機械設(shè)計課程設(shè)計斜齒輪減速器設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)一.設(shè)計題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器（３１１寢室第4組數(shù)據(jù)）題目數(shù)據(jù)寢室號12345678910 550530500450400550530500450520二．運輸機的工作條件工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷有輕微的沖擊；單班制工作，每年按300天計，軸承壽命為齒輪壽命的三分之一以上。皮帶運輸機簡圖三、設(shè)計任務(wù)1.選擇電動機型號；2.計算皮帶沖動參數(shù)；3.選擇聯(lián)軸器型號；4.設(shè)計二級斜齒圓柱齒輪減速器。四、設(shè)計成果1.二級圓柱齒輪減速器裝配圖一張；2.零件工作圖2張；3.設(shè)計計算說明書1份.一、傳動系統(tǒng)設(shè)計方案分析與確定1.1傳動系統(tǒng)斜齒輪減速方案分析1.1.1將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。1.1.2選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復雜。1由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。根據(jù)題目中要求，工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷有輕微的沖擊；單班制工作，每年按300天計，軸承壽命為齒輪壽命的三分之一以上?？紤]還要滿足工作可靠、傳動效率高、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本經(jīng)濟、工藝性好、使用維護性好等要求本設(shè)計具體如下：電動機選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機；工作機用V帶輪傳動，而且將帶傳動布置于高速級；減速器選用閉式斜齒圓柱齒輪減速，用二級減速。二、電動機的選擇根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。電動機選擇根據(jù)動力源和工作條件，對載荷有輕微沖擊，長期工作的機器。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.2選擇電動機容量（1）電動機所需功率為w,工作機所需要的功率為(2)由電動機至工作機的總效率帶傳動V帶的效率——0.97取=0.96一對滾動軸承的效率——0.995取一對齒輪傳動的效率——0.98閉式取聯(lián)軸器的效率——0.995取傳動滾筒效率又∵所需電動機功率為KW因有點輕微的沖擊，載荷基本上平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。Y系列電動技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為4.0KW。（3）電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速通常，V帶傳動的傳動比常用范圍為，二級圓柱齒輪減速器為則總傳動比的范圍為，故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為2.3確定電動機的型號由上述轉(zhuǎn)速，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500，3000r/min。現(xiàn)將后3中轉(zhuǎn)速方案比較如下：方案電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kg價格/元傳動比i1Y112M-230002890459102Y112M-415001440499183Y112M-61000960751433i很明顯，綜合考慮選擇電機型號為Y112M-4電動機的主要參數(shù)(1)電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgY112M-41500144049（2）電動機的外形示意圖和實物圖Y型三相異步電動機三、機構(gòu)的運動分析及動力參數(shù)選擇與計算3.1總傳動比的確定及各級傳動比的分配3.1.1理論總傳動比nm:電動機滿載轉(zhuǎn)速3.1.2各級傳動比的分配(1)V帶傳動的理論傳動比，初取(2)兩級齒輪傳動的傳動比(3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2l-d2h≈20～30mm。（由[3]P9圖2-2）取，又∵∴，注意：以上傳動比的分配只是初步的。傳動裝置的實際傳動比必須在各級傳動零件的參數(shù)，如帶輪直徑、齒輪齒數(shù)等確定下來后才能出來，故應(yīng)在各級傳動零件的參數(shù)確定后計算實際總傳動比。一般總傳動比的實際值與設(shè)計要求值的允許誤差為3%5%。0軸（電動機軸）1軸（高速軸）2軸（中間軸）3軸(低速軸)：4軸（滾動軸）：運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果匯總軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸14401軸794422軸3333301013軸1009999324軸988978321注：1-3軸的輸出功率為輸入的乘以軸承效率0.99，轉(zhuǎn)矩類推就是。四、帶設(shè)計及計算4.1原始數(shù)據(jù)電動機功率——kw電動機轉(zhuǎn)速——r/minV帶理論傳動比——工作時不逆轉(zhuǎn)、單班制、工作機為帶式運輸機4.2設(shè)計計算（1）確定計算功率PcaPca=KA·Pd根據(jù)單班制工作，即每天工作8小時，工作機為帶式運輸機，<由[1]P109表5-5>查得工作系數(shù)KAPca=KA×Pd×kw（2）選取普通V帶帶型根據(jù)Pca，nd確定選用普通V帶Ａ型。（由[1]P109圖5-14）（3）確定帶輪基準直徑dd1和dd2a.初選小帶輪基準直徑＝８0mm查課本表５－６小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。?%～2%），查課本表５-６后取。ｂ．驗算帶速v

