F-2200-v-1.8-D-800-24×300×5-V帶-展開(kāi)式二級(jí)減速器

減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)系別：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：一課程設(shè)計(jì)任務(wù)1.1設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器，三班制，每班8小時(shí)，工作年限（壽命）：5年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。表1-1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)拉力F2200N速度v1.8m/s直徑D800mm1.2設(shè)計(jì)步驟1.機(jī)械系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)分析。2.傳動(dòng)方案的分析和擬定。3.原動(dòng)機(jī)的選擇。4.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算。5.傳動(dòng)零件(如齒輪傳動(dòng)或蝸桿傳動(dòng)、帶傳動(dòng)或鏈傳動(dòng))的設(shè)計(jì)。6.軸的設(shè)計(jì)。7.軸承及其組合部件的設(shè)計(jì)。8.鍵連接和聯(lián)軸器的選擇及校核。9.箱體結(jié)構(gòu)及附件的設(shè)計(jì)。10.繪制裝配圖和零件圖。11.編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)。

二減速器傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器。1)該方案的優(yōu)缺點(diǎn)由于帶具有彈性，能緩沖吸振，故傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲小；過(guò)載時(shí)，帶在帶輪上打滑可防止其他零件損壞；帶結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于制造和安裝，成本低。優(yōu)點(diǎn):傳動(dòng)比一般為8~40，用于平行軸之間的傳動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工和維修都比較方便，效率高，成本低，應(yīng)用廣泛。二級(jí)圓柱齒輪的，沖擊、振動(dòng)和噪聲較小，重合度大，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)較平穩(wěn)，適用于高速傳動(dòng)。工作可靠，壽命長(zhǎng)。缺點(diǎn):由于齒輪相對(duì)于軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度，一般適用于載荷較平穩(wěn)的場(chǎng)合;如果作為減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，橫向尺寸較小，軸向尺寸較大，間軸較長(zhǎng)，剛度差，中間軸軸潤(rùn)滑較因難。

三電動(dòng)機(jī)選擇3.1傳動(dòng)裝置總效率查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》表1-5得聯(lián)軸器的效率η1=0.99，滾動(dòng)軸承的效率η2=0.99，閉式圓柱齒輪的效率η3=0.97，帶傳動(dòng)的效率ηv=0.96，卷筒的效率ηw=0.96，計(jì)算得電動(dòng)機(jī)至卷筒主動(dòng)軸的總效率，即η3.2電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照動(dòng)力源和工作條件，選用Y系列全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)三相異步電動(dòng)機(jī)，其額定電壓為380V。3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量卷筒所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率為P卷筒軸轉(zhuǎn)速：n查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》表1-6得推薦的傳動(dòng)比范圍，帶傳動(dòng)傳動(dòng)比范圍為：2～4，展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8～40，所以合理的總傳動(dòng)比范圍為：16～160?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16～160)×42.97=688～6875r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。表3-1電機(jī)選擇方案對(duì)比選擇方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pen/kW同步轉(zhuǎn)速nt(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)AY160M2-84750720BY132M2-641000960CY112M-4415001440DY132S1-2430002900圖3-1電機(jī)主要尺寸參數(shù)表3-2電動(dòng)機(jī)尺寸中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×BK軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×GACAD112400×265190×1401228×608×242301903.4總傳動(dòng)比的計(jì)算及分配3.4.1總傳動(dòng)比計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min和卷筒主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw=42.97r/min，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為，即ia=nm/nw=1440/42.97=33.5123.4.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取帶傳動(dòng)比：iv=2.50則減速器傳動(dòng)比為：i=33.512/2.50=13.405高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)傳動(dòng)比i3.5傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算電機(jī)軸的參數(shù)：PnT高速軸的參數(shù)：PP'nTT'中間軸的參數(shù)：PP'nTT'低速軸的參數(shù)：PP'nTT'卷筒軸的參數(shù)：PP'nTT'各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表3-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表軸名輸入功率kW輸出功率/kW輸入轉(zhuǎn)矩/N·m輸出轉(zhuǎn)矩/N·m轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率η電機(jī)軸-4.8-31.83314402.500.96高速軸4.6084.56276.475.6375764.330.97中間軸4.4254.381317.675314.516133.0253.0960.97低速軸4.254.208944.62935.28542.967-0.99卷筒軸4.1663.959925.95879.94242.967--

四帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4.1確定計(jì)算功率Pca由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.3，故P4.2選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖8-11選用A型。4.2.1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。由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-7和《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=112mm。2)驗(yàn)算帶速v。按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-13)驗(yàn)算帶的速度v4.2.2計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-15a)，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=280mm。4.2.3確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)帶長(zhǎng)Ld根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-20),0.7×(dd1+dd_2)<a_0<2×(dd1+dd2)，初定中心距a0=588mm。由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-22)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1940mm。按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-23)計(jì)算實(shí)際中心距a。a按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(8-24)中心距的變化范圍為627～714mm。4.2.4驗(yàn)算小帶輪的包角αaα4.3計(jì)算帶的根數(shù)z4.3.1計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd1=112mm和n1=1440r/min,查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-4得P0=1.611kW。根據(jù)n1=1440r/min，i=2.50和A型帶，查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-5得?P0=0.169kW。查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-6得Kα=0.961，《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-2得KL=1.02，于是P4.3.2計(jì)算帶的根數(shù)z。z取4根。4.4計(jì)算單根V帶的初拉力F0由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F4.5計(jì)算壓軸力FpF4.6帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)樾л哾d1=112小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下：dddB腹板內(nèi)徑dCL圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=24mm因?yàn)榇髱л哾d2=280mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：dddB孔板內(nèi)徑dCL圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖4.7主要設(shè)計(jì)結(jié)論選用A型普通V帶4根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1940mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=112mm，dd2=280mm，中心距控制在a=627～714mm。單根帶初拉力F0=155.48N。表4-1帶輪設(shè)計(jì)結(jié)果帶型A型普通V帶V帶中心距656mm小帶輪基準(zhǔn)直徑112mm包角165.33°(165°19′48″)大帶輪基準(zhǔn)直徑280mm帶長(zhǎng)1940mm帶的根數(shù)4初拉力155.48N帶速8.44m/s壓軸力1233.66N

五減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)，壓力角取為α=20°。②參考《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-6選用8級(jí)精度。③材料選擇由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-1選擇小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪45調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。④選小齒輪齒數(shù)z1=29.00，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=29.00×4.33=125.6，取z2=1265.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d5.2.1確定公式中的各參數(shù)值1)試選KHt=1.3,計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T2)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1。3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。4)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。5)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ6)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1，KHN2=0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=534MPa7)試算小齒輪分度圓直徑d5.2.2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νv②齒寬bb2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-2查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.581m/s、8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04。③齒輪的圓周力。FK查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪非對(duì)稱支承布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.36由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d3)確定模數(shù)m取m=2.5mm5.3確定傳動(dòng)尺寸1)計(jì)算中心距a圓整為194mm2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計(jì)算齒寬b=φd×d1=1×72.5=72.5mm取B1=78mm，B2=73mm5.4按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=B2=73mm齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.53，YFa2=2.16由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.62，YSa2=1.81試選載荷系數(shù)KFt=1.3由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v3)寬高比b/hhb/h=73/5.625=12.978FK根據(jù)v=2.187m/s，8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.06。查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-4則載荷系數(shù)為K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。齒輪的圓周速度v選用8級(jí)精度是合適的。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=29.00，z2=126，模數(shù)m=2.5mm，壓力角α=20°，中心距a=194mm，齒寬B1=78mm、B2=73mm5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸5.5.1計(jì)算齒頂高、齒根高、全齒高和齒厚hhhs5.5.2計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd5.5.3計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注:h表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a194194齒數(shù)z29.00126模數(shù)m2.52.5齒寬B7873齒頂高系數(shù)ha*11頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2.52.5齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.1253.125全齒高h(yuǎn)ha+hf5.6255.625分度圓直徑d72.5315齒頂圓直徑dad+2×ha77.5320齒根圓直徑dfd-2×hf66.25308.75圖5-1高速級(jí)大齒輪示意圖

