機械設(shè)計課程設(shè)計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=300 D=300 V=0.9

設(shè)計計算過程及方案說明重要結(jié)果一、 課程設(shè)計任務(wù)全套圖紙加V信 sheji1120或扣 33463894111. 傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置總體布置簡圖如圖所示圖12. 工作情況載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=300N.m，D=300mm，V=0.9m/s3. 原始數(shù)據(jù)（1號題）項目：數(shù)值：鼓輪的轉(zhuǎn)矩T (Nm)300鼓輪的直徑D (mm)300運輸帶帶速V （m/s）0.9帶速允許偏差 （%）5使用期限 （年）5工作制度（班/日）2二、 選擇電動機1. 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按工作要求和工作條件，選擇Y系列籠型三相異步交流電動機，結(jié)構(gòu)形式為臥式封閉型電動機。2. 電動機容量1) 卷筒主軸的么輸出功率Pw Pw=Tnw9550=300×57.309550 kw=1.80kW2) 電動機的輸出功率 PdPd=Pw式中，為從電動機至卷筒之間的總效率 1為滾動軸承效率、為圓柱齒輪效率、為彈性聯(lián)軸器效率、4為卷筒軸效率。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表2-4得：=0.99 =0.97 =0.99 =0.96。于是 =0.86 Pd=Pw=1.800.86kw=2.09 kw3）確定電動機額定功率應(yīng)等于或稍大于輸出功率，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表20-1得,應(yīng)選擇額定功率為2.2kW的電動機。3. 選擇電動機轉(zhuǎn)速由文獻(xiàn)【】表2-2得：展開式兩級圓柱齒輪減速器傳動比為860，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd'=nwi1'i2'=458.43438 r/min，根據(jù)文獻(xiàn)【】中表20-1，初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000 r/min和1500 r/min的兩種電動機進(jìn)行比較，如表1方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）各自特點同步滿載1Y100L1-42.215001420價格相對較低，結(jié)構(gòu)尺寸相對較大更復(fù)雜2Y112M-62.21000940價格相對較高，但結(jié)構(gòu)緊湊，裝置相對簡單表1權(quán)衡利弊，希望能得到相對緊湊的結(jié)構(gòu)，選擇方案2：Y112M-6型電動機。電動機相關(guān)參數(shù)如表2電動機型號額定功率KW電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機質(zhì)量kg外形及安裝尺寸mm同步滿載中心高H外伸軸長（E×D）鍵槽尺寸（F×GD）Y112M-62.210009404511260×288×7表2三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機軸的轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為: i=nmnw=94057.3016.40 r/min 。2. 分配各級傳動比展開式兩級圓柱齒輪減速器應(yīng)有，由文獻(xiàn)【】表2-1得單級圓柱齒輪的傳動比推薦值為36，故選擇 =4.3，=3.8。四、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)記電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中間軸為軸，低速軸為軸1. 各軸轉(zhuǎn)速計算 n=n0=940r/min n=ni1=9404.3=218.60r/min nw=n=ni2=218.603.8=57.53r/min2. 各軸的輸入功率P的計算Pd=2.09kWP=Pd3=2.09×0.99=2.069kWP=P12=2.069×0.99×0.97=1.99kWP=P12=1.99×0.99×0.97=1.91kWPw=P3=1.91×0.99=1.89kW3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩TT0=9550P0n0=9550×2.2940=22.35NmT=9550Pn=9550×2.069940=21.02NmT=9550P n=9550×1.99218.60=86.94NmT=9550P n=9550×1.9157.53=317.06NmTw=9550Pw nw=9550×1.8957.53=313.74Nm4. 計算結(jié)果整理如表3項目電動機軸高速軸中間軸低速軸輸出軸轉(zhuǎn)速（r/min）940940218.6057.5357.53功率（kW）2.22.0691.991.911.89轉(zhuǎn)矩（）22.3521.0286.94317.06313.74傳動比14.33.81效率0.990.960.960.99表3五、 斜齒輪傳動設(shè)計校核與計算A. 高速級減速齒輪設(shè)計1. 選精度等級、材料及齒數(shù)1) 由文獻(xiàn)【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。設(shè)計的齒輪硬度小于350HBS,屬于軟齒面。2) 精度等級選擇7級精度。3) 初選齒數(shù)由于減速箱屬于閉式結(jié)構(gòu)，所以齒數(shù)應(yīng)在（20,40）范圍內(nèi)。取小齒輪齒數(shù)Z1=23 ，Z2=994) 取螺旋角。初選螺旋角=14°。2. 