一級直齒輪減速器機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計

1、目錄設(shè)計原始數(shù)據(jù)1第一章 傳動裝置總體設(shè)計方案11.1 傳動方案11.2 該方案的優(yōu)缺點1第二章 電動機的選擇32.1 計算過程32.1.1 選擇電動機類型32.1.2 選擇電動機的容量32.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速32.1.4 計算各軸轉(zhuǎn)速42.1.5 計算各軸輸入功率、輸出功率42.1.6 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩52.2 計算結(jié)果5第三章 帶傳動的設(shè)計計算63.1 設(shè)計步驟63.2 帶傳動的計算結(jié)果83.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計9第四章 齒輪傳動的設(shè)計計算10第五章 軸的設(shè)計145.1軸的概略設(shè)計145.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核145.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計145.2.2 高速軸的校核165.2.

2、3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計195.2.4 低速軸的校核205.3軸承的選擇及校核225.3.1軸承的選擇225.3.2軸承的校核235.4 聯(lián)軸器的選擇及校核245.5鍵的選擇及校核計算24第六章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計266.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計266.2軸上零件的固定方法和緊固件276.3軸上軸承的潤滑和密封276.4齒輪的潤滑方式27第七章 附件設(shè)計及選擇287.1 軸承端蓋287.2 窺視孔和視孔蓋287.3 通氣器287.4 放油堵297.5 油標(biāo)29設(shè)計小結(jié)30參考文獻31設(shè)計原始數(shù)據(jù)參數(shù)符號單位數(shù)值工作機直徑Dmm300工作機轉(zhuǎn)速Vm/s0.63工作機扭矩TNm700工作機拉力F=1000T/0.

3、5DN4666.第一章 傳動裝置總體設(shè)計方案1.1 傳動方案 傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖 1.1 帶式輸送機傳動裝置簡圖 一級減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。 1.2 該方案的優(yōu)缺點 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承對稱分布，原動機部

4、分為 Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第二章 電動機的選擇 2.1 計算過程 2.1.1 選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V，Y 型。 2.1.2 選擇電動機的容量 電動機所需的功率為由電動機到工作機的傳動總效率為式中、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作機的傳動效率。取0.95（帶傳動），0.99（軸承），0.97（齒輪精度為8級），0.98（彈性聯(lián)軸器），0.96（工作機效率，包含滑動軸承效率），則：=0.850 所以=3.460 根據(jù)

5、機械設(shè)計手冊可選額定功率為4kW的電動機。2.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 工作機軸轉(zhuǎn)速為=40.11 取 V 帶傳動的傳動比2-4，一級圓柱齒輪減速器傳動比3-5，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理范圍為6-20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為40.11 =241 802 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電動機型號為Y160M1-8，將總傳動比合理分配給 V帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表2.1所示。表2.1 電動機主要技術(shù)參數(shù)電動機型號額定功率kw電動機轉(zhuǎn)速 r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比 滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動比V 帶減速器Y160M1-84

6、7208.77 47.00 17.95 4.00 4.49 電動機型號為Y160M1-8，主要外形尺寸見表 2.2。圖2.1 電動機安裝參數(shù)表2.2 電動機主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HLHDABKDEFG160605385254210154211012372.1.4 計算各軸轉(zhuǎn)速軸 =180.000 軸 =40.107 工作機軸 40.107 2.1.5 計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率軸 =3.460 0.950 =3.287 軸 =3.287 0.990.97=3.156 工作機軸 =3.156 0.990.98=3.062 各軸輸出功率

7、軸 =3.287 0.99=3.254 軸 =3.156 0.99=3.125 工作機軸 =3.062 0.99=3.032 2.1.6 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩為=45.891 軸輸入轉(zhuǎn)矩=174.384 軸輸入轉(zhuǎn)矩=751.563 工作機軸輸入轉(zhuǎn)矩=729.167 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。2.2 計算結(jié)果 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（Nm）轉(zhuǎn)速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/mini電動機軸3.460 45.891 720.000 4.000 0.950 軸3.28

