1、第一部分第二部分第三部分3.13.2第四部分第五部分5.1 V5.2第六部分第七部分7.17.2第八部分8.18.2第九部分帶式輸送機傳動裝置設計設計技術要求傳動裝置總體設計方案電動機的選擇電動機的選擇目錄確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數V 帶的設計帶的設計與計算帶輪的結構設計齒輪傳動的設計傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計輸入軸的設計輸出軸的設計鍵聯接的選擇及校核計算輸入軸鍵選擇與校核輸出軸鍵選擇與校核軸承的選擇及校核計算111218232929293018159.1 輸入軸的軸承計算與校核309.2 輸出軸的軸承計算與校核30第十部分 聯軸器的選擇31第十一部分

2、減速器的潤滑和密封3311.1 減速器的潤滑3211.2 減速器的密封33第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸33設計小結36參考文獻36第一部分設計技術要求、初始數據設計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數據電機型號： Y112M-4 N=4KW， V =2m/s, D = 500mm設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數： 300天，三相交流電源 , 電壓 380/220V。二. 設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.設計 V 帶和帶輪6.齒輪的設計7.滾動軸承和傳動軸的設

3、計8.鍵聯接設計9.箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案一. 傳動方案特點1. 組成：傳動裝置由電機、 V 帶、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將 V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。二.計算傳動裝置總效率a=1為V帶的效率，2為軸承的效率，3為齒輪嚙合傳動的效率，4為聯軸器的效0.96X 0.993 X 0.97X 0.99 X 0.96=0.859率，5為工作裝置的效率。第三部分電動機的選擇3.1 電動機的選擇圓周速度V：v=2m/seoxiooo

4、v11 =nD工作機的轉速為:60x1000x2 -=/ 6.4r. mm附500經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24, 一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=26,貝U總傳動比合理范圍為ia=424,電動機轉速的可選范 圍為nd = iaX n = (4X 24)x 76.4 = 305.61833.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為丫112M-4的三相異步電動機，額定功率為 4KW,滿載轉速nm=1440r/min，同步轉速1500r/min。電動機主要外形尺寸:中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出

5、段尺寸鍵尺寸HLX HDAXBKDXEFXG112mm400X 265190X 14012mm28 X 608X 243.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比:由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比(2)分配傳動裝置傳動比：式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io=4,貝U減速器傳動比為：第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速：輸入軸:叫呂二IIU36OF /min輸出軸:工作機軸:口111=門1|=76.431” /min(2)各軸輸入功率:輸入軸:P(=ri j=4*04.96=3i 8+Kw

6、輸出軸:P社二 P|=n/nj=3-S4*x0,99x0.97=3.69Kw工作機軸:Pur Pq*0.99*0.99=3*62Kw則各軸的輸出功率: 輸入軸:P產 Pxq=3.84x0,99=3*3Kw輸出軸:耳1= P >r|=3.69«0*W=3.6SKw工作機軸:(3)各軸輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩:輸入軸:輸出軸:工作機軸:各軸輸出轉矩為:輸入軸:輸出軸:工作機軸:P； = Pi 鬥尹亂 62旳.99二玄 SSKwT嚴訝勺5如甘5沁皿P1 R4T淬5雹g"“MB皿P3 69T嚴罰丁5Q紜云血。皿T產 T占 q,= 101.87 x 0.99= i OOBSN

7、niTA113=461.07x0.99=+S6,46HiiiT； = T,xnj=452J2xO.99=447-8Nm第五部分 V帶的設計5.1 V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca由表查得工作情況系數Ka = 1.2，故PKP=L2x4-18Kw2.選擇V帶的帶型根據Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑 dd1 = 90 mm。）驗算帶速V。按課本公式驗算帶的速度60XJOOO 石 03(1000因為5 m/s < V < 30m/s,故帶速合適。）計算大帶輪的基準直徑。根據課本公式，計算大帶輪的

8、基準直徑根據課本查表，取標準值為dd2 = 355 mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld）根據課本公式，初定中心距 ao = 500 mm。）由課本公式計算帶所需的基準長度護曲叫評。侮*筆胖十朕徂由表選帶的基準長度Ld = 1750 mm。）按課本公式計算實際中心距 ao。按課本公式，中心距變化范圍為 482 - 560 mm。5.驗算小帶輪上的包角a 產 i 80»- W臣= 180®-（砧弘 90卜"護=1SO.P>120508】a6.計算帶的根數z1 ）計算單根V帶的額定功率Pr 0由 ddi = 90 mm 和 nm = 1440 r/min，

