二级斜齿圆柱减速器 带CAD图 装配图 零件图等.pdf

江西农业大学工学院 第 2 页 共 34 页 一、设计任务书 . 3 二、绪论. 3 2.1 选题的目的和意义 . 3 三、机械传动装置的总体设计 . 4 3.1 选择电动机 . 4 3.1.1 选择电动机类型 . 4 3.1.2 电动机容量的选择 . 4 3.1.3 电动机转速的选择 . 5 3.2 传动比的分配 . 5 3.3 计算传动装置的运动和动力参数 . 6 3.3.1 各轴的转速 . 6 3.3.2 各轴的输入功率 . 6 3.3.3 各轴的输入转矩 . 6 3.3.4 整理列表 . 7 四、传动零件的设计计算 . 7 4.1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 . 7 4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 . 11 4.3 斜齿轮各参数的确定 . 15 五、轴的设计计算 . 16 5.1.高速轴的的设计 . 16 5 . 2 . 中间轴的设计 . 18 5.3.低速轴的设计 . 20 六、联轴器的选择及计算 . 23 1 联轴器的选择和结构设计 . 23 2 联轴器的校核 . 24 七、键联接的选择及计算 . 24 八、滚动轴承的选择及计算 . 25 九、润滑和密封方式的选择 . 27 十、箱体及附件的结构设计与选择 . 28 江西农业大学工学院 第 3 页 共 34 页 一、设计任务书 设计要求与任务装配图一张可用 1 号或 2 号图纸 零件图三张轴、箱体/ 箱盖、 齿轮 可用 3 号图纸 设计任务书设计说明书。 设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器。工作有轻微振动经常满载、空载 起动、单班制工作运输带允许速度误差为 减速器小批量生产使用寿命五年。传 动简图如下图所示。 原始数据 数据编号 - 1 2 运送带工作拉力 f / k n 4 . 0 运输带工作速度 v / ( m / s ) 0 . 9 5 卷筒直径 d / m m 3 6 0 二、绪论 2.1 选题的目的和意义 减速器的类别、品种、型式很多目前已制定为行国标的减速器有 4 0 余种。减速 器的类别是根据所采用的齿轮齿形、 齿廓曲线划分 减速器的品种是根据使用的需要而设计 的不同结构的减速器减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴 型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂对减速器的影响很大是减速器选用及计 算的重要因素减速器的载荷状态即工作机从动机的载荷状态通常分为三类 江西农业大学工学院 第 4 页 共 34 页 均匀载荷; 中等冲击载荷; 强冲击载荷。 减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置用来降低转速并相应地增大 转矩。此外在某些场合也有用作增速的装置并称为增速器。 我们通过对减速器的研究与设计我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用 途和使用原理等同时我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中我们 能正确的理解所学的知识而我们选择减速器也是因为对我们机制专业的学生来说这是 一个很典型的例子能从中学到很多知识。 三、机械传动装置的总体设计 3.1 选择电动机 3.1.1 选择电动机类型 电动机是标准部件。因为工作环境清洁运动载荷平稳所以选择 y系列一般用途的 全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 3.1.2 电动机容量的选择 1 、工作机所需要的功率 p 为 )( 1000 kw vf p 其中nf4000 smv/95.0 得 kwkw vf p8.3 1000 95.04000 )( 1000 2 、电动机的输出功率 0 p为 )( 0 kw p p 电动机至滚筒轴的传动装置总效率。 取联轴器传动效率99.0 1 轴承传动效率98.0 2 齿轮传动效率97.0 3 江西农业大学工学院 第 5 页 共 34 页 滚筒传动效率96.0 4 。 从电动机到工作机输送带间的总效率为 4 2 3 4 2 2 1 4 2 3 4 2 2 1 = 0 . 8 4 5 0 3 、电动机所需功率为 kw p p w 497.4 8450.0 8.3 0 因载荷平稳 电动机额定功率 m p只需略大于 0 p即可 查【2 】表 1 6 - 1选取电动机 额定功率为kw5 .5。 