【卷揚機傳動系統(tǒng)設計（論文）8400字】

卷揚機傳動系統(tǒng)設計目錄TOC\o"1-2"\h\u152581緒論 2143381.1國外卷揚機的發(fā)展 2195811.2國內(nèi)卷揚機的發(fā)展 3175111.3研究背景與意義 413541.4設計要求 5119502傳動裝置總體設計 5318802.1選擇卷揚機的傳動方案 5190302.2電機選擇 6149832.3分配傳動比/總傳動比 876992.4傳動系統(tǒng)的運動和動力計算 9215742軸（減速器的中間傳動連接軸） 9224243軸(減速器的動力輸出軸) 9170453齒輪設計 10119593.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計與計算 10325643.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計 12149764軸的設計及軸承的選擇 1514.1傳動軸的選擇 1541614.2確定軸的各段直徑和長度 16103494.3軸上載荷計算 179144.4計算中間軸的彎矩 18224935潤滑保養(yǎng) 22285395.1齒輪的保養(yǎng) 22125655.2滾動軸承的保養(yǎng) 2276505.3確定潤滑油 2280455.4確定密封方法 2314182總結(jié) 2331840參考文獻 24摘要卷揚機，一種實際生活中廣泛應用的傳動裝置，其原理主要是利用卷筒的旋轉(zhuǎn)，使得繩子或者鏈條環(huán)繞從而達到牽引或者提升重物的作用，其動力系統(tǒng)來源存在多種形式，在實際生產(chǎn)中伴隨著不同場景的需要，卷揚機的驅(qū)動方式也存在著各種不同，可手搖驅(qū)動，可電機驅(qū)動，可內(nèi)燃機驅(qū)動，亦或者液壓驅(qū)動，因驅(qū)動方式的不同，卷揚機的改成措施及產(chǎn)品設計空間也存在著多種形式。卷揚機的主要應用是集中在建筑行業(yè)和礦區(qū)，以及碼頭中，協(xié)助工人運輸日常相關材料的搬運，由于材料的噸位以及作業(yè)的頻繁性，因此在實際生產(chǎn)應用中，經(jīng)常會要求卷揚機的傳動系統(tǒng)要有足夠你的牽引力以及足夠的剛度和強度，同時對于卷揚機的驅(qū)動和制動靈敏性也是有一定的要求，本次設計主要為建筑卷揚機傳動系統(tǒng)的設計，采用了二級圓柱齒輪減速器關鍵詞：卷揚機產(chǎn)品要求減速器緒論國外卷揚機的發(fā)展在國外，卷揚機的應用是極度廣泛，同時其品種也非常的多樣，以美國，法國，日本等具有高度工業(yè)機械化的西方國家為例，雖然他們具備先進的工業(yè)水平，很多東西都開始慢慢開始實施去人工化，但在實際工作中依然沒有淘汰卷揚機這種機械設備，反而還在對這類型的機械設備進行進一步的研發(fā)，不斷提升它的性能，擴大其應用領域。在美國，生產(chǎn)卷揚機的大小廠家數(shù)不勝數(shù)，也正是因為市場的需要和廠家之間的不斷競爭，才進一步的造就了美國在卷揚機上的飛速發(fā)展，其中在美國卷揚揚機市場占據(jù)優(yōu)先地位的是貝波國際有限公司和哲恩有限公司，在大型卷揚機的設計與制造領域，貝波有限公司具有悠久的發(fā)展歷史，其產(chǎn)品類型也分布十分廣泛，有手動，電動，氣動，液壓等多種類型。哲恩有限公司的發(fā)展方向主要集中在起重設備領域的開發(fā)，因此他們公司卷揚機的結(jié)構多半是采用齒輪傳動系列。同時除美國外，日本在卷揚機的發(fā)展上也是十分積極的，他們國家卷揚機的發(fā)展可以追溯到明治維新時期（1868年），當時的日本積極引入西方的先進技術，大力發(fā)展近代工業(yè)，日本卷揚機也就是從哪個時期不斷的發(fā)展完善并投入實際應用，根據(jù)日本的相關組織統(tǒng)計，僅在1977年間僅卷揚機的產(chǎn)值就達到100億日元，卷揚機的發(fā)展市場可以說是極度的繁榮，也造就了日本本土卷揚機的快速發(fā)展。