一級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1題目 題目：設(shè)計(jì)一帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置1.2任務(wù) 設(shè)計(jì)主要任務(wù)：1) 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)；2) 傳動(dòng)零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇；3) 裝配圖和零件圖設(shè)計(jì)；4) 編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書。1.3傳動(dòng)方案 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖：1.4設(shè)計(jì)參數(shù) 帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)參數(shù)：題 號(hào)6-B 輸送帶的牽引力 F / kN5.8輸送帶的速度 v / (m/s)0.75輸送帶滾筒的直徑 D / mm4101.5其它條件  工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)

2、效率為0.96。二、傳動(dòng)方案簡(jiǎn)述2.1傳動(dòng)方案說(shuō)明根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書，該傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)分成原動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置兩部分：（1）原動(dòng)機(jī)的選擇設(shè)計(jì)要求：動(dòng)力源為三相交流電380/220v，故原動(dòng)機(jī)選用電動(dòng)機(jī)。（2）傳動(dòng)裝置的選擇（3）減速器由任務(wù)書可以看出，采用二級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)，是展開(kāi)式的。2.2電動(dòng)機(jī)的選擇 2.2.1 類型和結(jié)構(gòu)式的選擇三相交流異步電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中，因此在工業(yè)應(yīng)用最為廣泛，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用。Y系列的電動(dòng)機(jī)是一般用途的全封閉自扇冷式三相異步電動(dòng)機(jī)，具有效率高、性能好、噪音低、振動(dòng)小等優(yōu)點(diǎn)，使用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的機(jī)械上

3、。按本傳動(dòng)的工作狀況是：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)。所以選用常用的封閉式Y(jié)系列電動(dòng)機(jī)。 2.2.2 功率的確定（1）工作機(jī)所需功率Pw（kW）（2）電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率（串聯(lián)時(shí)） 式中，為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由設(shè)計(jì)書表2-1查得：彈性聯(lián)軸器，滾子軸承，圓柱齒輪傳動(dòng)，V帶傳動(dòng)=0.96，角接觸、深溝球軸承。則（3）所需電機(jī)的功率（4）電動(dòng)機(jī)額定功率按 ，由表17-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率2.2.3 轉(zhuǎn)速的確定 由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速，即為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。通常，V帶的傳動(dòng)范圍，減速器，則總傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為符合這一范圍的

4、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種。根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊(cè)第178頁(yè)表17-7有3種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有三種傳動(dòng)比方案如下：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kg1Y130S-45.51440682Y132M2-65.5960843Y160M2-85.5720119綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見(jiàn)第1種方案比較合適，因此選用電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgADEFGHLAB5.51440150068

5、216388010331324752802.3總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配1）、總傳動(dòng)比 2)、分配傳動(dòng)比 假設(shè)V帶傳動(dòng)分配的傳動(dòng)比，則二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器總傳動(dòng)比=二級(jí)同軸式減速器中：高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比2.4各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1各軸的的轉(zhuǎn)速帶輪軸0的轉(zhuǎn)速: 高速軸I的轉(zhuǎn)速: 中間軸II：低速軸III：滾筒軸IV: 2.4.2各軸的輸入功率帶輪軸0：高速軸I： 中間軸II： 低速軸III： 滾筒軸IV：2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩帶輪軸0：高速軸I：中間軸II：低速軸III：滾筒軸IV：綜合上述，整理成下表：電動(dòng)機(jī)高速軸中間軸低速軸滾筒軸IV功率P（kW）5.5

6、5.174.914.724.63轉(zhuǎn)矩T(Nmm)3.64810.28636.633132.576130.049轉(zhuǎn)速n（r/min）144048012834.1334.13傳動(dòng)比i33.753.751效率0.940.950.960.98三、傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù)已知帶傳動(dòng)的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=5.5kw，小帶輪轉(zhuǎn)速，大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比。設(shè)計(jì)內(nèi)容：選擇帶的型號(hào)、確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因?yàn)橹耙呀?jīng)按選擇了V帶傳動(dòng)，所以帶的設(shè)計(jì)按V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行）。1）、計(jì)算功率。由教材表

