展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)-帶式輸送機(jī)的二級(jí)減速器F=2100N,V=1.4D=450含4張CAD圖-獨(dú)家.zip

展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)-帶式輸送機(jī)的二級(jí)減速器F=2100N,V=1.4D=450含4張CAD圖-獨(dú)家.zip,展開(kāi)式,兩級(jí),圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),輸送,二級(jí),2100,1.4,450,CAD,獨(dú)家 目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書11.1初始數(shù)據(jù)11.2 設(shè)計(jì)步驟1第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案22.1傳動(dòng)方案特點(diǎn)22.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率2第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇23.1 電動(dòng)機(jī)的選擇23.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)55.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算65.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算13第六部分 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì)20第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)217.1 輸入軸的設(shè)計(jì)217.2 中間軸的設(shè)計(jì)267.3 輸出軸的設(shè)計(jì)32第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算398.1 輸入軸鍵選擇與校核398.2 中間軸鍵選擇與校核398.3 輸出軸鍵選擇與校核39第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算409.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核409.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核419.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核41第十部分 聯(lián)軸器的選擇42第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封4311.1 減速器的潤(rùn)滑4311.2 減速器的密封44第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4412.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取4412.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸50設(shè)計(jì)小結(jié)52參考文獻(xiàn)53II第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，輸送帶的牽引力F=2100N,運(yùn)輸帶速度V=1.4m/s，運(yùn)輸機(jī)滾筒直徑為D=450mm,單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為10年，每年300個(gè)工作日，每天工作12小時(shí)，具有加工精度8級(jí)（齒輪）。1.2 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì)7. 軸的設(shè)計(jì)8. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)9. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、鏈傳動(dòng)和工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器-鏈傳動(dòng)-工作機(jī)。2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.990.9940.9720.950.96=0.816h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪傳動(dòng)的效率,h4為鏈傳動(dòng)的效率，h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.4m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 2.94 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 3.6 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 59.4 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為i0 = 26，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i = 840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16240，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16240)59.4 = 950.414256r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG112mm40026519014012mm28608243.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1440/59.4=24.24（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i1分別為鏈傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使鏈傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，選取i0=2，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=24.24/2=12.1取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 3.05第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm = 1440 = 1440 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 1440/3.97 = 362.72 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 362.72/3.05 = 118.92 r/min小鏈輪軸：nIV = nIII = 118.92 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh1 = 3.60.99 = 3.56 KW中間軸：PII = PIh1h2 = 3.560.990.97 = 3.42 KW輸出軸：PIII = PIIh1h2 = 3.420.990.97 = 3.28 KW小鏈輪軸：PIV = PIIIh2 = 3.280.99 = 3.25 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.99 = 3.52 KW中間軸：PII = PII0.99 = 3.39 KW中間軸：PIII = PIII0.99 = 3.25 KW小鏈輪軸：PIV = PIV0.99 = 3.22 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdh1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 23.88 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdh1 = 23.880.99 = 23.64 Nm中間軸：TII = TIi12h2h3 = 23.643.970.990.97 = 90.12 Nm輸出軸：TIII = TIIi23h2h3 = 90.123.050.990.97 = 263.95 Nm小鏈輪軸：TIV = TIIIh2 = 263.950.99 = 261.31 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.99 = 23.4 Nm中間軸：TII = TII0.99 = 89.22 Nm輸出軸：TIII = TIII0.99 = 261.31 Nm小鏈輪軸：TIV = TIV0.99 = 258.7 Nm第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 25，大齒輪齒數(shù)z2 = 253.97 = 99.25，取z2= 99。（4）初選螺旋角b = 14。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 23.64 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos25cos20.561/(25+21cos14) = 29.683aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos99cos20.561/(99+21cos14) = 23.324端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 25(tan29.683-tan20.561)+99(tan23.324-tan20.561)/2 = 1.659軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 125tan(14)/ = 1.984重合度系數(shù)：Ze = = = 0.654由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.985計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6014401103001.58 = 3.11109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.11109/3.97 = 7.83108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 489.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 30.575 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 2.3 m/s齒寬bb = = = 30.575 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 2.3 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.12。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100023.64/30.575 = 1546.361 NKAFt1/b = 11546.361/30.575 = 50.58 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.339。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 11.121.41.339 = 2.13）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 30.575 = 35.875 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z1 = 35.875cos14/25 = 1.392 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 127.792 mm中心距圓整為a = 130 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 17.484即：b = 17292（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 52.419 mmd2 = = = 207.58 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = sdd1 = 152.419 = 52.419 mm取b2 = 53 mm、b1 = 58 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos317.484 = 28.807ZV2 = Z2/cos3b = 99/cos317.484 = 114.077計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan17.484cos20.561) = 16.433當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.659/cos216.433= 1.803軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 125tan17.484/ = 2.507重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.803 = 0.666計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-2.507 = 0.635由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.339，結(jié)合b/h = 11.78查圖得KFb = 1.309則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.121.41.309 = 2.053計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 30.926 MPa sF1sF2 = = = 29.663 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 99，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 17.484= 17292，中心距a = 130 mm，齒寬b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z2599螺旋角左17292右17292齒寬b58mm53mm分度圓直徑d52.419mm207.58mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha56.419mm211.58mm齒根圓直徑dfd-2hf47.419mm202.58mm5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 26，大齒輪齒數(shù)z4 = 263.05 = 79.3，取z4= 79。