伴隨實際生產(chǎn)水平的需要，國外的卷揚機也基本處于相同的趨勢發(fā)展，很多設備開始采用整體安裝的方式，這種設計意識也逐步帶到了卷揚機的設計范疇，開始采用整體安裝，其次隨著這幾年的電子信息技術的流行，卷揚機上也開始了使用這項技術，使得卷揚機更加方便操作，當卷揚機結(jié)合電子信息技術時，能夠完美的實現(xiàn)自動化控制，同時也可以實現(xiàn)遙控控制，讓卷揚機的操作更加方便操作和多樣化，為了保障卷揚機的操作可靠性，部分國家開始對設備加裝電氣聯(lián)鎖，總體的來說現(xiàn)如今國外卷揚機的發(fā)展越來越豐富。國內(nèi)卷揚機的發(fā)展相對于國外的卷揚機的發(fā)展歷史，我國的卷揚機則顯得起步較晚，可以說早期的國內(nèi)卷揚機市場基本都是空白的，但早在中國的古代有卷揚機的雛形了，古人很久以前就學會利用轤轆這種器件來提升重物，算是最早的手搖卷揚機的影子，因為它不僅能減輕在實際生產(chǎn)生活中體力勞動強度，同時還可以很好的提高勞動的生產(chǎn)率。我國真正意義上的開始發(fā)展卷揚機這類型的機械設備，是在上世紀50年代的時候市面才逐漸開始有卷揚機的身影。同西方國家的卷揚機的生產(chǎn)歷史相比，我國則完全處于落后的地步，因此當時市面普遍使用的卷揚機設備較為落后，結(jié)構簡易且效率低下，而國內(nèi)卷揚機的真正定型生產(chǎn)時間是在70年代，隨著市場的需要與發(fā)展，卷揚機才逐漸被人們重視并開始進一步的研究與設計，但由于時發(fā)展間上的差距，導致我國的卷揚機同西方國家相比依然存在不小的差距，包括目前國內(nèi)市面上還存在少部分上世紀古老的卷揚機設備，也足以見得我國卷揚機設備發(fā)展狀態(tài)的緩慢，其次我國的卷揚機發(fā)展落后很大一部分原因在于，國內(nèi)卷揚機的市場很長一段時間是處于混亂的發(fā)展狀態(tài)，由于缺乏相關的標準進行約束，各個制造商都自定標準，產(chǎn)品也因此出現(xiàn)了各種各樣的規(guī)格，結(jié)構與技術基本上維持國外一些淘汰的落后機型，整體進展十分緩慢。我國卷揚機真正意義上的高速發(fā)展時期，是在80年代的時候，基本當時的社會背景下，以及當時的中國開始注重科學發(fā)展道路的建設，并形成科技是第一生產(chǎn)力的概念，因此國家也開始慢慢注重卷揚機市場的發(fā)展，并制定了有關卷揚機的一些配套標準，進一步加速卷揚機市場的快速發(fā)展，現(xiàn)國內(nèi)的卷揚機市場需求遠大于其他國家的需求，但是國內(nèi)的卷揚機發(fā)展同國外的先進技術水平還是有一定的差距。目前國內(nèi)外的卷揚機發(fā)展趨勢和存在的問題基本大同小異，其結(jié)構上主要采用電機驅(qū)動，減速器傳動，并結(jié)合制動設備，這三個元件的集合基本形成了卷揚機的大致輪廓，同時國內(nèi)外的卷揚機都存在共同的缺陷：體積過于龐大不利于在一些個別的地方或者狹小的空間的使用且搬運時不方便，其次是卷揚機在工作中有強烈的震動，因此會產(chǎn)生很大的噪音，目前仍然沒有很好的解決辦法，只能盡量的減少設備的震動?，F(xiàn)如今國內(nèi)外的卷揚機主要設計和改善的問題都集中在以下幾個方面：減輕設備的整體質(zhì)量，適當?shù)目s小個別設備的體積減少空間占比，進一步的提高設備的承載能力，同時降低設備的能源損耗，在實際工作中達到安全可靠的要求是必須的,但是完全理想化的卷揚機是不存在的，因此只能進一步的提高和改善卷揚機的性能。當前我國的卷揚機正處于高速發(fā)展時期，應當把握這個良好的時機，著眼于國際的先進技術，進一步降低我國同世界先進水平的差距，及時制定并更新卷揚機的國家設計標準，一套先進的設計標準，能夠很好的引導卷揚機產(chǎn)品的市場發(fā)展，使產(chǎn)品質(zhì)量日益提高的同時也防止了卷揚機類似過去的混亂發(fā)展，而造成不不必要的資源浪費，在制定時要盡可能的長遠考慮，同世界先進水平靠攏，加速國內(nèi)的卷揚機的進一步發(fā)展研究背景與意義通過國內(nèi)外的卷揚機基本概括，不難發(fā)現(xiàn)卷揚機在實際生活中扮演著重要角色，無論是建筑中常見的塔吊和部分材料運輸機，還是碼頭的集裝箱轉(zhuǎn)運設備，亦或者是我們每日乘坐的廂式電梯，都是有著卷揚機的身影，其動力來源更多的是采用電機驅(qū)動，使得鋼繩收縮或釋放達到轉(zhuǎn)運目的，因其結(jié)構簡單，操作方便，保養(yǎng)維護相對容易，可靠性強，同時能很好節(jié)約人力成本，省時省力，故而廣泛應用。