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式文獻(xiàn)【2】式（10-21）進(jìn)行試算，即d1t32KtT1du±1uZHZEH2（外嚙合去加號）1) 確定公式的各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6b) 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩T=21.02Nm=2.102×104Nmm；c) 由文獻(xiàn)【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)d=1.0；d) 查文獻(xiàn)【2】圖10-26得端面重合度為 1=0.765，2=0.87，所以，=1+2=0.765+0.87=1.635 e) 齒數(shù)比 U=z2z1=9923=4.3f) 由文獻(xiàn)【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12；g) 由文獻(xiàn)【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433h) 由文獻(xiàn)【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2=550MPa；i) 由文獻(xiàn)【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLk=60×940×1×2×18×300×5=1.3536×109N2=N1i1=1.3536×109÷4.3=3.14791×108j) 由文獻(xiàn)【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95；k) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=SH1，由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001=540MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.95×5501=522.5MPa，H=H1+H22=540+522.52=531.25MPa<1.23H2 所以，H=531.25MPa2) 計算a) 計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式得 d1t32KtTdu±1uZHZEH2= 32×1.6×2.102×1041×1.635×5.34.3×2.433×189.8531.252mm=33.71mm；取 d1t=39mm,滿足齒面接觸疲勞強度b) 計算圓周速度v=d1tn160×1000=×39×94060×1000=1.92msc) 計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=1×39=39mm，mnt=d1tcosz1=39×cos14°23=1.65mm，h=2.25mnt=2.25×1.65=3.71，bh=393.71=10.51；d) 計算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×23×tan14°=1.824；e) 計算載荷系數(shù)K由文獻(xiàn)【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.92m/s，7級精度，由文獻(xiàn)【2】圖10-8,得KV=1.07，由文獻(xiàn)【2】表10-3，根據(jù)KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分配系數(shù)KH=KF=1.4，由文獻(xiàn)【2】表10-4通過插值法獲查齒向載荷分配系數(shù)KH=1.4168，由bh=10.51，KH=1.4168，查文獻(xiàn)【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KF=1.34故有載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.4168=2.122；f) 按實際的載荷系數(shù)K校正初算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=39×32.1221.6mm=42.85mm；g) 計算法面模數(shù)mn=d1cosz1=42.85×cos14°23mm=1.81mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計由文獻(xiàn)【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 由文獻(xiàn)【2】圖10-20c,根據(jù)所選材料查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa；b) 查文獻(xiàn)【2】圖10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.88c) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPa，F(xiàn)2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPad) 計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=1×1.07×1.4×1.34=2.007；e) 根據(jù)縱向重合度=1.824，查文獻(xiàn)【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88；f) 計算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=23cos314°=25.18，zv2=z2cos3=99cos314°=108.37；g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過插值法查取文獻(xiàn)【2】表10-5齒形系數(shù)查得YFa1=2.616，YFa2=2.173；應(yīng)力校正系數(shù)查得YSa1=1.591，YSa2=1.797；h) 計算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa1YSa1F1=2.616×1.591303.57=0.01371，YFa2YSa2F2=2.173×1.797238.86=0.01635；大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計算,以獲得較大mn2) 設(shè)計計算 mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=32×2.007×2.102×104×0.88×cos214°1×232×1.6350.01635mm=1.10mm由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn=1.81mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數(shù) mn=1.10mm，當(dāng)模數(shù)大于1.10就能夠保證齒根彎曲疲勞強度，齒面接觸疲勞強度通過D1保證。取法面模數(shù)mn=2.0mm，按接觸疲勞強度算得的直徑 d1=42.85mm來計算的齒數(shù)：z1=d1cosmn=42.85×cos14°2.0=20.79取z1=21，則z2=Uz1=4.3×21=90.3，取z2=90；4. 計算幾何尺寸1) 計算中心距a=z1+z2mn2cos=21+90×22×cos14°mm=114.40mm5. 將中心距圓整為115mm6. 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+90×22×115=15°9'22''7. 