【两辊卷板机传动系统的设计计算过程案例8700字】

两辊卷板机传动系统的设计计算过程案例综述目录TOC\o"1-3"\h\u20839两辊卷板机传动系统的设计计算过程案例综述 1179211.1电机的选择 1221921.2减速器的设计计算 187311.2.1确定传动装置的总传动比并且分配传动比 2114291.2.2传动装置的运动和动力参数的计算 2222991.2.3齿轮传动的设计 32091用重合度系数Yε计算弯曲疲劳强度 12306061.2.4传动轴和传动轴承及联轴器的设计 149691初步确定轴的最小直径 24227861.2.5键联接的选择及校核计算 2711029输出轴与低速大齿轮处的键 28166961.2.6轴承的选择及校核计算 29115001.2.6联轴器的选择 3097011.2.7减速器的润滑和密封 31295501.2.8减速器箱体主要结构尺寸 32233961.3蜗轮丝杆升降机的设计计算 3410301.1.1选择调节形式、材料及精度等级 34128041.1.2参数设计 345131所以可以得出下表参数 351.1电机的选择传动装置总效率ηa=η12η25η32η4η5=0.992×0.995×0.972×0.95×0.96=0.8η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮传动的效率,η4为开式齿轮传动的效率，η5为工作装置的效率。下辊的转速n:n=7r/min选择型号为Y160l-6的三相异步电动机，参数如下：额定功率11kw满载转速953r/min同步转速1000r/min1.2减速器的设计计算1.2.1确定传动装置的总传动比并且分配传动比总传动比iia=i×iki与ik取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12为√1.3i，即7.11则低速级齿轮的传动比i23为i/i12=38.9/7.11,即5.471.2.2传动装置的运动和动力参数的计算各轴转速：输入轴：n中间轴：n输出轴：n开式小齿轮轴：n工作机轴：n各轴输入功率:输入轴：P中间轴：P输出轴：P开式小齿轮：P工作机轴：P各轴输出功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P开式小齿轮：P工作机轴：P各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T开式小齿轮轴：T工作机轴：T各轴输出转矩：输入轴：T中间轴：T输出轴：T开式小齿轮轴：T工作机轴：T1.2.3齿轮传动的设计1）高速齿轮的设计计算：选精度等级、材料及齿数材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。一般工作机器，选用8级精度。选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=20×7.11=142.2，取Z2=143。压力角=20°。按齿面接触疲劳强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即d试选载荷系数KHt=1.3。计算小齿轮传递的转矩T齿宽系数Φd=1区域系数ZH=2.5弹性影响系数ZE=189.8√MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Zε：端面压力角：αα端面重合度：ε重合度系数：Z接触疲劳许用应力[σH]小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa应力循环次数：NN接触疲劳强度KHN1=0.88KHN2=0.92取失效概率为百分之一，安全系数S=1，得：σσ取[σH1]与[σH2]中较小的作为齿轮副得接触疲劳许用应力，所以[σH]=[σH2]=506MPa尝试计算小齿轮分度圆直径：d调整小齿轮分度圆直径：圆周速度v=齿宽b=系数KA=1由于v=2.82m/s,8级精度，查得动载系数KV=1.12齿轮得圆周力FK查得齿间载荷分配系数KH=1.2，KH=1.455K=按实际载荷系数，分度圆直径d齿轮模数m=取模数为标准值m=3mm计算几何尺寸：分度圆直径dd中心距a=齿轮宽度b=取b2=60b1=65校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ弯曲疲劳强度用重合系数YεY齿形系数和应力修正系数YFa1=2.75YFa2=2.16YSa1=1.56YSa2=1.83计算实际载荷系数KF查表得齿间载荷分配系数KFα=1.2KHβ=1.455,b/h=8.89,查表得KFβ=1.425载荷系数K=计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]查得小、大齿轮得弯曲疲劳极限为σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88取安全系数S为1.4，则σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，得出下表参数代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z20143齿宽b65mm60mm分度圆直径d60mm429mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)1.75mm1.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2×ha66mm435mm齿根圆直径dfd-2×hf52.5mm421.5mm2）低速齿轮的设计计算选取材料、精度等级和齿数材料：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。选取8级精度。小齿轮齿数选取Z3=21,大齿轮Z4=21*5.47=114.87,取Z4=115压力角α为20°按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩T选取齿宽系数Φd=1区域系数ZH=2.5弹性影响系数ZE=189.8√MPaαα端面重合度：ε重合度系数：Z接触疲劳许用应力[σH]小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa应力循环次数：NN接触疲劳强度KHN1=0.92KHN2=0.95取失效概率为百分之一，安全系数S=1，得：σσ取[σH1]与[σH2]中较小的作为齿轮副得接触疲劳许用应力，所以[σH]=[σH2]=522.5MPa尝试计算小齿轮分度圆直径：d调整小齿轮分度圆直径：圆周速度v=齿宽b=系数KA=1由于v=0.74m/s,8级精度，查得动载系数KV=1.05齿轮得圆周力FK查得齿间载荷分配系数KH=1.1，KH=1.471K=按实际载荷系数，分度圆直径d齿轮模数m=取模数为标准值m=5.5mm计算几何尺寸：分度圆直径dd中心距a=齿轮宽度b=取b4=116b3=121校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ弯曲疲劳强度用重合系数YεYYFa1=2.73YFa2=2.17YSa1=1.57YSa2=1.83计算实际载荷系数KF查表得齿间载荷分配系数KFα=1.1KHβ=1.471,b/h=9.37,查表得KFβ=1.441载荷系