7、8-7查得工作情況系數(shù)=1.2，故=2)、選擇V帶型。根據(jù)、由教材機(jī)械設(shè)計(jì)p157圖8-11選擇A型帶3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v(1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由（機(jī)械設(shè)計(jì)p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑 （2）、驗(yàn)算帶速v 因?yàn)?m/s<7.54m/s<30m/s,故帶速適合。 （3）、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式（8-15） 根據(jù)表8-8，圓整為=315mm（4）、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度a、 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)p152式（8-20），初定中心距0.7 0.7 故290.5a830 初定中心距=500mm b、由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 =2+

8、=1675由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600mmc.計(jì)算實(shí)際中心距a+( -)/2500+（1600-1675）/2463m（5）、驗(yàn)算小帶輪包角 180°-（-）×57.3°/a 180°-（315-100）×57.3°/463 153.4° 90° 包角滿足條件（6）、計(jì)算帶的根數(shù)za.計(jì)算單根V帶的額定功率由=1440r/min 和=100mm，表8-4a用插值法求得=1.313kw 根據(jù)=1440r/min，i=3和A型帶， 查表8-4b得=0.169kw 查表8-5得包角修正系數(shù)=0.927,表8-2得帶

9、長(zhǎng)修正系數(shù)=0.99 =(+)××=(1.313+0.169) ×0.927×0.99=1.358KW b.計(jì)算v帶的根數(shù) Z= =4.86 故取5根.（7）、計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值（）min由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1（）min500+q=500+0.1x7.54x7.54 =154N應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力>（）min （8）、計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力（）min=2Z（）min sin=2×5×154×sin=1498.7N （9）、帶輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu) 大小帶輪的材料為:HT200，為減便加工工藝小帶輪采用實(shí)心

10、式，小帶輪采用腹板式，大帶輪采用輪輻式，結(jié)構(gòu)圖（略）。3.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.2.1 低速軸的齒輪計(jì)算 （1）、材料選擇，熱處理方式 1）、由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度 280HBS，大齒輪45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度240HBS，二者材料硬度差為40HRS。 2）、精度等級(jí)仍選8級(jí)。 3）、選小齒輪=22，則=82.5，取=83 4）選取螺旋角，初選螺旋角(2）、按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1021）試算，即 dt1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH

11、2.433（3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.765，20.898，則121.663（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1650MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×128×1×（2×8×300×10）3.69×10e8 N2N1/3.759.84×10e7（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93；KHN

12、20.96（9） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa2） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=84.03（2） 計(jì)算圓周速度v=0.563 m/s（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1×84.03=84.03mmmnt=3.706mmh=2.25mnt=2.25×3.706=8.339mmb/h=10.08（4） 計(jì)算縱向重合度=0.318×1×22×tan14

13、=1.744（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.56 m/s，8級(jí)精度108查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05；由表104查的KH的計(jì)算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.475由圖1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.475=2.17（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=93.01mm（7） 計(jì)算模數(shù)mn mn =mm=4.10mm2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(1017) mn1） 確定計(jì)算參數(shù)（1） 計(jì)算載荷系數(shù)K=KAK

14、VKFKF=1×1.05×1.4×1.35=1.98（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0.877（3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781（6） 計(jì)算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 計(jì)算大

15、、小齒輪的并加以比較=0.01085=0.01359 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計(jì)計(jì)算mn=2.72由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn =3可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足解除疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=93.01算齒數(shù)，z1=30.08，取z1=30。z2=3.75*30=112.5，取z2=113。3 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)算中心距a=221.06mma圓整后取222mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=145683） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=93.15mmd2=350.85mm4） 計(jì)算齒輪寬度 b=dd1b

