畢業(yè)設計畢業(yè)論文全套含圖塔里木大學機械設計蝸輪蝸桿減速器說明書

全套設計請聯(lián)系174320523目錄設計任務書……………………1傳動方案的擬定及說明………3電動機的選擇…………………4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………6傳動件的設計計算……………6軸的設計計算…………………9滾動軸承的選擇及計算………14鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……15聯(lián)軸器的選擇…………………16減速器附件的選擇……………16潤滑與密封……………………17設計小結(jié)………18參考資料目錄…………………18前言一、機械設計課程的目的和意義機械設計基礎課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是：(1)通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。(2)學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。(3)進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。（4）機械設計基礎課程設計還為專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。二、機械設計課程的內(nèi)容選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。課程設計的內(nèi)容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。在設計中完成了以下工作：①減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；②零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）；③設計計算說明書1份，6000～8000字。三、機械設計課程設計的步驟機械設計課程設計的步驟通常是根據(jù)設計任務書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結(jié)構(gòu)設計，最后用圖紙表達設計結(jié)果，用設計計算說明書表示設計依據(jù)。機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：1設計準備①分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內(nèi)容和步驟。=2\*GB3②了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。=3\*GB3③浮系課程有關內(nèi)容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。=4\*GB3④準備好設計需要的圖書、資料和用具，并擬定設計計劃等。2傳動裝置總體設計①確定傳動方案——圓柱斜齒齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。=2\*GB3②計算電動機的功率、轉(zhuǎn)速、選擇電動機的型號。=3\*GB3③確定總傳動比和分配各級傳動比。=4\*GB3④計算各軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。3各級傳動零件設計①減速器外的傳動零件設計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。=2\*GB3②減速器內(nèi)的傳動零件設計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。4減速器裝配草圖設計①選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。=2\*GB3②選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結(jié)構(gòu)設計。=3\*GB3③確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。=4\*GB3④分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設計。5減速器裝配圖設計①標注尺寸、配合及零件序號。=2\*GB3②編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。=3\*GB3③完成裝配圖。6零件工作圖設計①軸類零件工作圖。=2\*GB3②齒輪類零件工作圖。=3\*GB3③箱體類零件工作圖。二課程設計題目設計一用于帶式運輸機的鏈，運輸機連續(xù)工作，空載啟動，載荷變化不大，單向運轉(zhuǎn)使用期限8年，工作環(huán)境清潔，每天工作16小時，每年工作300天。運輸鏈允許速度誤差5%原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力：F=2800N，運輸帶速度v=1.7/s卷筒直徑Ｄ=300mm三選擇電動機備注選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。選擇電動機的容量電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為由設計指導書公式（2）因此估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設計指導書參考表1初選為蝸桿傳動的傳動效率為軸承的傳動效率出選為卷筒的傳動效率出選確定電動機的轉(zhuǎn)速由已知可以計算出卷筒的轉(zhuǎn)速為按設計指導書表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式（閉式為減速器的結(jié)構(gòu)形式），且選擇采用雙頭傳動，同時可以在此表中查得這樣的傳動機構(gòu)的傳動比是10—40。故可推算出電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為：查機械設計文獻３第155頁表12-1可知根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由設計文獻３查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表：方案電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電動機質(zhì)量傳動裝置傳動比1Y132M-47.515001440812Y132s2-27.53000290070綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量，價格以及傳動比，可見第三種方案比較合適，因此選定電動機的型號是Y-132S-6。其主要性能如下表型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速滿載電流效率Y132M-47.51440380V該電動機的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設計文獻３表12-3）中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132512×345×315216×1781238×8010×41確定總的傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的主軸的轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置的總的傳動比是：i在7—15范圍內(nèi)可以選用四頭閉式傳動。選擇電動機為Y132M—4四計算傳動裝置運動和動力參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速為蝸桿的轉(zhuǎn)速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉(zhuǎn)速等于電動機的轉(zhuǎn)速。為蝸輪的轉(zhuǎn)速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉(zhuǎn)速等于工作主軸的轉(zhuǎn)速。計算各軸的輸入功率為電動機的功率為蝸桿軸的功率為蝸輪軸的功率為工作機主軸的功率計算各軸的轉(zhuǎn)矩為電動機軸上的轉(zhuǎn)矩為蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩為工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩五確定蝸輪蝸桿的尺寸選擇蝸桿的傳動類型根據(jù)GB\T10087-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）選擇材料根據(jù)蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼淬火處理，因希望效率高些，采用四頭蝸桿。