因為螺旋角值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正8. 計算大、小齒輪分度圓直徑d1=mnz1cos=2×21cos15°9'22''=43.51mm， d2=mnz2cos=2×90cos15°9'22''=186.49mm； 2) 計算齒輪寬度b=dd1=1×43.51=43.51mm圓整后，取大齒輪B2=45mm，小齒輪B1=50mm；9. 計算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角15°9'22''端面模數(shù)mt2.07mm法面模數(shù)mn2.0mm法面壓力角n20°分度圓直徑dd1=43.51mmd2=186.49mm齒頂高h(yuǎn)aha=haf*mn=2.0mm齒根高h(yuǎn)fhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada1=47.51mmda2=190.49mm齒根圓直徑dfdf1=38.51mmdf2=181.49mm齒寬B50mm45mm表4B. 低速級減速齒輪設(shè)計1. 選精度等級、材料及齒數(shù)1) 由文獻(xiàn)【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS，屬于軟齒面。2) 精度等級選7級精度。3) 初選齒數(shù)小齒輪齒數(shù)Z3=24，Z4=914) 取螺旋角。初選螺旋角=14°。2. 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式文獻(xiàn)【2】式（10-21）進(jìn)行試算，即d3t32KtTdu±1uZHZEH21) 確定公式的各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6b) 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩T=86.94Nm=8.694×104Nmm；c) 根據(jù)軟齒面性質(zhì)，由文獻(xiàn)【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)d=1.0；d) 查文獻(xiàn)【2】圖10-26得端面重合度為 3=0.780，4=0.883，所以，=3+4=0.780+0.883=1.663 e) 齒數(shù)比 U=z4z3=9124=3.8f) 根據(jù)所選材料性質(zhì)，由文獻(xiàn)【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12；g) 由文獻(xiàn)【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433h) 由文獻(xiàn)【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim4=550MPa；i) 由文獻(xiàn)【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60njLk=60×218.60×1×2×8×300×5=3.148×108N4=N3i2=3.148×108÷3.8=8.284×107j) 由文獻(xiàn)【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.94，KHN4=0.98；k) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S= SH1，由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.94×6001=564MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.98×5501=539MPa，H=H3+H42=564+5392=551.5MPa<1.23H4 所以，H=551.5MPa2) 計算a) 計算小齒輪的分度圓直徑d3t，由計算公式得d3t32KtTdu±1uZHZEH2=32×1.6×8.694×1041×1.663×4.83.8×2.433×189.8551.52mm=52.91mm；b) 計算圓周速度v=d3tn60×1000=×52.91×218.6060×1000=0.61msc) 計算齒寬b及模數(shù)mb=dd3t=1×52.91=52.91mm，mnt=d3tcosz3=52.91×cos14°24=2.14mm，h=2.25mnt=2.25×2.14=4.81，bh=52.914.81=10.99；d) 計算縱向重合度=0.318dz3tan=0.318×1×24×tan14°=1.903；e) 計算載荷系數(shù)K由于工作平穩(wěn)，輸入為電動機，由文獻(xiàn)【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=0.61ms，7級精度，由文獻(xiàn)【2】圖10-8得KV=1.03，由文獻(xiàn)【2】表10-3 ，根據(jù)KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分配系數(shù)KH=KF=1.4，由文獻(xiàn)【2】表10-4，通過插值法，查得齒向載荷分配系數(shù)KH=1.420，由bh=10.99，KH=1.420，查文獻(xiàn)【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KF=1.375故有載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.420=2.048；f) 按實際的載荷系數(shù)K校正初算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=52.91×32.0481.6mm=57.44mm；g) 計算法面模數(shù)mn=d3cosz3=57.44×cos14°24mm=2.32mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計由文獻(xiàn)【2】式（10-17）mn32KTYcos2dz32YFaYSaF1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 由文獻(xiàn)【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4=380Mpa；b) 查文獻(xiàn)【2】圖10-18得KFN3=0.88，KFN4=0.93c) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.88×5001.4=314.29MPa， F4=KFN4FE4S=0.93×3801.4=252.43MPad) 計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=1×1.03×1.4×1.375=1.983；e) 根據(jù)縱向重合度=1.903，查文獻(xiàn)【2】中圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88；f) 