16、=93.15mmB1=100mm B2=95mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 3.3 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.3.1高速軸的齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、材料選擇，熱處理方式 1）、由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度 280HBS，大齒輪45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度240HBS，二者材料硬度差為40HRS。 2）、精度等級(jí)仍選8級(jí)。 3）、選小齒輪=22，則=82.5，取=83 4）選取螺旋角，初選螺旋角(2）、按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)

17、的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1021）試算，即 dt6） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433（3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.765，20.898，則121.663（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1650MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×480×1×（2×8×300×10）1.382

18、4×10e9 N2N1/3.753.69×10e8（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93；KHN20.96（9） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa7） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=55.02mm（2） 計(jì)算圓周速度v=1.382s（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1×55.02=55.02mmmnt=2.43mmh=2.25mnt=2.25×

19、2.43=5.468mmb/h=10.06（4） 計(jì)算縱向重合度=0.318×1×22×tan14=1.744（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.382301 m/s ，精度8，由10-8得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05；由表104查的KH的計(jì)算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.455由圖1013查得KF=1.38由表103查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.455=2.14（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=60.62mm

20、（7） 計(jì)算模數(shù)mn mn =mm=2.67mm4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(1017) mn1） 確定計(jì)算參數(shù)（1） 計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.05×1.4×1.38=2.03（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0.877（3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781

21、（6） 計(jì)算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01085=0.01359 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計(jì)計(jì)算mn=1.80mm由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn =2滿足彎曲強(qiáng)度，但模數(shù)選2發(fā)現(xiàn)算出小齒輪齒數(shù)大于40，故改選模數(shù)mn =2.5。5 幾何尺寸計(jì)算1） 由中心距算齒數(shù)a=222mm ，傳動(dòng)比u=3.75得Z1=36.27，取Z1=36，Z2=1352） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=154083） 計(jì)算大、小齒輪

22、的分度圓直徑d1=93.47mmd2=350.53mm4） 計(jì)算齒輪寬度 b=dd1b=93.47mmB1=100mm B2=95mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。四、軸及輪轂連接4.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核工作條件; P=5.17kw , n= =110 ，考慮鍵槽的削弱作用，取=28mm通過(guò)分析，確定軸的結(jié)構(gòu)如圖：高速齒輪軸上受的力為： 受力分析如上圖： Me=0.5*Fa*d=28.25N.m 彎矩圖和扭矩圖如圖所示，可判斷，C截面為危險(xiǎn)截面。則 T=102680N.mm 取0.6根

23、據(jù)強(qiáng)度校核公式：所以經(jīng)過(guò)校核，高速軸安全。4.2低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核工作條件; P3=4.72kw， 低速軸3：=110 考慮到鍵的削弱作用，=56.88*1.05=59.724， 取=60mm通過(guò)分析，確定軸的結(jié)構(gòu)如圖：齒輪軸上受的力為： 受力分析如上圖： Me=0.5*Fa*d=353656.8N.mm 彎矩圖和扭矩圖如圖所示，可判斷，B截面為危險(xiǎn)截面。則 T=102680N.mm 取0.6根據(jù)強(qiáng)度校核公式：所以經(jīng)過(guò)校核，低速軸安全。4.5.1高速軸鍵連接強(qiáng)度校核在帶輪與高速軸連接處選用8750的A型鍵（雙圓頭），則b=8mm，h=7mm，L=36mm， 工作長(zhǎng)度l=42mmT=10

24、2.86N.m ， k=0.5h ，d=28mm 經(jīng)查表 ，所以選用此鍵安全。高速軸上小齒輪選用161090的A型鍵（雙圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作長(zhǎng)度l=74mmT=102.86N.m ， k=0.5h ，d=52mm 經(jīng)查表 選用此鍵安全4.5.2中間軸鍵連接強(qiáng)度校核在安裝與高速齒輪嚙合的齒輪的地方選用161090的B型鍵（單圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作長(zhǎng)度l=82mmT=366.33N.m k=0.5h 經(jīng)查表 ，所以選用此鍵安全。中間軸與低速軸嚙合的齒輪處選用161090的A型鍵（雙圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=9

