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機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書
系 別：
專 業(yè)：
學(xué)生姓名：
學(xué) 號(hào)：
指導(dǎo)教師：
職 稱：
目 錄
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................4
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇............................................5
3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇............................................5
3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6
第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).............................7
第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)..........................................8
5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.................................8
5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................14
第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................20
6.1 輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................20
6.2 中間軸的設(shè)計(jì)...........................................25
6.3 輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................30
第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................36
7.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................36
7.2 中間軸鍵選擇與校核......................................36
7.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................36
第八部分 軸承的選擇及校核計(jì)算....................................37
8.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核...................................37
8.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................38
8.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................38
第九部分 聯(lián)軸器的選擇............................................39
9.1 輸入軸處聯(lián)軸器...........................................39
9.2 輸出軸處聯(lián)軸器...........................................40
第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封.......................................40
10.1 減速器的潤(rùn)滑............................................40
10.2 減速器的密封............................................41
第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸............................42
設(shè)計(jì)小結(jié).........................................................44
參考文獻(xiàn).........................................................45
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書
一、初始數(shù)據(jù)
設(shè)計(jì)展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 520Nm，V = 1.5m/s，D = 350mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：8年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。
二. 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. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
7. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
9. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)
10. 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
一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)
1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、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)式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。
二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率
ha=h14h22h32h4=0.994×0.972×0.992×0.96=0.85
h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作裝置的效率。
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇
1 電動(dòng)機(jī)的選擇
圓周速度v:
v=1.5m/s
工作機(jī)的功率pw:
pw= 4.46 KW
電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:
pd= 5.25 KW
工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:
n = 81.9 r/min
經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=8~40，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×81.9 = 655.2~3276r/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Y132S-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,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
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
475×315
216×140
12mm
38×80
10×33
3.2 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=1440/81.9=17.58
（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:
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 = 3.68
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 = 1440/4.78 = 301.26 r/min
輸出軸：nIII = nII/i23 = 301.26/3.68 = 81.86 r/min
工作機(jī)軸：nIV = nIII = 81.86 r/min
（2)各軸輸入功率:
輸入軸：PI = Pd×h3 = 5.25×0.99 = 5.2 KW
中間軸：PII = PI×h1×h2 = 5.2×0.99×0.97 = 4.99 KW
輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 4.99×0.99×0.97 = 4.79 KW
工作機(jī)軸：PIV = PIII×h1×h3 = 4.79×0.99×0.99 = 4.69 KW
則各軸的輸出功率：
輸入軸：PI' = PI×0.99 = 5.15 KW
中間軸：PII' = PII×0.99 = 4.94 KW
中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 4.74 KW
工作機(jī)軸：PIV' = PIV×0.99 = 4.64 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
輸入軸：TI = Td×h3
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 34.82 Nm
所以：
輸入軸：TI = Td×h3 = 34.82×0.99 = 34.47 Nm
中間軸：TII = TI×i12×h1×h2 = 34.47×4.78×0.99×0.97 = 158.23 Nm
輸出軸：TIII = TII×i23×h1×h2 = 158.23×3.68×0.99×0.97 = 559.17 Nm
工作機(jī)軸：TIV = TIII×h1×h3 = 559.17×0.99×0.99 = 548.04 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
輸入軸：TI' = TI×0.99 = 34.13 Nm
中間軸：TII' = TII×0.99 = 156.65 Nm
輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 553.58 Nm
工作機(jī)軸：TIV' = TIV×0.99 = 542.56 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 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 24×4.78 = 114.72，取z2= 115。
（4）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。
①試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。
②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
T1 = 34.47 N/m
③選取齒寬系數(shù)φd = 1。
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。