8、7 3.254 174.384 172.640 180.000 4.488 0.960 軸3.188 3.125 751.563 744.048 40.107 1.000 0.970 工作機軸3.062 3.032 729.167 721.875 40.107 第三章 帶傳動的設(shè)計計算3.1 設(shè)計步驟設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：所需傳遞的額定功率；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速與初選帶傳動傳動比=4。（1）確定計算功率 查得工作情況系數(shù)KA=1.1。故有： =1.13.460 =3.806 （2）選擇V帶帶型 據(jù)和選用A帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪直

9、徑=140。 2）驗算帶速v，有： = =5.28 m/s 因為5.28 m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 1404=560 取=560（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 1)初定中心距=8402)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 = +(140+560) + =2832選取帶的基準(zhǔn)長度=28003）計算實際中心距 =840+=824 中心距變動范圍：824-0.0152800 = 782.00 824+0.032800 = 908.00 （5）驗算小帶輪上的包角=180-（560-140）=150.79 90（6）計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率由140和72

10、0r/min查得 P=1.32據(jù)720r/min，=4.000 和A型帶，查得 P=0.095查得=0.92，=1.11，于是： =(+) =(1.32+0.095)1.110.92 =1.44 2）計算V帶根數(shù)z =2.63 故取3 根。（7）計算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kg/m。所以 =500+0.1 =209.18 N應(yīng)使實際拉力大于（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為： = =23 209.18 =1214.55 N3.2 帶傳動的計算結(jié)果 把帶傳動的設(shè)計結(jié)果記入表中，如表 3.1。 表 3.1 帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型A中心距824小帶輪直徑140包角150.7

11、9 大帶輪直徑560帶長2800帶的根數(shù)3初拉力209.18 N帶速5.28 m/s壓軸力1214.55 N3.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=42 因為小帶輪直徑=140300因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.842=75.6L=1.6d=1.642=67.2B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48da=+2ha=140+22.75=145.5大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=35 因為大帶輪直徑=560因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為輪輻式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.835=63L=1.6d=1.635=56B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=4

12、8da=+2ha=560+22.75=565.5第四章 齒輪傳動的設(shè)計計算 選用直齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，齒輪2材料為45 鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS。齒輪1齒數(shù)20，齒輪2齒數(shù)90。按齒面接觸強度： 齒輪1分度圓直徑其中：載荷系數(shù)，選1.3齒寬系數(shù)，取1.2齒輪副傳動比，4.488 材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8許用接觸應(yīng)力查得齒輪1接觸疲勞強度極限650。查得齒輪2接觸疲勞強度極限600。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)2班制，一年工作300天，工作8年）180.000 2830084.15 =0.92 查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97取失效概率為，

13、安全系數(shù)1，得：617.5=582帶入較小的有=2.32 =67.44 圓周速度 =0.64 齒寬 1.267.44 =80.93 模數(shù) =3.37 齒高 22.53.37 =7.59 =10.67 計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1；根據(jù)0.64 ，8級精度，查得動載系數(shù)1.05；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.43 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)11.0511.43 =1.50 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 67.44 =70.69 計算模數(shù)：=3.53 按齒根彎曲強度：計算載荷系數(shù)11.

14、0511.35=1.42 查取齒形系數(shù)：查得2.80 ，2.20 查取應(yīng)力校正系數(shù)： 1.55，1.78查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1.4，得=339.29 =263.29 計算齒輪1的并加以比較=0.0128 =0.0149 齒輪2的數(shù)值大則有：=2.49 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取模數(shù)3.00 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑70.69 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。則有： =23.56 24取24，則

15、 =244.488 =107.71 108計算齒輪分度圓直徑：243.00 =721083.00 =324幾何尺寸計算計算中心距：=198計算齒輪寬度：1.27290取95，90。表4.1 各齒輪主要參數(shù)名稱代號單位高速級低速級中心距 198傳動比 4.49 模數(shù) 3壓力角20嚙合角 20齒數(shù) z 24108分度圓直徑d72.00 324.00 齒頂圓直徑da78.00 330.00 齒根圓直徑df64.50 316.50 齒寬 b9590材料 40Cr(調(diào)質(zhì))45 鋼(調(diào)質(zhì))齒面硬度 280HBS240HBS第五章 軸的設(shè)計 5.1軸的概略設(shè)計（1）材料及熱處理根據(jù)工作條件，初選軸的材料為4

