帶式運(yùn)輸機(jī)機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

電子科技大學(xué)成都學(xué)院電子工程系課程設(shè)計(jì)題目名稱帶式運(yùn)輸機(jī)機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)學(xué)生姓名祝韜學(xué)號(hào)1340840601專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化指導(dǎo)教師李世蓉2015年12月制機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)任書(shū)姓名：祝韜專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)：機(jī)械六班學(xué)號(hào)：1340840601設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的機(jī)械傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖：原始數(shù)據(jù)已知條件運(yùn)輸帶牽引力F/N運(yùn)輸帶線速度v/()驅(qū)動(dòng)滾筒直徑D/mm數(shù)據(jù)19002.4320工作條件及要求：使用期5年，雙班制工作，單項(xiàng)傳動(dòng)。載荷有輕微沖擊。運(yùn)送煤、鹽、沙等松散物品。運(yùn)輸帶線速度允許誤差為±5%。在中等規(guī)模機(jī)械廠小批量生產(chǎn)。設(shè)計(jì)工作量：減速器裝配圖1張（圖幅A0）。軸類零件工作圖1張（比例1:1）。齒輪零件工作圖1張（比例1:1）。設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1份。指導(dǎo)教師：李世蓉教研室主任（組長(zhǎng)）：李世蓉目錄第一章緒論3第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案4第三章電動(dòng)機(jī)的選擇63.1電動(dòng)機(jī)的選擇63.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比7第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)8第五章V帶的設(shè)計(jì)105.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算105.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11第六章齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)146.1選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)146.2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)156.3幾何尺寸計(jì)算166.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度166.5主要設(shè)計(jì)結(jié)論186.6齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算18第七章傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)197.1輸入軸的設(shè)計(jì)197.2輸出軸的設(shè)計(jì)22第八章鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算278.1輸入軸鍵選擇與校核278.2輸出軸鍵選擇與校核27第九章軸承的選擇及校核計(jì)算289.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核289.2輸出軸的軸承計(jì)算與校核28第十章聯(lián)軸器的選擇30第十一章減速器的潤(rùn)滑和密封3111.1減速器的潤(rùn)滑3111.2減速器的密封31第十二章減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸32心得34參考文獻(xiàn)34第一章緒論本說(shuō)明書(shū)主要是根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)的要求，進(jìn)行一級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)。內(nèi)容主要包括：（1）研究設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)，明確設(shè)計(jì)任務(wù)和要求，制訂設(shè)計(jì)計(jì)劃。（2）傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)，包括設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖的繪制、動(dòng)力裝置的計(jì)算及選擇、傳動(dòng)比的分配、各傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算等。（3）傳動(dòng)裝置的主體設(shè)計(jì)，包括齒輪傳動(dòng)的主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算。（4）裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制，包括主要零件的強(qiáng)度計(jì)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、強(qiáng)度校核、壽命計(jì)算等。（5）裝配圖的繪制。（6）零件工作圖的設(shè)計(jì)和繪制。（7）設(shè)計(jì)成果檢查及設(shè)計(jì)總結(jié)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中運(yùn)用了《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》、《機(jī)械制圖》、《工程力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公差與互換性》等多門課程知識(shí)，因此是一個(gè)非常重要的綜合性實(shí)踐環(huán)節(jié)，也是一次全面的、規(guī)范的實(shí)踐訓(xùn)練。通過(guò)這次訓(xùn)練，使我們?cè)诒姸喾矫娴玫搅隋憻捄团囵B(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個(gè)方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想，訓(xùn)練了綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他相關(guān)課程的基礎(chǔ)理論并結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際進(jìn)行分析和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、深化和擴(kuò)展了相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)。（2）通過(guò)對(duì)通用機(jī)械零件、常用機(jī)械傳動(dòng)或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)，使我們掌握了一般機(jī)械設(shè)計(jì)的程序和方法，樹(shù)立正確的工程設(shè)計(jì)思想，培養(yǎng)獨(dú)立、全面、科學(xué)的工程設(shè)計(jì)能力和創(chuàng)新能力。（3）培養(yǎng)了我們查閱和使用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊(cè)、圖冊(cè)及相關(guān)技術(shù)資料的能力以及計(jì)算、繪圖數(shù)據(jù)處理方面的能力。第二章：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1初始數(shù)據(jù)：設(shè)計(jì)一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶牽引力F=1900N。運(yùn)輸帶線速度V=2.4m/s。驅(qū)動(dòng)滾筒直徑D=320mm。，2.2傳動(dòng)方案的分析和擬定：機(jī)器一般是由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作裝置組成。傳動(dòng)裝置是用來(lái)傳遞原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力、變換其運(yùn)動(dòng)形式以滿足工作裝置的需要，是機(jī)器的重要組成部分。傳動(dòng)裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。合理的傳動(dòng)方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、成本低廉、傳動(dòng)效率高和使用維護(hù)方便。本設(shè)計(jì)中原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)為皮帶輸送機(jī)。傳動(dòng)方案采用了兩級(jí)傳動(dòng)，第一級(jí)傳動(dòng)為帶傳動(dòng)，第二級(jí)傳動(dòng)為單（一）級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過(guò)載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)，還可緩和沖擊和振動(dòng)，故布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長(zhǎng)，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。本設(shè)計(jì)采用的是單級(jí)直齒輪傳動(dòng)。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。