端面壓力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.85°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[115×cos20°/(115+2×1)] = 22.54°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [24×(tan29.85°-tan20°)+115×(tan22.54°-tan20°)]/2π = 1.736
重合度系數(shù)：
Ze = = = 0.869
⑦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 = 60×1440×1×8×300×2×8 = 3.32×109
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32×109/4.78 = 6.94×108
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:
[sH]1 = = = 516 MPa
[sH]2 = = = 489.5 MPa
取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即
[sH] = [sH]2 = 489.5 MPa
2）試算小齒輪分度圓直徑
=
= 45.572 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
①圓周速度v
v = = = 3.43 m/s
②齒寬b
b = = = 45.572 mm
2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
①由表查得使用系數(shù)KA = 1。
②根據(jù)v = 3.43 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.14。
③齒輪的圓周力
Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×34.47/45.572 = 1512.771 N
KAFt1/b = 1×1512.771/45.572 = 33.2 N/mm < 100 N/mm
查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。
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 = 1.452。
由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.14×1.2×1.452 = 1.986
3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑
d1 = = 45.572× = 48.976 mm
及相應(yīng)的齒輪模數(shù)
mn = d1/z1 = 48.976/24 = 2.041 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)算分度圓直徑
d1 = z1m = 24×2 = 48 mm
d2 = z2m = 115×2 = 230 mm
（2）計(jì)算中心距
a = (d1+d2)/2 = (48+230)/2 = 139 mm
（3）計(jì)算齒輪寬度
b = φdd1 = 1×48 = 48 mm
取b2 = 48、b1 = 53。
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 = ≤ [sF]
1）確定公式中各參數(shù)值
①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.736 = 0.682
②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17
YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83
③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 = 1.2
根據(jù)KHb = 1.452，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.422
則載荷系數(shù)為
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.14×1.2×1.422 = 1.945
④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
[sF]1 = = = 292.86 MPa
[sF]2 = = = 230.71 MPa
2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
sF1 =
= = 82.988 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 78.809 MPa ≤ [sF]2
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 = 24、z2 = 115，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 139 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 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)m
2mm
2mm
齒數(shù)z
24
115
齒寬b
53mm
48mm
分度圓直徑d
48mm
230mm
齒頂高系數(shù)ha
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c
0.25
0.25
齒頂高h(yuǎn)a
m×ha
2mm
2mm
齒根高h(yuǎn)f
m×(ha+c)
2.5mm
2.5mm
全齒高h(yuǎn)
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齒頂圓直徑da
d+2×ha
52mm
234mm
齒根圓直徑df
d-2×hf
43mm
225mm
5.2 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 = 25，大齒輪齒數(shù)z4 = 25×3.68 = 92，取z4= 92。
（4）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。
①試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。
②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
T2 = 158.23 N/m
③選取齒寬系數(shù)φd = 1。
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。
端面壓力角：
aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[25×cos20°/(25+2×1)] = 29.54°
aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[92×cos20°/(92+2×1)] = 23.121°
端面重合度：
ea = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2π
= [25×(tan29.54°-tan20°)+92×(tan23.121°-tan20°)]/2π = 1.729
重合度系數(shù)：
Ze = = = 0.87
⑦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 = 60×301.26×1×8×300×2×8 = 6.94×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 6.94×108/3.68 = 1.89×108
查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = = 534 MPa
[sH]2 = = = 506 MPa
取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即
[sH] = [sH]2 = 506 MPa
2）試算小齒輪分度圓直徑
=
= 75.396 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
①圓周速度v
v = = = 1.19 m/s
②齒寬b
b = = = 75.396 mm
2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
①由表查得使用系數(shù)KA = 1。
②根據(jù)v = 1.19 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。
③齒輪的圓周力
Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×158.23/75.396 = 4197.305 N
KAFt3/b = 1×4197.305/75.396 = 55.67 N/mm < 100 N/mm
查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。
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 = 1.462。
由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.2×1.462 = 1.895
3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑
d3 = = 75.396× = 79.771 mm
及相應(yīng)的齒輪模數(shù)
mn = d3/z3 = 79.771/25 = 3.191 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)算分度圓直徑
d3 = z3m = 25×3 = 75 mm
d4 = z4m = 92×3 = 276 mm
（2）計(jì)算中心距
a = (d3+d4)/2 = (75+276)/2 = 175.5 mm
（3）計(jì)算齒輪寬度
b = φdd3 = 1×75 = 75 mm
取b4 = 75、b3 = 80。
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 = ≤ [sF]
1）確定公式中各參數(shù)值
①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684
②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.21
YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8
③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 = 1.2
根據(jù)KHb = 1.462，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432
則載荷系數(shù)為
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.08×1.2×1.432 = 1.856
④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 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88
取安全系數(shù)S=1.4，得
[sF]1 = = = 376.43 MPa
[sF]2 = = = 389.71 MPa
2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
sF1 =
= = 99.419 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 94.705 MPa ≤ [sF]2