16、5鋼，調(diào)質(zhì)處理。（2）按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當(dāng)該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103126，則取A=110。軸110=28.97 軸110=47.14 （3）裝V帶輪處以及聯(lián)軸器處軸的直徑考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸30.99 軸51.85 將各軸的最小直徑分別圓整為：=35，=55。5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核5.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸的軸系零件如圖所示圖5.1 高速軸的結(jié)構(gòu)各軸段直徑及長度的確定d11：軸1的最小直徑，d11

17、=35。d12：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）d12應(yīng)比d11大5-10，取d12=41。d13：安裝滾動軸承處軸段，d13較d12大1-5mm，選取軸承型號為深溝球軸承6209，根據(jù)軸承內(nèi)圈尺寸取d13=45。d14：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=52。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，小齒輪齒頂圓直徑d15=78.00 。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=52。d17：滾動軸承軸段，d17=d13=45。各軸段長度的確定l11：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=56。l12

18、：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l12=63.6l13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=32l14：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l14=10l15：由小齒輪的寬度確定，取l15=95l16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=10l17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=34圖5.2高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d173541455278.00 5245長度l11l12l13l14l15l16l175663.632109510345.2.2 高速軸的校核圓周力=4795.57 徑向力4795.57 20=

19、1745.44 （1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）支撐反力，在水平面上為其中帶輪壓軸力=1214.55 如高速軸結(jié)構(gòu)圖所示 =99.1 =82 =82=-1075.75 式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。-1214.55 (-1075.75 )+1745.44 =1606.64 在垂直平面上為 - =-2397.78 軸承A的總支承反力為=2628.04 軸承B的總支承反力為=2886.29 （3）彎矩計算1214.55 99.1=.24 1606.64 82=.29 在垂直平面上為-2397.78 82=-.19 合成彎矩，有.24 =.45 （4）畫出彎矩圖如下圖

20、所示（5）轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)矩圖.36 齒輪軸和點A處彎矩較大，且A點軸頸較小，故A點剖面為危險剖面。其抗彎截面系數(shù)為=8941.64 抗扭截面系數(shù)為=17883.28 最大彎曲應(yīng)力為=13.46 扭剪應(yīng)力為=9.65 按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為=17.76 查得60 ，故強度滿足要求。高速軸彎扭受力圖5.2.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸的軸系零件如圖所示圖5.3 低速軸的結(jié)構(gòu)圖各軸段直徑及長度的確定d21：滾動軸承軸段，d21=65，選取軸承型號為深溝球軸承6213。d22：軸環(huán)，根據(jù)齒輪以及軸承的定位要求d22=74。d23：齒輪處軸

21、段，d23=67。d24：滾動軸承處軸段d24=65。d25：密封處軸段，根據(jù)密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）確定，d25=63。d26：軸3的最小直徑，d26=d2min=55。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l21=38。l22：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l22=12.5l23：大齒輪寬度，取l23=88l24：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取l24=50.5l25：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l25=54.6l26：，根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定取l26=84圖5.4低速軸的尺寸圖表5.2低速軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25

22、d26657467656355長度l21l22l23l24l25l263812.58850.554.6845.2.4 低速軸的校核圓周力=4639.28 徑向力4639.28 20=1688.56 （1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）支撐反力，在水平面上為如低速軸結(jié)構(gòu)圖所示 =108.1 =83 =83- =-844.28 在垂直平面上為=2319.64 軸承A、B的總支承反力為=2468.51 （3）彎矩計算-844.28 83=-70075.22 在垂直平面上為2319.64 83=.09 合成彎矩，有=.24 （4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)矩圖.25 因齒輪所在截

23、面彎矩較大，同時截面還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險剖面。已知低速大齒輪鍵槽=20,=6。其抗彎截面系數(shù)為- =23734.35 抗扭截面系數(shù)為- =50681.93 最大彎曲應(yīng)力為=8.63 扭剪應(yīng)力為14.83 按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為=19.78 查得60 ，故強度滿足要求。低速軸彎扭受力圖5.3軸承的選擇及校核5.3.1軸承的選擇軸承類型選擇為深溝球軸承。軸選軸承為：6209； 軸選軸承為：6213； 所選軸承的主要參數(shù)見表5.3。表 5.3 所選軸承的主要參數(shù)軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm 基本額定 /kN d

