機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級(jí)減速器

機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級(jí)減速器,機(jī)械,課程設(shè)計(jì),二級(jí),減速器 目錄 1. 設(shè)計(jì)任務(wù) 2 2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 2 3. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3 3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型 3 3.2傳動(dòng)比的分配 5 3.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 5 4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7 4.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7 4.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 5. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 16 5.1軸的設(shè)計(jì) 16 5.2鍵的選擇與校核 23 5.3軸承的的選擇與壽命校核 25 6. 箱體的設(shè)計(jì) 28 6.1箱體附件 28 6.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 29 7. 潤(rùn)滑和密封 30 7.1潤(rùn)滑方式選擇 30 7.2密封方式選擇 30 參考資料目錄 30 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 1. 設(shè)計(jì)任務(wù) 1.1設(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，工作時(shí)有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年，小批量生產(chǎn)。 1.2原始數(shù)據(jù) 滾筒圓周力： 輸送帶帶速： 滾筒直徑： 1.3工作條件 二班制，空載起動(dòng)，有輕微沖擊，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源，電壓為380/220V。 2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示： 帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過(guò)聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入兩級(jí)齒輪減速 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 器3，再經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5帶動(dòng)輸送帶6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開(kāi)式減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。 3. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型 按設(shè)計(jì)要求及工作條件，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓380V。 3.1.1選擇電動(dòng)機(jī)的容量 根據(jù)已知條件計(jì)算，工作機(jī)所需要的有效功率 設(shè)：η4w——輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率； ηc——聯(lián)軸器效率，ηc=0.99（見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）》表3—1）； ηg——閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，ηg=0.98（同上）； ηb——滾動(dòng)軸承（一對(duì)球軸承），ηb=0.99（同上）； ηcy——輸送機(jī)滾筒效率，ηcy =0.96（同上）。 估算傳動(dòng)裝置的總效率 式中 傳動(dòng)系統(tǒng)效率 工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率 計(jì)算及說(shuō)明 Pw=2.16kW 傳動(dòng)總效率 η=0.8680 Pr=2.4884kW 結(jié)果 選擇電動(dòng)機(jī)容量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm等于或大于工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)動(dòng)率Pr。因工作時(shí)存在輕微沖擊，電動(dòng)機(jī)額定功率Pm要大于Pr。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）》表3—2所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選Pm≥Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)取為3kW。 3.1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 由已知條件計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比 由《機(jī)械設(shè)計(jì)（高等教育出版社）》表18—1查得，展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比范圍為 i=8~60，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）》表3—2可以查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)如下表： 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（kw） 滿載轉(zhuǎn)速(r/min) 總傳動(dòng)比 1 Y100L-2 3 2880 28.26 2 Y100L2-4 3 1440 14.13 3 Y132S-6 3 960 9.42 通過(guò)對(duì)以上方案比較可以看出： 方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最高、尺寸最小、重量最低、價(jià)格最低，總傳動(dòng)比為28.26。但總傳動(dòng)比最大，傳動(dòng)系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。方案2選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價(jià)格較低，總傳動(dòng)比為14.13。傳動(dòng)系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案3選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價(jià)格高，總傳動(dòng)比為9.42。對(duì)于展開(kāi)式兩級(jí)減速器（i=8~60）綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4型三相異步電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm=3kw，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）》表3—3電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸（單位mm）如下： A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160 140 63 28+0.009 -0.004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 計(jì)算及說(shuō)明 Pm=3kW 電動(dòng)機(jī) Y100L2-4型 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min 總傳動(dòng)比i=14.13 結(jié)果 查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下： 中心高， 軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑， 軸伸出部分長(zhǎng)度。 3.2傳動(dòng)比的分配 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i=14.13 由傳動(dòng)系統(tǒng)方案可知 因此，兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比 為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同、齒面硬度HBS≤350,、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比 低速級(jí)傳動(dòng)比 傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為 3.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 取電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 計(jì)算出各軸的輸入功率 計(jì)算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表格所示: 軸號(hào) 電動(dòng)機(jī) 兩級(jí)圓柱齒輪減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 1440 1440 336 102 102 功率P（Kw） 2.4884 2.4635 2.3901 2.3189 2.2728 轉(zhuǎn)矩T（N?m） 16.50 16.34 67.95 217.36 213.03 兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動(dòng)比i 1 4.286 3.297 1 傳動(dòng)效率η 0.99 0.9702 0.9702 0.9801 （注：除了電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。） 