計算當(dāng)量齒數(shù)zv3=z3cos3=24cos314°=26.27，zv4=z4cos3=91cos314°=99.62；g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過插值法查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表10-5，查得YFa3=2.592，YFa4=2.181；查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.790；h) 計算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa3YSa3F3=2.592×1.596314.29=0.01316，YFa4YSa4F4=2.181×1.790252.43=0.01547；大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計算，以獲得較大模數(shù)2) 設(shè)計計算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=32×1.983×8.694×104×0.88×cos214°1×242×1.6630.01547mm=1.66mm由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn=2.32mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數(shù) mn=1.66mm，取法面模數(shù)mn=2.0mm，這時已能夠保證齒根彎曲疲勞強度，接觸疲勞強度由d3保證。按接觸疲勞強度算得的直徑d3=57.44mm來計算齒數(shù)：z3=d3cosmn=57.44×cos14°2.0=27.87取z3=28，則z4=Uz3=3.8×28=106.4，取z4=1074. 計算幾何尺寸1) 計算中心距a=z3+z4mn2cos=28+107×22×cos14°mm=139.13mm將中心距圓整為139mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz3+z4mn2a=arccos28+107×22×139=13°46'43''因為螺旋角值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正3) 計算大、小齒輪分度圓直徑d3=mnz3cos=2×28cos13°46'43''=57.66mm， d4=mnz4cos=2×107cos13°46'43''=220.34mm； 4) 計算齒輪寬度b=dd3=1×57.66=57.66mm圓整后，取大齒輪B4=60mm，小齒輪B3=65mm；5. 計算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用。名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角13°46'43''端面模數(shù)mt2.06mm法面模數(shù)mn2.0mm法面壓力角n20°分度圓直徑dd3=57.66mmd4=220.34mm齒頂高h(yuǎn)aha=haf*mn=2.0mm齒根高h(yuǎn)fhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada3=61.66mmda4=224.34mm齒根圓直徑dfdf3=52.66mmdf4=215.34mm齒寬B65mm60mm表5兩齒輪浸油潤滑校核： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表3-3可知，高速級大齒輪理論浸油深度為10mm,低速級大齒輪速度V=0.61介于0.50.8之間，ha=18.936.39mm，所以，兩個大齒輪的理論半徑差應(yīng)在8.1926.39mm之間?，F(xiàn)在，D2=186.49mm，D4=220.34mm,半徑差為16.925mm,在允許范圍內(nèi)，所以齒輪設(shè)計滿足要求。六、 輸入軸及附件設(shè)計1. 輸入軸的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 功率 P=2.069kW 轉(zhuǎn)速n=940rmin轉(zhuǎn)矩T=21.02Nm2. 求作用在齒輪上的力根據(jù)之前設(shè)計，已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=43.51mm 圓周力 Ft1=2Td1=2×2102043.51N=966N徑向力Fr1=Ft1tanncos=966×tan20°cos15°9'22''N=364N，軸向力Fa1=Ft1tan=966×tan15°9'22''=262N3. 初步確定軸的最小直徑先按文獻(xiàn)【2】式（152）初步估算周的最小直徑，根據(jù)后面計算可知，由于e<2 mt=4.14,齒輪較小，因此須做成齒輪軸，故選取軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)）處理。根據(jù)表15-3，取A0=105，于是得dmin=A03Pn=105×32.069940=13.66mm；軸端開有鍵槽，軸的直徑擴大5%，故dmin=13.66×1.05=14.34mm聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮為輸送機，轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：Tca=1.5×21.02=31.53Nm相應(yīng)的電動機外伸周徑28mm，所以應(yīng)調(diào)整dmin來配合選用聯(lián)軸器。按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩Tn的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85，選用HL1(J)型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d=20mm，故取d-=20mm；半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 軸上零件的裝配方案如圖2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. -軸段右端做出軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，故取-段的直徑dII-III=28mm，左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。ii. 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，且轉(zhuǎn)速高軸向力不大，故初步選用接觸角為15°的角接觸球軸承，型號7206C，其尺寸為,故,d-=30mm。iii. 