在5～25m/s范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。c.計算dd2dd2mm<根據(jù)[1]P１０９表５－６>圓整dd2=２６5mm（4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)（dd1+dd2）<a0<2（dd1+dd2）１８９.７5mm<a0<６９０mm初步確定中心距a0=４00mmLd’===１３６mm<根據(jù)[1]P1０６表５-2>取Ld=1４00mm計算實際中心距a＝４１９ｍｍ（5）驗算主輪上的包角=∴主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)ZP0——基本額定功率<由[1]P１０７表５-３>得P0P0——額定功率的增量<由[1]P1０８表５-４>P0——包角修正系數(shù)<由[1]P1１０表５-７>得——長度系數(shù)<由[1]P１０６表５-2>得∴==取Z=５根（7）計算預緊力F0q——V帶單位長度質(zhì)量<由P1０６[1]表５-１>q=0.10kg/m==1２６．８N應(yīng)使帶的實際出拉力（8）計算作用在軸上的壓軸力FP=1２３７．２２N４．３帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA５８０帶輪材料及結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200(2)帶輪的結(jié)構(gòu)帶輪的結(jié)構(gòu)形式為孔板式，輪槽槽型B型小帶輪結(jié)構(gòu)圖大帶輪結(jié)構(gòu)圖高速級齒輪傳動設(shè)計5.1.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩——=N·mm小齒輪轉(zhuǎn)速——=442r/min齒數(shù)比——μ=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、工作機不逆轉(zhuǎn)、單班制工作、工作壽命這里取為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（每年工作日為300天）設(shè)計計算一選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì)HBS1=220接觸疲勞強度極限MPa（由[1]P138圖6-14）彎曲疲勞強度極限Mpa（由[1]P139圖6-15）大齒輪材料：45號鋼正火HBS2=190接觸疲勞強度極限MPa（由[1]P138圖6-14）彎曲疲勞強度極限Mpa（由[1]P139圖6-15）4初選小齒輪齒數(shù)23大齒輪齒數(shù)Z2=Z1=23×取1015初選螺旋角二按齒面接觸強度設(shè)計計算公式：（由[1]P143式6-14）mm確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值試選＝１.25（課本表６－２）；由７級齒輪精度，取；由硬齒面，，則查課本圖６-１２選取區(qū)域系數(shù)Z=2.５＝齒寬系數(shù)材料的彈性影響系數(shù)Mpa1/2（由[1]136表6-3）區(qū)域系數(shù)（由[1]135圖6-12）由課本公式６-1１計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj=60×４４２×1×（１×8×300×8）×hN×10h#(４.３９１為齒數(shù)比,即４.３９１=)查課本６-1６圖得：=０.９６取安全系數(shù)齒輪的疲勞強度極限[]=[]=許用接觸應(yīng)力查課本由P136表６.３得：=189.8MP×10××10××10計算（1）試算小齒輪分度圓直徑7mm（2）計算圓周速度m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mntmm（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)=1\*GB3①使用系數(shù)<由[1]P193表10-2>根據(jù)電動機驅(qū)動得=2\*GB3②動載系數(shù)<由[3]P210表10-8>根據(jù)v=2.0m/s、7級精度=3\*GB3③按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由[3]P196表10-4>根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8、mm，得=4\*GB3④按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由[3]P198圖10-13>根據(jù)、=5\*GB3⑤齒向載荷分配系數(shù)、<由[3]P195表10-3>假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，得?1.1×××8=6\*GB3⑥按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑三按齒根彎曲強度設(shè)計1確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K（2）螺旋角影響系數(shù)和根據(jù)縱向重合系數(shù)，得由于在0.65與0.85之間，這里取0.67.（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由[3]P206圖10-18>得（4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4<由[1]P137式(6-10)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV，，（6）查取齒型系數(shù)YFα應(yīng)力校正系數(shù)YSα<由[1]P201表10-5>得（7）計算大小齒輪的并加以比較比較<所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0188。2計算mm四分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d來計算應(yīng)有的取取163需滿足、互質(zhì)五幾何尺寸計算1計算中心距阿a將a圓整為206mm2按圓整后的中心距修正螺旋角β3計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2mm4計算齒輪寬度bmm圓整后61mm66mm六驗算<100N/mm與初設(shè)相符設(shè)計符合要求低速級齒輪傳動設(shè)計.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩——=N·mm小齒輪轉(zhuǎn)速——=101r/min齒數(shù)比——μ=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、工作機不逆轉(zhuǎn)、單班制工作、工作壽命這里取為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（每年工作日為300天）.2設(shè)計計算一選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)(1)為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；(2)因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；(3)為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì)HBS3=220接觸疲勞強度極限MPa（由[1]P138圖6-14）彎曲疲勞強度極限Mpa（由[1]P139圖6-15）大齒輪材料：45號鋼正火HBS4=190接觸疲勞強度極限MPa（由[1]P138圖6-14）彎曲疲勞強度極限Mpa（由[1]P139圖6-15b）(4)初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