六減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)，壓力角取為α=20°。②參考《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-6選用8級(jí)精度。③材料選擇由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-1選擇小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪45調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。④選小齒輪齒數(shù)z1=29.00，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=29.00×3.096=89.8，取z2=906.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d6.2.1確定公式中的各參數(shù)值1)試選KHt=1.3,計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T2)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1。3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。4)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。5)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ6)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.97，KHN2=0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=534MPa7)試算小齒輪分度圓直徑d6.2.2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νv②齒寬bb2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-2查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.603m/s、8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02。③齒輪的圓周力。FK查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪非對(duì)稱支承布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.21由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d3)確定模數(shù)m取m=4mm6.3確定傳動(dòng)尺寸1)計(jì)算中心距a2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計(jì)算齒寬b=φd×d1=1×116=116mm取B1=121mm，B2=116mm6.4按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=B2=116mm齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.53，YFa2=2.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.62，YSa2=1.78試選載荷系數(shù)KFt=1.3由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v3)寬高比b/hhb/h=116/9=12.889FK根據(jù)v=0.808m/s，8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02。查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-4則載荷系數(shù)為K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.92，KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。齒輪的圓周速度v選用8級(jí)精度是合適的。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=29.00，z2=90，模數(shù)m=4mm，壓力角α=20°，中心距a=238mm，齒寬B1=121mm、B2=116mm6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸6.5.1計(jì)算齒頂高、齒根高、全齒高和齒厚hhhs6.5.2計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd6.5.3計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注:h表6-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a238238齒數(shù)z29.0090模數(shù)m44齒寬B121116齒頂高系數(shù)ha*11頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha44齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)55全齒高h(yuǎn)ha+hf99分度圓直徑d116360齒頂圓直徑dad+2×ha124368齒根圓直徑dfd-2×hf106350圖6-1低速級(jí)大齒輪示意圖

七軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1高速軸的設(shè)計(jì)校核7.1.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)P1=4.608kW；n1=576r/min；T1=76.4N·m7.1.2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40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為241～286HBS，根據(jù)表15-3，取A0=110，于是得d高速軸的最小直徑是安裝大帶輪的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大3%d故選取:d12=24mm7.1.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩,取定位軸肩為2.5mm，故II-III段的直徑d23=29mm。大帶輪輪轂寬度L=48mm，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)比大帶輪輪轂寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=46mm。圖7-1高速軸示意圖初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=29mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm.軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。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=78mm，d56=77.5mm軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，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端面有一定距離K=20，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=9mm，則軸承座寬度為L(zhǎng)l取小齒輪距箱體內(nèi)壁距離Δ1=10mm,大齒輪距箱體內(nèi)壁距離Δ2=12.5mm,小齒輪到大齒輪距離Δ3=15mm,高速級(jí)大齒輪輪轂寬度b2=73,低速級(jí)小齒輪輪轂寬度b3=121,則箱體內(nèi)壁寬度可得:Bx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Δ，取Δ=10mm，,高速級(jí)小齒輪輪轂寬度b1=78,擋油環(huán)伸出距離s=2,則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-1軸的直徑和長(zhǎng)度軸段1234567直徑2429354277.54235長(zhǎng)度466129141.5788291)軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大帶輪與軸的配合為H7/k6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=8×7mm，長(zhǎng)度L=36mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6207查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm齒輪輪轂寬度B=78mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l7.1.4受力分析小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）F小齒輪所受的徑向力F計(jì)算軸的支反力高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力FQ=1233.66N水平支反力FF垂直支反力FF截面B處的垂直彎矩M截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=76400N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMM圖7-2高速軸載荷分析圖1)校核軸的強(qiáng)度因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表15-1得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸的設(shè)計(jì)校核7.2.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)P2=4.425kW；n2=133.025r/min；T2=317.675N·m7.2.2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正火，硬度為162～217HBS，根據(jù)表15-3，取A0=110，于是得d7.2.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖7-3中間軸示意圖初步選擇滾動(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?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。采用分體式齒輪，因l_23軸段安裝小齒輪,所以略短于齒輪寬度，則l23=119mm,小齒輪軸段為非定位軸肩h=2mm,則d23=44mm小齒輪右側(cè)為定位軸肩h=4mm,則d34=52mm，低速級(jí)小齒輪到高速級(jí)大齒輪距離為Δ3=15mm,則l34=15mm因l_45軸段安裝大齒輪,所以略短于齒輪寬度,已知大齒輪輪轂的寬度為b2=73mm，則l45=71.75mm,軸段為非定位軸肩h=2mm,則d45=44mm取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，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Δ，取Δ=10mm，低速小齒輪倒角為c1=2mm，高速大齒輪倒角為c2=1.25mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-2軸的直徑和長(zhǎng)度軸段12345直徑4044524440長(zhǎng)度401191571.7541.751)軸上零件的周向定位低速小齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與軸的配合為H7/r6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長(zhǎng)度L=110mm,高速大齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與軸的配合為H7/r6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長(zhǎng)度L=63mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6208查手冊(cè)得壓力中心a=9mm低速級(jí)小齒輪輪轂寬度B1=121mm高速級(jí)大齒輪輪轂寬度B2=73mm低速級(jí)小齒輪倒角為c1=2mm高速級(jí)大齒輪倒角為c2=1.25mm軸承壓力中心到小齒輪中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l7.2.4受力分析大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）F大齒輪所受的徑向力F小齒輪所受的圓周力（d3為小齒輪的分度圓直徑）F小齒輪所受的徑向力F軸向力Fa計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面B處的垂直彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩MM截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=317675N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMMM圖7-4中間軸載荷分析圖1)校核軸的強(qiáng)度因B右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ7.3低速軸的設(shè)計(jì)校核7.3.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)P3=4.25kW；n3=42.967r/min；T3=944.62N·m7.3.2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正火，硬度為162～217HBS，根據(jù)表15-3，取A0=110，于是得d低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=55mm7.3.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩,取定位軸肩為5mm，故II-III段的直徑d23=65mm。半聯(lián)軸器寬度L=112mm，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)比半聯(lián)軸器寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。圖7-5低速軸示意圖初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)d23=65mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6214，其尺寸為d×D×B=70×125×24mm，故d34=d78=70mm。根據(jù)非定位軸肩h=2,取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=74mm；已知大齒輪輪轂的寬度為b4=116mm，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=114mm齒輪的左端采用軸肩定位，則取定位軸肩h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=84mm,長(zhǎng)度l56=1.4×h=7mm軸承采用擋油環(huán)定位,取擋油環(huán)伸出距離為2mm，則取定位軸肩h=5mm，則軸肩的直徑d45=80mm軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=20，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=9mm，則軸承座寬度為L(zhǎng)l取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，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Δ，取Δ=10mm，大齒輪倒角為c2=2mm,由前面得箱體內(nèi)壁寬度為Bx=231.5mm,則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-3軸的直徑和長(zhǎng)度軸段1234567直徑55657080847470長(zhǎng)度110543694711448.51)軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=16×10mm，長(zhǎng)度L=100mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6214查手冊(cè)得壓力中心a=12mm齒輪輪轂寬度B=116mm齒輪倒角為c2=2mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l7.3.4受力分析大齒輪所受的圓周力（d4為大齒輪的分度圓直徑）F大齒輪所受的徑向力F計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=944620N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMM圖7-6低速軸載荷分析圖1)校核軸的強(qiáng)度因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表15-1得45正火處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=590MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=55MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。

八軸承的選擇與壽命校核8.1高速軸上的軸承計(jì)算與校核表8-1軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6207深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》表6-1軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。要求壽命為L(zhǎng)h=36000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-5得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表13-6，fd=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承計(jì)算與校核表8-2軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)620840801829.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6208深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》表6-1軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=29.5kN，額定靜載荷C0r=18kN。要求壽命為L(zhǎng)h=36000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-5得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表13-6，fd=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸上的軸承計(jì)算與校核表8-3軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)6214701252460.8根據(jù)前面的計(jì)算，選用6214深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》表6-1軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=60.8kN，額定靜載荷C0r=45kN。要求壽命為L(zhǎng)h=36000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表10-5得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0按《機(jī)械設(shè)計(jì)第九版》表13-6，fd=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。