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1) 材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。 (2) 齒輪精度：7級(jí) (3) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=103 (4) 初選螺旋角β=14° (5) 壓力角α=20° 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).(高等教育出版社 第九版)》式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KHt=1.0。 由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Zβ。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)。 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。 由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v 齒寬b 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。 查得使用系數(shù)。 根據(jù)v=2.183m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08。 齒輪的圓周力， ， 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí)，。 其載荷系數(shù)為 3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式（10-19）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù)，查圖10-17得齒形系數(shù)、。 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)。 由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14） 設(shè)計(jì)及說(shuō)明 結(jié)果 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v ②齒寬b ③寬高比。 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) ①根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。 ②由 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為 3）由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標(biāo)準(zhǔn)中就近?。欢X面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 考慮模數(shù)從1.037mm增大圓整至2mm，為此將中心距圓整為90。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (3)計(jì)算分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 取、。 5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按照7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑，做成實(shí)心式齒輪。 4.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。 1) 齒輪精度：7級(jí) 2) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=79 3) 壓力角α=20° 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).高等教育出版社第九版》式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 1) 確定公式中的各參數(shù)值。 1　 試選載荷系數(shù)。 2　 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 3　 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。 4　 由表10-7選取齒寬系數(shù) 5　 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 6　 由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1 取 和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。 α=20° 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v。 齒寬b。 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。 ①查得使用系數(shù)KA=1。 ②根據(jù)v=0.877m/s、7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.0。 ③齒輪的圓周力 查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2。 ④用表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)。 其載荷系數(shù)為 3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選。 ②由式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 計(jì)算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度v ②齒寬b ③寬高比。 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) ①根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。 ②由 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為 3）由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.569mm并近 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。z1和z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即 取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即 5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此，可以通過(guò)調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位法進(jìn)行圓整。將中心距圓整為。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。 （1） 計(jì)算變位系數(shù)和 1） 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有所下降。 2）分配變位系數(shù) 由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(diǎn)位于L17和L16之間。按這兩條線做射線，再?gòu)臋M坐標(biāo)的處做垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是。 3）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。 4）齒根彎曲強(qiáng)度校核 m=2mm 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 小齒輪 大齒輪 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6. 主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)，，模數(shù)m=2mm，壓力角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按照7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑，做成實(shí)心式齒輪。 4.3兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)誤差校核 高速級(jí)斜齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)直齒輪傳動(dòng)，可求出兩級(jí)圓柱齒輪減速器的實(shí)際傳動(dòng)比 傳動(dòng)誤差 傳動(dòng)誤差在題目給定的允許速度誤差±4%之內(nèi)，符合設(shè)計(jì)要求。 5. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 5.1軸的設(shè)計(jì) 5.1.1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、輸入軸的功率，、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩 二、計(jì)算作用在高速斜齒輪軸上的力： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 作用在高速斜齒輪軸上的力 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112 根據(jù)公式 計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響， 四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案： 該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，如下圖。 軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，根據(jù)工作情況選取，則：。 根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)T3,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為。 （2）確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度： 軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短2~3mm，軸段1總長(zhǎng)為。 軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 軸段3:為支撐軸頸，用來(lái)安裝軸承，取其直徑為。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位, 套筒。則此軸段的長(zhǎng) 軸段4：過(guò)渡軸段，軸肩用來(lái)軸向定位套筒，其高度，取，取中間軸一級(jí)齒輪與二級(jí)齒輪間的距離，二級(jí)齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承右側(cè)有一套筒，已知二級(jí)輸入齒輪齒寬為，則此段軸的長(zhǎng) A0=112 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長(zhǎng)。 軸段6：此段為過(guò)渡軸段，同軸段4，取，取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承左側(cè)有一套筒,則此段軸的長(zhǎng) 軸段7：此段為軸承及套筒軸段，已知滾動(dòng)軸承寬度為，，取其直徑。 （3） 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為30mm，同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑為R1.0。 五、求軸上載荷 （1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖 在確軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查得7205AC型角接觸球軸承軸承，。因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。 半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6 軸端倒角為C1 各軸肩處圓角半徑為R1 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 （1）計(jì)算支反力 （2）計(jì)算彎矩M （3）計(jì)算總彎矩 （4）計(jì)算扭矩T 現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表。 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為： 根據(jù)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表15—1查得。因此，故安全。 5.1.2中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、中間軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 二、作用在齒輪上的力： 高速級(jí)斜齒輪上： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 低速級(jí)主動(dòng)直齒輪上： 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112 根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響， 四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案： 中間軸的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，其初步確定結(jié)構(gòu)如下圖 作用中間軸上的力 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 （2） 確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度： 軸段1:為支撐軸頸，用來(lái)安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求，高速級(jí)齒輪中心線要對(duì)齊，軸段1總長(zhǎng)為。 軸段2：此軸段為支撐軸頸，用來(lái)安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。為保證高速級(jí)齒輪準(zhǔn)確定位，應(yīng)使 。 軸段3:為定位軸頸，因?yàn)榍懊娓咚佥S的計(jì)算取中間軸上兩齒輪距離，所以，取其直徑為。 軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來(lái)安裝低速級(jí)輸入齒輪。其直徑為保證軸長(zhǎng)略小于轂長(zhǎng)，所以， 軸段5：為支撐軸頸，用來(lái)安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求，參考高速軸，軸段5的軸長(zhǎng)。 （3）軸上零件的軸向定位 斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為28mm；同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為48mm。同時(shí)為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C1，軸段3軸肩處圓角半徑R為1.2，其余軸段軸肩處圓角半徑為R1。 五、軸的校核： 校核方法如前文所述。 5.1.3低速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、低速軸（即輸出軸）的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 各軸段直徑和長(zhǎng)度 斜齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 二、作用在從動(dòng)直齒輪上的力： 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響 低速軸（輸出軸）最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，查表14-1，根據(jù)工作情況選取，則 根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)T7,孔徑，半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為，A型鍵槽。因此選取軸段1的直徑為。 四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案： 低速軸（輸入軸）只需要安裝一個(gè)齒輪，由兩個(gè)滾動(dòng)軸承支撐，初定其結(jié)構(gòu)如下圖所示。 軸段1:配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短2~3mm，軸段1總長(zhǎng)為。 軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 軸段3和7:為支撐軸頸，用來(lái)安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定的高度取h=4.5mm，使直徑。預(yù)選軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承。寬度；為保證軸承的軸向固定，使用套筒定位，套筒。則此軸段的長(zhǎng)。 軸段4：軸段4為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使 作用在低速軸上的力 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 軸段6：軸段6為支撐軸頸，用來(lái)安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度, 。軸段6長(zhǎng)度應(yīng)少于齒輪輪轂長(zhǎng)度，已知二級(jí)輸出齒輪齒寬為，使 軸段5：其軸環(huán)用來(lái)確定齒輪的軸向固定，為了保證定位軸肩有一定的高度，直徑軸環(huán)寬度。取。 為保證齒輪嚙合良好以及定位要求，參考中間軸的軸長(zhǎng)確定、 （3）軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm。同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為43mm。同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。 五、軸的校核： 校核方法如前文所述。 5.2鍵的選擇與校核 5.2.1高速軸上鍵聯(lián)接的選擇 前面已確定鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽長(zhǎng)30mm。選取鍵長(zhǎng)，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計(jì)算公式可得： 可見(jiàn)鍵的擠壓強(qiáng)度滿足要求。 5.2.2中間軸上鍵聯(lián)接的選擇 （1）從動(dòng)斜齒輪的鍵聯(lián)接 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 前面已確定鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽長(zhǎng)28mm 。選取鍵長(zhǎng)。 半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6 齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6 設(shè)計(jì)及說(shuō)明 結(jié)果 2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計(jì)算公式可得： 可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。 （2）小齒輪鍵聯(lián)接 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。前面已確定鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽長(zhǎng)48mm 。選取鍵長(zhǎng)。 2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計(jì)算公式可得： 可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。 