数K=计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]查得小、大齿轮得弯曲疲劳极限为σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.91取安全系数S为1.4，则σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，得下表参数代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m5.5mm5.5mm齿数z21115齿宽b121mm116mm分度圆直径d115.5mm632.5mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha5.5mm5.5mm齿根高hfm×(ha+c)6.875mm6.875mm全齿高hha+hf12.375mm12.375mm齿顶圆直径dad+2×ha126.5mm641.5mm齿根圆直径dfd-2×hf101.75mm618.75mm3）开式齿轮传动的设计选取材料、精度等级及齿数材料：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。选用8级精度选取小齿轮齿数Z1为23,大齿轮齿数Z2为23*1.5=80.5.取Z2为80压力角α=20°按齿根弯曲疲劳强度设计试算齿轮模数eqm\s(,nt)≥\r(3,\f(2K\s(,Ft)T\s(,4)Y\s(,ε),ψ\s(,d)Z\s(2,1))×\b(\f(Y\s(,Fa)Y\s(,Sa),[σ\s(,F)])))试选载荷系数KFt=1.3小齿轮传递的转矩T4=3192.43N/m选取齿宽系数Φd=1用重合度系数Yε计算弯曲疲劳强度αa1=arccos[Z1cosɑ/(Z1+2han*)]=arccos[23cos20°/(23+2*1)]=30.181°αa2=arccos[Z2cosɑ/(Z2+2han*)]=arccos[80cos20°/(80+2*1)]=21.545°端面重合度：εα=（1/2π）[Z1(tanαa1-tanα)+Z4(tanαa2-tanα)]=(1/2π)[23(tan30.181°-tan20°)+80(tan21.545°-tan20°)]=1.71重合度系数：Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.71=0.689根据齿数查图得齿形系数跟应力修正系数YFa1=2.66YFa2=2.23YSa1=1.59YSa2=1.77接触疲劳许用应力[σF]小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=500MPa、σHlim2=380MPa应力循环次数：小齿轮N1=60njth=60*24.5*1*10*1*8*300=1.53*107大齿轮N2=60njth=N1/u=1.53*107/1.5=1.01*107接触疲劳强度KHN1=0.91KHN2=0.95取安全系数S=1.4，得：[σF1]=σHlim1KFN1/S=500*0.91/1.4=325MPa[σF2]=σHlim2KFN2/S=380*0.95/1.4=257.86MPa因为YFa1YSa1/[σF1]=0.013<YFa2YSa2/[σF2]=0.0153所以取YFaYSa/[σF]=YFa2YSa2/[σF2]=0.0153试算齿轮模数mnt≥3√(2KFtT1Yε/ΦdZ12)(YFaYSa/[σF])=3√（2*1000*1.3*3192.43*0.689/1*232）*0.153=5.489mm调整齿轮模数圆周速度v:d1=mntz1=5.489×23=126.247mmv=eq\f(πd\s(,1)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×126.247×24.5,60×1000)=.16m/s齿宽b=eqφ\s(,d)d\s(,1)=eq1×126.247=126.247mm齿高h及宽高比b/hh=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25)×5.489=12.35mmb/h=126.247/12.35=10.22系数KA=1由于v=0.16m/s,8级精度，查得动载系数KV=1.02齿轮得圆周力Ft1=2T4/d1=2×1000×3192.43/126.247=50574.35NKAFt1/b=1×50574.35/126.247=400.6N/mm>100N/mm查得齿间载荷分配系数KF=1.1，KH=1.142载荷系数KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.1×1.142=1.281按实际载荷系数，齿轮模数mn≥mnt3√KF/KFt=5.489*3√1.281/1.3=5.462mm模数取标准值，m=5.5mm大小齿轮分度圆直径d1=z1m=23×5.5=126.5mmd2=z2m=80×5.5=440mm中心距a=(d1+d2)/2=(126.5+440)/2=281.25mm齿轮宽度b=d×d1=1×126.5=126.5mm取b2=127mmb1=132mm得下表参数代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m5.5mm5.5mm齿数z2380齿宽b132mm127mm分度圆直径d126.5mm440mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha5.5mm5.5mm齿根高hfm×(ha+c)6.875mm6.875mm全齿高hha+hf12.375mm12.375mm齿顶圆直径dad+2×ha137.5mm451mm齿根圆直径dfd-2×hf112.75mm426.25mm1.2.4传动轴和传动轴承及联轴器的设计1)输入轴的设计输入轴上的功率P1=9.07kw,转速n1=553r/min,T1=90.89Nm求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径d1为60mm则FF初步估算轴的最小直径轴的材料选为45钢，调质处理，取A0=112于是d输入轴的最下直径为安装联轴器处轴的直径d12,为适应所选轴直径d12与联轴器的孔径，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1,取KA=1.3则T转矩Tca应小于联轴器公称转矩，并且电机轴直径42mm，所以根据GB/T4323-2002，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为35mm,d12=35mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=40mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=58mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=40mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45×85×20.75mm，故d34=d78=45mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=20.75+15=35.75mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm，因此，取d45=d67=52mm。