z4=Z3=28×=88.48取89(5)初選螺旋角二按齒面接觸強度設(shè)計計算公式：mm確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm齒寬系數(shù)材料的彈性影響系數(shù)Mpa1/2區(qū)域系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù)（由[1]139圖6-16）接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)∴取MPa計算（1）試算小齒輪分度圓直徑mm（2）計算圓周速度0.55m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mntmm（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)=1\*GB3①使用系數(shù)根據(jù)電動機驅(qū)動得=2\*GB3②動載系數(shù)根據(jù)v=0.77m/s7級精度=3\*GB3③按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、mm，得=4\*GB3④按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由[3]P198圖10-13>根據(jù)b/h=10.17=5\*GB3⑤齒向載荷分配系數(shù)、<由[3]P195表10-3>假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，得?1.1×××=6\*GB3⑥按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑<由[3]P204式(10-10a)>mm三按齒根彎曲強度設(shè)計1確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合系數(shù)，得：（3）彎曲疲勞系數(shù)<由[3]P206圖10-18>得：（4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4<由[3]P205式(10-12)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV，，（6）查取齒型系數(shù)YFα應(yīng)力校正系數(shù)YSα，<由[3]P201表10-5>得（7）計算大小齒輪的并加以比較；比較：<；所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.018。2計算m四分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d來計算應(yīng)有的取34取109需滿足、互質(zhì)五幾何尺寸計算(1)計算中心距阿a將a圓整為218mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角β(3)計算大小齒輪的分度圓直徑d3、d4mmmm(4)計算齒輪寬度bmm圓整后83mm88mm六驗算<100N/mm與初設(shè)相符與設(shè)計符合要求齒輪參數(shù)匯總表高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z1377Z2163傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角β計算齒寬b2(mm)4.40206213.862°61低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z3347Z4109傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角β計算齒寬b4(mm)621831°83齒輪結(jié)構(gòu)齒輪1、3采用齒輪軸，齒輪2、4采用腹板式。六.軸及輪轂連接6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6Ⅲ、轉(zhuǎn)速nⅢ、轉(zhuǎn)矩TⅢPⅢnⅢ=32minTⅢ=mm6低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。<由[1]P23表11.3>=110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,∴d0=55mm段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。<由[1]P213表（10-1）>得：工作情況系數(shù)<由[2]P得：選用LT9型彈性柱銷聯(lián)軸器HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn＝1000N·mm軸孔長度L=112mm（Y型）孔徑d1=56mm聯(lián)軸器外形示意圖聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kg·m2許用補償量軸向徑向角向HL41000285056112250±≤0°30’.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(直徑,長度來歷)一低速軸的結(jié)構(gòu)圖根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)Ⅰ段與聯(lián)軸器配合取dI=56，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取LI=102。(2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，<由[2]P290表2-139>氈圈油封的軸徑取dII=60mm由軸從軸承座孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取LII=49。(3)軸肩Ⅲ為非定位軸肩，<由[2]P264表2-121>初選角接觸球軸承取dIII=70考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度取LIII=28。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸取dIV=76m，LIV=79(5)軸肩Ⅴ為定位軸肩,直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6—10mm,且保證Δ≥10mm取dV=88mm，LV=8mm(6)Ⅵ段安裝齒輪，由低速級大齒輪內(nèi)徑取dVI=80考慮齒輪軸向定位，LVI-VII略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取LVI=80mm(7)VII齒輪右端用套筒定位,dVII=76mm,LVII=15mm(8)軸肩Ⅷ間安裝角接觸球軸承為7014A取dVIII=70mm根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)取LVIII=28軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接。