九鍵連接的選擇與強(qiáng)度校核9.1高速軸與大帶輪連接鍵校核(1)鍵連接的類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=24mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=36mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核大帶輪材料為40Cr，鍵材料為鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l'=36-8=28mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A8×7×369.2中間軸與大齒輪連接鍵校核(1)鍵連接的類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=44mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=63mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核大齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l'=63-12=51mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A12×8×639.3中間軸與小齒輪連接鍵校核(1)鍵連接的類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=44mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=110mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核小齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l'=110-12=98mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A12×8×1109.4低速軸與大齒輪連接鍵校核(1)鍵連接的類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=74mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=100mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核大齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l'=100-20=80mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A20×12×1009.5低速軸與聯(lián)軸器連接鍵校核(1)鍵連接的類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=55mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=100mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核聯(lián)軸器、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l'=100-16=84mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A16×10×100

十聯(lián)軸器選擇10.1低速軸上聯(lián)軸器的計(jì)算10.1.1類型為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。10.1.2計(jì)算載荷由前面計(jì)算已知T=944.62N·m由表查得KA=1.3，故由式得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：T10.1.3確定型號(hào)從GB/T5014-2017查得LX4型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=2500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3870r/min。主動(dòng)端軸孔直徑為55mm，軸孔長(zhǎng)度為112mm。從動(dòng)端軸孔直徑為55mm，軸孔長(zhǎng)度為112mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。

十一減速器的密封及潤(rùn)滑11.1減速器的潤(rùn)滑11.1.1齒輪圓周速度v對(duì)于圓周速度<12m/s的閉式齒輪傳動(dòng)。傳動(dòng)件侵入油中的深度要適當(dāng)，即要避免攪油損失太大,又要保證充分的潤(rùn)滑。油池要有一定的深度和貯油量。對(duì)于齒輪減速器，應(yīng)選擇合適的傳動(dòng)比分配,使各級(jí)的大齒輪的直徑盡量接近。當(dāng)直徑相差較大時(shí),可采用帶油輪潤(rùn)滑等措施。當(dāng)模數(shù)m<20時(shí),浸油深度h約為1個(gè)齒高，但不小于19mm，現(xiàn)取大齒輪齒頂距油池底面距離為40mm，則油的深度為H=40+19=59mm。根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995），牌號(hào)為L(zhǎng)-CKC68潤(rùn)滑油，黏度推薦值為61.2～74.8cSt11.1.2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)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤(rùn)滑。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，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)，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，.故選用通用鋰基潤(rùn)滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(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減速器的密封為了防止外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作以及箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄，在構(gòu)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，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。高速軸與軸承蓋間v<3m/s，低速軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

十二減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取12.1.1視孔與視孔蓋視孔與視孔蓋應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置,其大小以手能伸入箱體進(jìn)行檢查操作為宜。視孔與視孔蓋應(yīng)設(shè)計(jì)凸臺(tái)以便于加工。視孔與視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺(tái)上,并應(yīng)考慮密封,視孔與視孔蓋的結(jié)構(gòu)和尺寸可參照下圖。圖12-1窺視孔蓋A=170mm，B=150mmA1=200，A2=180，B1=180，B2=160δ=4mmd4=9mmR=10mm12.1.2放油孔及放油螺塞油塞應(yīng)設(shè)置在油池的最低處,平時(shí)用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時(shí),箱座上裝螺塞處應(yīng)設(shè)置凸臺(tái),并加封油墊片。油塞不能高于油池底面,以避免油排不凈。放油螺塞的結(jié)構(gòu)和尺寸見(jiàn)下圖。圖12-2放油塞12.1.3油面指示器油面指示器用來(lái)指示油面高度,一般安置在低速級(jí)附近的油面穩(wěn)定處。油面指示器有油面指示器、管狀油標(biāo)、圓形油標(biāo)等。常用帶有螺紋部分的油面指示器。油面指示器的安裝位置不能太低,以防油溢出。座孔的傾斜位置要保證油面指示器便于插入和取出。圖12-3油面指示器12.1.4通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過(guò)濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用手提式通氣器M10,結(jié)構(gòu)如下:圖12-4通氣器12.1.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速