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l56=B=65mm，d56=d1=60mm轴的结构设计图根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。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=8mm，已知低速小齿轮的宽度b3=121mm，则l45=b3+c+Δ+s-15=121+12+16+8-15=142mml67=Δ+s-15=9mm轴的受力分析和校核作轴的计算简图（见图3-1-a）:a=18.6mm输入轴第一段中点距左支点距离L1=58/2+50+18.6=97.6mm齿宽中点距左支点距离L2=65/2+35.75+142-18.6=191.6mm齿宽中点距右支点距离L3=65/2+9+35.75-18.6=58.6mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-1-b）：FF垂直面支反力（见图3-1-d）：FF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M分别作水平面弯矩图（图3-1-c）和垂直面弯矩图（图3-1-e）。截面C处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图3-1-f）。作转矩图（图3-1-g）。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。，取α=0.6，则有：σ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：图3-12)中间轴的设计中间轴上的功率P2=8.71kw,转速n2=134.04r/min,T2=620.56Nm求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径d2为429mm则FF低速级小齿轮的分度圆直径d3为115.5mm则FF初步估算轴的最小直径轴的材料选为45钢，调质处理，取A0=107于是d轴的结构设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=43mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d×D×T=50×90×21.75mm，故d12=d56=50mm。取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45=55mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=60mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=58mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d34=67mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=14.5mm。左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm，因此，取d23=55mm。考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=121mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=119mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。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=8mm，已知滚动轴承宽度T=21.75mm，则l12=T+Δ+s+2=21.75+16+8+2=47.75mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mm轴的受力分析和校核作轴的计算简图（见图3-2-a）:a=20mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=(60/2-2+50.25-20)=58.2mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(60/2+14.5+121/2)=105mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(121/2-2+47.75-20)=86.2mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-2-b）：FF垂直面支反力（见图3-2-d）：FF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MM截面B、C处的垂直弯矩：MM分别作水平面弯矩图（图3-2-c）和垂直面弯矩图（图3-2-e）。截面B、C处的合成弯矩：MM作合成弯矩图（图3-2-f）。作转矩图（图3-2-g）。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。，取α=0.6，则有：σ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：图3-23)输出轴的设计求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=8.36KWn3=24.5r/minT3=3258.69Nm求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=632.5mm则:FF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:A0=112，于是得d输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT12型联轴器。半联轴器的孔径为100mm故取d12=100mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=105mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=110mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=167mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=165mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=105mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30222，其尺寸为d×D×T=110mm×200mm×38mm，故d34=d78=110mm，取挡油环的宽度为15，则l34=38+15=53mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30222型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm，因此，取d45=117mm。