(6)(t-1492410105101-0571-7-狐貍114)同軸二級斜齒出入聯(lián)軸器F=3300 v=1.2 D=350

減速器設(shè)計說明書系別：班級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：職稱：第一部分設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目同軸式二級斜齒圓柱減速器，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：8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)計數(shù)據(jù)拉力F3300N速度v1.2m/s直徑D350mm1.2設(shè)計計算步驟1.確定傳動裝置的傳動方案2.選擇合適的電動機(jī)3.計算減速器的總傳動比以及分配傳動比4.計算減速器的動力學(xué)參數(shù)5.齒輪傳動的設(shè)計6.傳動軸的設(shè)計與校核7.滾動軸承的設(shè)計與校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.聯(lián)軸器設(shè)計10.減速器潤滑密封設(shè)計11.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計1.3傳動方案特點1)組成:傳動裝置由電機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、聯(lián)軸器、工作機(jī)組成。2)特點:體積小、承載能力高3)確定傳動方案,根據(jù)任務(wù)書要求，選擇傳動方案為電動機(jī)-同軸式二級斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。

第二部分選擇電動機(jī)2.1電動機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。2.2確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98工作機(jī)的效率：ηw=0.96η2.3選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動機(jī)所需額定功率:P工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：n查課程設(shè)計手冊表選取推薦的合理傳動比范圍，同軸式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40，因此合理的總傳動比范圍為：8～40。電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ia×nw=(8～40)×65.48=524～2619r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、價格、重量、和減速器、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M2-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。表2-1電機(jī)選擇方案對比方案型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900表2-2電動機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸ACADHL×HDA×BKD×EF×GACAD132515×315216×1781238×8010×332752102.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分配傳動裝置傳動比高速級傳動比，由于ii則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i2.5動力學(xué)參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速：高速軸：n中間軸：n低速軸：n工作機(jī)軸：n（2）各軸輸入功率：高速軸：P中間軸：P低速軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：高速軸：P'中間軸：P'低速軸：P'工作機(jī)軸：P'（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸：T高速軸：T中間軸：T低速軸：T工作機(jī)軸：T則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：高速軸：T'中間軸：T'低速軸：T'工作機(jī)軸：T'各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表2-3各軸動力學(xué)參數(shù)表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?m)電機(jī)軸9604.5244.96高速軸9604.4744.47中間軸250.654.34165.36低速軸65.444.21614.39工作機(jī)軸65.443.96577.9

第三部分減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。2)參考表10-7選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW4)選小齒輪齒數(shù)z1=30，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=30×3.83=115。3.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T③由表10-8選取齒寬系數(shù)φd=1④計算區(qū)域系數(shù)ZHαβZ⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-21)計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-19查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得[σH][σH]取[σH]和[σH]中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv②齒寬bb2)計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.71m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=0.99③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×6071.6/54.47=111N╱mm>100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.222由此，得到實際載荷系數(shù)K3)由式(10-12)，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m3.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1)由式(10-20)試算齒模數(shù)，即m2)確定公式中的各參數(shù)值。α①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε。εαα上式得εβεεY③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ。Y④計算YFa×YSa/[σF]小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z由表10-5查得齒形系數(shù)Y查得應(yīng)力修正系數(shù)Y由圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσYY兩者取較大值，所以Y3)試算齒輪模數(shù)m(1)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νdv②齒寬bb③齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hhb2)計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.635m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.063FK查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由表10-4用插值法查得KHβ=1.222，結(jié)合b/h=13.685查圖10-13，得KFβ=1.044。則載荷系數(shù)為K3)由式(10-13)，按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.586mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=56.515mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1×cosβ/mn=22.03取z1=30，則z2=i×z1=3.83×30=114.9取z2=115。z1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。3.4確定傳動尺寸(1)計算中心距a圓整為a=186mmββ=12°58'35"(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd(3)計算齒寬b考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬取B1=85mmB2=80mm主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=30，z2=115，模數(shù)m=2.5mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.9765°=12°58'35"，中心距a=186mm，齒寬B1=85mm、B2=80mm(4)計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)hh(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：齒頂高系數(shù)h(5)齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表3-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m2.52.5螺旋角β右旋12°58'35"左旋12°58'35"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30115齒寬B8580齒頂高h(yuǎn)am×ha*2.52.5齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.1253.125分度圓直徑d76.97295.03齒頂圓直徑dad+2×ha81.97300.03齒根圓直徑dfd-2×hf70.72288.78中心距a186186