9、查表得 Po = 1.06 kW。根據 nm = 1440 r/min, i0 = 4 和 A 型帶，查表得 P0 = 0.17 kW。查表得K = 0.92,查表得Kl = 1,于是P =(Pj+A PL06+0, i 7 >cO.92xi=L13<w2 ）計算V帶的根數zi 二 匕二二4.25P LJ3取5根。7.計算單根V帶的初拉力F0由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m,所以FfE馨護+q代沁鶴跆+。.1。5沁泌26.4級8.計算壓軸力FPFp= 2 £ % siiij j=2"5xi26.41x sin9.主要設計結論帶型A型根數5

10、根小帶輪基準直徑90mm大帶輪基準直徑355mmdd1dd2V帶中心距a508mm帶基準長度Ld1750mm小帶輪包角a 1150.1 °帶速6.78m/s單根V帶初拉力F0126.41N壓軸力Fp1221.1N5.2帶輪結構設計1. 小帶輪的結構設計1 ）小帶輪的結構圖B2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d電動機軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑dd190mmdadd1+2ha90+2X 2.7595.5mmd1(1.82)d(1. 82) X 2856mmB(z- 1) X e+2Xf(5- 1) X 15+2X978mmL(1.52)B(1.

11、52) X 78117mm2. 大帶輪的結構設計d7575751）大帶輪的結構圖/P1175/B2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d輸入軸最小直徑D = 26mm26mm分度圓直徑dd2355mmdadd1+2ha355+2 X 2.75360.5mmd1(1.82)d(1.82)X 2652mmB(z-1) X e+2X f(5-1) X 15+2 X 978mmL(1.52)d(1.52)X 2652mm第六部分齒輪傳動的設計1.選精度等級、材料及齒數(1)材料選擇：由表選小齒輪材料為 40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范

12、圍取為240HBS(2) 般工作機器，選用8級精度。(3)選小齒輪齒數Zi = 27,大齒輪齒數Z2 = 27X4.71 = 127.17,取Z2= 127。(4)壓力角 =20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計(1)由式試算小齒輪分度圓直徑，即1) 確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩 選取齒寬系數© d = 1。由圖查取區域系數Zh = 2.5。查表得材料的彈性影響系數令1眇測麗 計算接觸疲勞強度用重合度系數 Z.。端面壓力角:=arccos27就CO52CP27+2x1=29.號 77®a=arccosy-ZCPBO瓢.=

13、arccos137 xcc>s2(P137t2xl=22.3端面重合度:k 云囤（5%圖訃Zltaiw玄 Em）27-tan2897 嚴127x (taii22.315-taii20)=1.755 2n重合度系數:= 0.86S19計算接觸疲勞許用應力H查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hiimi = 600M Pa、 Hiim2 = 550 MPa。計算應力循環次數:N=60nJ=60K360xlxlO«2x8x3iOO=L04xiON廣h迪疋也2,丄嚴 i查取接觸疲勞壽命系數：Khni = 0.88、Khn2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:卜弘4=

14、輕型翌占MP汛I MJg丄%/血汕舊'“""E勺'弓DOSMP莊 脅£1取hi和h2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即2）試算小齒輪分度圓直徑hxlOOOxi.3K10L87 4.7J+1寸K=S9.99+tuiu1189.8X2,5X0.865?'S00.5（2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度VV =60xl0iQ0 60x1000 齒寬bb = ip - i X S 9-994=59.994111 iii2）計算實際載荷系數Kh由表查得使用系數Ka = 1.25。根據V = 1.13 m/s、

15、8級精度，由圖查得動載系數 Kv = 1.08。 齒輪的圓周力空丄竺22±竺埜閃販眥N11 仇 S%994二 1戲心9&.00召二加7碩/亦 100 N/miiib5934FF查表得齒間載荷分配系數Kh = 1.2。 由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，Kh = 1.34&由此，得到實際載荷系數K 二 K盤二L25工 13工1衛淇 1348=2.1843）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑及相應的齒輪模數27m = i =122=2.64 Im luJ 模數取為標準值 m = 2.5 mm。3. 幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑<l=iiiZ=2

16、*Sf27=67.Smiu127=3175iuiii計算中心距“士魚戶呂估“莒昵5喚2 (3)計算齒輪寬度b = q) ,d ,= 1 «67hS=67-Slu lu11 1取 b2 = 68、bi = 73。4. 校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件1) 確定公式中各參數值 計算彎曲疲勞強度用重合度系數丫E5+守活+脛皿7L75S 由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFal = 2.56YFa2 = 2.17YSal = 1.62YSa2 = 1.83 計算實際載荷系數Kf由表查得齒間載荷分配系數Kf = 1.2根據Kh = 1.348，結合b/h = 12.09查圖得