4.3按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。由文獻1式（11-12）計算傳動中心距⑴=450864N.mm⑵確定載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K=。其中為使用系數(shù)，查文獻1第250頁表11-5，由于工作載荷有輕微震動且空載啟動故取=1.15。為齒向載荷分布系數(shù)，由于載荷變化不大，有輕微震動，取=1，為動載荷系數(shù)，蝸輪圓周速度<3m/s，故可確定Kv=1.1，由此可得⑶確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，?、却_定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心比/a=0.4由文獻1圖11-18中可查得=3⑸確定許用接觸應力[]蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應力[]’=268Mpa應力循環(huán)次數(shù)為,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1N=所以壽命系數(shù)為則[]=[]`=179.32⑹計算中心距取中心距a=160mm，因I=20.36，從文獻1表11-2中取m=5mm，=50mm。這時/a=,從文獻1圖11-18中查取接觸疲勞系數(shù)為’=2.74，因為Zρ’=Zρ,因此以上計算結(jié)果可用。4.4計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸⑴蝸桿軸向齒距直徑系數(shù)齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導程角蝸桿軸向齒厚⑵蝸輪蝸輪齒數(shù)=53，變位系數(shù)=+0.500驗算傳動比這時傳動比誤差為Δi=>-5%符合要求蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強度選取當量系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)=-0.500，=43.62從文獻1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為=2.09。螺旋角系數(shù)=許用彎曲應力=從文獻1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應力為′=56Mpa。壽命系數(shù)為===＜由此可見彎曲強度是可以滿足的。4.6蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻1P263—P265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知P=7.320KW——嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率（為蝸桿分度圓上的導程角）——軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率——濺油損耗效率為當量摩擦角，其值可根據(jù)滑動速度由表11-18和1-19中選取?；瑒铀俣扔嬎銥橛钟捎谖佪喪怯需T錫磷青銅制造的且硬度≥45HRC查表文獻111-18可得通過插入法計算得為1°20’由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.95—0.96則總效率為=（0.95--0.96）=0.854以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為αd為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知算出此面積0.8S為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設為正常工作的油溫為65為周圍空氣的溫度常取為20℃計算可得根據(jù)熱平衡條件，φ1=φ2在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為即Sa＞S所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.43的散熱片。K=1.265=3[]’=268MpaN[]=179.32a=160mmm=5mm=50mm=53=+0.500Δi=>-5%=2.09′=56Mpa=1°20’ad=15算出S=0.8=65℃=20℃Sa＞S散熱平衡不合適六減速器軸的設計計算5.1蝸桿軸的設計由于蝸桿直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。5.1.1蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1=41.95N·m5.1.2求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力軸向力徑向力圓周力徑向力以及軸向力的作用方向如圖所示5.1.3初步確定軸的最小直徑先按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取=126，則蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號.。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查文獻1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.5，則有：按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB\T5014-1985或文獻３，選用TL6型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63～125。聯(lián)軸器的尺寸為d=25～35mm,L=82～112mm。5.1.4蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設計⑴擬定蝸桿上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。⑵根據(jù)軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，軸徑最小d=25mm，查文獻1表11-4，蝸桿齒寬B計算選為90mm。其余部分尺寸見下圖：5.1.5軸的校核（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b）（4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為T=22220N.mm（7）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取α=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。5.2蝸輪軸的設計和計算5.2.1計算最小軸徑：按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取=112，則5.2.2選聯(lián)軸器：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka.T3,查文獻1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.5則有：按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻３表8-7，選用HL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N.m半聯(lián)軸器的軸徑d1取60mm半聯(lián)軸器的長度L取142mmL1=107所以選軸伸直徑為60mm。5.2.3初選滾動軸承：據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承30215，查文獻３表6-7得B=25mm,D=50mm,d=60mm，T=27.25mm,a=27.4db=84mm。確定軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下：所以軸的長度為360mm。