第四部分減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。2)參考表10-7選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW4)選小齒輪齒數(shù)z1=30，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=30×3.83=115。4.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T③由表10-8選取齒寬系數(shù)φd=0.9④計算區(qū)域系數(shù)ZHαβZ⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-21)計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-19查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得[σH][σH]取[σH]和[σH]中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv②齒寬bb2)計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=1.92m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×2329.06/34.368=68N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.219由此，得到實際載荷系數(shù)K3)由式(10-12)，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m4.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1)由式(10-20)試算齒模數(shù)，即m2)確定公式中的各參數(shù)值。α①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε。εαα上式得εβεεY③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ。Y④計算YFa×YSa/[σF]小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z由表10-5查得齒形系數(shù)Y查得應(yīng)力修正系數(shù)Y由圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσYY兩者取較大值，所以Y3)試算齒輪模數(shù)m(1)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νdv②齒寬bb③齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hhb2)計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=1.65m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.083FK查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.4由表10-4用插值法查得KHβ=1.219，結(jié)合b/h=12.314查圖10-13，得KFβ=1.043。則載荷系數(shù)為K3)由式(10-13)，按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.139mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=41.955mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1×cosβ/mn=16.35取z1=30，則z2=i×z1=3.83×30=114.9取z2=115。z1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.4確定傳動尺寸(1)計算中心距為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。即a=186mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1=30則，Z2=u×i=114.90圓整為Z2=115a圓整為a=186mmββ=12°58'35"(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd(3)計算齒寬b考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬取B1=75mmB2=70mm主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=30，z2=115，模數(shù)m=2.5mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.9765°=12°58'35"，中心距a=186mm，齒寬B1=75mm、B2=70mm(4)計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)hh(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：齒頂高系數(shù)h(5)齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表4-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m2.52.5螺旋角β左旋12°58'35"右旋12°58'35"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30115齒寬B7570齒頂高h(yuǎn)am×ha*2.52.5齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.1253.125分度圓直徑d76.97295.03齒頂圓直徑dad+2×ha81.97300.03齒根圓直徑dfd-2×hf70.72288.78中心距a186186