但根據(jù)不同的場景，我們所需要的卷揚機的類型和作業(yè)目的也是不同的，因此在生產(chǎn)時，要合理的根據(jù)卷揚機實際要求進行設計。設計要求工作額定拉力F=10000N繩的速度V=0.59m/s卷筒直徑D=190mm傳動滾筒效率n=0.96，允許總速比誤差為士5%，傳動比要準確，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，同時要有足夠大的強度，設備能夠適應兩班的工作制，要求軸有較大剛度，軸承使用壽命不小于25000小時，齒輪使用壽命為8年傳動裝置總體設計2.1選擇卷揚機的傳動方案卷揚機的基本運作方式為電動機傳遞動能到傳動系統(tǒng)再到執(zhí)行機構，其中傳動機構的設計尤為重要，通過相關的資料，初步篩選以下三種傳動結(jié)構方案：蝸輪蝸桿減速器圓柱圓錐減速器圓柱齒輪減速器針對以上三種方案，它們各自都有一定的優(yōu)缺點，經(jīng)過了一定的計算和思考后，我覺得蝸輪蝸桿減速器，雖然有還不錯的傳動比動力輸出充實，但是嚙合的地方存在滑動風險，而且不是很平穩(wěn)，影響傳動不說還有非常嚴重的磨損，對使用壽命極度不利，所以我們不使用這個方案。二級圓柱圓錐減速器，因為圓錐不利于加工，所以導致成本較高，不合適大面積生產(chǎn)有所背離課題要求，所以也不選擇這個方案。圓柱齒輪減速器的齒輪傳動，傳動率良好且成本不高，同時相對蝸輪蝸桿和圓柱圓錐這兩種方案，圓柱齒輪結(jié)構在維護方面，相對而言還是簡單一點，并且它的壽命長，空間占比也不是很大，因此我初步選擇圓柱齒輪減速器這個方案。圓柱齒輪結(jié)構的分類還存在多種區(qū)分方式，常見的按照減速齒輪的級數(shù)可以分為：單級，二級和多級，如果根據(jù)軸的空間裝配方式來區(qū)分的話，則存在臥式和立式，當然不同形式的圓柱齒輪減速器，其傳動比以及其他的特征參數(shù)也各不同，根據(jù)本次課題設計要求以及其它相關因素的綜合考慮，最終我選擇二級圓柱齒輪減速器傳動系統(tǒng)簡圖2.2電機選擇本次課題設計中，主要動力部分由電動機來驅(qū)動，同時電動機作為一種比較成熟的元件，其產(chǎn)品特性已經(jīng)標準化和固定化，針對你的不同需求，市面都會有一定產(chǎn)品型號與之匹配。根據(jù)要求篩選電機電機的型號分類具有多樣性，常見類型如下：異步電動機（Y）同步電動機（0）直流電動機（Z）交流電動機（J）本次課題采用Y型全封閉籠型三相異步電機，對比其他形式的電機，它具有啟動性能良好，效率比較高，噪音小，運行穩(wěn)定且耐用性強，計算電機功率電機工作的所需功率：工作效率：傳動總效率：其中：聯(lián)軸器的效率:?1=0.99軸承的效率:?2=0.99齒輪的傳動效率:?3=0.97卷筒軸承的效率:?4=0.99卷筒的效率:?5=0.96故由以上數(shù)據(jù)得:（3）選擇電機的轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速：式中：VD參數(shù)已知，分別是繩子的速度0.58m/s和卷筒的直徑190mm