（4）初選螺旋角b = 13。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 90.12 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos13) = 20.482aat1 = arccosz3cosat/(z3+2han*cosb) = arccos26cos20.482/(26+21cos13) = 29.379aat2 = arccosz4cosat/(z4+2han*cosb) = arccos79cos20.482/(79+21cos13) = 23.907端面重合度：ea = z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)/2 = 26(tan29.379-tan20.482)+79(tan23.907-tan20.482)/2 = 1.661軸向重合度：eb = dz3tanb/ = 126tan(13)/ = 1.911重合度系數(shù)：Ze = = = 0.664由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.987計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60362.721103001.58 = 7.83108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 7.83108/3.05 = 2.57108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 48.679 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 0.92 m/s齒寬bb = = = 48.679 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.92 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1 = 2T2/d1t = 2100090.12/48.679 = 3702.623 NKAFt1/b = 13702.623/48.679 = 76.06 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.453。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 11.051.41.453 = 2.1363）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 48.679 = 57.442 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z3 = 57.442cos13/26 = 2.153 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 161.639 mm中心距圓整為a = 160 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 10.147即：b = 10849（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 79.238 mmd2 = = = 240.762 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 179.238 = 79.238 mm取b2 = 80 mm、b1 = 85 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos310.147 = 27.258ZV4 = Z4/cos3b = 79/cos310.147 = 82.822計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan10.147cos20.482) = 9.518當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.661/cos29.518= 1.708軸面重合度：eb = dz3tanb/ = 126tan10.147/ = 1.481重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.708 = 0.689計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.481 = 0.875由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.77計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.453，結(jié)合b/h = 11.85查圖得KFb = 1.423則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.051.41.423 = 2.092計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 50.05 MPa sF1sF2 = = = 47.635 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z3 = 26、z4 = 79，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 10.147= 10849，中心距a = 160 mm，齒寬b3 = 85 mm、b4 = 80 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2679螺旋角左10849右10849齒寬b85mm80mm分度圓直徑d79.238mm240.762mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha85.238mm246.762mm齒根圓直徑dfd-2hf71.738mm233.262mm第六部分 鏈傳動(dòng)和鏈輪的設(shè)計(jì)1.選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒輪z1 = 21，大鏈輪的齒數(shù)為z2 = iz1 = 221 = 42 42。2.確定計(jì)算功率 由表查得工況系數(shù)KA = 1，由圖查得主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù)KZ = 1.22，單排鏈，則計(jì)算功率為Pca = KAKZP = 11.223.25 = 3.96 Kw3.選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù)Pca = 3.96 Kw，n4 = 118.92 r/min，查圖可選12A。查表鏈條節(jié)距為p = 19.05 mm。4.計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距a0 = (3050)p = (3050)19.05 = 571.5952.5 mm。取a0 = 800 mm。相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng)p0 = = = 115.76 取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp = 116。 查表，采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1 = .24922，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為amax = f1p2Lp-(z1+z2) = .2492219.052116-(21+42) = 802 mm5.計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式v = n4z1p/(601000) = 118.922119.05/(601000) = .79 m/s由v = .79 m/s和鏈號(hào)12A，查圖可知應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。6.計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為：Fe = 1000P/v = 10003.25/.79 = 4114 N鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp = 1.15，則壓軸力為：Fp KFpFe = 1.154114 = 4731 N7.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 鏈條型號(hào)12A；鏈輪齒數(shù)z1 = 21，z2 = 42；鏈節(jié)數(shù)Lp = 116，中心距a = 800 mm。第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 3.56 KW n1 = 1440 r/min T1 = 23.64 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 52.419 mm 則:Ft = = = 902 NFr = Ft = 902 = 344.2 NFa = Fttanb = 902tan17.4840 = 284 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 15.1 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT1 = 1.323.64 = 30.7 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為16 mm故取d12 = 16 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為30 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 21 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 30 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 28 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 21 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7205C，其尺寸為dDT = 255215 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 58 mm，d56 = d1 = 52.419 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 85 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 85+12+16+8-15 = 106 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a = 12.7 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 58/2+30+106-12.7 = 152.3 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 58/2+9+30-12.7 = 55.3 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 240.3 NFNH2 = = = 661.