鏈式傳動系統(tǒng)設計課程設計[共30頁]

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1、目錄 一 設計任務 4 二電動機的選擇計算 4 2.1選擇電動機系列 4 2.2傳動滾筒所需有效功率 4 2.3傳動裝置的總效率 4 2.4所需電動機的輸出功率 4 2.5計算傳動滾筒軸的轉速 5 2.6選擇電動機 5 2.7選擇電動機的型號 5 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 5 3.1總傳動比i 5 3.2各級傳動比的分配 6 3.3各軸功率、轉速轉矩的計算 6 四 鏈傳動計算 7 4.1鏈傳動的設計計算 7 4.2選擇鏈齒數(shù) 7 4.3計算額定功率 7 4.4 計算鏈節(jié)數(shù) ，初定中心距 =40P 8 4.5初定中心距a 8 4.6 確定

2、實際中心距 8 4.7選取鏈節(jié)距p 8 4.8 驗算鏈速 8 五 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 8 5.1選擇齒輪材料和熱處理，確定許用應力 8 5.2按齒面接觸強度計算中心距a 9 5.3 匹配參數(shù) 10 5.4驗算齒根彎曲疲勞強度 12 5.5齒輪主要幾何參數(shù) 13 六 低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 14 6.1選擇齒輪材料和熱處理，確定許用應力 14 6.2按齒面接觸強度計算中心距a 14 6.3 匹配參數(shù) 15 6.4驗算齒根彎曲疲勞強度 18 6.5齒輪主要幾何參數(shù) 19 七 軸的設計計算 19 7.1 軸直徑計算 19 7.2 軸的強

3、度校核 20 八 減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算 23 8.1選擇軸承類型及初定型號 23 8.2計算軸承的受力 24 8.3計算當量動載荷 24 8.4計算軸承壽命 24 九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 24 十 設計體會 26 參考文獻 26 一、設計任務 1．設計的技術數(shù)據(jù)： 運輸帶的工作拉力：F=6800N 運輸帶的工作速度：V=0.65m/s 運輸帶的滾筒直徑：D=320mm 運輸帶的寬度 ：B=300mm 2．工作情況及要求： 用于機械加工車間運輸工作，2班制連續(xù)工

4、作,載荷有輕度沖擊，使用5年,小批量生產(chǎn)。在中等規(guī)模制造廠制造。動力來源：電力三相交流380/220V。速度允差〈5%。 2、 電動機的選擇計算 2.1選擇電動機系列 根據(jù)工作要求及條件，選擇三相異步電動機 ，封閉式結構，電壓380V，Y系列。 2.2傳動滾筒所需有效功率 滾筒所需的有效功率：=FV=68000.65=4.42KW 2.3傳動裝置的總效率 傳動裝置的總效率： 查《機械設計課程設計》表17-9得式中: 滾筒效率： = 0.96 聯(lián)軸器效率： = 0.99 鏈傳動效率：

5、 = 0.93 球軸承： =0.99 斜齒輪嚙合效率： = 0.98 傳動總效率: 2.4所需電動機的輸出功率 所需電動機功率 := =4.42/0.8154=5.42kw 2.5計算傳動滾筒軸的轉速 ===38.8 r/min 2.6選擇電動機 查《機械設計課程設計》表27-1,可選Y系列三相異步電動機Y132S-4,額定功率=5.5KW， 同步轉速1500 r/min; 或選Y系列三相異步電動機Y132M2-6,額定功率額定功率=5.5KW, 同步轉速1000 r/min.均滿足 >

6、。 表2-1 電動機數(shù)據(jù)及傳動比 方案號 電機型號 額定功率/kW 同步轉速r/min 滿載轉速r/min 總傳動比 1 Y132S—4 5.5 1500 1440 37.696 2 Y132M2—6 5.5 1000 960 25.565 比較兩種方案可見，方案2選用的電動機雖然質量和價格較低，但傳動比過低。 為使傳動裝置緊湊，決定選用方案1。 2.7選擇電動機的型號 表2-2 電動機型號為Y132S-4.查表得其主要性能如下 電動機額定功率

7、P0/ KW 5.5 電動機軸伸長度E/mm 80 電動機滿載轉速 n0/(r/min) 1440 電動機中心高H/mm 132 電動機軸伸直徑 D/mm 38 堵轉轉矩/額定轉矩T/N.m 2．2 三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 3.1總傳動比i 總傳動比: =/ =1440/38.8=37.113 3.2各級傳動比的分配 傳動比為2—4，取 則減速的傳動比：=37.1