17、Kf則載荷系數為K =L25x LOSx 1.2 x 1310=2.135 計算齒根彎曲疲勞許用應力F查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Fiim1 = 500 MPa、 Fiim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數 Kfni = 0.85、Kfn2 = 0.87取安全系數S=1.4，得打S1.4卜嚴F皿丿田蓋380 = 2加14M Pa同S1.42）齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論齒數 乙=27、Z2 = 127,模數m = 2.5 mm，壓力角 =20°，中心距a = 192.5 mm，齒寬 bi = 73 mm、b2 = 68 mm。齒輪

18、參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2.5mm2.5mm齒數z27127齒寬b73mm68mm分度圓直徑d67.5mm317.5mm齒頂咼系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂咼hamrix ha2.5mm2.5mm齒根高hfmx (ha+c)3.125mm3.125mm全齒高hha+hf5.625mm5.625mm齒頂圓直徑dad+2x ha72.5mm322.5mm齒根圓直徑dfd-2x hf61.25mm311.25mm23第七部分傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計7.1輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率Pi、轉速ni和轉矩TiPi = 3.84 KW ni

19、 = 360 r/min Ti = 101.87 Nm2. 求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為：d1 = 67.5 mmF,=FjKtaii«=3018.4«tan20"=i09SK3. 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，調質處理，根據表，取Ao = 112,得:恰矗必皿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5%故選取:d12 = 26 mm4. 軸的結構設計圖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 = 31 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端

20、直徑取擋圈直徑 D = 36 mm。大帶輪寬度B = 78 mm,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段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現取112 = 76 mm。2）初步選擇滾動軸承。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d23 = 31 mm,由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承 6207,其尺寸為dx D XT = 35X 72X 17 mm,故d34 = dzs = 35 mm,取擋油環的寬度為15,貝 U 134 = 178 = 17+15 = 32 mm。軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度 h = 3.5

21、mm,因此，取 d45 = d67 = 42 mm。3 ）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一 體而成為齒輪軸。所以156 = B = 73 mm, d56 = d1 = 67.5 mm4 ）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定 距離，取 123 = 50 mm。5 ）取齒輪距箱體內壁之距離A= 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離S,取s = 8 mm,則145 = +S-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = A +S-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長

22、度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據6207型軸承查手冊得T = 17 mm帶輪中點距左支點距離L1 = 78/2+50+17/2 = 97.5 mm齒寬中點距左支點距離L2 = 73/2+32+9-17/2 = 69 mm齒寬中點距右支點距離L3 = 73/2+9+32-17/2 = 69 mmV帶壓軸力Fp = 1221.1N2）計算軸的支反力:水平面支反力（見圖b):29垂直面支反力（見圖d)：P _耳"叮屮屮1098"駐12陽.”（97占十6%69二覽寸筠口596969+693）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:Mh二耳|皿1-2

23、 二 150 仝 2 心兮二 104135 Nm tu截面A處的垂直彎矩:廣 1221.1«97S=li0 57Nm in截面C處的垂直彎矩:M 譏=PL 尹 1534.8x69=-1050 INiiiuiM=FLg=1411.7x69=97 407Nm in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 產J10413510S90p= 148S 23Nm in訃喬£104135+97407 二 142591 Hmin作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面

24、 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取 =0.6，貝U有:故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:7.2輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 3.69 KW n2 = 76.43 r/min T2 = 461.07 Nm2. 求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 317.5 mm_2r,_2xl0005i 461.07F,= F«t<ma=2904.4«tan20"=10S6.SN3. 初步確定軸

25、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，調質處理，根據表，取:Ao=112,于是得=40.8m 11176.43輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑di2與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩丁曲，查表，考慮轉矩變化小，故取Ka = 1.5,則:T=Kj3=l*Sx46L07=691.6Nm按照計算轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT8型聯軸器。半聯軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4. 軸的結構設計圖nI1Ir16

26、JJ4I( #g>V 1r4 sL2-LL-kVIV5. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 ）為了滿足半聯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 = 50 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 55 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L = 84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取112 = 82 mm。2）初步選擇滾動軸承。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d23 = 50 mm,由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6211,其尺寸為

27、 dx D XT = 55mmX 100mmX 21mm,故 d34 = d67 = 55 mm,取擋油環的寬度為 15,貝U l67 = 21+15 = 36 mm右端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm,因此，取d56 = 64 mm。3 ）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 68 mm,為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取145 = 66 mm。4 ）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有 定距離，

28、取123 = 50 mm。5 ）取小齒輪端面距箱體內壁之距離A= 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離S,取s = 8 mm,已知滾動軸承的寬度T = 21 mm,貝U134 = T+S+A +2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mm156 = s+A +2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6. 軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據6211型軸承查手冊得T = 21 mm第一段軸中點距左支點距離 L1 = 82/2+50+21/2 = 101.5 mm齒寬