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 = 92，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 175.5 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 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)m
3mm
3mm
齒數(shù)z
25
92
齒寬b
80mm
75mm
分度圓直徑d
75mm
276mm
齒頂高系數(shù)ha
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c
0.25
0.25
齒頂高h(yuǎn)a
m×ha
3mm
3mm
齒根高h(yuǎn)f
m×(ha+c)
3.75mm
3.75mm
全齒高h(yuǎn)
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齒頂圓直徑da
d+2×ha
81mm
282mm
齒根圓直徑df
d-2×hf
67.5mm
268.5mm
第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)
6.1 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T1
P1 = 5.2 KW n1 = 1440 r/min T1 = 34.47 Nm
2.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 = 48 mm
則:
Ft = = = 1436.2 N
Fr = Ft×tana = 1436.2×tan20° = 522.4 N
3.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× = 17.2 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 = 1.3×34.47 = 44.8 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LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20 mm故取d12 = 20 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為38 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 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 38 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 = 36 mm。
2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。
軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 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 = 53 mm，d56 = d1 = 48 mm
4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(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Δ = 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 = 80 mm，則
l45 = b3+c+Δ+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mm
l67 = Δ+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)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T= 16 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = ((53/2+31+101-16/2)mm = 150.5 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = ((53)/2+9+31-16/2)mm = 58.5 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見(jiàn)圖b）：
FNH1 = = = 402 N
FNH2 = = = 1034.2 N
垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：
FNV1 = = = 146.2 N
FNV2 = = = 376.2 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 402×150.5 Nmm = 60501 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 146.2×150.5 Nmm = 22003 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：
M = = 64378 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
= 6.1 MPa≤[s-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：
6.2 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T2
P2 = 4.99 KW n2 = 301.26 r/min T2 = 158.23 Nm
2.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 = 230 mm
則:
Ft1 = = = 1375.9 N
Fr1 = Ft1×tana = 1375.9×tan20°= 500.5 N
已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：
d3 = 75 mm
則:
Ft2 = = = 4219.5 N
Fr2 = Ft2×tana = 4219.5×tan20°= 1534.9 N
3.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× = 27.3 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）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,因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d12 = d56 = 30 mm。
2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 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 = 48 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 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，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6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 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 = 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l23 = 78 mm。
5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 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 = 16 mm，則
l12 = T+Δ+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mm
l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 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)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T = 16 mm
高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (48/2-2+42-16/2)mm = 56 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm
低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (80/2+44.5+-16/2)mm = 76.5 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見(jiàn)圖b）：
FNH1 = = = 2540.6 N
FNH2 = = = 3054.8 N
垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：
FNV1 = = = -188.8 N
FNV2 = = = -845.6 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面B、C處的水平彎矩：
MH1 = FNH1L1 = 2540.6×56 Nmm = 142274 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 3054.8×76.5 Nmm = 233692 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = -188.8×56 Nmm = -10573 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -845.6×76.5 Nmm = -64688 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 = = 142666 Nmm
M2 = = 242480 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
= 40 MPa≤[s-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：
6.3 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T3
P3 = 4.79 KW n3 = 81.86 r/min T3 = 559.17 Nm
2.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 = 276 mm
則:
Ft = = = 4052 N
Fr = Ft×tana = 4052×tan20°= 1474 N
3.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× = 43.5 mm
輸出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 = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:
Tca = KAT3 = 1.3×559.17 = 726.9 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LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 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）為了滿足半聯(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 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(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 = 82 mm。
