一级直齿输入联轴器输出链轮

1、机械设计减速器设计说明书系 别: 专 业: 学生姓名：学 号: 指导教师： 职 称:目录第一部分 设计任务书 4第二部分 传动装置总体设计方案 5第三部分 电动机的选择 53.1 电动机的选择 53.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数 7第五部分 齿轮传动的设计 8第六部分 链传动和链轮的设计 14第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 157.1 输入轴的设计 167.2 输出轴的设计 20第八部分 键联接的选择及校核计算 258.1 输入轴键选择与校核 268.2 输出轴键选择与校核 26第九部分 轴承的选择及校核计算 269.1 输入轴的轴

2、承计算与校核 279.2 输出轴的轴承计算与校核 27第十部分 联轴器的选择 28第十一部分 减速器的润滑和密封 2911.1 减速器的润滑 2911.2 减速器的密封 30第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸 30设计小结 32参考文献 33第一部分 设计任务书一、初始数据设计一级直齿圆柱齿轮减速器， 初始数据 F = 3000 N，V = 1.2m/s ，D= 200mm， 设计年限（寿命）：8年，每天工作班制（ 9 小时/班）：1班制，每年工作天数： 240天，三相交流电源 ,电压 380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动

3、比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮传动的设计6. 链传动和链轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一 传动方案特点1. 组成：传动装置由电机、减速器、链轮、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承对称分布。3. 确定传动方案：根据任务书要求，将链传动设置在低速级。选择传动方案为电动机-一级直齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=0.99X 0.992x 0.97X 0.95X 0.96=0.8581为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为齿轮传动的效率，4为

4、链传动的效率，5为工作机的效率。第三部分电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度v:v=1.2m/s工作机的功率pw：FX V pw= 10003000 X 1.2飞矿=3.6 KW电动机所需工作功率为pd=Pwn a3.60.858=4.2 KW执行机构的转速为60X1000VnX D60 X 1000X 1.2nX 200114.6 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比 "=210,级圆柱直齿 轮减速器传动比i2=36，贝U总传动比合理范围为ia=630,电动机转速的可选范 围为nd = iaX n = (6-60)X 114.6 = 687.66876r/mi

5、n。综合考虑电动机和传动装置的 尺寸、重量、价格和链轮、减速器的传动比，选定型号为 丫132S-4的三相异步 电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLX HDAXBKDXEFXG132mm475X 315216X 14012mm38 X 8010X 333.2确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为：ia=n m/n=1440/114.6=12.57(2) 分配传动装置传动

6、比ia=iox i式中 i0、i 分别为链传动和减速器的传动比。为使链轮外廓尺寸不致过大， 初步取 i 0=3，则减速器传动比为 :i=ia/i0=12.57/3=4.19第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（ 1）各轴转速 :输入轴： nI = nm = 1440 r/min输出轴： nII = nI/i = 1440/4.19 = 343.68 r/min小链轮轴： nIII = nII = 343.68 r/min（2） 各轴输入功率 :输入轴： PI = Pdx= 4.2x 0.99 = 4.16 KW输出轴： PII = PIx= 4.16x 0.99x 0.97 = 3.99 K

7、W小链轮轴： PIII = PIIx= 3.99x 0.99 = 3.95 KW则各轴的输出功率：输入轴： PI' = PIx 0.99 = 4.12 KW输出轴： PII' = PII x 0.99 = 3.95 KW小链轮轴： PIII' = PII' = 3.95 KW（3）各轴输入转矩 :输入轴： TI = Tdx电动机轴的输出转矩所以:Td = 9550X 出=9550X4.21440=27.85 Nmnm输入轴：Ti = TdX= 27.85X 0.99 = 27.57 Nm输出轴：Tii = Ti X i X X = 27.57X 4.19X 0.

8、99X 0.97 = 110.93 Nm小链轮轴：Tiii = Tii X= 110.93X 0.99 = 109.82 Nm输出转矩为:输入轴：Ti' = Ti X 0.99 = 27.29 Nm输出轴：Tii' = TiiX 0.99 = 109.82 Nm小链轮轴：Tiii' = Tii' = 109.82 Nm第五部分齿轮传动的设计1. 选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调 质），齿面硬度为240HBS（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1 = 26,大齿轮齿数Z2 =

9、 26X 4.19 = 108.94,取z2= 109。（4）压力角 =20°。2. 按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t A2KHtT1 u± ZHZEZ & 2x xU °H1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KHt = 1.6 计算小齿轮传递的转矩Ti = 27.57 N/m 选取齿宽系数© d = 1。 由图查取区域系数Zh = 2.5。 查表得材料的弹性影响系数 Ze = 189.8 MPa1/2。 计算接触疲劳强度用重合度系数Z。端面压力角：a1 = arccos0cos /(z1+2ha*) = arc