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5.2.4軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的配合為H8/k7。滾動軸承與軸的周向定位是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。蝸輪與軸采用過盈配合H7/r6。根據(jù)參考文獻1表15—2取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.6。確定軸上的載荷如下圖5.2.5按彎扭合成應力效核軸的強度（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b）（4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為T=43013N.mm（7）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取α=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強度不必校核。3402.7N1238.48N=126Ka=1.55709487767519147178415=1914724.14<疲勞強度不必校核d=60mmL=360mm24.14<疲勞強度不必校核七滾動軸承的選擇及其計算6.1軸承的選擇本設計中有兩處使用到了軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑d=40mm，所以選內(nèi)徑為40mm的軸承，在文獻2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-7，選擇型號為30308的軸承，右端采用兩個串聯(lián)。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為d=60mm，所以選內(nèi)徑為60mm的軸承，在文獻2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-1，選擇型號為30212的軸承。6.2計算軸承的受力據(jù)第五部分計算出的作用在蝸輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。蝸桿軸承蝸輪軸承（2）計算軸承的當量動載荷計算公式為文獻1式（13-8a）P=fp（XFr+YFa）先計算軸承接觸時的派生軸向力，根據(jù)文獻1表13-7，查文獻2表6-7軸承30308，X=0.4,Y=1.6；查文獻1表13-6，輕微沖擊，取fp=1.1。蝸桿由于，選擇文獻1式（13-11a）Pa=fp（XFr+YFaa）=1.1×（0.4×789+1.6×246）=780WPb=fp（XFr+YFab）=1.1×（0.4×986+1.6×3004）=5681W（3）計算軸承壽命根據(jù)文獻1式（13-5）（單個軸承）h（兩個串聯(lián)）h減速器使用壽命48000h，所以蝸桿軸右端選用軸承串聯(lián)，兩軸承都合適。（4）計算蝸輪軸軸承壽命蝸輪軸軸承派生軸向力由于蝸輪軸軸承受力情況較好，參考蝸桿軸軸承校核結(jié)果，所用軸承合適。蝸桿軸承蝸輪軸承3004NPa=780WPb=5681Whh軸承合適蝸桿受軸向力大一端兩軸承串聯(lián)蝸輪軸承不必校核八鍵聯(lián)接的選擇與驗算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸本設計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設置在蝸桿上的鍵標此處為鍵1此處軸的直徑d1=34。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處，設置在蝸輪軸上的鍵標此處為鍵2此處軸的直徑d2=60。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=70。一般8級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻2表4-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由聯(lián)軸器的標準并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度L=50mm（比伸入到聯(lián)軸器的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。同理取此鍵的長度L=100mm。查得鍵3的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長L=60mm。校核鍵聯(lián)接的強度鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。鍵的工作長度為L=L-b=50mm-8mm=42mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.5×8mm=可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵2處鍵、軸和蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=100mm-11mm=89mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.5=可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵3處鍵規(guī)格比鍵2大，且受載相同，不必校核。自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。三處鍵聯(lián)結(jié)1鍵10×82鍵18×113鍵20×12=<1鍵合適=<2鍵合適3鍵合適所有的鍵均滿足使用要求九聯(lián)軸器的選擇本設計的聯(lián)軸器的選擇主要包括了兩個聯(lián)軸器的選擇，第一個是電動機軸與減速器的輸入主軸的聯(lián)結(jié)，根據(jù)文獻2中的表12-23Y系列電動機的外型尺寸，本設計所選用的電動機的型號為Y132S-4，可知電動機的輸出主軸的外伸部分的長度E和直徑D分別是80和38。又本設計的蝸輪軸的直徑計算最小值為45.04和蝸桿的計算最小直徑為17.77mm。又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴大7%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是60mm和38mm，G 根據(jù)文獻2表8-8彈性柱銷聯(lián)軸器（GB5272-85）,最后確定電動機與減速器的輸入軸間的聯(lián)軸器選擇為TL9型，其標注為TL9J60×140\J60×142MT2a。對于第二個減速器的輸出軸與工作機的輸入軸之間的聯(lián)軸器減速器選擇TL6型，其標注為TL6聯(lián)軸器J38×80/J34×82。TL9（YA28×62）/（YA22×52MT2a）TL6（J38×80/J34×82）十密封和潤滑由于本設計蝸桿減速器才用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻1表11-20，選擇L-AN320型號全損耗系統(tǒng)用油，對于蝸桿的給油方式，根據(jù)蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.8m/s內(nèi)，且采用的是閉式傳動，傳動載荷中等，根據(jù)文獻1表11-21蝸桿傳動的潤滑油粘度推薦值及給油方式，選擇油池潤滑。關于蝸桿傳動的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動，攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動，所以浸油深度應為蝸桿的一個齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進行潤滑。對于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時候，也應該對軸承的潤滑進行良好處理，應該用潤滑油脂進行充分的潤滑。對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。蝸輪軸軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個箱體是密封的。選擇L-AN320型號全損耗系統(tǒng)用油十一鑄鐵減速器箱主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號蝸輪蝸桿減速器選用箱座壁厚0.02a+188箱蓋壁厚0.02a+1810箱蓋凸緣厚度B11.515箱座