方案一：二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點(diǎn)：傳動(dòng)效率高，適用功率和速度范圍廣，使用壽命長(zhǎng)，如果作為減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，橫向尺寸較大，中間軸較長(zhǎng)，剛度差，中間軸潤(rùn)滑較困難。方案二：鏈—單級(jí)圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點(diǎn)：傳動(dòng)比一般小于5，傳動(dòng)功率可達(dá)數(shù)萬(wàn)瓦，效率較高，工藝簡(jiǎn)單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛，但鏈傳動(dòng)部均勻有沖擊，根據(jù)要求此方案舍去。方案三：帶——單級(jí)圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點(diǎn)：傳動(dòng)比一般小于10，傳遞功率大，效率高，工藝簡(jiǎn)單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛。根據(jù)題目要求及上述分析，采用Ｖ帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，即可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)由于帶傳動(dòng)具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，使用維護(hù)方便。2.3傳動(dòng)簡(jiǎn)圖：2.4計(jì)算傳動(dòng)裝置效率：a=0.96×0.983×0.98×0.99×0.96=0.841為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為工作裝置的效率。第三章：電動(dòng)機(jī)選擇內(nèi)容結(jié)論3.1電動(dòng)機(jī)選擇：已知速度V=2.4m/s則：工作機(jī)的功率：P=FV/1000=1900×1.4÷1000=4.56kw電動(dòng)機(jī)所需功率：=4.56÷0.84=5.43kw卷筒的轉(zhuǎn)速：nw=60×1000V/π=60000×2.4÷（π×320）=143.2r/s經(jīng)查（各種傳動(dòng)比的傳動(dòng)比表Ⅱ.6）表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~3，一級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=4~6，則總傳動(dòng)比合理范圍為Ia=4~18，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=ia×n=(4×18)×143.2=572.8~2577.6r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、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=1440r/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HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×33電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/r.堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-45.514402.22.368以上數(shù)據(jù)查表機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表‖.186和II.189.3.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3.2.1總傳動(dòng)比：由電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm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÷143.2=10.063.2.2分配傳動(dòng)比：Ia=i0×i式中、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取=2.3，則減速器傳動(dòng)比為:i=Ia/=10.06÷2.3=4.37P=4.56kw=5.43kwnw143.2r/s=1440r/minIa=10.06i=4.37第四章：計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)內(nèi)容結(jié)論4.1各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：nI=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min輸出軸：nII=nI/i=626.09/4.37=143.27r/min電機(jī)軸：nm=1440r/min卷筒軸：nⅢ=nII=143.27r/min4.2各軸輸入功率：輸入軸：PI=Pd×=5.43×0.96=5.21kw輸出軸：PII=PI×=5.21×0.98×0.98=5.01kw工作機(jī)軸：PIII=PII×=4.7×0.98×0.99=4.86kw4.3各軸輸出功率：輸入軸：PI'=PI×=5.21×0.98=5.11kw輸出軸：PII'=PII×=5.01×0.98=4.91kw工作機(jī)軸：PIII'=PIII×=4.86×0.98=4.76kw4.4各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=9550×5.43÷1440=36.01Nm所以：輸入軸：TI=Td×i0×=36.01×2.3×0.96=79.51Nm輸出軸：TII=TI×i××=79.51×4.37×0.98×0.98=333.71Nm工作機(jī)軸：TIII=TII××=333.71×0.98×0.99=323.77Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×=79.51×0.98=77.92Nm輸出軸：TII'=TII×=333.71×0.98=327.04Nm工作機(jī)軸：TIII'=TIII×=323.77×0.98=317.29NmNI=626.09r/minnII=143.27r/minnm=1440r/minnⅢ=143.27r/minpⅠ=5.21kwPII=5.01kwPIII=4.86kwPI'=5.11kwPII'=4.91kwPIII'=4.76kwTd=36.01NmTI=79.51NmTII=333.71NmTIII=323.77NmTI'=77.92NmTII'=327.04NmTIII'=317.29Nm運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果整理如下表：軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比i效率η輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸5.4336.0114402.30.96Ⅰ軸5.215.1179.5177.92626.094.370.96Ⅱ軸5.014.91333.71327.04143.2710.96卷筒軸4.864.76323.77317.29143.27第五章：V帶的設(shè)計(jì)內(nèi)容結(jié)論5.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算：5.1.1確定計(jì)算功率Pca：查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-8）得工作情況系數(shù)KA=1.2，Pca=KAPd=1.2×5.43kW=6.516kW5.1.2選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用A型（查機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖8-11）。5.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-9）表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm。2）驗(yàn)算帶速v:v=πdd1因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑:dd2=i0dd1=2.3×125=287.5mm根據(jù)（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-9），取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=315mm5.1.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=600mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度:Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))=2×600+≈1906mm查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-2）表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1940mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0：a≈a0+(Ld-Ld0)/2=600+(1940-1906)/2mm≈617mm按課本公式，中心距變化范圍為587.9~675.2mm。5.1.5驗(yàn)算小帶輪上的包角：≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（315-125)×57.3°/617≈162°>120°5.1.6計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr：由dd1=125mm和nm=1440r/min，查（機(jī)械設(shè)計(jì)表8-4）表得單根V帶傳送功率P0=1.9096kW。根據(jù)nm=1440r/min，i0=2.3和A型帶，查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-5（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-9））表得P0=0.17kW。