10、cos26x cos20° /(26+2 x 1) = 29.249°a2 = arccosz2cos /(z2+2ha) = arccos109x cos20° /(109+2X 1) = 22.67° 端面重合度：=Z1(tan a1-tan )+Z2(tan a2-tan )/2 n=26x (tan29.249° -tan20° )+109x (tan22.67° -tan20° )/2 n = 1.743重合度系数： 计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 600 MP

11、a、 Hlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：Ni = 60nkth = 60X 1440X 1X 8X 240X 1 X 8 = 1.33X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.33X 109/4.19 = 3.17X 108查取接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.88、Khn2 = 0.9。取失效概率为1%安全系数S=1,得:KHN1 c Hlim1H1 = S0.88X 6001=528 MPaH2 =KHN2 c Hlim2S0.9X 5501=495 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即h =

12、 h2 = 495 MPa2）试算小齿轮分度圆直径=42.262 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vn dn 1v =60X1000_ nX 52 X 1440=60X1000=3.18 m/s 齿宽bb = © dd1t = 1X 牡262 = 42262 mm2）计算实际载荷系数Kh 由表查得使用系数Ka = 1 根据v = 3.18 m/s、8级精度，由图查得动载系数 Kv = 1.14。 齿轮的圆周力Ft1 = 2Td1t = 2X 1000X 27.57/42.262 = 1304.718 NKAFt1/b = 1 X 1304.71

13、8/42.262 = 30.87 N/mm < 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数Kh = 1.2 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh = 1.451。由此，得到实际载荷系数Kh = KaKvKh Kh = 1X 1.14X 1.2X 1.451 = 1.9853) 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=42.262X3 1.985；1.6=45.411 mm及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 45.411/26 = 1.747 mm模数取为标准值 m = 2 mm3. 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 = z1m = 26 X 2 = 52 mm

14、d2 = z2m = 109X 2 = 218 mm(2)计算中心距a = (d1+d2)/2 = (52+218)/2 = 135 mm(3) 计算齿轮宽度b = © ddi = 1 x 52 = 52 mm取 b2= 52、bi = 57。4. 校核齿根弯曲疲劳强度咛作3 .= F(1)齿根弯曲疲劳强度条件© dm3z2F =1)确定公式中各参数值 计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫Y = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.743 = 0.68 由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.58YFa2 = 2.17YSa1 = 1.61YSa2 =

15、 1.83 计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数 Kf = 1.2根据Kh = 1.451，结合b/h = 11.56查图得Kf则载荷系数为Kf = KaKvKf Kf = 1 x 1.14X 1.2x 1.421 = 1.944 计算齿根弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1 = 500 MPa、 Flim2 = 380 MPa由图查取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 = 0.85、Kfn2 = 0.86取安全系数S=1.4，得f1 =伽吓佃10.85X 500= 303.57 MPaKFN2 c Flim2f2 =O.8：380= 233.43 MPa2）齿根

16、弯曲疲劳强度校核2KFT1YFaYSa" sF12X 1000X 伽耿 E 258X恥 °68 =55.986 MPa <1X 23X 262F12KFT1YFaYSa" sF2 =2X 1000X 伽较 E 217X 1.83X 0.68 = 53.524 MPa <321X 23 x 262F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5. 主要设计结论=135 mm,齿数zi = 26、z2 = 109,模数m = 2 mm，压力角 =20°，中心距a齿宽 bi = 57 mm、b2 = 52 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高

17、速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z26109齿宽b57mm52mm分度圆直径d52mm218mm齿顶咼系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶咼hamX ha2mm2mm齿根高hfmX (ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2X ha56mm222mm齿根圆直径dfd-2X hf47mm213mm第六部分链传动和链轮的设计1. 选择链轮齿数取小链轮齿轮zi =，大链轮的齿数为Z2 = izi = 3X21 = 6363。2. 确定计算功率由表查得工况系数Ka = 1,由图查得主动链轮齿数系数 Kz = 1.22，单排链,则计算功率为P

18、ea = KaKzP = 1X 1.22X 3.95 = 4.82 Kw3. 选择链条型号和节距根据Pea = 4.82 Kw, n3 = 343.68 r/min,查图可选12A。查表链条节距为p = 19.05 mm。4. 计算链节数和中心距初选中心距a0 = (3050)p = (3O5O)X 19.05 = 571.5952.5 mm 取 a0 = 800 mm相应的链长节数为Lpo =2%辔+碧2-ao2x_800+2M+6321 21905厶 19.05十 2+ 2n 800=127.05取链长节数Lp = 127。查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数fi = 0.24685