3.1.3 电动机转速的选择 滚筒轴工作转速 min/4246.50min/ 36014.3 95.060000106 4 rr d v nw 展开式减速器的传动比为 408 减 i 所以电动机实际转速的推荐值为 min/984.20163968.403rinn w 减 符合这一范围的同步转速为 7 5 0 r / m i n 、1 0 0 0 r / m i n 、1 5 0 0 r / m i n 、3 0 0 0 r / m i n 。 综合考虑为使传动装置机构紧凑选用同步转速 1 0 0 0 r / m i n 的电机。 型号为 y 1 3 2 m 2 - 6 满载转速 min/960rnm 功率 5 . 5kw。 3.2 传动比的分配 1 、总传动比为0383.19 4246.50 960 n n w m i 2 、分配传动比 考虑两级齿轮润滑问题两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与 低速级传动比的值取为 1 . 4 取 21 4 . 1ii 则 1632.50383.194 .14 .1 1 减 ii 江西农业大学工学院 第 6 页 共 34 页 688.3 1632.5 0383.19 1 2 i i i 减 3.3 计算传动装置的运动和动力参数 3.3.1 各轴的转速 1 轴 min/960nm 1 rn 2 轴 min/91.186 1632.5 960 1 1 2 r i n n 3 轴 min/68.50 688. 3 91.186 2 2 3 r i n n 滚筒轴 min/68.50 34 rnnn w 3.3.2 各轴的输入功率 1 轴 kwpp336.5 2101 2 轴 kwpp072.5 3212 3 轴 kwpp822.4 3223 卷筒轴 kwpp678.4 4134 3.3.3 各轴的输入转矩 电机轴 mn n p t m 735.441055.9 0 6 0 1 轴 mn n p t08.539550 1 1 1 2 轴 mn n p t15.2599550 2 2 2 江西农业大学工学院 第 7 页 共 34 页 3 轴 mn n p t64.9089549 3 3 3 滚筒轴 mn51.881 n p9550 4 4 4 t 3.3.4 整理列表 轴名 功率kwp / 转矩 mnt/ 转速min)/( rn 电机轴 5 . 5 4 4 . 7 3 5 9 6 0 1 5 . 3 3 6 5 3 . 0 8 9 6 0 2 5 . 0 7 2 2 5 9 . 1 5 1 8 6 . 9 1 3 4 . 8 2 2 9 0 8 . 6 4 5 0 . 6 8 滚筒轴 4 . 6 7 8 8 8 1 . 5 1 5 0 . 6 8 四、传动零件的设计计算 斜 齿 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 选 用 标 准 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。标准结构参 数压力角20 n 齿顶高系数 * 1 an h顶隙系数 * 0.25 n c。 4.1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 初步计算小齿轮用 4 0rc调质处理硬度 2 4 1 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 6 0 h b 。大齿轮用 4 5 钢调质处理硬度 2 2 9 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 4 0 h 齿面接触疲劳强度计算 1 . 初步计算 高速轴 1 的输入转矩t 1= 5 3 . 0 8 n m 齿宽系数 d = 1 82a15 dd a取值估计 初步计算许用接触应力 1h = s k hhn1lim1 = 0 . 9 7 1 0 = 6 3 9mpa 江西农业大学工学院 第 8 页 共 34 页 2h = s k hhn2lim2 = 0 . 9 5 8 0 = 5 2 2mpa 计算小齿轮直径 2 3 1 1 ) 1 ( 1 hd d u ut ad = 4.50 1632.5 11632.5 5225221 53082 82 3 计算齿宽 b 4.5050.41db1d 取 b = 5 1 m m 2 . 校核计算 圆周速度 smnd/63.1)100060/(96051)100060/(11齿数 z 、 模数 m 和螺旋角 取1z= 2 5 128 12 ziz 04.220/51/dm11 t z 由表 1 2 . 3 取mmmn2 4.1105.2/2cos/m arcosnarmt 使用系数 ka由表 1 2 . 9 ka= 1 . 6 动载系数 kv由图 1 2 . 9 kv= 1 . 1 齿间载荷分配系数hk由表 1 2 . 