由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用擋油盤定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用擋油盤定位，因此，取。iv. 軸承端蓋的總寬度為31mm，（由減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計中的B而定下）。為了滿足軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。v. 已知高速級齒輪輪轂長b=50mm,做成齒輪軸， 則。vi. 取齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離a=14mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪（兩個大齒輪）端面之間的距離為c=14mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=10mm。已知滾動軸承寬度B=16mm，低速級大齒輪輪轂長L=60mm，左擋油盤，右擋油盤長。 則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。vii. 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連接。按由參考文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm；同時選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。viii. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩與配合處的圓角參數(shù)參考文獻(xiàn)1表11-55. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算模型（如下），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。如圖所示從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出齒輪所在的截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的該處處的，的值列于下表（參看圖示）計算結(jié)果如表6載荷水平面H垂直面V支反力F，彎距M總彎距扭距T表66. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（的強度，根據(jù)機械設(shè)計（15-1）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，所以，設(shè)計的軸安全。7. 滾動軸承壽命校核1) 由軸的設(shè)計計算可知輸入軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，,Y=1.452) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：，3) 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.39Fd1=eFr1=0.39×314N=122NFd2=eFr2=0.39×720N=281N，所以左軸承壓緊，右軸承放松4) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表13-6，取，則 5) 驗算軸承壽命因為，所以代入驗算 所以所選的軸承可滿足壽命要求。8. 鍵的校核由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵為強度滿足要求七、 輸出軸及其附件設(shè)計1. 輸出軸的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 功率P=1.91kW 轉(zhuǎn)速n=57.53rmin轉(zhuǎn)矩T=317.06Nm2. 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4=220.34mm 圓周力 Ft4=2Td4=2878N徑向力Fr4=Ft4tanncos=2878×tan20°cos13°46'43''N=1079N，軸向力Fa4=Ft4tan=2878×tan13°46'43''=706N3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)【2】式（15-2）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)參考文獻(xiàn)2表15-3，A0=103126，取A0=112，于是得軸端處開有鍵槽，故dmin=1.05×30.74=32.27mm聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca=TKA，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA=1.3，則輸出軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器。為了使所選的軸段處與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。按照計算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件查參考文獻(xiàn)1，選用HL3（J）型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距=630Nm>。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm，故取dI-II=35mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. I-II軸段右端制出一軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，并根據(jù)氈圈密封標(biāo)準(zhǔn)，故取II-III段的直徑dII-III=42mm，左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故-段長度應(yīng)比半聯(lián)軸器略短一些，現(xiàn)取 lI-II=59mmii. 軸承端蓋的總寬度為30mm，（由減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計中的B而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取lII-III=61mm。ix. 初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力和軸向力，轉(zhuǎn)速不高，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=42mm，由軸承產(chǎn)品目錄,初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7209C，其尺寸為的,所以,d-=45mm。