機械設計課程設計--二級展開式斜齒輪減速器設計說明書

1、<p><b>　　目　錄</b></p><p>　　一、設計數(shù)據(jù)及要求2</p><p>　　1.工作機有效功率2</p><p>　　2.查各零件傳動效率值2</p><p>　　3.電動機輸出功率3</p><p><b>　　4.工作機轉速3</b&g

2、t;</p><p><b>　　5.選擇電動機3</b></p><p>　　6.理論總傳動比3</p><p><b>　　7.傳動比分配3</b></p><p><b>　　8.各軸轉速4</b></p><p>　　9.各軸輸入功率：

3、4</p><p>　　10.電機輸出轉矩：4</p><p>　　11.各軸的轉矩4</p><p><b>　　12.誤差5</b></p><p>　　三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級5</p><p>　　四、齒輪傳動校核計算5</p><p>&l

4、t;b>　?。ㄒ唬?、高速級5</b></p><p><b>　　（二）、低速級9</b></p><p><b>　　五、初算軸徑13</b></p><p>　　六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：14</p><p>　?。ㄒ唬?、中間軸14</p><

5、;p>　?。ǘ⑤斎胼S20</p><p>　?。ㄈ⑤敵鲚S24</p><p>　　七、選擇聯(lián)軸器28</p><p><b>　　八、潤滑方式28</b></p><p>　　九、減速器附件：29</p><p>　　十一 、參考文獻29</p><p

6、><b>　　一、設計數(shù)據(jù)及要求</b></p><p>　　F=2500N d=260mm v=1.0m/s </p><p>　　機器年產(chǎn)量：大批； 機器工作環(huán)境：清潔；</p><p>　　機器載荷特性：平穩(wěn)； 機器的最短工作年限：五年二班；</p><p>　　

7、二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號</p><p>　　1.工作機有效功率 </p><p>　　2.查各零件傳動效率值</p><p>　　聯(lián)軸器（彈性），軸承 ，齒輪 滾筒 </p><p><b>　　故：</b></p><p><b>　　3.電動機輸出功率</b

8、></p><p><b>　　4.工作機轉速</b></p><p>　　電動機轉速的可選范圍： 取1000</p><p><b>　　5.選擇電動機</b></p><p>　　選電動機型號為Y132S—6，同步轉速1000r/min，滿載轉速960r/min，額定功率3Kw</p

9、><p>　　電動機外形尺寸 </p><p><b>　　6.理論總傳動比</b></p><p><b>　　7.傳動比分配</b></p><p><b>　　故 ， </b></p>&l

10、t;p><b>　　8.各軸轉速</b></p><p><b>　　9.各軸輸入功率：</b></p><p>　　10.電機輸出轉矩：</p><p><b>　　11.各軸的轉矩</b></p><p><b>　　12.誤差</b></

11、p><p>　　帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù) </p><p>　　三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級</p><p>　　考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。</p><p><b>　　選用8級精度。</b></p><p&

12、gt;　　四、齒輪傳動校核計算</p><p><b>　　（一）、高速級</b></p><p><b>　　1．傳動主要尺寸</b></p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和</p><p>　　尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可

13、得：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉矩：</p><p>　　（2）初選=19, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數(shù)； </p><p>　　——高速級齒輪傳動比。</p><p>　?。?）由參

14、考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數(shù)。</p><p>　　（4）初取螺旋角。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：</p><p>　　由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.72 </p><p><b>　　由式8.2得</b></p><p>　　由圖8.26查得螺

15、旋角系數(shù)</p><p>　　（5）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。</p><p>　?。?）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：</p><p><b>　　齒輪當量齒數(shù)為</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)

16、=2.79，=2.20</p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.56，=1.78</p><p>　?。?）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：</p><p>　　由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：</p><p><b>　　

17、和。</b></p><p>　　由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。</p><p>　　小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為：</p><p>　　式中：——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數(shù)；</p><p>　　——齒輪工作時間。 </p><p>　　由參考文獻[1]

18、P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為：</p><p>　　故許用彎曲應力為 </p><p><b>　　=</b></p><p>　　所以 </p><p><b>　　初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p><b>　　

19、2 ．計算傳動尺寸</b></p><p><b>　?。?）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130表8.3查得使用</p><p>　　由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)；</p&

20、gt;<p>　　由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　?。?）對進行修正，并圓整為標準模數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為 </p><p>　?。?）計算傳動尺寸。</p><p>　　中心距 </p><p&

21、gt;<b>　　圓整為105mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑 </p><p><b>　　圓整b=20mm</b></p><p&g

22、t;<b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪齒厚。</b></p><p>　　3．校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　由參考文獻[1] P135公式8.7 </p><p><b&

23、gt;　　式中各參數(shù)：</b></p><p><b>　?。?）齒數(shù)比。</b></p><p>　?。?）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數(shù)。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重

24、合度系數(shù)</p><p>　?。?）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接觸應力</p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146</p><p>　　圖8.28（）分別查得，</p><p>　　；

25、 </p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻[1] P147表8.7查得。故 </p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。</p><p><b>　?。ǘ?、低速級</b></p><p&g

