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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器 机械设计制造及其自动化 专业 0904 班级设计者：伍广成（20094410419）指导教师：王剑彬南华大学 2012年5月31日目录一、设计数据及要求31.1传动方案示意图 31.2原始数据 31.3工作条件 3二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算42.1 电动机的选择 42.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 52.3计算传动装置的运动和动力参数 5三、传动零件的设计计算73.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算 73.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算 11四、轴的计算164.1输入轴（I轴)的设计164.2中间轴（I
2、I轴）的设计204.3输出轴（轴）的设计24五、轴承的校核285.1输入轴滚动轴承计算 285.2中间轴滚动轴承计算 295.3输出轴滚动轴承计算 30六、键联接的选择及校核计算326.1输入轴键计算 326.2中间轴键计算 326.3输出轴键计算 33七、联轴器的选择34八、润滑与密封34九、减速器附件35十、设计小结38十一 、参考文献38一、设计数据及要求1.1传动方案示意图 图1.传动方案简图1.2原始数据表1：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）10002.64001.3工作条件两班制，使用年限为10年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产，运输链速度允
3、许误差为链速度的5%。二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000=2.6Kw F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.841 -联轴器效率取0.99 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -卷筒效率取0.96 =/= 3.092kw（3）确定电动机的额定功率因载荷平稳，电动
4、机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为4kw 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=124.14r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为=(10-25） =(1241.43103.52)r/min。F=1000NV=2.6m/s=2.6Kw=0.841=3.092kw=4kw=124.14r/min 可见同步转速为1500r/min ,3000r/min 的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。 选定电动机型号为Y112
5、M-4其主要性能如下表：表2：电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-4414402.22.32.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =1140/124.14=11.60 2、分配各级传动比对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般可取，最好使高速级锥齿轮的传动比 ，故取=3，=3.8662.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =1440 r/min =1440/3=480 r/min /=124.14 r/min =124.14 r/mi
6、n 2、各轴输入功率=3.061Kw=2.8789 Kw选型电动机 为Y112M-4=3 =3.866=1440 r/min=480 r/min=53r/min=3.061=2.8789=2.76463、各轴转矩 20505.97 N.mm=20505.970.99=20300.9 N.mm=57279.018 N.mm 212649.49 N.mm208417.77 N.mm将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min）14401440480124.14124.14功率（kw）3.0923.0612.87892.76462
7、.7096转矩(N.mm)20505.9720300.951279.018212649.49208417.77传动比133.8661效率0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率=3.092kw(略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：=1440r/min,大齿轮的转速为=480 r/min，传动比=3，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，工作有轻振。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制,齿形角，齿顶高系数，顶隙系数5，螺旋角，不变位。（2）、运输机
8、为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）、选小齿轮齿数24，大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 公式：（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限3）计算应力循环次数小齿轮：大齿轮：4）查得接触疲劳寿命系数5） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: （2） 计算试选，查得所以， 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得6
9、3.45mm计算圆周速度v2） 计算载荷系数。根据v=，7级精度，由图10-8查得动载系数1.12；直齿轮，由表10-2查得使用系数 故载荷系数2.625按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为3） 计算模数m。3.按齿根弯曲强度设计（1） 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度2） 由图10-8取弯曲疲劳寿命系数 3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得4）计算载荷系数=2.6255）节圆锥角6）当量齿数 7）查取齿形系数。由表10-5查得 ；2.068）查取应力校正系数 由表10-5查得 ；1.979）计算
10、大小齿轮的 ,并加以比较 大齿轮的数值大。（2） 设计计算： 代入公式计算得：综合分析：按弯曲强度得：，按接触强度算得：算出小齿轮齿数: 大齿轮齿数： 故齿数比 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.计算几何尺寸1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算节圆锥角 4） 计算锥距 5） 计算齿轮宽度 圆整取3.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算 已知输入功率为=2.8789kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为3.866，转矩为由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，工作有轻振。1、选定齿轮类型、精度等级、
11、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4333） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.84 =1.6055） 由教材公式10-
12、13计算应力循环次数：N=60nj =604801（2830010）=1382400000 N=5.7310/4.692=6） 查教材10-19图得：K1.04,K=1.137） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=1.04650=676=1.13550= 621.5 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数 b=42.571mm =4) 计算齿宽与高之比
13、齿高h= =2.251.8775=4.2245 = =10.0775) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318122tan=1.7446) 计算载荷系数K 系数=1.25，根据V=1.0699m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.07 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.424 查教材图表（图10-13）得=1.35 所以载荷系数 =2.66257) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 =3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =2.5752）
14、 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数4） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ，=2.1915） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.774146） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.87 K=0.918） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.（2） 设计计算1） 计
15、算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=48.801来计算应有的齿数.2） 计算齿数 z= 取z=24 那么z=3.86624=92.784 取=934、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=120.58 （2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆
16、直径 d= d=（4） 计算齿轮宽度 = 四、 轴的设计计算4.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.061 kw =1440r/min =20301N.mm2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图2 图2、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化小，故取，