29、中點距左支點距離齒寬中點距右支點距離L2 = 68/2-2+49.5-21/2 = 71 mmL3 = 68/2+11.5+36-21/2 = 71 mm2）計算軸的支反力:水平面支反力（見圖b）：垂直面支反力（見圖d）：2904.4x7171+71-1452.2W3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:M =E.,.U= 14522 x71 = l 031<)6Nlii u n tIKl u截面C處的垂直彎矩:M=Rh=S2 82 X 7 L=37S 0 2Nm luT nv 1 2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 =03106+37

30、502= 1097 14Hmiii作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取 =0.6，貝U有:故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:257!第八部分鍵聯接的選擇及校核計算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：bx hx l = 8mm X 7mmx 70mm,接觸長度:l'= 70-8 = 62 mm,貝U鍵

31、聯接所能傳遞的轉矩為：T > Ti，故鍵滿足強度要求。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：bx hx l = 18mmx 11mmX 63mm,接觸長度：= 63-18 = 45 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：洛hl店1皿5小忙如誌=召9叫T > T2，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 14mmx9mmx70mm,接觸長度:l'= 70-14 = 56 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T > T2，故鍵滿足強度要求。2第九部分軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命:=10x2x

32、8x300=48000k9.1輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P：因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷 系數丫分別為：X = 1, 丫 = 0所以:P = XF+YF =1«J093+0*0=1098W2）求軸承應有的基本額定載荷值 C為:3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇：6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有:fcV 10"25.5x1000'!1 國"GMa10993=5.6x10 勺 1史5所以軸承預期壽命足夠。9.2輸出軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P:因該軸承只

33、受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷 系數丫分別為：X = 1, 丫 = 0所以:P = XF"4YFn=丄*00=105 65Nrn2）求軸承應有的基本額定載荷值 C為:C = j鬻*t帖&并*嚴遠華也g陰79N103）選擇軸承型號：查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有:=1CIP芾 L 護 43.2x10006曠76總3,10565) =1加"° 】血&37所以軸承預期壽命足夠。第十部分聯軸器的選擇1. 載荷計算公稱轉矩:T = T=46L07ntu由表查得Ka = 1.5,故

34、得計算轉矩為:T=Kj3=l.Sx46L07=691>6Hm2. 型號選擇選用LT8型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 710 Nm,許用最大轉速為n = 3000r/min，軸孔直徑為45 mm，軸孔長度為84 mm。T=69r6NmT=710Nm76.431/ min<n=3000r min聯軸器滿足要求，故合用。部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1)齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動， 其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。 由于大齒輪的圓周速度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

35、甩到箱壁上, 借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高,但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時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，取齒頂距箱體內底面距離為 30mm。由于大齒輪全齒高h = 5.625 mm < 10 mm,取浸油深度為10mm則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業齒輪油(GB5903-2011)，牌號為150潤滑油,粘度薦用值為 118 cSt。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,可以根據低速大

36、齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度V = 1.13 m/s < 2 m/s,所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高,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長的一段時間。 滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的 1/32/3 為宜。為避免稀油稀釋油脂， 需用擋油環將軸承與箱體內部隔開。 在本設計中選用通用鋰 基潤滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑,選用牌號為 ZL-1的潤滑脂。11.2 減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作, 在構成箱 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，需設置不 同形式的密

37、封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等； 對于旋轉零件如外伸軸的密封， 則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同 的密封件和結構。本設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 V 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v V 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸12.1 減速器附件的設計與選取1. 檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、 潤滑狀態、 接觸斑點及齒側間隙, 還可 用來注入潤滑油, 故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區的位置, 其尺寸大小應 便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、 鋼板制成, 它和箱體之間應加

38、密封墊, 還可在孔口處加過 濾裝置,以過濾注入油中的雜質。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下：q1 IEru1I-Q31L2LI查輔導書手冊得具體尺寸如下:Li = 120 ； L2 = 105 ； bi = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。 箱外應有足夠的空間，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。放油螺塞常為六角頭細牙 螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈 尺寸如下圖所示:co aL放油螺塞密封油圏018、1N丄>1 丄.3. 油標（油尺）油標用

39、來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩定之處。本設計采用 桿式油標，桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。 油標安置的位 置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結構和尺寸如下:9CdI069 O 'i ClI 0 0V284.通氣器通氣器用于通氣，使箱體內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱體內溫度升高, 內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在 箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路, 可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設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成。也可采用吊環螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采 用吊孔（或吊環）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示:#吊孔（社箱満上鑄出）Z確耳（矗締産上鑄