26、t;<b>　　1．傳動主要尺寸</b></p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉矩：</p><p>

27、;　?。?）初選=23, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數(shù)； </p><p>　　——低速級齒輪傳動比。</p><p>　　（3）由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數(shù)</p><p>　　（4）初取螺旋角。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：</p><p>　

28、　由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.71 </p><p><b>　　由式8.2得</b></p><p>　　由圖8.26查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。</p><p>　?。?）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：</p><p><b

29、>　　齒輪當量齒數(shù)為</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.65，=2.28</p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.57，=1.76</p><p>　?。?）許用彎曲應力可由參考

30、文獻[1] P147公式8.29算得：</p><p>　　由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：</p><p><b>　　和。</b></p><p>　　由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。</p><p>　　小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)分別為：

31、</p><p>　　式中：——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數(shù)；</p><p>　　——齒輪工作時間。 </p><p>　　由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為：</p><p>　　故許用彎曲應力為 </p><p><b>　　=</b></p&g

32、t;<p>　　所以 </p><p><b>　　初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p><b>　　2 .計算傳動尺寸</b></p><p><b>　?。?）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130表

33、8.3查得使用</p><p>　　由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　?。?）對進行修正，并圓整為標準模數(shù)</p><p>　

34、　由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為 </p><p>　?。?）計算傳動尺寸。</p><p>　　中心距 </p><p><b>　　圓整為145mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度

35、圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑 </p><p><b>　　圓整b=35mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪齒厚。</

36、b></p><p>　　3.校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　由參考文獻[1] P135公式8.7 </p><p><b>　　式中各參數(shù)：</b></p><p><b>　?。?）齒數(shù)比。</b></p><p>　?。?）由參考文獻[1] P1

37、36表8.5查得彈性系數(shù)。</p><p>　　（3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù)</p><p>　　（5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接觸應力

38、</p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146</p><p>　　圖8.28（）分別查得，</p><p>　?。?</p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻[1] P14

39、7表8.7查得。故 </p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。</p><p><b>　　五、初算軸徑</b></p><p>　　由參考文獻[1]P193公式10.2可得：</p><p>　　齒輪軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。</p><p>　　中

40、間軸的最小直徑：。考慮到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最后取</p><p>　　輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。</p><p>　　式中：——由許用扭轉應力確定的系數(shù)，由參考文獻[1]P193表10.2，取</p><p>　　六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：</p><p><b>

41、　　（一）、中間軸</b></p><p>　　1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：</p><p>　　由參考文獻[1]P140公式8.16可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p><p>　　——齒輪所受的徑向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N； <

42、/p><p>　　2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算：</p><p>　　由參考文獻[1]P140公式8.16可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p><p>　　——齒輪所受的徑向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N；</p><p>　　3.齒輪的

43、軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為：</p><p>　　4.軸向外部軸向力合力為：</p><p>　　5.計算軸承支反力：</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ，與所設方向相反

44、。</p><p>　　軸承2，與所設方向相反。</p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　6.計算危險截面彎矩</p><p>　　a-a剖面左側，豎直方向 </p><p><b>　　水平方向</b><

45、;/p><p>　　b-b剖面右側，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p>　　a-a剖面右側合成彎矩為</p><p>　　b-b剖面左側合成彎矩為</p><p>　　故a-a剖面右側為危險截面。</p><p><b>　　7.計

46、算應力</b></p><p>　　初定齒輪2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=10×8，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=12×8，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。</p><p><b>　　由</b></p&g

47、t;<p>　　，故齒輪3可與軸分離。</p><p>　　又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故：</p><p><b>　　抗彎剖面模量</b></p><p><b>　　抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p>

48、<p><b>　　扭剪應力</b></p><p><b>　　8.計算安全系數(shù)</b></p><p>　　對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:</p><p>　　抗拉強度極限=650MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限=300MPa</p>

49、;<p>　　扭轉疲勞極限=155MPa</p><p>　　由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：</p><p>　　軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻[1]P207附圖10.1查得</p><p>　　絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：</p><p>　　鍵槽應力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）</p>

50、<p>　　由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)</p><p>　　查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的</p><p>　　9．校核鍵連接的強度</p><p>　　齒輪2處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　齒輪3處鍵連接的擠壓應力</

51、p><p>　　由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p><b>　　10.計算軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷=23.5KN，基本額定靜負荷=17.5KN</p><p>　　軸承1的內(nèi)部軸向

52、力為：</p><p>　　軸承2的內(nèi)部軸向力為：</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：</p><p><b>　　又<

53、;/b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式1

54、1.1c得軸承1的壽命</p><p>　　已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p><b>　　（二）、輸入軸</b></p><p>　　1.計算齒輪上的作用力</p><p>　　由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所

55、受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：</p><p>　　3.計算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，

56、軸承1 ， 軸承2，</p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　4.計算危險截面彎矩</p><p>　　a-a剖面左側，豎直方向 </p><p><b>　　水平方向</b></p><p&

57、gt;<b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　a-a剖面右側，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　危險截面在a-a剖面左側。</p><p><