第五部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計5.1高速軸設(shè)計計算1)求高速軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=4.47kW；n1=960r/min；T1=44.47N?m2)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（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW，根據(jù)表，取A0=110，于是得d高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5%d高速軸的最小直徑是安裝聯(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T1，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時兼顧電機(jī)軸直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm，故取d12=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖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?、?Ⅲ段的直徑d23=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=82mm,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段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=80mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。5)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=73.75mm。軸肩h34=2mm，則d45=39mm。軸肩h45=3.5，則d56=46mm。6)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=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則軸承座寬度為Ll7)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm高速齒輪倒角為1.25mmlll8)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=8×7mm，長度L=70mm,小齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=63mm。同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)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。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表5-1軸的直徑和長度軸段123456直徑253035394635長度806438.2573.75532高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）F高速級小齒輪所受的徑向力F高速級小齒輪所受的軸向力F根據(jù)7207AC角接觸查手冊得壓力中心a=21mm因齒輪倒角為1.25齒輪輪轂寬度B=75mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點距離:l齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M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MM③作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）10)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險截面C左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。11)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度①判斷危險截面截面C承受彎矩最大，故需要對該截面進(jìn)行精確校核。②截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面左側(cè)的彎矩M截面左側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ過盈配合處的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：βKK所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為：SSS故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。③截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面右側(cè)的彎矩M截面右側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表查取，由于：rD經(jīng)過插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：kk查圖得尺寸系數(shù)εσ=0.88，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.81。軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：β軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，得綜合系數(shù)為：KK碳鋼的特性系數(shù)為：φφ于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：SSS故可知其安全。5.2中間軸設(shè)計計算1)求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=4.34kW；n2=250.65r/min；T2=165.36N?m2)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（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW，根據(jù)表，取A0=110，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖4)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=28.46mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=39mm；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b2=70mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=68.75mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=39mm查表，取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=46mm。6)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。7)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設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=85mm，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=83.75mm，d23=39mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2=70mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=68.75mm，d45=39mm。8)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則高速齒輪倒角為1.25mm，低速齒輪倒角為1.25mmll9)取高低速軸承之間距離為Sc=10mm,則l10)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=56mm。小齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=70mm。為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k611)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。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表5-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3539463935長度38.2583.7591.568.7540.75高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）F高速級大齒輪所受的徑向力F高速級大齒輪所受的軸向力F低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）F低速級小齒輪所受的徑向力F低速級小齒輪所受的軸向力F低速小齒輪輪轂寬度B1=85mm高速大齒輪輪轂寬度B2=70mm根據(jù)7207AC角接觸查手冊得壓力中心a=21mm高速級大齒輪倒角為1.25低速級小齒輪倒角為1.25軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，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C處的垂直彎矩MM截面B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作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）12)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險截面B左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。13)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度①判斷危險截面截面B承受彎矩最大，故需要對該截面進(jìn)行精確校核。②截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面左側(cè)的彎矩M截面左側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ過盈配合處的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：βKK所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為：SSS故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。③截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面右側(cè)的彎矩M截面右側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表查取，由于：rD經(jīng)過插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：kk查圖得尺寸系數(shù)εσ=0.88，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.81。軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：β軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，得綜合系數(shù)為：KK碳鋼的特性系數(shù)為：φφ于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：SSS故可知其安全。5.3低速軸設(shè)計計算1)求低速軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=4.21kW；n3=65.44r/min；T3=614.39N?m2)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（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW，根據(jù)表，取A0=110，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=48mm低速軸的最小直徑是安裝聯(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T3，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為48mm，故取d12=48mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖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?、?Ⅲ段的直徑d23=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度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段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=55mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7212AC，其尺寸為d×D×B=60×110×22mm，故d34=d67=60mm。5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=64mm；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=80mm，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=78.75mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由軸徑d45=64mm故取h=5.5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=75mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=5mm。6)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=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則軸承座寬度為Ll7)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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，已知滾動軸承的寬度B=22mm低速齒輪倒角為1.25mmll8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=18×11mm，長度L=70mm。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計手冊查得截面尺寸b×h=14×9mm，長度L=100mm。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)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。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表5-3軸的直徑和長度軸段123456直徑485560647560長度1105945.7578.75539.5低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）F低速級大齒輪所受的徑向力F低速級大齒輪所受的軸向力F低速大齒輪輪轂寬度B=80mm因齒輪倒角為1.25根據(jù)7212AC角接觸查手冊得壓力中心a=30.8mm軸承壓力中心到第一段軸支點距離::l軸承壓力中心到大齒輪中點距離:l大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M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MM③作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）10)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險截面C左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。11)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度①判斷危險截面截面C承受彎矩最大，故需要對該截面進(jìn)行精確校核。②截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面左側(cè)的彎矩M截面左側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ過盈配合處的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：βKK所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為：SSS故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。③截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W截面右側(cè)的彎矩M截面右側(cè)的扭矩T截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBW。由表查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表查取，由于：rD經(jīng)過插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：kk查圖得尺寸系數(shù)εσ=0.78，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.94。軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：β軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，得綜合系數(shù)為：KK碳鋼的特性系數(shù)為：φφ于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：SSS故可知其安全。