iii. 左端滾動軸承右邊采用擋油盤進(jìn)行軸向定位，故?。ㄔ摂?shù)據(jù)由軸承外圈而定）iv. 取安裝齒輪處的軸段直徑dVI-VII=50mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤軸向定位。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了使擋油盤端面壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=56mm。齒輪左端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑dV-VI=60mm，軸環(huán)寬度b>1.4h=7mm，取lV-VI=10mm。v. 類同于輸入軸的方法可得其余長度lIII-IV=35mml-=58.5mmlVII-VIII=49.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。vi. 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按dI-II=35mm，由參考文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，滾動軸承的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6； 低速級大斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵，按dVI-VII=50mm，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，齒輪輪轂與軸的配合為，vii. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)【2】表15-2，取軸端倒角為（具體參考輸出軸零件圖上的標(biāo)注），各軸肩處的圓角參照機械設(shè)計表15-2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算模型（如下）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7209C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=16.4mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為， 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪所在軸段是軸的危險截面。先計算出該處的MH、MV及M的值列于表7。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表76. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險截面處的強度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸所受到的為脈動循環(huán)的變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 所選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 精確校核輸出軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面VII過盈配合引起的應(yīng)力集中嚴(yán)重，同時受彎矩和扭矩作用，所以只校核截面VII（2）截面VII右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面VII右側(cè)的彎矩截面VII上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【2】附表3-2查取。因，得又由文獻(xiàn)【2】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：由文獻(xiàn)【2】附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【2】附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【2】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻(xiàn)【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由及得碳鋼的特性系數(shù) ，取， ，取于是計算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【2】式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。（2）截面VII左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面VII左側(cè)的彎矩截面VII上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的值，由文獻(xiàn)【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為則按文獻(xiàn)【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全。8. 軸承校核1) 由軸的設(shè)計計算可知輸出軸滾動軸承選用7209C型角接觸球軸承，2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：3) 計算兩軸承的計算軸向力和對于7209C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.4Fd1=eFr1=0.4×1249N=500NFd2=eFr2=0.4×1938N=775N，故軸左移，右軸承放松，左軸承壓緊4) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表13-6，取，則 5) 驗算軸承壽命Lh因為，所以代入驗算軸承壽命9. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為聯(lián)軸器鍵， p1=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×8×35×(56-10)=98.47MPa<p 齒輪鍵 p2=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×9×50×(45-14)=90.91MPa<p其中p=110MPa八、 中間軸及其附件設(shè)計1. 