24、DBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r6209458519527831.520.5621365120237411157.2405.3.2軸承的校核輸入軸軸承校核查滾動軸承樣本可知，軸承6209的基本額定動載荷Cr=31.5kN，基本額定靜載荷Cr0=20.5kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力=2628.04 NB點總支反力=2886.29 N。2.由于是直齒傳動，兩軸承不承受軸向力3.求軸承的當(dāng)量動載荷P根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fP=1.2;X1 =1,X2 =1P1=fP（X1）=3153.65 NP2=fP（X2）=346

25、3.54 N4.驗算軸承壽命因P138400h 軸承具有足夠壽命。輸出軸軸承校核查滾動軸承樣本可知，軸承6213的基本額定動載荷Cr=57.2kN，基本額定靜載荷Cr0=40kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力=2468.51 NB點總支反力=2468.51 N。2.由于是直齒傳動，兩軸承不承受軸向力3.求軸承的當(dāng)量動載荷P根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1）=2962.21 NP2=fP（X2）=2962.21 N4.驗算軸承壽命因P1=P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽

26、命相同，為8（年）300（天）16（小時）=38400h。= h38400h 軸承具有足夠壽命。5.4 聯(lián)軸器的選擇及校核由于設(shè)計的減速器伸出軸55 ，根據(jù)機械設(shè)計手冊第五篇-軸及其聯(lián)接表5-2-4選取聯(lián)軸器：主動端：J型軸孔、A型鍵槽、55 、 84從動端：J1型軸孔、A型鍵槽、55、84 J5584選取的聯(lián)軸器為：TL9 GB/T4323 J15584聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=744.048 ，查得工況系數(shù)KA=1.3，聯(lián)軸器承受的轉(zhuǎn)矩為967.26 查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為1000，因此符合要求。5.5鍵的選擇及校核計算高速軸端鍵選擇的型號為鍵A1050 GB/T1096鍵的工作長度為l=L

27、-b=50-10=40，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度108.99 MPa150MPa滿足強度要求。低速軸齒輪處鍵選擇的型號為鍵A2084 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=84-20=64，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=6，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度58.42 MPa150MPa滿足強度要求。低速軸端聯(lián)軸器鍵選擇的型號為鍵A1678 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=78-16=62，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MP

28、a，則其擠壓強度88.16 MPa150MPa滿足強度要求。第六章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：表6.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號計算公式結(jié)果箱體壁厚=0.025+188箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）10軸承端蓋

29、螺釘直徑=（0.40.5）8，至外機壁距離課程設(shè)計手冊26、22、16，至凸緣邊距課程設(shè)計手冊24、20、14大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.210齒輪端面與內(nèi)機壁距離15外機壁至軸承座端面距離526.2軸上零件的固定方法和緊固件（1）齒輪的安裝高速軸的齒輪與軸設(shè)計為齒輪軸式設(shè)計，既齒輪與軸在同一零件上，該結(jié)構(gòu)主要是當(dāng)齒輪的齒頂圓直徑與軸的直徑相差不大是，可以做成齒輪軸。低速軸的齒輪與軸的安裝方法為鍵連接，考慮低速軸的直徑較大，因此齒輪與軸分開制造，采用鍵連接主要是由于齒輪要承受一定的載荷，鍵槽加工相對簡單。（2）聯(lián)軸器與低速軸的裝配聯(lián)軸器初選類型為彈性套柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器具有一定補償兩軸線相對偏移和減震緩沖能力，適用于安裝底座性能好，沖擊載荷不大的中，小功率軸系傳動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，啟動頻繁的場合。聯(lián)軸器與軸的連接選用鍵連接方式。6.3軸上軸承的潤滑和密封當(dāng)?shù)退俅簖X輪轉(zhuǎn)速2m/s時，軸承潤滑方式為油潤滑；當(dāng)2m/s時，軸承潤滑方式為脂潤滑。低速大齒輪線速度為0.69 m/s，軸承潤滑方式選擇為脂潤滑。脂潤滑型號選擇為：ZG-S石墨鈣基潤滑脂。密封件的選擇上選氈封油圈，主要是考慮結(jié)構(gòu)比較簡單，由于減速器結(jié)構(gòu)簡單，氈封油圈的條件已經(jīng)滿足減速的設(shè)計要求。并且氈封油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈41 J