19、,贝U链传动的最大中心距为amax = fip2Lp-(zi+z2) = 0.24685X 19.05X 2 X 127-(21+63) = 799 mm5. 计算链速v，确定润滑方式v = n 3Z1p/(60X 1000) = 343.68X 21 X 19.05/(60X 1000) = 2.29 m/s由v = 2.29 m/s和链号12A，查图可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6. 计算压轴力Fp有效圆周力为:Fe = 1000P/v = 1000X 3.95/2.29 = 1725 N链轮水平布置时的压轴力系数 Kfp = 1.15,则压轴力为:Fp KFpFe = 1.15X 1

20、725 = 3500 N7. 主要设计结论链条型号12A ;链轮齿数Z1 = 21，Z2 = 63;链节数Lp = 127，中心距a = 800 mm。第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴的设计1. 输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩TiPi = 4.16 KW ni = 1440 r/min Ti = 27.57 Nm2. 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为：di = 52 mm则：2T1 Ft =-d12X 27.57X 1000=52=1060.4 NFr = Ft x tan = 1060.4X tan20°= 385.7 N3. 初步确定轴的最小直径先

21、初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112,得:输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di2,为了使所选的轴直径di2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea = KaTi,查表，考虑转矩变化很小，故取 Ka = 1.3, 则：Tea = KaTi = 1.3X 27.57 = 35.8 Nm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT4型联轴器。半联轴器的孔径为20 mm故取di2 = 20 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位

22、的要求确定轴的各段直径和长度1 ）为了满足联轴器的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取 II=III 段的直径d23 = 25 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D = 30 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 38 mm,为了保证轴端挡圈只压在联 轴器上而不压在轴的端面上，故1-11段的长度应比联轴器毂孔长度 L略短一些， 现取 li2 = 36 mm。2 ）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206,其尺寸为 dx D x T = 30X 62X 16 mm，故

23、 d34 = d78 = 30 mm，而 134 = 178 = 16 mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h =3 mm，因此，取 d45 = d67 = 36 mm。3 ）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一 体而成为齿轮轴。所以156 = B = 57 mm， d56 = di = 52 mm4 ）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定 距离，取 123 = 50 mm。5 ）取齿轮距箱体内壁之距离= 16 mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,则1

24、45 = +s = 16+8 = 24 mm167 = +s = 24 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6. 轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm联轴器中点距左支点距离 L1 = 38/2+50+16/2 = 77 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = 57/2+16+24-16 = 60.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = 57/2+24+16-16/2 = 60.5 mm 2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=1060.4X 60.5=60.5+60.

25、5=1060.4X 60.5=60.5+60.5垂直面支反力（见图d）:FrL3Fnv1 = L2+L3FnV2 =FrL2L2+L3_ 385.7X 60.5=60.5+60.5=385.7X 60.5=60.5+60.5=530.2 N=530.2 N=192.8 N=192.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FnhiL2 = 530.2X 60.5 Nmm = 32077 Nmm截面C处的垂直弯矩:Mvi = Fnvi L2 = 192.8X 60.5 Nmm = 11664 NmmMv2 = Fnv2L3 = 192.8X 60.5 Nmm = 1166

26、4 Nmm分别作水平面弯矩图（图c ）和垂直面弯矩图（图e） 截面C处的合成弯矩:M1 = mY+M= 34132 NmmM2 =mH+mV2 = 34132 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6,则有：ca27.57X 1000)20.1X 523MPa=2.7 MPaW = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:IX

27、)7.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.99 KW n2 = 343.68 r/min T2 = 110.93 Nm2. 求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d2 = 218 mmF2T2Ft =2X 110.93X 1000=1017.7 N= 218d2Fr = Ft x tan = 1017.7X tan20°= 370.2 N3. 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A。输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大=112,于是得5%故选取:d12 = 27 mm4.