查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-6）表得K=0.954，查表8-2得KL=1.02，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.9096+0.17)×0.954×1.02kW=2.02kW2）計(jì)算V帶的根數(shù)z：z=Pca/Pr=6.516/2.02=3.23所以V帶根數(shù)取4根。5.1.7計(jì)算單根V帶的初拉力F0：查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表8-3）表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以：F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=500=149N5.1.8計(jì)算壓軸力FP：FP=2zF0sin(1/2)=2×149×sin(162/2)=1177N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.2.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖：2）小帶輪主要尺寸計(jì)算：代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD=38mm38mm分度圓直徑dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×3872.2mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×3868.4mm5.2.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計(jì)算：代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=25mm25mm分度圓直徑dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2547.5mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2545mmh12903p290346.34mmh20.8h10.8*46.3437.07mmf10.2h10.2*46.349.27mmb10.4h10.4*46.3418.50mmb20.8b10.8*18.5014.8mmf20.2h20.2*37.077.41mmPca=6.52kW選用A型V帶dd1=125mm帶速合適dd2=315mmLd=1940mma0≈617mm≈162°P0=1.9096kWP0=0.17kWK=0.954KL=1.02Pr=2.02kwz=4q=0.105kg/mF0=149NFP=1177N第六章：齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)內(nèi)容結(jié)論6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用7級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×4.37=104.88，取z2=105。（4）壓力角=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eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.4。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=79470N/m③選?。C(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-7）齒寬系數(shù)φd=1。④查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-20）圖取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-5）表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*=arccos[24×cos20°/(24+2×1)]=29.841°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*=arccos[105×cos20°/(105+2×1)]=22.761°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[24×(tan29.841°-tan20°)+105×(tan22.761°-tan20°)]/2π=1.73重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.73,3))⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-25d）得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=570MPa。6.2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=60×626.09×1×5×300×2×8=9.02×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=9.02×108/4.37=2.06×108查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-23）取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.99、KHN2=0.96。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.99×600,1)=594MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.96×570,1)=547.2MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=547.2MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.4×79.47×1000,1)×\f(4.27+1,4.37)×\b(\f(2.5×189.8×0.871,547))\s(\s(\s(2))))=58.99mm（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=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×58.99×626.09,60×1000)=1.93m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=eq1×58.99=58.99mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-2）表得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=1.93m/s、7級(jí)精度，查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-8）圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×79.5/58.99=2695NKAFt1/b=1.25×2695/58.99=57.11N/mm<100N/mm查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-4）表用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.31。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1.25×1.05×1.2×1.31=2.063）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=58.99×eq\r(3,\f(2.06,1.4))=67.13mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=67.13/24=2.8mm取模數(shù)為2mm。6.3幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=24×2d2=z2m=149×2=298（2）計(jì)算中心距a=(d1+d2)/2=(68+298)/2=183mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd1=1×68=68mm取b2=68、b1=75。6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]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)Y0.25+0.75/=0.67②由齒數(shù)，查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-17）圖得齒形系數(shù)和（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-18）圖得應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.15YFa2=2.05YSa1=1.82YSa2=1.95③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.0根據(jù)KH=1.31，結(jié)合b/h=10.67查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-13）圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.25×1.05×1.0×1.28=2.19④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=420MPa、Flim2=410MPa。