第六部分軸承的選擇及校核計算6.1高速軸的軸承計算與校核表6-1軸承參數(shù)表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7207AC3572172919.2根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號為：7207AC，其基本參數(shù)查表得額定動載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=266.27N由Fae+Fd2=266.27+401.27=667.54>Fd1=446.37N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fd=1P1P2因P1≥P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命為38400小時L軸承具有足夠壽命。6.2中間軸的軸承計算與校核表6-2軸承參數(shù)表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7207AC3572172919.2根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號為：7207AC，其基本參數(shù)查表得額定動載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=1Fr+0Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=731.81N由Fae+Fd1=731.81+2624.54=3356.35>Fd2=1308.09N由計算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fd=1P1P2因P1≥P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命為38400小時L軸承具有足夠壽命。6.3低速軸的軸承計算與校核表6-3軸承參數(shù)表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7212AC601102258.246.2根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號為：7212AC，其基本參數(shù)查表得額定動載荷Cr=58.2kN，額定靜載荷C0r=46.2kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=959.75N由Fae+Fd2=959.75+1462.99=2422.74>Fd1=2009.18N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fd=1P1P2因P1≥P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命為38400小時L軸承具有足夠壽命。

第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1高速軸鍵選擇與校核(1)聯(lián)軸器鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵8×7（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=70-8=62mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=3.5mm根據(jù)聯(lián)軸器材料為45，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求(2)小齒輪鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵12×8（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=63-12=51mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=4mm根據(jù)小齒輪材料為40Cr，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求7.2中間軸鍵選擇與校核(1)低速級小齒輪鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵12×8（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=70-12=58mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=4mm根據(jù)低速級小齒輪材料為40Cr，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求(2)高速級大齒輪鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵12×8（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=56-12=44mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=4mm根據(jù)高速級大齒輪材料為45，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求7.3低速軸鍵選擇與校核(1)低速級大齒輪鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵18×11（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=70-18=52mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=5.5mm根據(jù)低速級大齒輪材料為45，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求(2)聯(lián)軸器鍵連接計算校核選擇的型號為A型鍵14×9（GB/T1096-2003）鍵的工作長度l=L-b=100-14=86mm輪轂鍵槽的接觸高度為為k=h/2=4.5mm根據(jù)聯(lián)軸器材料為45，載荷平穩(wěn)，查得[σp]=120MPa，則其擠壓強(qiáng)度為σ滿足強(qiáng)度要求

第八部分聯(lián)軸器的選擇8.1高速軸上聯(lián)軸器(1)載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩T=44.47N?m由表查得KA=1.3，于是計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KA×T=1.3×44.47=57.81N?m(2)型號選擇選用LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），聯(lián)軸器許用公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用最大轉(zhuǎn)速為[n]=4700r/min，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L=82mm。從動端孔直徑d=25mm，軸孔長度L=82mm。Tca=57.81N?m<Tn=1250N?mn=960r/min<[n]=4700r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合適。8.2低速軸上聯(lián)軸器(1)載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩T=614.39N?m由表查得KA=1.3，于是計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KA×T=1.3×614.39=798.71N?m(2)型號選擇選用LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），聯(lián)軸器許用公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用最大轉(zhuǎn)速為[n]=4700r/min，主動端孔直徑d=48mm，軸孔長度L=112mm。從動端孔直徑d=48mm，軸孔長度L=112mm。Tca=798.71N?m<Tn=1250N?mn=65.44r/min<[n]=4700r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合適。

第九部分減速器的潤滑和密封9.1減速器的潤滑(1)齒輪的潤滑齒輪圓周速度v通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(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)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，現(xiàn)取大齒輪齒頂距油池底面距離為48mm，,由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=5.625mm<10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號為L-CKC320潤滑油，黏度推薦值為288～352cSt(2)軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，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，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。9.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤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。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v<3m/s，輸出軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第十部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸10.1減速器附件的設(shè)計與選取(1)窺視孔及窺視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用于注入潤滑油，故窺視孔應(yīng)開在便于觀察齒輪嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查。窺視孔蓋可以用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊。窺視孔蓋示意圖和尺寸選擇如下：A1=140，A2=125，B1=205，B2=190δ=4mmd4=7mmR=5mmB=90mm(2)放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油塞通常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：(3)油標(biāo)(油尺)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：(4)通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡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濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊，本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下：(5)起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計算：CCbRrr(6)起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘頭部應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下：(7)定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體鏈接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于拆裝，定位銷長度應(yīng)大于鏈接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下：(8)軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為7207AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。中間軸上的軸承