中間軸II的功率PII、轉(zhuǎn)速nII和轉(zhuǎn)矩TII功率P=1.99kW 轉(zhuǎn)速n=218.60rmin轉(zhuǎn)矩T=86.94Nm2. 求作用在齒輪上的力1) 已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3=57.66mm 圓周力 Ft3=2Td3=2×8694057.66N=3016N徑向力Fr3=Ft3tanncos=3016×tan20°cos13°46'43''N=1130N，軸向力Fa3=Ft3tan=3016×tan13°46'43''=740N2) 對于中間軸上大齒輪2 Ft2= Ft1=966N Fr2= Fr1=364NFa2=Fa1=262N3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得dmin=A03Pn=112×31.99218.60mm=23.39mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案如圖2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. 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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為的,故。ii. 取安裝小齒輪處的軸段-的直徑因為d+t1=38.8mm,且e=（52.66-38.8）/2=6.93mm>2mt,所以小齒輪處不應(yīng)該做成齒輪軸。齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤進(jìn)行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d=2.49mm,故取h=5mm，則軸直徑。iii. 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑d-=35.5mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸環(huán)定位，取h=5mm，與小齒輪右端定位高度一樣。iv. 類同于輸入軸端的計算方法，可算得剩余軸段的長度分別為：至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。v. 軸上零件的周向定位齒輪與軸采用平鍵連接進(jìn)行周向定位。按,由參數(shù)文獻(xiàn)2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=62mm，取鍵長為45mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理按d-=35.5mm，由參數(shù)文獻(xiàn)2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=42mm，取鍵長為28mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位通過過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算模型（如圖）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L=178.2mm，L1=59.6mm，L2=66.5mm,L3=52.1mm，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，小齒輪所在的截面處是軸的危險截面。計算該處的MH、MV及M的值列于表8。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表86. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即小齒輪所在截面）的強度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 中間軸軸承校核1） 由軸的設(shè)計計算可知滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，2） 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知： 3） 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.41Fd1=eFr1=0.41×2461N=1009NFd2=eFr2=0.41×1697N=696N，所以左軸承壓緊，右軸承放松4） 軸承當(dāng)量動載荷和因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按機械設(shè)計表13-6，取，則 5） 驗算軸承壽命因為，所以代入驗算軸承壽命 根據(jù)軸承壽命的計算結(jié)果得出結(jié)論：必須每3.5年對減速器進(jìn)行檢修，以保證軸承的 正常工作。8. 鍵的校核由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為小齒輪鍵，大齒輪鍵 靜連接，輕微沖擊，取=110MPa九 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體通過鑄造而成，起著支承軸系、保證傳動件和軸系正常運轉(zhuǎn)的重要作用。結(jié)構(gòu)設(shè)計時要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。1. 基本尺寸的確定通過參考文獻(xiàn)【1】表3-1的各項計算獲得尺寸結(jié)果列表如下：名稱取值箱座壁厚=9mm箱蓋壁厚1=9mm箱體凸緣厚度箱座b= 14mm箱蓋b1=14mm箱底座b2=23mm加強肋厚度箱座m=7.65mm箱蓋m1=7.65mm地腳螺釘直徑df=16mm地腳螺釘數(shù)數(shù)4個軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=12mm箱蓋、箱座聯(lián)接 直徑d2=10mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高中速軸d3=6mm，n=4低速軸d3=8mm,n=4軸承蓋外徑高中速軸D2=92mm低速軸D2=125mm觀察孔蓋螺釘直徑d4=6mm表9由文獻(xiàn)【1】表3-1查得c1、c2的值，現(xiàn)列如下：螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M27C1min13161822263434C2min111416202428322. 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 箱座高度減速器內(nèi)傳動件采用浸油潤滑的方式，箱座高度應(yīng)保證箱體內(nèi)儲存有足量的潤滑油。 Hda42+20+7=224.342+20+20=152.17mm，圓整為H=160mm.其中，大齒輪到箱底內(nèi)壁的距離為20mm，小于3050mm的范圍內(nèi)，是為了保證油量不至于超過理論油量范圍太多。