取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=115mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=116mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=114mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=115mm查表，得R=2.5mm，故取h=7mm，则轴环处的直径d56=129mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。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l23=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。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=8mm，已知滚动轴承的宽度T=38mm高速大齿轮轮毂宽度B2=60mm，则l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=60+12+5+2.5+16+8-12-15=76.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=38+8+16+2.5+2=66.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析和校核作轴的计算简图（见图3-3-a）:a=45mm第一段轴中点距左支点距离L1=(165/2+50+45)mm=177.5mm齿宽中点距左支点距离L2=(116/2+12+76.5+53-45)mm=154.5mm齿宽中点距右支点距离L3=(116/2-2+66.5-45)mm=77.5mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-3-b）：FF垂直面支反力（见图3-3-d）：FF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M分别作水平面弯矩图（图3-3-c）和垂直面弯矩图（图3-3-e）。截面C处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图3-3-f）。作转矩图（图3-3-g）。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。取=0.6，则有：σ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：图3-31.2.5键联接的选择及校核计算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：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T1，故键满足强度要求。2)中间轴键选择与校核中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=16mm×10mm×50mm，接触长度:l'=50-16=34mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=16mm×10mm×110mm，接触长度:l'=110-16=94mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。3)输出轴键选择与校核输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=32mm×18mm×110mm，接触长度:l'=110-32=78mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=28mm×16mm×110mm，接触长度:l'=110-28=82mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。1.2.6轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：L1)输入轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr=67.8KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。2)中间轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P选择轴承型号:查表，选择:30210轴承，Cr=71.2KN，有：L所以轴承预期寿命足够。3)输出轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30222轴承，Cr=260KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。1.2.6联轴器的选择1)输入轴处联轴器载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：T型号选择选用LT5型联轴器，联轴器许用转矩为T=125Nm，许用最大转速为n=4600r/min，轴孔直径为35mm，轴孔长度为60mm。Tn联轴器满足要求，故合用。2)输出轴处联轴器载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：T型号选择选用LT12型联轴器，联轴器许用转矩为T=8000Nm，许用最大转速为n=1450r/min，轴孔直径为100mm，轴孔长度为167mm。Tn联轴器满足要求，故合用。1.2.7减速器的润滑和密封1)减速器的润滑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。由于低速大齿轮的圆周速度v≤12m/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10mm。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。由于低速大齿轮全齿高h=12.375mm＞10mm，取浸油深度为12mm，则油的深度H为H=30+12=42mm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220润滑油，粘度荐用值为177cSt。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。由于低速大齿轮圆周速度v=0.74m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。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