5.2.3低速軸上鍵聯(lián)接的選擇 （1）從動(dòng)直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。前面已確定鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽長(zhǎng)43mm 。選取鍵長(zhǎng)。 （2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計(jì)算公式可得： 可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 5.3軸承的的選擇與壽命校核 一、高速軸的軸承選擇與壽命校核 已知： 軸承預(yù)期計(jì)算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動(dòng)載荷 求兩軸承受到的徑向載荷和；將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。 由力分析可知 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 、、、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷；、分別為左右軸承的徑向載荷。 (3) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和 對(duì)于7205AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， 查表13-5得， 。則： 按式13-11得 （4）求當(dāng)量載荷、 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 由表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷變動(dòng)較小，按表13-6， 故左右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為： 因?yàn)?，所以按左邊軸承的受力大小驗(yàn)算： 故所選角接觸球軸承7205AC可滿足壽命要求。 二、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。 由前面計(jì)算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有 高速級(jí)從動(dòng)斜齒輪上：，，，， 低速級(jí)主動(dòng)直齒輪上：， 選擇軸承型號(hào)為7205AC，其計(jì)算校核過(guò)程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類似，詳細(xì)過(guò)程略。 三、低速軸的軸承選擇與壽命校核 由計(jì)算結(jié)果可知作用在低速軸上的力有， 軸承預(yù)期計(jì)算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承的基本額定動(dòng)載荷 計(jì)算比值 查表13-5得 X=1，Y=0。查表13-6根據(jù)工作狀況，選取 高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 故軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承安全，符合設(shè)計(jì)要求。 6. 箱體的設(shè)計(jì) 6.1箱體附件 1．視孔蓋和窺視孔： 在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。 2．油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 3．油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。 4．通氣孔： 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。 5．螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 6．位銷： 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 7．吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出起吊孔，用以起吊。 低速軸軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承 6.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 名稱 符號(hào) 減速器及其形式關(guān)系 機(jī)座壁厚 δ 0.025a+3mm=8mm,取8mm 機(jī)蓋壁厚 δ1 0.02a+3=7mm<8mm,取8mm 機(jī)座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機(jī)蓋凸緣厚度 b1 1.5δ=12mm 機(jī)座底凸緣厚度 p 2.5δ=20mm取25mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=18mm取20mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm,n=6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=15mm取16mm 機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)df=10~12mm取10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=6~8mm取M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=14~16mm取M14 df、d2、d3至外機(jī)壁距離 c1 24mm d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 20mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 R1 R1=C2=20mm 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速軸軸承座外徑D和螺栓扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定 外機(jī)壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5~8)=50 內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離 L2 δ+c1+c2+(5~8)=58 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 軸承端蓋外徑 D2 98mm, 124mm 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s≈D2 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 7. 潤(rùn)滑和密封 7.1潤(rùn)滑方式選擇 減速器齒輪圓周速度v<12m/s可采用浸油潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑是將傳動(dòng)件一部分浸入油中，傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí)，粘在其上的潤(rùn)滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑。同時(shí)，油池中的油被甩到箱壁上可以散熱，箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤(rùn)滑油以保證潤(rùn)滑及散熱需要。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時(shí)將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應(yīng)大于30~50mm。為保證齒輪充分潤(rùn)滑且避免攪油損失過(guò)大，齒輪應(yīng)該有合適的浸油深度。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）》表5-4，確定高速大齒輪的浸油高度，低速大齒輪的浸油高度?？扇↓X頂圓到油池底面的距離為40mm，則箱內(nèi)潤(rùn)滑油的高度。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）》表16-1，潤(rùn)滑油選全損耗系統(tǒng)用油（GB443—1989）代號(hào)：L—AN22。 軸承用潤(rùn)滑脂方式潤(rùn)滑。軸承室內(nèi)填裝潤(rùn)滑脂，用擋油環(huán)將軸承室與減速箱箱體內(nèi)部隔開(kāi)。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）》表16-2，潤(rùn)滑脂選通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB7324-1994）代號(hào)ZL-1。 7.2密封方式選擇 為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇В鑼?duì)軸伸出箱體部分設(shè)置密封裝置。由于高速軸和低速軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封方式。在軸承蓋上開(kāi)出梯形槽，將毛氈制成環(huán)形放置在梯形槽內(nèi)。 參考資料目錄 [1] 孫桓,陳作模，葛文杰主編. 機(jī)械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2013年4月第8版 [2] 濮良貴,陳國(guó)定，吳立言語(yǔ)主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)[M]. 北京：高等教育出版社，2013年5月第9版 [3] 任金泉主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M]．西安：西安交通大學(xué)出版社，2003年2月第1版 [4] 周靜卿，張淑娟，趙鳳芹主編．機(jī)械制圖與計(jì)算機(jī)繪圖[M]．北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社，2007年9月第1版 [5] 劉鴻文主編. 材料力學(xué) [M]. 北京：高等教育出版社，2011年2月第1版 [6] 楊曉輝主編. 簡(jiǎn)明機(jī)械實(shí)用手冊(cè)[M]. 北京：科學(xué)出版社，2006年8月第1版 [7] 李育錫主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M]. 北京：高等教育出版社，2008年6月第1版 箱內(nèi)潤(rùn)滑油的高度 34