25、0mm， 工作長(zhǎng)度l=74mmT=366.33N.m k=0.5h 經(jīng)查表 ，所以選用此A型雙鍵安全。4.5.3低速軸鍵連接強(qiáng)度校核在低速軸大齒輪處選用201290的B型鍵（單圓頭），則b=20mm，h=12mm，L=90mm， 工作長(zhǎng)度l=80mm d=75mm T=1325.76N.m k=0.5h 經(jīng)查表 ，所以選用此鍵安全在安裝聯(lián)軸器的地方選用1811100的A型鍵（雙圓頭），則b=18mm，h=11mm，L=100mm， 工作長(zhǎng)度l=82mm d=60mm T=1325.76N.m k=0.5h 經(jīng)查表 五、軸承選擇計(jì)算5.1 減速器各軸所用軸承代號(hào)選擇高速軸選用圓錐滾子軸30208

26、，中間軸選用圓錐滾子軸承30208，低速軸選用角接觸球軸承7213C。.5.2 高速軸軸承壽命計(jì)算高速軸選用圓錐滾子軸承30208 估計(jì)壽命為由之前的軸校核的受力分析可知， 經(jīng)查表，Y=1.6 ，e=0.37派生軸向力 且 因?yàn)?所以軸承1（左邊的）被放松，軸承2（右邊的）被壓緊則 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 經(jīng)查表，=1.1則 查表基本額定動(dòng)載荷C=63.0kN > 計(jì)算取5.3 低速軸軸承壽命計(jì)算低速軸選用角接觸球軸承7213C 受力分析如下： 估計(jì)壽命為由之前的軸校核的受力分析可知， 對(duì)于7210C軸承，軸承派生軸向力Fd=eFr,但e值由Fa/Co來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力Fa未定，故先選e

27、=0.46因此可估算 則 插值法由表13-5得e1=0.46824 e2=0.48842 則 由于兩次的Fa/Co的值相差不大，故選e1=0.46824 e2=0.48842 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 經(jīng)查表，=1.1則 查表基本額定動(dòng)載荷C=69.8kN < 計(jì)算取六、減速器的潤(rùn)滑與密封6.1 齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑對(duì)于高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑，轉(zhuǎn)速；低速級(jí)，轉(zhuǎn)速。高速級(jí)大齒輪的圓周速度低速級(jí)大齒輪的圓周速度將更小，故齒輪采用油浴潤(rùn)滑.查機(jī)械手冊(cè)，選用L-AN15代號(hào)的全損耗系統(tǒng)用油（GB4431989）作為齒輪的潤(rùn)滑劑。浸油深度取浸沒(méi)高速級(jí)大齒輪齒頂10mm。6.2 潤(rùn)滑油牌號(hào)及油量計(jì)算6.3 軸承

28、的潤(rùn)滑因?yàn)榻透咚偌?jí)齒輪的圓周速度大于2m/s，齒輪能將較多的油飛濺到箱壁上，此時(shí)軸承采用油潤(rùn)滑，齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤(rùn)滑。6.4 減速器的密封采用密封圈密封。七、聯(lián)軸器選擇7.1 聯(lián)軸器型號(hào)選擇 根據(jù)輸出轉(zhuǎn)矩1325.76N.m,最小軸孔直徑59.724mm,聯(lián)軸器選LX4，J型軸孔長(zhǎng)度107。7.2 聯(lián)軸器型計(jì)算 由輸入為電動(dòng)機(jī)和工作環(huán)境查得Ka=1.5，從型號(hào)中選取LX4型彈性聯(lián)軸器符合，其工程轉(zhuǎn)矩2500N.m，許用轉(zhuǎn)速3870，配合直徑在40至63之間。八、減速器箱體及其附件減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)大

29、端蓋分機(jī)體采用配合.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，大齒輪齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x大于40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