17、则 查机械设计课程设计表14-1，选Lx2型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.m，而电动机轴的直径为28mm，所以联轴器的孔径不能太小.故取=20mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图2） 图3输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=60mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程
18、设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25mm62mm18.25mm所以而=18.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表12-430311型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=15mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=63mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取 6） 轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66
19、-7L606315651552d202325342523（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷（30305型的a=13mm。所以俩轴承间支点距离为81.5mm 右轴承与齿轮间的距离为39.5mm。）（见图1）表5、轴上载荷载荷水平
20、面H垂直面V支反力F弯矩M10632.49N.mm总弯矩扭矩T 20301N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。4.2中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示:图4、弯矩与扭矩图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为4
21、0Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，得中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 图5、间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30305型轴承的定位轴肩高度34mm，因此取套筒直径34mm。2）取安装齿轮的轴段30mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒
22、定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内壁的距离为，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离。则取 综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L4233205065D2530403025(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为保证齿轮与轴配合有
23、良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30305型的支点距离a=13mm。所以轴承跨距分别为L1=45.5mm，L2=61.5mm。L3=77做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危
24、险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T =57279N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得故安全。4.3输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =2.77kw 124.14r/min =212649.49N.Mm2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图6所示图6、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的
25、材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取=1.5，则查机械设计课程设计表13-1选Lx2型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.M半联轴器的孔径，所以取28mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。4、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7） 图7、输出轴轴上零件的装配(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩
26、，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比略短些，现取。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表12-4查得30307型轴承的定位轴肩高度，因此取45mm。2） 轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取5
27、7mm齿轮的轮毂直径取为40mm所以。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。3） 承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=40,故4） 轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得 表8、轴尺寸尺寸12 34567L60606048155720D28323540454035（3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，
28、长为40mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键 ，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30307型的支点距离a=16.8mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为。做出弯矩和扭矩图（见图6）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M88882.21 总弯矩扭矩T
29、212649.496、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。五、 轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25mm62mm18.25mm，轴向力 ，e=0.3 Y=2;,X=1.1,Y=0;表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F计算轴承的基本额定寿命：故合格5.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25m
30、m62mm18.25mm，轴向力 e=0.3 Y=2;,X=1.1,Y=0;表11、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则计算轴承的基本额定寿命：故合格5.3输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307, 其尺寸为,轴向力为 e=3.1, Y=1.9;,X=1.1,Y=0;表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F 则计算轴承的基本额定寿命：故合格六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度：故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触
31、长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度，联接的强度为:故单键即可。故合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。故合格。七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了
32、联轴器型号。输入轴选Lx1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=62，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=62，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。八、 润滑与密封8.1齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995）。当齿轮圆周速度时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。圆锥齿轮应
33、浸入全齿宽，至少应浸入齿宽的一半。圆柱齿轮一般浸入油的深度不宜超过一个齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。8.2轴承的润滑与密封由于减速器内的浸油传动零件的圆周速度V2m/s,所以轴承采用脂润滑，由于转速不高，所以选用矿物油润滑脂。装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3-2/3为宜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失，由于采用脂润滑，所以采用毡圈油封。输入轴处轴承由于圆周速度3m/sV5m/s,所以选择半粗羊毛毡圈油封，而输出轴处轴承圆周速度V3m/s,故采用粗羊毛毡圈油封。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖8.3润滑油牌号及油量计算8.3.1 润滑油牌号
34、选择 闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s 选用N220工业齿轮油8.3.2 油量计算以每传递1KW功率所需油量为350700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为7001400。 8.4减速器的密封 箱盖和箱座的结合面处理干净，脱尘脱油后，涂上水玻璃或密封胶,以增强密封效果九、减速器箱体及其附件9.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承
35、座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能， 铸造箱体多用于批量生产。=2.7096 小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度241.12=2.625小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度=1.6=2.433=189.8=0.765 =0.84K1.04K=1.13650550=1m=2mmd=48.801mmz=24=93a=120.58 =3.061 kw =1440r/min =20301N.mm=30.45=20L=112 =2.77=124.14 =212649.49=1.59.2箱体主要结构尺寸