由[2]P236表（2-168×45二、中速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=40mmd2=50mmd3=60mmd4=107mmd5=60mmd6=40mm確定各軸段長度L1=45mmL2=60mmL3=10mmL4=75mmL5=20mmL6=20mm三、高速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=25mmd2=32mmd3=35mmd4=40mmd5mmd6=40mmd7=35mm(2)確定各軸段長度L1=56mmL2=36mmL3=24mmL4=104mmL5=60mmL6=18mmL7=30mm6.2低速軸強度校核66.2.2計算軸上的載荷載荷分析圖(1)垂直面載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定(2)水平面(3)總彎矩從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV、MV及M的值例于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1NFNH2NFNV1FNV2彎矩MMH1×105N·mmMH2×105N·mmMV×105N·mm總彎矩M1×105N·mmM2×105N·mm扭矩TTⅢ=N·mm6.2.3按彎扭合成校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由[3]P362表（15-1），得：由[3]P374式（15-5），取，軸的計算應(yīng)力為：6.3鍵聯(lián)接強度校核6.3.1低速軸齒輪的鍵聯(lián)接1選擇類型及尺寸根據(jù)d=80mm，L’=80mm，<由[3]P140表（14-1）>，選用A型，b×h=20×12，L=70mm2鍵的強度校核(1)鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl=L-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm(2)強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取[σp]=110MPaTⅢ=σp=[σp]鍵安全合格6.3.2低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1選擇類型及尺寸根據(jù)d=56mm，L’=102mm，<由[3]P140表（14-1）>，選用C型，b×h=16×10L=110mm2鍵的強度校核(1)鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl=L–b/2=102mmk=0.5h=5mm(2)強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取[σp]=110MPaTⅢ=σp=[σp]鍵安全合格七.軸承選擇計算7.1減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計兩端固定支承時，應(yīng)留適當?shù)妮S向間隙，以補償工作時受熱伸長量。項目軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速軸7007AC35621441561中間軸7008AC40681546621低速軸7014AC70110207710317.2低速軸軸承壽命計算7.2.1預期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年(年工作日為300天)。預期壽命=8×300×8=19200h=h7.2.2壽命驗算載荷分析圖（俯視）(左旋)1)軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa2)當量動載荷P1和P2低速軸軸承選用6314，由[3]p321表（13-6）得到已知，（常溫）由[3]p145表（15-3）得到Fa1/Cor=0.010,由插值法并由[3Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,由[3]p321表（13-5）得到P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)[3Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e,由[3]p321表（13-5）得到3）驗算軸承壽命因為>，所以按軸承2的受力大小驗算h>L>，所以所選軸承可滿足壽命要求。八.減速器的潤滑與密封8.1齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng)盡量相近，以便浸油深度相近。8.2潤滑油牌號及油量計算8.2.1潤滑油牌號選擇由[3]P153表（16-2），得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s由[3]P153表（16-1），得：選用N220工業(yè)齒輪油8.2.2油量計算1）油量計算以每傳遞1KW功率所需油量為350--700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700--1400實際儲油量：由高速級大齒輪浸油深度約0.7個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于30—50mm的要求得：（設(shè)計值為50）最低油深：最高油深：箱體內(nèi)壁總長：L=780mm箱體內(nèi)壁總寬：b=172mm可見箱體有足夠的儲油量.8.3軸承的潤滑與密封由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。由于減速器工作場合的需要，選用抗水性較好，耐熱性較差的鈣基潤滑脂（GB491-87）。軸承內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用氈圈密封。8.4減速器的密封減速器外伸軸采用[3]P158表（16-9）的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設(shè)置封油盤。九.減速器箱體及其附件9.1箱體結(jié)構(gòu)形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)9.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mm）名稱數(shù)值(mm)箱座壁厚δ=8箱蓋壁厚δ1=8箱體凸緣厚度b=12b1=12b2=20加強肋厚m1地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑M12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸選用M8n=4中間軸選用M8n=4低速軸選用M16n=6軸承蓋（軸承座端面）外徑高速軸120中間軸130低速軸210觀察孔蓋螺釘直徑M8df、d2、d3至箱外壁距離dfC1=26d122d218df、d2、d3至凸緣邊緣的距離dfC2=24d120d216軸承旁凸臺高度和半徑h由結(jié)構(gòu)確定，R=C1外壁至軸承端面的距離l1=δ+C2+C1+(5～10)=559.