2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6212，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 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6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。
3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 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 = 75 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 = 73 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，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Δ = 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，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則
l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mm
l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 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)6212深溝球軸承查手冊(cè)得T= 22 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見(jiàn)圖b）：
FNH1 = = = 1413.5 N
FNH2 = = = 2638.5 N
垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：
FNV1 = = = 514.2 N
FNV2 = = = 959.8 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1413.5×140 Nmm = 197890 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 514.2×140 Nmm = 71988 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：
M = = 210577 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
= 10.2 MPa≤[s-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：
第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算
7.1 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：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm
T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
7.2 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：b×h×l = 10mm×8mm×40mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 40-10 = 30 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×30×35×120/1000 = 252 Nm
T≥T2，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：b×h×l = 10mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-10 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×60×35×120/1000 = 504 Nm
T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
7.3 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：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×52×65×120/1000 = 1115.4 Nm
T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，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 = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm
T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
第八部分 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 = 8×2×8×300 = 38400 h
8.1 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 = 1×522.4+0× = 522.4 N
2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 522.4× = 7791 N
3）選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 6.02×105≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
8.2 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 = 1×1534.9+0× = 1534.9 N
2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1534.9× = 13590 N
3）選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.13×105≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
8.3 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 = 1×1474+0× = 1474 N
2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1474× = 8453 N
3）選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:6212軸承，Cr = 47.8 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 6.94×106≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
第九部分 聯(lián)軸器的選擇
9.1 輸入軸處聯(lián)軸器
1.載荷計(jì)算
公稱轉(zhuǎn)矩：
T = T1 = 34.47 Nm
由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：
Tca = KAT1 = 1.3×34.47 = 44.8 Nm
2.型號(hào)選擇
選用LT4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 63 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 5700 r/min，軸孔直徑為20 mm，軸孔長(zhǎng)度為38 mm。
Tca = 44.8 Nm ≤ T = 63 Nm
n1 = 1440 r/min ≤ n = 5700 r/min
聯(lián)軸器滿足要求，故合用。
9.2 輸出軸處聯(lián)軸器
1.載荷計(jì)算
公稱轉(zhuǎn)矩：
T = T3 = 559.17 Nm
由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：
Tca = KAT3 = 1.3×559.17 = 726.9 Nm
2.型號(hào)選擇
選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長(zhǎng)度為84 mm。
Tca = 726.9 Nm ≤ T = 1000 Nm
n3 = 81.86 r/min ≤ n = 2850 r/min
聯(lián)軸器滿足要求，故合用。
第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封
10.1 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150潤(rùn)滑油，粘度薦用值為118 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 = 1.19 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1/3~2/3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。
10.2 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，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。
第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸
名稱
符號(hào)
公式與計(jì)算
結(jié)果取值
箱座壁厚
δ
0.025a+3=0.025×175.5+3=7.4
取8mm
箱蓋壁厚
δ1
0.02a+3=0.02×175.5+3=6.5
取8mm
箱蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1=1.5×8=12
取12mm
箱座凸緣厚度
b
1.5δ=1.5×8=12
取12mm
箱座底凸緣厚度
b2
2.5δ=2.5×8=20
取20mm
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=0.036×175.5+12=18.3
取M20
地腳螺釘數(shù)目
n
a≤250時(shí)，取n=4
取4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75df=0.75×20=15
取M16
蓋與座連接螺栓直徑
d2
(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12
取M10
連接螺栓d2的間距
l
150-200
取150
軸承端蓋螺釘直徑
d3
(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10
取M8
視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8
取M6
定位銷直徑
d
(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8
取8mm
df、d1、d2至外箱壁距離
C1
根據(jù)螺栓直徑查表
取26、22、16
df、d1、d2至凸緣邊緣距離
C2
根據(jù)螺栓直徑查表
取24、20、14
軸承旁凸臺(tái)半徑
R1
=20
取20
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)
外箱壁至軸承座端面距離
L1
C1+C2+(5-10)=22+