電動機的參數(shù)表 型號額定功率KW電壓V額定電流A額定轉(zhuǎn)速r/minY160M-67.538017.0960Y132M-47.538015.41440Y160L-87.538017.7720Y132S2-27.5380152900通過對電機的尺寸和后期減速器的設計考慮，結(jié)合上述電動機參數(shù)表的選擇范圍最終我選擇Y132M-4型號電機，該電機型號在能夠滿足課題設計的基本要求時，還具備加速快，制動性強，效率高等優(yōu)點2.3分配傳動比/總傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比式中電機轉(zhuǎn)速卷筒的轉(zhuǎn)速分配各級傳動比可知總傳動比是各個部件的傳動比乘積得到，公式：根據(jù)傳動方案知：i01=1i34=1故i12=5.83（高速級傳動比）得i23=4.16（低速級傳動比）2.4傳動系統(tǒng)的運動和動力計算0軸（及電動機的輸出額定功率和自轉(zhuǎn)速度）所以可得：1軸（電動機與減速器動力輸入的連接軸）得2軸（減速器的中間傳動連接軸）P2=P1?n12=65.6kw3軸(減速器的動力輸出軸)同2軸得計算方式類似得n3=60.9r/minP3=6.24kwT3=97.85N?mm滾筒軸（與滾筒連接部分的軸）因滾筒同減速器的動力輸出軸直接相連，所以轉(zhuǎn)速相同得以上為裝置的各個軸的基本動力參數(shù)3齒輪設計本次傳動方案中采用了電機驅(qū)動和齒輪傳動，因齒輪的應用需求不同對其材質(zhì)也有不同的要求，常見齒輪設計中材料為鑄鐵，鑄鋼等，但整體要求基本都要達到耐磨性強，韌性好，同時減速器的齒輪部分存在高速級和低速級，接下來則是對兩種不同速級的齒輪進行材料的篩選和動力參數(shù)的驗算，計算如下3.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計與計算高速級斜齒圓柱齒輪在工作運行中其速度相對較快，所以它的傳遞效率不會太大，磨損方面適中，綜上考慮，我使們可以采用軟面齒輪組合，小齒輪用40剛，硬度要求在220~250HBS之間；取230HBS，大齒輪材料則使用45剛正火，硬度要求在160~220HBS之間，取210HB即可。齒輪精度方面共分為13個精度等級，0-13,0級最高，13級最低，本次課題設計中減速器部分為常規(guī)設計，滿足基本需求同時考慮造價成本等因素，最終采用8級精度根據(jù)材料特性和精度要求所以可得斜齒輪傳動的設計公式轉(zhuǎn)矩T1(1)齒輪的載荷系數(shù)K查找資料得K為1(2)確定齒數(shù)z、螺旋角β以及齒寬系數(shù)Ψ因為高速級斜齒圓柱采用了軟齒面齒輪傳動所以初取Z1=17，根據(jù)齒輪間的傳動比公式可知對Z2進行取整，Z2=100初選螺旋角β=14當量齒數(shù)為：(3)許用彎曲應力根據(jù)《機械設計》書籍知：?Flim1=210Mpa?Flim2=190MpaS1=1.4綜合計算可以得到齒輪模數(shù)中心距取a=150mm齒寬初步計算分度圓直徑d齒數(shù)比U=i=5.83計算許用應力

根據(jù)參考文獻可知接觸疲勞極限?Hlim1=622Mpa?Hlim2=588Mpa則許用接觸應力{?H1}=0.9?Hlim1=560Mpa{?H1}=0.9?Hlim2=530Mpa彈性系數(shù)=189.8Mpa齒面接觸疲勞強度核算其中：節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZE重合度螺旋角系數(shù)彈性系數(shù)最終得：=602.56Mpa<故8級精度的45鋼滿足要求3.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計低速級直齒圓柱齒輪傳動設計與計算方式，同上述的高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算步驟一樣，都是從材料的篩選到后面的疲勞極限核算，最終確定所選材料及設計是否合理根據(jù)需求篩選齒輪材料本次齒輪類型為低速級直齒，速度不快但傳遞效率高，我采用了硬面齒輪組合，小齒輪材質(zhì)和硬度同高速級斜齒的小齒輪一樣為40調(diào)質(zhì)處理的鋼，230HBS，大齒輪的材質(zhì)和硬度也同高速級斜齒的大齒輪一樣45正火處理的鋼，精度為8級，這樣選擇齒輪的材料和硬度，既能滿足基本設計需求，又可以優(yōu)化在大批量生產(chǎn)時的材料采