28、 轴的结构设计图LIELLEI -一 L2斗 -LL 4=5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足小链轮的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取11-111 段的直径d23 = 32 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D = 37 mm, 现取 li2 = 40 mm。2 ）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求并根据d23 = 32 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6207,其尺 寸为 dx D xT = 35mmx 72mmx 17mm，故 d34 = d67 = 35 mm； 而 167 = 17 mm右

29、端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6207型轴承的定位轴 肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 42 mm。3 ）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 40 mm；齿轮的左端与左轴承 之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为 B = 52 mm，为了使套筒端面可靠 地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 145 = 50 mm。4 ）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取123 = 50 mm。5 ）取小齿轮端面距箱体内壁之距离= 16 mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，

30、已知滚动轴承的宽度T = 17 mm,贝U134 = T+s+A +2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm156 = s+A +2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6. 轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm联轴器中点距左支点距离 L1 = /2+50+17/2 = 58.5 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = 52/2-2+45.5-17/2 = 61 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = 52/2+26.5+17-17/2 = 61 mm 2）计算轴的支反力:水

31、平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=1017.7X 61=61+61=1017.7X 61=61+61=508.8 N=508.8 N垂直面支反力（见图d）:Fnv1 =FrL3-Fp(L1+L2+L3)L2+L3370.2 X 61-3500X (58.5+61+61)61+61=-4993.2 NFnV2 =FrL2+FpL1L2+L3=370.2X 61+3500X 58.5= 61+61=1863.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:M h = FnhiL2 = 508.8x 61 Nmm = 31037 Nmm截面A

32、处的垂直弯矩：Mvo = FpLi = 3500X 58.5 Nmm = 204750 Nmm截面C处的垂直弯矩：M vi = Fnvi L2 = -4993.2X 61 Nmm = -304585 NmmMv2 = Fnv2 L3 = 1863.4X 61 Nmm = 113667 Nmm分别作水平面弯矩图（图c ）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩:M1 =M2 =306162 Nmm=117828 Nmm作合成弯矩图（图f）4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈

33、较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6,则有：Mcaca = WM1+( a T1)2- 3061622+(0.6X 110.93X 1000)2=W=0.1X 403MPa=49 MPa< = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:MVO第八部分键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 6mmx6mmx 32mm,接触长度:l'=32-6 = 26 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F

34、= 0.25x6x26x20x120/1000 = 93.6 NmT > Ti，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 12mmx8mmx45mm,接触长度：l'=45-12 = 33 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x8x33x32x120/1000 = 316.8 NmT > T2，故键满足强度要求。2）输出轴与小链轮处键该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 8mmx 7mmx 36mm,接触长度:l'=36-8 = 28 mm,则键联接

35、所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x7x28x27x120/1000 = 158.8 NmT > T2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件,轴承预计寿命：Lh = 8x1x8x240 = 15360 h9.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数丫分别为：X = 1，丫 = 0所以：P = XFr+YFa = 1X 385.7+0 X = 385.7 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:=385.7X60X1440106X15360=423

36、9 N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有:Lh =106 C 10/3P60n=1.5X 106> Lh10619.5X 1000 360 X 1440385.7所以轴承预期寿命足够。9.2输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数丫分别为：X = 1，丫 = 0所以：P = XFr+YFa = 1X 370.2+0 X = 370.2 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:=370.2X60X 343.68106X15360=2523

37、 N3）选择轴承型号：查课本表11-5，选择：6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有:Lh =逆 C 10/360n1P=1.58 X 107 > Lh10625.5X 1000 360X 343.68370.2所以轴承预期寿命足够。第十部分联轴器的选择1. 载荷计算公称转矩：T = T1 = 27.57 Nm由表查得Ka = 1.3，故得计算转矩为：Tea = KaT1 = 1.3X 27.57 = 35.8 Nm2. 型号选择选用LT4型联轴器，联轴器许用转矩为T = 63 Nm,许用最大转速为n = 5700r/min，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm

38、。Tea = 35.8 Nm < T = 63 Nmn1 = 1440 r/min < n = 5700 r/min联轴器满足要求，故合用第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1)齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动， 其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。 由于大齿 轮的圆周速度V < 12 m/s,将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样， 齿轮在传动时， 就把润滑油带到啮合的齿面上， 同时也将油甩到箱壁上， 借以散 热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于 10m m。为 了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起， 造成齿面磨损， 大齿轮齿

39、顶距 油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为 30mm。由于大齿轮全 齿高h = 4.5 mm < 10 mm,取浸油深度为10mm则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油(GB5903-2011)，牌号为100润滑油，粘度荐用值为 81.5 cSt。2)轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。 此外，也有使用固体润滑剂润 滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 3.18 m/s > 2 m/s,所以采用油润滑。这是闭式齿轮传 动装置中的轴承常用的润滑方法， 即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁 面上，然后通过适当的沟槽把油引入轴承中去11.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不 同形式的密圭寸装置。对于无相对运动的结合面，常用密圭寸胶、耐油橡胶垫圈等； 对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同 的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小