1 0 先求 ndtft65.208151/530822/211 mmnmmnbfkta/100/3.6541/65.20816.1/ 69.1cos)/1/12.3-88.121zz 6.1 sin nm b 29.3 o 37.20 cos tan arctan an at 0.98/csoacosacoscostnb 由此得 76.1cos/ 2 fhkk 齿向载荷分布系数hk: 由表 1 2 . 1 1 46.1411016.0116.0116.017.1 10)()(6.01 322 32 1 2 1 bc d b d b bakh 江西农业大学工学院 第 9 页 共 34 页 载荷系数 k 52.4hhvakkkkk 弹性系数ez: 由表 1 2 . 1 2 aempz8.189 节点区域系数hz: 由表 1 2 . 1 6 43.2hz 重合度系数 z 因1 , 取1 故77.0/1 3 -4 -1 z 螺旋角系数 z 99.0cosz 接触最小安全系数minhs1.05minhs 总工作时间 ht h1200083005th 应力循环次数 n2估计 97 1010ln 9 max 111004.1)(60 t t tninn i hi n vl 原估计应力循环次数正确 8 121048.1/innll 接触寿命系数 nz 由机械设计图 1 2 . 1 8 98.01nz 08.12nz 许用接触应力 h mpa1.764 s z hmin n1hlim1 h1 mpa6.777 s z hmin n2hlim2 h2 验算 8.763 1 bd 2kt zzzh2 1 1 heh mpa u u 3 . 确定传动主要尺寸 中心距 a mmida08.1562/)1(1 实际分度圆直径 d1 mmidd mmiad 12.261 51)1/(2 12 1 齿宽 b mmdb d515111 取 b 1= 5 1 m m b2= 4 4 m m 齿根弯曲疲劳强度验算 江西农业大学工学院 第 10 页 共 34 页 齿形系数fay 6.138cos/ 07.27cos/ 3 22 3 11 zz zz v v 由机械设计图 1 2 . 2 1 得 18.2 56.2 2 1 fa fa y y 应力修正系数 asy 由机械设计图 1 2 . 2 2 1.62a1sy 1.84a2sy 重合度系数 y 69.1cos)/1/1(2.388.121vvvzz 69.0/75.025.0vy 螺旋角系数 y 75.025.01 miny 计算按当11min9.0 120 1 yy 齿间载荷分配系数 fk 由机械设计表 1 2 . 1 0 注 3 82.2 y y kf71.1 故75.1fk 齿向载荷分布系数 fk 由机械设计图 1 2 . 1 4 b / h = 1 1 . 3 38.1fk 载荷系数 k 25.4 ffvakkkkk 弯曲疲劳极限limf 机械设计图 1 2 . 2 3 c mpaf6601lim mpaf4802lim 弯曲最小安全系数 minfs 机械设计表 1 2 . 1 4 25.1minfs 应力循环次数由机械设计1 2 . 1 5估计 106 10103ln, 则指数 m = 4 9 . 9 1 8 91.49 1 max 111038.1)(60 h hi n i i hl t t t t trnn 原估计应力 循环正确 8 1210268.0/innll 江西农业大学工学院 第 11 页 共 34 页 弯曲寿命系数 ny 机械设计图 1 2 . 2 4 95.01ny 97.02ny 尺寸系数xy 机械设计图 1 2 . 2 5 0.1 xy 许 用 弯 曲 应 力f:mpa s yy f xnf f76.485 min 11lim 1 mpa s yy f xnf f64.368 min 22lim 2 验算 57.237 2 111 1 1 1fsffmpayyy mbd kt 67.2272 11 22 12f sf sf ffmpa yy yy 4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 小齿轮用 4 0rc调质处理硬度 2 4 1 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 6 0 h b 。大齿轮用 4 5 钢调质处 理硬度 2 2 9 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 4 0 h b 齿面接触疲劳强度计算 1 . 初步计算 转矩 t 1= mmn n p 259149 91.186 072.5 1055.91055.9 6 2 2 6 齿宽系数 d = 1 接触疲劳极限 limh mpa h 710 3lim mpa h 580 4lim 初步计算许用接触应力 3h =mpa h 6397109 .09 .0 3lim 4h = 4lim 9 .0 h = 0 . 9 5 8 0 = 5 2 2mpa 82a15 dd a取值估计 计算小齿轮直径 2 3 1 3 ) 1 ( 1 hd d u ut ad = 8 7 . 