查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版圖10-22）圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90、KFN2=0.92取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.90×420,1.4)=270MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.92×410,1.4)=269.43MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.15×1.82×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=98.7MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.05×1.95×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=100.85MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。6.5主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=34、z2=149，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，中心距a=185mm，齒寬b1=68mm、b2=75mm。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)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z34149齒寬b75mm68mm分度圓直徑d68mm298mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)4.5mm4.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.5mm6.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha72mm302mm齒根圓直徑dfd-2×hf59mm289mmZ1=24Z2=105小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用7級(jí)精度。φd=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2=1.73Hlim1=600MPaHlim2=570MPa[H]=[H]2=547.2MPaV=1.93m/sb=58.99mmKa=1.25Kv=1.05KH=1.2KH=1.31KH=2.06m=2mmd1=68mmd2=298mma=185mmKF=2.19齒數(shù)z1=34、z2=149，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，中心距a=185mm，齒寬b1=75mm、b2=68mm。第七章：傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器設(shè)計(jì)內(nèi)容結(jié)論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=5.11Kwn1=626.09r/minT1=77.9Nm7.1.2求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1=68mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×77.9×1000,68)=22900NFr=Ft×tan=22900×tan20°=833.49N7.1.3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)（減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表15-3）表，取A0=110，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=110×eq\r(3,\f(5.11,626.09))=22.15mm輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%，故選取:d12=25mm7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖7.1.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=31mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=34mm。大帶輪寬度B=63mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取L12=52mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T=35×72×17mm，故d34=d56=35mm，取擋油環(huán)的寬度為25，則L34=L56=17+25=42mm。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L45=B=75mm，d45=d1=68mm4）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=58mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。7.1.6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)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T=17mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=48/2+50+17/2=82.5mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=65/2+32+9-17/2=65mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=65/2+9+32-17/2=65mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(982.4×65-1207.63×(82.5+65+65),65+65)=-1482.8NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(982.4×65+1207.63×82.5,65+65)=1257.6N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1350.4×65Nmm=87776Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=1207.63×82.5Nmm=99629Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1482.8×65Nmm=-96382NmmMV2=FNV2L3=1257.6×65Nmm=81744Nmm分別作水平面彎矩圖（c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=130361NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=119945Nmm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。，由（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版公式14-4）取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(130361\s(2)+\b(0.6×81.02×1000)\s(2)),0.1×60\s(3))MPa=6.4MPa≤[]=60MPa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輸出軸的設(shè)計(jì)7.2.1求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=4.7KWn2=143.28r/minT2=312.77Nm7.2.2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2=240mm則:Ft=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×312.77×1000,240)=2606.4NFr=Ft×tan=2606.4×tan20°=948.1N7.2.3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，查（減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表9-8）表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=112×eq\r(3,\f(4.7,143.28))=35.9mm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=KAT2，查（機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1）表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:Tca=KAT2=1.5×312.77=469.2Nm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/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm故取d12=40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84mm。7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖7.2.5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=47mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=84mm，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=80mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=47mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×20mm，故d34=d67=50mm。右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6210型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此，取d56=60mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=52mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=68mm，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L45=56mm。