購問題，進一步節(jié)省了制造時間計算齒面的實際接觸疲勞強度根據(jù)參考文獻知載荷系數(shù)K=1.1齒寬系數(shù)=0.8接觸疲勞極限?Hlim3=560Mpa?Hlim4=530Mpa許用接觸疲應力其中SH=1ZNT3=1(接觸壽命系數(shù))ZNT4=1.1（機械設計書籍查得）所以齒輪基本參數(shù)計算轉(zhuǎn)矩T2取小齒輪的齒數(shù)Z3=30根據(jù)齒輪間的傳動比可得，大齒輪Z4=i34×Z3=124.8(取整為125)小齒輪的分度圓直徑從而得齒輪的模數(shù)m=d3/z3=3(取整后)可得大齒輪的直徑為：d4=375mm前面已知齒寬系數(shù)取0.8，又齒寬系數(shù)為齒寬b與齒輪直徑d之比得小齒輪齒寬b3=55mm大齒輪齒寬b4=60mm齒輪的中心距a齒輪許用應力的計算其中修正系數(shù)YNT，安全系數(shù)SF均由參考書籍取SF=1.3YNT3=YNT4=1?Flim3=210Mpa?Flim4=190Mpa從而計算得兩齒輪的疲勞強度?3=141.1Mpa≤162Mpa?4=137.48Mpa≤146Mpa最終知本次對低速級齒輪的材料和精度的選擇均滿足要求4軸的設計及軸承的選擇4.1傳動軸的選擇在本此設計中，軸的設計是尤為的重要，它是連接各個齒輪的關鍵零件，同時也是各個齒輪的動力傳輸部分，主要傳遞動力扭矩，其作用性不言而喻，因此在設計和計算時要細心處理，如果在設計中出現(xiàn)紕漏或者相關數(shù)據(jù)存在誤差，從而設計不合格的話，不僅導致整體設計作廢，還會在實際應用中造成不可逆的事故。本次課題設計中，共有三處應用了軸的結(jié)構，分別是減速器的動力輸入部分（輸入軸），減速器的中間動力傳輸部分（中間軸），以及減速器的動力輸出部分（輸出軸），因中間軸承受別的扭矩力最大且最復雜，所以在滿足其要求時即可滿足其他兩軸，為便于批量制造，三軸均采用同一類型，根據(jù)設計要求、使用性能、經(jīng)濟等多個方面綜合考慮,合理選擇軸的材料和類型（1）篩選軸的材料本次設計的減速器為小功率類型，故對材質(zhì)無任何特殊限制，所以采用和齒輪設計部分的相同材料，45正火處理鋼（2）根據(jù)軸的扭矩來初步計算確定其最小直徑，利用下面的公式求得：其中：—軸常用的幾種材料的的值—主軸上的功率—主軸上的轉(zhuǎn)速因軸上的材料選取應選用45鋼，并進行正火處理，其抗拉強度，查表得45號鋼Ao取值范圍為107-118，于是有：取4.2確定軸的各段直徑和長度（1）確定軸的直徑根據(jù)最初擬定的傳動設計簡圖知，中間軸基本可以分為五個軸段，從左至右依次命名為軸段①到⑤，由于軸段①和軸段為⑤處要安裝軸承，并且此處的軸段受到徑向力作用，在滿足要求的同時出于對材料的考慮，就選擇最小的直徑即可，所以d1=d5=35mm;軸承的選用則選擇市面上較為廣泛應用的深溝球軸承，其型號為(GB/T276-1994)6207，軸承的直徑同軸段①⑤的直徑相同d=35、B=17，軸段②和軸段④上面則需要安裝兩個低速級齒輪，因此其直徑選用上既要滿足上面計算的最小直徑，同時還要考慮兩齒輪的直徑，最終綜合篩選得d2=d4=40mm:軸段③是連接軸段②④的，為保證兩齒輪的穩(wěn)定性所以在直徑上要略大軸段②④，因此要在軸段②④的基礎上再適當增加一點，大致取d3=45mm。（2）確定各軸段的長度由前面的設計計算我們可以知道，兩齒輪輪轂寬度分別為55mm和60mm,因此在選用軸段②④的長度時，為使得兩齒輪在工作更加的穩(wěn)定，所以兩軸段的長度都應當略小于齒輪的輪轂的寬度，故而可以取得同時在設計過程中要考慮到齒輪端面同箱體的距離，太近則不利于兩輪齒的傳動，太遠則不利于設備的整體穩(wěn)定牢固性，其次后面的潤滑設計也會存在缺陷，綜合考慮后本次的箱體同齒輪頂端的距離為15mm,其次為了便于軸承的潤滑，軸承端面與箱體距離也不宜過大，因此取其距離為5mm，通過上述對兩端面距離的確定，可以確定軸段①長度為37.5mm，軸段⑤長度取30.5mm，軸段③是連接兩齒輪軸的，具有軸向定位的作用，所以其距離不能太長，故，這個距離也能很好的保障兩齒輪的不發(fā)生干涉現(xiàn)象，最終可以確定軸承支點距離1=158mm。