3 5 3 9 m m 取 3 d= 1 1 5 m m 计算齿宽 b 1151151db3d 取 b = 1 1 5 m m 2 . 校核计算 圆周速度 smnd/125.1)100060/( 11 精度等级 选 8 级精度 齿数 z 、模数 m 和螺旋角 取3z= 2 8 10334 ziz 江西农业大学工学院 第 12 页 共 34 页 10.428/115/dm33 t z 由表 1 2 . 3 取4 n m 49401268.12571.2/5.2cos/m arcosnarmt 使用系数 ka由表 1 2 . 9 ka= 1 . 5 动载系数 kv由图 1 2 . 9 kv= 1 . 1 齿间载荷分配系数hk由表 1 2 . 1 0 先求 ndtft94.4506/211 mmnmmnbfkta/100/78.58115/50694.45.1/ 69.1cos)/1/12.3-88.1 43zz 2 sin 3 z m b d n 69.3 46.20 cos tan arctan an at 0.978/csoacosacoscostnb 由此得 767.1cos/ 2 fhkk 齿向载荷分布系数hk: 由表 1 2 . 1 1 4.110)( 32 3 bc d b bakh 载荷系数 k 08.4hhvakkkkk 弹性系数ez: 由表 1 2 . 1 2 aempz8.189 节点区域系数hz: 由表 1 2 . 1 6 45. 2hz 重合度系数 z 因1 , 取1 故 77.0/1 3 -4 -1 z 螺旋角系数 z 988.0cosz 江西农业大学工学院 第 13 页 共 34 页 接触最小安全系数minhs 1.30minhs 总工作时间 hth1200083005th 应力循环次数 n2估计 97 1010ln 8 max 331034.1)(60 t t tninn i hi n vl 原估计应力循环次数正确 7 441063.3/ innll 接触寿命系数 nz 由机械设计图 1 2 . 1 8 05.13nz 25.1 4nz 许用接触应力 h mpa596 s z hmin n3hlim3 h3 mpa487 s z hmin n4hlim4 h4 验算 470 1 bd 2kt zzzh2 3 3 heh mpa u u 计算结果表明接触疲劳强度够符合要求 3 . 确定传动主要尺寸 中心距 a mmida56.2692/)1(3 实际分度圆直径 d1 mmdid mmiad 12.424 115)1/(2 34 3 齿宽 b mmdb d1153 取 b 3= 1 1 5 m m b4= 1 0 5 m m 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数fay 135cos/ 19cos/ 3 22 3 11 zz zz v v 由机械设计图 1 2 . 2 1 得 18.2 75.2 2 1 fa fa y y 应力修正系数 asy 由机械设计图 1 2 . 2 2 1.53a1sy 江西农业大学工学院 第 14 页 共 34 页 1.84a2sy 重合度系数 y 65.1cos)/1/1(2.388.121vvvzz 7.0/75.025.0vy 螺旋角系数 y 75.025.01 miny 计算按当11 min9.0 120 1 yy 齿间载荷分配系数 fk由机械设计表 1 2 . 1 0 注 3 5.2 y y kf71.1 故71.1 fk 齿向载荷分布系数 fk 由机械设计图 1 2 . 1 4 b / h = 6 . 5 2 7.1 fk 载荷系数 k 22.4 ffvakkkkk 弯曲疲劳极限 limf 机械设计图 1 2 . 2 3 c mpaf6001lim mpaf3492lim 弯曲最小安全系数 minfs 机械设计表 1 2 . 1 4 25.1minfs 应力循环次数 由 机械设计 1 2 . 1 5 估计 106 10103ln, 则指数 m = 4 9 . 9 1 8 91.49 1 max 111038.1)(60 h hi n i i hl t t t t trnn 原估计应力循环正确 8 1210268.0/innll 弯曲寿命系数ny 机械设计图 1 2 . 2 4 95.0 1ny 97.02ny 尺寸系数xy 机械设计图 1 2 . 2 5 0.1 xy 许用弯曲应力f: mpa s yy f xnf f432 min 11lim 1 mpa s yy f xnf f349 min 22lim 2 验算 2.132 2 111 1 1 1fsffmpayyy mbd kt 江西农业大学工学院 第 15 页 共 34 页 1262 11 22 12f sf sf ffmpa yy yy 选择齿轮材料及热处理方式 由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高载荷不大的中低速场合。