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 127.5 NFNV2 = = = -216.7 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 240.3152.3 Nmm = 36598 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 127.5152.3 Nmm = 19418 NmmMV2 = FNV2L3 = -216.755.3 Nmm = -11984 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 41430 NmmM2 = = 38510 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 3.42 KW n2 = 362.72 r/min T2 = 90.12 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 207.58 mm 則:Ft1 = = = 868.3 NFr1 = Ft1 = 868.3 = 331.3 NFa1 = Ft1tanb = 868.3tan17.4840 = 273.4 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 79.238 mm 則:Ft2 = = = 2274.7 NFr2 = Ft2 = 2274.7 = 841.1 NFa2 = Ft2tanb = 2274.7tan10.1470 = 406.9 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 22.6 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 22.6 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7205C，其尺寸為dDT = 255215 mm，故d12 = d56 = 25 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 30 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 53 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 51 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 30 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 36 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 30 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 85 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 83 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 15 mm，則l12 = T+s+2 = 15+16+8+2 = 41 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a = 12.7 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (53/2-2+43.5-12.7)mm = 55.3 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = 53/2+14.5+85/2 = 83.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (85/2-2+41-12.7)mm = 68.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 1390.9 NFNH2 = = = 1752.1 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 178.6 NFNV2 = = = -688.4 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 1390.955.3 Nmm = 76917 NmmMH2 = FNH2L3 = 1752.168.8 Nmm = 120544 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 178.655.3 Nmm = 9877 NmmMV2 = FNV2L3 = -688.468.8 Nmm = -47362 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 77549 NmmM2 = = 129515 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 35 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 3.28 KW n3 = 118.92 r/min T3 = 263.95 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 240.762 mm 則:Ft = = = 2192.6 NFr = Ft = 2192.6 = 810.7 NFa = Fttanb = 2192.6tan10.1470 = 392.2 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 33.8 mm 輸出軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 35 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足小鏈輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm，現(xiàn)取l12 = 40 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7209C，其尺寸為dDT = 45mm85mm19mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 19+15 = 34 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7209C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 52 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 50 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 80 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 78 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 50 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 58 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 19 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 53 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 53+12+5+2.5+16+8-12-15 = 69.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 19+8+16+2.5+2 = 47.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a = 11.5 mm 小鏈輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 40/2+50+11.5 = 81.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 80/2+34+69.5+12-11.5 = 144 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 80/2-2+47.5-11.5 = 74 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 744.3 NFNH2 = = = 1448.3 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -6007.9 NFNV2 = = = 2087.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 744.3144 Nmm = 107179 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 473181.5 Nmm = 385576 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -6007.9144 Nmm = -865138 NmmMV2 = FNV2L3 = 2087.674 Nmm = 154482 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 871752 NmmM2 = = 188021 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 70.9 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 5mm5mm25mm，接觸長(zhǎng)度:l = 25-5 = 20 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2552016120/1000 = 48 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm45mm，接觸長(zhǎng)度:l = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2573730120/1000 = 233.1 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm80mm，接觸長(zhǎng)度:l = 80-8 = 72 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2577230120/1000 = 453.6 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與小鏈輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm36mm，接觸長(zhǎng)度:l = 36-10 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2582635120/1000 = 218.4 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 101.58300 = 36000 h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1344.2+0284 = 344.2 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 344.2 = 5024 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 5.95105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1841.1+0406.9 = 841.1 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 841.1 = 7754 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.62105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1810.7+0392.2 = 810.7 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 810.7 = 5153 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:7209C軸承，Cr = 18.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.59106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T1 = 23.64 Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT1 = 1.323.64 = 30.7 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT3型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 31.5 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 6300 r/min，軸孔直徑為16 mm，軸孔長(zhǎng)度為30 mm。Tca = 30.7 Nm T = 31.5 Nmn1 = 1440 r/min n = 6300 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封11.1 減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn) = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為220潤(rùn)滑油，粘度薦用值為177 cSt。2）軸承的潤(rùn)滑 軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v = 0.92 m/s 2 m/s，所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在