58、b>　　5.計算截面應力</b></p><p>　　由參考文獻[1]P205附表10.1知：</p><p><b>　　抗彎剖面模量</b></p><p><b>　　抗扭剖面模量 </b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p&g

59、t;<p><b>　　扭剪應力</b></p><p><b>　　6．計算安全系數(shù)</b></p><p>　　對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:</p><p>　　抗拉強度極限=650MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限=300MPa</p&

60、gt;<p>　　扭轉疲勞極限=155MPa</p><p>　　由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：</p><p>　　軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻[1]P207附圖10.1查得</p><p>　　絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：</p><p>　　由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)<

61、/p><p>　　查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的</p><p>　　7.校核鍵連接的強度</p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=8×7，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm</p><p>　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力<

62、/p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p><b>　　8.計算軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷=17.8KN，基本額定靜負荷=12.8KN</p><p>　　軸承1的內(nèi)部軸向力為：

63、</p><p>　　軸承2的內(nèi)部軸向力為：</p><p><b>　　由于</b></p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由 由參考文獻[1]P220表11.1

64、2可查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻[1]P2

65、18~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命</p><p>　　已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p><b>　　（三）、輸出軸</b></p><p>　　1.計算齒輪上的作用力</p>

66、<p>　　由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：</p><p>　　3.計算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><p><b>　　軸

67、承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ， 軸承2，</p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　4.計算危險截面彎矩</p><p>　　a-a剖面左側，豎直方向 </p><p><

68、;b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　a-a剖面右側，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>

69、　　危險截面在a-a剖面左側。</p><p><b>　　5.計算截面應力</b></p><p>　　初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=12×8，t=5mm,=28mm。</p><p>　　由參考文獻[1]P205附表10.1知：</p><p><b&g

70、t;　　抗彎剖面模量</b></p><p><b>　　抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p><p><b>　　扭剪應力</b></p><p><b>　　6．計算安全系數(shù)</b></p>

71、<p>　　對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:</p><p>　　抗拉強度極限=650MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限=300MPa</p><p>　　扭轉疲勞極限=155MPa</p><p>　　由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：</p><p>　　軸磨削加工時

72、的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻[1]P207附圖10.1查得</p><p>　　絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：</p><p>　　鍵槽應力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)</p><p>　　查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S&

73、gt;[S]，故危險截面是安全的</p><p>　　7.校核鍵連接的強度</p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=10×8，t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm</p><p>　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。</p>&l

74、t;p>　　齒輪處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p><b>　　8.計算軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷=26.8KN，基本額定靜負荷=20.5KN</p>

75、<p>　　軸承1的內(nèi)部軸向力為：</p><p>　　軸承2的內(nèi)部軸向力為：</p><p><b>　　由于</b></p><p><b>　　軸承1的軸向力</b></p><p><b>　　故軸承2的軸向力</b></p><p&g

76、t;　　由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>

77、;　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命</p><p>　　已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p><b>　　七、選擇聯(lián)軸器</b></p><p>

78、　　由于電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻[2]P127表13-1選擇聯(lián)軸器為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。</p><p><b>　　八、潤滑方式</b></p><p>　　由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的

79、潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903——1986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY1413——1980）。牌號為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴?。所以要軸承與集體內(nèi)壁之間設置擋油環(huán)。</p><p><

80、b>　　九、減速器附件：</b></p><p>　　1.窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內(nèi)壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M6×16的全螺紋螺栓。由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質(zhì)的紙封油圈即可?？紤]到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺

81、的鑄鐵蓋板。</p><p>　　2.通氣器：為防止由于機體密封而引起的機體內(nèi)氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內(nèi)環(huán)境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可，其規(guī)格為M22×1.5。</p><p>　　3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能

82、達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M20×1.5?？紤]到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質(zhì)為工業(yè)用革的皮封油圈。</p><p>　　4.油面指示器：為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度，以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置于機座側壁，油標尺型號選擇為M12。</p><p>　　5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，

83、在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。吊耳用于打開機蓋，而吊鉤用于搬運整個減速器?？紤]到起吊用的鋼絲直徑，吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。</p><p>　　6．定位銷：本減速器機體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)接后，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯(lián)接凸緣得結合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A6

84、5;35。</p><p>　　7.起蓋螺釘：在機蓋與機座聯(lián)接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封膠。因此聯(lián)接結合較緊，不易分開。為了便于拆下機蓋，在機蓋地凸緣上設置一個起蓋螺栓。取其規(guī)格為M10×22。其中螺紋長度為16mm，在端部有一個6mm長的圓柱。</p><p><b>　　十一 、參考文獻</b></p><p

85、>　　1 陳鐵鳴主編．機械設計．第4版．哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學出版社,2006</p><p>　　2 王連明,宋寶玉主編．機械設計課程設計．第2版.哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學出版社,2005</p><p>　　3 陳鐵鳴, 王連明主編．機械設計作業(yè)指導．哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學出版社,2003</p><p>　　4徐灝主編．機械設計手冊（第二版）．北京：機械工