根据 设计要求现选软齿面组合 根据机械设计 第四版高等教育出版社得 小齿轮选择 4 5 c r 调质处理, 硬度 2 4 1 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 6 0 h b 大齿轮选择 4 5 钢, 调质处理, 硬度 2 2 9 h b 2 8 6 h b 平均取为 2 4 0 h b 4.3 斜齿轮各参数的确定 高速级 低速级 齿数z 2 5 1 2 8 2 8 1 0 3 中心距a 1 5 6 . 0 8 2 6 9 法面模数 n m 2 . 0 4 . 0 端面模数 t m 2 . 0 4 4 . 1 螺旋角 1 1 . 4 1 2 . 6 8 法面压力角 n 20 20 端面压力角 t 2 0 . 3 7 2 0 . 4 6 齿宽 b 5 1 4 4 1 1 5 1 0 5 齿根高系数标准值 * an h 1 1 齿顶高系数 ath* * an hcos 0 . 9 8 0 . 9 7 5 6 齿顶系数标准值 * c 0 . 2 5 0 . 2 5 当量齿数 v z 2 5 . 9 4 4 1 1 3 7 . 2 8 7 8 3 0 . 1 5 1 1 0 . 9 2 分度圆直径d 5 1 2 6 1 . 1 2 1 1 5 4 2 2 . 3 齿顶高 a h 2 . 0 1 . 9 1 江西农业大学工学院 第 16 页 共 34 页 齿根高 f h 2 . 5 1 . 2 5 齿全高h 4 . 5 3 . 1 6 齿顶圆直径 a d 5 5 2 6 5 . 1 2 1 1 8 . 8 2 4 2 6 . 1 2 齿根圆直径 f d 4 6 . 5 2 5 6 . 1 2 1 1 2 . 5 4 1 9 . 8 基圆直径 b d 4 6 2 4 5 1 0 7 . 7 5 3 9 5 . 6 6 五、轴的设计计算 5.1.高速轴的的设计 1 . 1 有关参数 高速轴上的功率 p i = 5 . 3 3 6 k w 高速轴的转速 n i = 9 6 0 r / m i n 高速轴的转矩 t i = 5 3 . 0 8mmn 作用在齿轮上的力 ndtfit75.2211/21 n an fft21.821 cos tan r 1 nff ta98.445tan1 1 . 2 初选轴的最小直径 选轴的材料为 4 5 钢调质处理。根据表机械设计表 1 6 . 2 取112 a 初步估算轴的最小直径 mm n p ad i i 8.19 3 0min 轴身有一个键槽 所以最小轴 径增大 5 % 所以输入轴的最小直径是 2 0 . 7 9 m m 又因为输入轴与电动机相连电动机输出轴 的轴径为 3 8 m m 。所以选择联轴器 t l 6 具体参数见联轴器的选择 初步确定轴的输入最小 直径为 3 5 m m . 1 . 3 轴的结构设计 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴在箱体内的总长为 2 0 0 m m 。轴的最 右端与联轴器相连联轴器的配合尺寸为 1 l= 6 0 m m , 所以选择键槽端为 6 0 m m . 然后是一轴肩 一般为0 . 0 7 - 0 . 1 d , 因为选的是弹性套柱柱销连轴器所以与在箱体处的那段为长度 a = 4 5 m m , 轴径取为 3 7 m m . 2 ) 初步选择滚动轴承轴承为深沟球轴承长度为 1 6 m m , 套筒长度为 2 4 m m 该段的轴径为 4 0 m m 。 3 ) 第三段为齿轮端该处取齿轮的宽度 5 9 m m 然后还有一段为光轴 9 5 . 5 m m , 该处的轴径 为 4 2 m m . 4 第四段为为安装轴承与套筒处所以长度为 1 6 + 2 4 = 4 0 m m 。轴径为 3 5 m m . 江西农业大学工学院 第 17 页 共 34 页 5 ) 轴的总长为 3 3 9 . 5 m m 。 6 具体详见 c a d 图 1 . 4 轴的校核 轴的简图如图所示 1 . 计算支承力 1 水平面上 nfr64.43 216 16411405.2598.445613033/ 1 nfr64.4216 2 2 垂直面上 0 bm nfr04.578 2 nfr03.1823 1 2 . 计算弯矩并作弯矩图 1 水平弯矩 mm8 .144735 .494 .2921nmx mm45.83412/493 .2052nmx 2 ) 垂直弯矩 mm1 .430765 .492 .870nmyz 3 ) 合成弯矩 mm45442 22 11nmmmyzxa mm43876 22 22nmmmyzxb 4 ) . 计算转矩 mm286001ntt 当量弯矩 a = 0 . 5 9 mmnatmm45473)( 22 max 3 . 校核轴径 mm m d b 7 .19 601 .0 45473 1 .0 3 3 1 max 4 4 5 0 1 4 9 3 6 键 1 4 3 6 g b 1 0 9 6 - 2 0 0 3 1 4 0 0 . 