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=50mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。7.2.6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)6210深溝球軸承查手冊(cè)得T=20mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=60/2-2+48.5+58-20/2=124.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=60/2+11.5+35-20/2=66.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2606.4×66.5,124.5+66.5)=907.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2606.4×124.5,124.5+66.5)=1698.9N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f(948.1×66.5,124.5+66.5)=330.1NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f(948.1×124.5,124.5+66.5)=618N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=907.5×124.5Nmm=112984Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=330.1×124.5Nmm=41097Nmm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=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=120226Nmm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=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(120226\s(2)+\b(0.6×312.77×1000)\s(2)),0.1×55\s(3))MPa=13.4MPa≤[]=60MPa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：Ft=22900NFr=833.49Ndmin=22.15mm:d12=25mmd23=30mm擋圈直徑D=34mm大帶輪寬度B=68mmL12=52mm選擇深溝球軸承6207d34=d56=35mm擋油環(huán)的寬度為25L34=L56=42mmL45=75mmd1=68mmL1=82.5mmL2=65mmL3=65mmFNH1=1350.4NFNH2=1350.4NFNV1=-1482.8NFNV2=1257.6NMH=87776NmmMV0=99629NmmM1=130361NmmM2=119945Nmmca=6.4MPaFt=2606.4NFr=948.1N軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理dmin=35.9mmTca=469.2Nmd12=40mm軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84mm軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=84mmd12=42mmL12=80mmd23=47mmL23=50mmd34=d67=50mmL34=42mmL67=39mmd45=52mmL45=66mmd56=60mmL56=6mmFNH1=907.5NFNH2=1698.9NFNV1=330.1NFNV2=618NMH=112984NmmMV=41097NmmM=120226Nmmca=13.4MPa第八章：鍵連接的選擇及校核計(jì)算內(nèi)容結(jié)論8.1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=8mm×7mm×40mm，接觸長(zhǎng)度:L’=40-8=32mm校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*79.51*1000/(25*7*32)=56.8MPa因?yàn)棣襭<[σP]，故鍵是安全的，合格。8.2輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=16mm×10mm×63mm，接觸長(zhǎng)度:L'=63-16=47mm，校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*333.71*1000/(52*10*47)=54.6MPa因?yàn)棣襭<[σP]，故鍵是安全的，合格。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=12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:L'=70-12=58mm校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=100~120MPa，σp=4T/dnl=4*323.77*1000/(42*8*58)=66.46MPa因?yàn)棣襭<[σP]，故鍵是安全的，合格。平鍵尺寸為：b×h×L=8mm×7mm×40mmL'=32mm普通平鍵尺寸為：b×h×l=16mm×10mm×63mmL'=47mm普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mmL'=58mm第九章：軸承的選擇及校核計(jì)算內(nèi)容結(jié)論根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=5×2×8×300=24000h9.1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，查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表13-5）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=1×833.49+0=833.49N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=833.49×eq\r(3,\f(60×626.09,10\s(\s(6)))×24000)=8051.93N3）選擇軸承型號(hào):查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表11-5），選擇:6207軸承，Cr=25.5KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×626.09)\b(\f(25.5×1000,833.49))\s(\s(3))=7.62×105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2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=1×798.77+0=798.77N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=798.77×eq\r(3,\f(60×143.27,10\s(\s(6)))×24000)=4719.84N3）選擇軸承型號(hào):查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表11-5）表，選擇:6210軸承，Cr=35KN，由（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版公式11-3）得Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×143.27)\b(\f(35×1000,798.77))\s(\s(3))=9.79×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。Lh=24000hP=833.49NC=8051.93N6207軸承，Cr=25.5KN軸承預(yù)期壽命足夠P=798.77NC=4719.84N6210軸承，Cr=35KN軸承預(yù)期壽命足夠第十章：聯(lián)軸器的選擇內(nèi)容結(jié)論10.1載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T2=317Nm查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表14-1）KA=1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT2=1.5×317=476Nm10.2型號(hào)選擇選用LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3600r/min，軸孔直徑為42mm，軸孔長(zhǎng)度為84mm。Tca=476Nm≤T=500Nmn2=143.27r/min≤n=3600r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。Tca=476NmLT7型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3600r/min，軸孔直徑為42mm，軸孔長(zhǎng)度為84mm第十一章：減速器的潤(rùn)滑和密封內(nèi)容結(jié)論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。由于大齒輪的圓周速度v≤12m/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。由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=6.5mm≤10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版表10-8）表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號(hào)為150潤(rùn)滑油，粘度薦用值為118cSt。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