油量估計：V油=(hs+20) b l=(27+20) 152 567=4050648>2800000。3. 箱體要有足夠的剛度1) 箱體、箱座、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚可根據(jù)上表9的計算結(jié)果而定。2) 軸承座螺栓凸臺的設(shè)計軸承座旁螺栓凸臺的螺栓孔間距SD2（其中D2為軸承蓋外徑）螺栓凸臺高度h與扳手空間的尺寸c1、c2有關(guān)，通過作圖法確定凸臺高度h。這里，為了保證所有軸承座都比螺栓凸臺高，以中高速級所在的軸承座為基準(zhǔn)作圖獲得螺栓凸臺的高度h。3) 箱體凸緣尺寸軸承座外端面應(yīng)向外凸出510mm，以便切削加工。箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面的距離L1為B=+C1+C2+6=9+18+16+6=49mmB是一個極其重要的參數(shù)，所有軸的設(shè)計中都根據(jù)B以保證各軸上軸承正面與正面（正安裝）之間的距離為一個定值并保證齒輪與齒輪的正確嚙合位置。（本人的設(shè)計中始終保證這段距離為172mm）十 減速器附件的選擇與設(shè)計1. 窺視孔和視孔蓋為了便于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和嚙合間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，在傳動件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，大小以手能伸入箱體進(jìn)行檢查操作為宜。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防潤滑油漏出或污物進(jìn)入箱體內(nèi)。視孔蓋材料為Q235。查表文獻(xiàn)【1】表9-18取A=150mm（能看到兩對齒輪的嚙合） d4=6mm（GB 70-85 M6X10）A1=A+5d4=180mmB1=155mmB=B1-5d4=125mmA0=0.5A+A1=165mmB0=0.5B+B1=140mm h=2mm(Q235)2. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，會因摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使受熱膨脹的氣體能自由地排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)置通氣器。選用經(jīng)兩次過濾的通氣器，查文獻(xiàn)【1】表9-8，選用型號為M18X1.5。（具體參數(shù)參見參考文獻(xiàn)【1】表9-8）3. 起吊裝置為便于拆卸和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。1) 箱蓋起吊裝置根據(jù)文獻(xiàn)【1】表9-20箱蓋起吊裝置選用吊耳，具體參數(shù)為： d=18mm R=20mm e=15mm b=18mm2) 箱座起吊裝置箱座采用吊耳方式起吊，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表9-20知所設(shè)計的吊耳結(jié)構(gòu)尺寸如下：B=C1+C2=30mmH=0.8B=24mmh=0.5H=12mmr2=0.25B=7mmb=2=18mm4. 油面指示器選用油標(biāo)尺。油標(biāo)尺用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱體內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土?。油?biāo)尺中心線一般與水平面成45°或大于45°，而且注意加工油標(biāo)凸臺和安裝油標(biāo)時，不要與箱體凸緣或吊鉤相干涉查文獻(xiàn)【1】表9-14，選用游標(biāo)尺M(jìn)16（16）5. 油塞及封油墊根據(jù)放油量的要求，查文獻(xiàn)【1】表9-16，選用外六角油塞，型號M16X1.56. 啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處漏出，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會因黏接較緊而不易分開。為此，在箱蓋或箱座上設(shè)置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓同外徑，以方便鉆孔，螺紋長度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。選用GB70-85 M10X207. 定位銷兩個定位銷應(yīng)設(shè)在箱體聯(lián)接凸緣上的對角線上以使箱座、箱蓋能正確定位。此外，還要考慮到定位銷裝拆時不與其他零件相干涉。定位銷選用圓錐定位銷，其長度稍大于上下箱體聯(lián)接凸緣總厚度，使兩頭露出，以便裝拆。定位銷為標(biāo)準(zhǔn)件，其直徑可取凸緣聯(lián)接螺栓直徑的0.8倍。參考文獻(xiàn)【1】表14-3，選用銷GB117-86 A8X40十一 潤滑和密封(一) 潤滑1. 齒輪的潤滑1) 潤滑劑的選擇工程上，齒輪傳動中最常用的潤滑劑有潤滑油和潤滑脂兩種。潤滑脂主要用于不易加油或低速、開式齒輪傳動的場合；一般情況均采用潤滑油進(jìn)行潤滑。高速級v=dn60×1000=×186.49×94060×1000=9.18 m/s低速級v=dn60×1000=×220.34×57.5360×1000=0.66 m/s平均速度v=9.18+0.662=4.92 m/s查文獻(xiàn)【2】表15-1材料強度極限B=640MPa查文獻(xiàn)【1】表16-2v40=140 mm2/s查文獻(xiàn)【1】表16-1使用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86）N1502) 潤滑方式選用浸油潤滑。查文獻(xiàn)【1】表3-3高速級大齒輪浸油深度hf約為0.7齒高但不小于10mm低速級大齒輪 hs=1個齒高至1/3個齒輪半徑取hs=27mm（具體浸油深度已在上面齒輪設(shè)計結(jié)束部分闡述）2. 滾動軸承的潤滑在滾動軸承中，常采用的潤滑劑有潤滑油和潤滑脂兩種形式。當(dāng)滾動軸承的速度因數(shù)dn值(d為滾動軸承內(nèi)徑(mm),n為軸承轉(zhuǎn)速(r/min)不超過2.5×105mm·(r/min)時，一般可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑。本人設(shè)計計算獲得的dn較小，所以軸承全部選用脂潤滑。(二) 密封目的是防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。參考文獻(xiàn)1表16-8，軸承與軸之間采用氈圈密封，具體參數(shù)參見文獻(xiàn)1表16-9，由于采用脂潤滑，所以軸承內(nèi)側(cè)加擋油盤，同時擋油盤還起