0 2 1 5 5 . 5 3 . 8 - 0 . 0 4 3 - 0 . 0 2 1 5 7 5 8 5 2 2 1 4 1 0 0 键 2 2 1 0 0 g b 1 0 9 6 - 2 0 0 3 2 2 0 0 . 0 2 6 9 5 . 4 - 0 . 0 5 2 0 . 0 2 6 5 0 5 8 1 6 1 0 8 0 键 1 6 8 0 g b 1 0 9 6 - 2 0 0 3 1 6 0 0 . 0 2 1 5 6 4 . 3 - 0 . 0 4 3 - 0 . 0 2 1 5 7 5 8 5 2 2 1 4 1 0 0 键 2 2 1 0 0 g b 1 0 9 6 - 2 0 0 3 2 2 0 0 . 0 2 6 9 5 . 4 - 0 . 0 5 2 0 . 0 2 6 八、滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件其功用有两个支承轴及轴上零件并保持轴的旋转精度 减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。 与滑动轴承相比滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于 互换等优点所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差高速时有噪声工作寿命也不 及液体摩擦滑动轴承。 1 轴承的选择与结构设计 由于转速较高轴向力又比较小主要承受径向载荷故选用深沟球轴承。下面以 中间轴为例初选轴承型号为 6 0 1 3 型。 根据初算轴径考虑轴上零件的定位和固定估计出装轴承处的轴径再假设选用 轻系列轴承这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下 江西农业大学工学院 第 26 页 共 34 页 2 轴承的校核 1 轴承的固定方式为全固式故轴向外载荷 f 全部由轴承 1 承受具体如下图 2 轴承的校核 以中间轴为例 由 1 p 1 1 7 表 1 2 - 5 查得 cr = 2 9 5 0 0 n 0r c= 1 8 0 0 0 n 2 p 1 5 9 表 8 - 1 5 p f1 . 0 对于 球轴承3 计算当量动载荷 p 装轴承处的轴径 d = 4 0 m m 中间轴上有两个齿轮 低速级小齿轮 f t1= 2 2 1 1 . 7 5 n f a1= 4 4 5 . 9 8 n , f r1= 8 2 1 . 2 1 n , 高速级大齿轮 f t2= 4 5 0 6 . 9 n , f a2= 1 0 2 8 . 9 n , f r2= 1 6 8 1 . 4 n 则 12 529.9862 aaa fffn r f= 12 1063.4152 rr ffn 0 0.02944 a r f c 插值法求的 e = 0 . 2 2 5 9 y = 1 . 4 0 8 0.49840.2259 a r f e f 计算当量动载荷1.2 0.561610.0797 ra pfyfn 33 66 101029500 328416.3378 60601610.0797 tr h f c l npn h 1 2 0 0 0 h 即所选轴承满足工作要求。 具体参数如下表。 1 2 r r2 f 江西农业大学工学院 第 27 页 共 34 页 九、润滑和密封方式的选择 1 减速器的润滑 为了减轻机械传动零件、 轴承等的磨损 降低摩擦阻力和能源消耗 提高传动效率 延长零件使用寿命保证设备正常运转减速器必须要有良好的润滑同时润滑还可起 到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用 1 齿轮润滑 润滑方式 浸油润滑 减速器低速级齿轮圆周速度 v = 100060 68.5011514.3 100060 dn = 0 . 3 0 5 m / s 1 2 m / s 因此采用油池浸油润滑由【1 】表 1 2 . 2 2 润滑油运动粘度为 5 0 0s/mm 2 。 润滑剂的选择 齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按 来选择。 由 【2 】 表 1 2 - 1 根据所需的粘度按选择润滑油的牌号取润滑油牌号为 l - c k c 4 6 0 。 为了保证齿轮啮合处的充分润滑 并避免搅油损耗过大 减速器内的传动件浸入箱 体油池中的深度不宜过深。 高速级齿轮浸油深度约为 0 . 7 个齿高但不得小于 1 0 m m 低速级齿轮浸油深度按圆周速度而定低速级圆周转速 v = 0 . 8 1 2 m / s 浸油深 度约为 1 个齿高1 / 6 齿轮半径但不小于 1 0 m m 2 滚动轴承的润滑 滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。 减速器采用润滑油润滑 可直接用减速