軸的直徑和長度軸段12345直徑3540454035長度37.543105830.54.3軸上載荷計算作軸的結(jié)構設計草圖如下:求軸上扭矩的大小計算，根據(jù)公式：其中：—軸的額定功率—軸的轉(zhuǎn)速由前面動力參數(shù)計算部分知： n2=n1/I12=246.9r/minP2=P1?n12=65.6kwT2=253.74N·mm4.4計算中間軸的彎矩因為中間軸的彎矩存在水平面和垂直面對的區(qū)分，故而要分開計算兩個彎矩，才能得到總的彎矩，軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:計算水平面的彎矩因中間軸存在三處受彎矩力，分別是兩齒輪形成的三個截面，又可以計算得：水平面的圓周力=(2×253740)/256.41N=1979.2N=(2×253740)/90=5638.7N水平面的支反力所以三處的截面截面彎矩分別計算如下：MHI=Ft2×L1=2614.12×37.5=98029.5N?mmMHII=Ft2×（L1+L2+L3）=2614.12×80.5=210426.66N?mmMHIII=Ft2×L5=5003.78×30.5=15261.29N?mm計算垂直面的彎矩同上述步驟一致垂直面的徑向力垂直面的支反力故I截面處的彎矩MVI=FNV1×LI=279.1×59=16446.9N?mmII截面處的彎矩MVII=FNV2×LI=913.32×38.5=35162.82N?mmIII截面處的彎矩MVIII=FNV2×28=27856.26N?mm綜合水平垂直面的彎矩得MI=99399.61N?mmMII=213354.19N?mmMIII=155136.7N?mm求各個截面的當量彎矩a=0.6(中間軸為單向運動，故轉(zhuǎn)矩為脈沖循環(huán)變化)I截面：=181819.9N?mmII截面：=262102.93N?mmIII截面：=21759.9N?mm校核各個截面的強度?==其中?為最大彎曲應力M當量彎矩W抗彎曲截面系數(shù)截面I:=28.41Mpa截面II:=40.96Mpa截面III:=50.7Mpa可知，截面III的彎曲應力最大且小于軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，因此本次中間軸的設計滿足要去。5潤滑保養(yǎng)5.1齒輪的保養(yǎng)本次齒輪的保養(yǎng)使用了浸油的方式，因為低速級軸向速度不高，所以浸潤1/6大齒輪的直徑就可以了，值為62mm。5.2滾動軸承的保養(yǎng)滾動軸承的保養(yǎng)方式取決于其速度，通過其速度的判定可基本分為以下幾種類型：飛濺潤滑，脂潤滑，滴油潤滑。當圓周速度在2m/s~3m/以上的時候，可以讓濺出來的油，通過油溝流進軸承來潤滑保養(yǎng)，這種潤滑方式最簡單，一般都是采用這種方法，這個時候箱子里面的油粘稠度由齒輪傳動來決定。如果速度低于上述的數(shù)值時，此時濺出來的油并不是很多，無法滿足軸承潤滑的需求，這個時候我們可以考慮采用刮油潤滑，同時也可以通過對轉(zhuǎn)動座圈的速度考慮，來篩選固態(tài)潤滑和液態(tài)潤滑。5.3確定潤滑油當我們使用脂潤滑的方式，因其潤滑劑為液體，要考慮到齒輪及軸承在運動過程中會將油池的油帶到里面，從而造成潤滑脂變希導致潤滑效果不佳，故而在采用這種方式潤滑時，要在保證其內(nèi)部的密封或者使用擋油環(huán)。其次還有滴油潤滑方式，滴油分間歇性和連續(xù)性，根據(jù)設備的實際工作要求來選擇，通常情況下當我們的設備在開始運行時，要保證軸承上具有一定的潤滑油，所以最好在軸承里面安裝一個比較小的擋板，使得軸承能存放少許的潤滑油便于下次設備運行，擋板的高度要求要低于滾珠的中心。但對于長時間工作的設備我們不需要安裝這種零部件，高速運動的軸承由于速度較快所需潤滑油量較大，不能采用上述的潤滑方式，應當使用壓力噴油潤滑，如若設備是滑動軸承則不能去采用常規(guī)