轴承的校核：选6209深沟球轴承，基本额定动载荷则e=0.22+ ; >0.44,则；则当量动载荷P=1.2×（0.56×952.537+632.329）=1398.900N>e,则X=0.56, Y=1.99+当量动载荷P=1.2×(0.56×2192.084+1.9615×632.329)=2231.876N因,所以按轴承2的受力大小验算: h所以=12000h,故6209轴承能满足预期计算寿命要求. 第六章 键联接的选择及计算键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计所采用的均为平键联接。6.1 键的选择与结构设计取本设计中间轴段的平键进行说明。根据中间轴段的轴径选择普通平键 其具体结构如下图： 按照同样的方法选择其他键，均会满足设计要求和强度要求。具体主要参数如下: 轴键键槽公称直径d公称尺寸宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联接轴N9毂JS9>3038108100-0.0360.0185.03.3>3844128120 -0.0430.02155.03.3>4450149140-0.0430.02155.53.8>5058 1610160-0.0430.02156.04.3>58651811180-0.0430.02157.04.4键的长度系列25,28，32，36，40，45，50,56,63,70,80,90,10062 键的校核6.2-1中间轴平键联接强度的计算先根据设计出轴的尺寸d=38mm,从标准中查的贱的剖面尺寸为：键宽b=12mm, 键高h=8mm,由轮毂宽度参考键的长度系列，取键长L=36mm，选用圆头普通平键（A型）。校核键的连接强度 联接中心内以轮毂材料最弱，所以按钢材料查得许用挤压应力= 100 120Mpa，一般取平均值=110 Mpa。键的工作长度，=L-b=36-12=24mm。键与轮毂键槽的接触高度k为等于0.5h=4mm,键校核：故中间轴键满足设计要求。 6.2-2 低速轴平键联接强度的计算先根据设计出轴的尺寸d=48mm,从标准中查的贱的剖面尺寸为：键宽b=14mm, 键高h=9mm,由轮毂宽度参考键的长度系列，取键长L=56mm，选用圆头普通平键（A型）。校核键的连接强度 联接中心内以轮毂材料最弱，所以按钢材料查得许用挤压应力= 100 120Mpa，一般取平均值=110 Mpa。键的工作长度，=L-b=56-14=42mm。键与轮毂键槽的接触高度k为等于0.5h=4.5mm,键校核：故低速轴键满足设计要求。第七章 润滑和密封方式的选择减速器的润滑减速器的传动零件和轴承必须要有良好的润滑，以降低摩擦，减少磨损和发热，提高效率。7.1 齿轮润滑（1）润滑剂的选择齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。根据所需的粘度按选择润滑油的牌号。（2）润滑方式（油池浸油润滑）在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度V而定。当V12m/s时，多采用油池润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸油深度以12个齿高为宜。当速度高时，浸油深度约为0.7个齿高，但不得小于10mm。当速度低（0.50.8m/s）时，浸油深度可达1/61/3的齿轮半径。在多级齿轮传动中，当高速级大齿轮浸入油池一个齿高时，低速级大齿轮浸油可能超过了最大深度。此时，高速级大齿轮可采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。齿轮润滑方式：齿轮2速度：V=>2m/s齿轮4速度：V=故齿轮选择油润滑。72 滚动轴承的润滑（1）润滑剂的选择减速器中滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。若采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。若采用润滑脂润滑，润滑脂的牌号，根据工作条件进行选择。润滑方式（润滑油润滑）（2）飞溅润滑。减速器中当浸油齿轮的圆周速度V >23m/s时，即可采用飞溅润滑。飞溅的油，一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的油沟中，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承。输油沟的结构及其尺寸见图。当V更高时，可不设置油沟，直接靠飞溅的润滑油轴承。若采用飞溅润滑，则需设计特殊的导油沟，使箱壁上的油通过导油沟进入轴承，起到润滑的作用。 因此选a=4mm ,b=8mm，c=5mm.第八章 箱体及设计的结构设计和选择箱体是加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