8、13/2.6=14.27 對減速器傳動比進行分配時，即要照顧兩級傳動浸油深度相近，又要注意 大齒輪不能碰著低速軸，試取： ==4.3 低速軸的傳動比：== 14.27/4.3=3.3 3.3各軸功率、轉速轉矩的計算 0軸：即電機軸 P0==5.42KW n0=1440 r/min T0=9550P0/n0=95505.42/1440=

9、36 Ⅰ軸：即減速器高速軸 P1= 5.420.99=5.37 KW n1= n0 =1440 r/min T1=9550P1/n1=95505.37/1440=35.61 Ⅱ軸：即減速器中間軸 P2= P1=5.370.990.98=5.21 kw n2== n1/=1440/4.3=334.9 r

10、/min T2=9550P2/n2=95505.21/334.9=148.57 Ⅲ軸：即減速器的低速軸 P3= P2=5.210.990.98=5.05 kw n3= n2/i2=334.9/3.3=101.5 r/min T3=9550P3/n3=95505.05/101.5=475.15 Ⅳ軸：即傳動滾筒軸 P4

11、= P3=5.050.990.93=4.65 kw n4= n3 /i鏈 =101.5/2.6=39r/min T4=9550P4/n4=95504.65/39=1138.65 將上述計算結果匯于下頁表3-1： 表3-1 各 軸 運 動 及 動 力 參 數(shù) 軸序號 功 率 P/ KW 轉 速 n/

12、(r/min) 轉 矩 T/N.m 傳動形式 傳動比i 效率η 0軸 5.42 1440 36 連軸器 1.0 0．99 Ⅰ軸 5.37 1440 35.61 齒輪傳動 4.3 0．98 Ⅱ軸 5.21 334.9 148.57 齒輪傳動 3.3 0．98 Ⅲ軸 5.05 101.5 475.15 鏈傳動 2.6 0．93 Ⅳ軸 4.65 39 1138.65 四、鏈傳動的設計計算 4.1鏈傳動的設計計算 已知條件：P= 5.05k

13、W，n1=101.5r/min，i=2.6。 4.2選擇鏈齒數(shù) 估計鏈速v＜3m/s，考慮傳動比，i=2.6，并盡量減小動載荷取z1=21。則： z2=iz1=2.621=54.6，?。簔2=55， 4.3 計算額定功率 采用單排鏈，分別查《機械設計》表4-14,圖4-39，表4-15得 ：KA=1.5，Kz=0.9，KP=1，則： Po≥KAKZP/KP=1.50.95.05/1.0=6.8175KW 4.4 計算鏈節(jié)數(shù) ，初定中心距 =40P 初選中心距a0=40p，則： =118.73mm 取鏈長LP=120節(jié)。 4.5初定中心距a

14、 則中近距為：a≈a0+(Lp-Lp0) p/2=1290.16mm 4.6確定實際中心距 考慮鏈條要有一定的安裝垂度，實際中心距應比理論中心距小， △a=(0.02～0.04）a=25.8～51.6mm 可?。篴=1245~1260mm，并可調。 4.7 選取鏈節(jié)距p 根據(jù)P0和n1查的連號為No 20A，節(jié)距p=31.75mm。 4.8驗算鏈速 V=Z1n1P/601000=21104.5231.75/601000=1.13<15m/s 鏈速適宜。 4．計算壓軸力 F==5050/1.16=4469 N 取壓軸力系數(shù)KQ=1.2，則 QF

15、 =KQFt=1.24469 =5362.8 N 5．確定潤滑方式 根據(jù)鏈號No 20A和鏈速，查得潤滑方式為滴油潤滑。 6．確定鏈輪結構 小鏈輪采用整體式結構，大鏈輪采用孔板式結構。 五、高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算： 5.1選擇齒輪材料和熱處理，確定許用應力 原始數(shù)據(jù)：電動機的輸出功率 ： 5.37kW 小齒輪轉速 ： 1440 r/min 傳動比 ：4.3 單向傳動，工作載荷有輕微沖擊， 每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5 年。 1.選擇齒輪材料精度等級 齒輪減速器為一般機械，

16、小齒輪材料選用45鋼，調質處理，由《機械設計》表5—1 查得 小齒輪45調質，硬度217～255HB，取硬度為235—255HB； 大齒輪材料選用45鋼，正火處理，硬度162～217HB，取190—217HB。 齒輪精度等級為7級 計算應力循環(huán)次數(shù)N (由教材式5—33) =60jLh=6014401(530016)=2.07109 =/=2.07109/4.3=4.82108 查《機械設計》圖5-17得=1.0, =1.03 取Zw=1.0，=1.0，=1.0，

17、=1.0 由《機械設計》圖5-16(b)得: =580Mpa，=545MPa 由教材式(5-28)計算許用接觸應力 =ZN1ZXZWZLVR==580Mpa =ZN2ZXZWZLVR==561Mpa 因為>，取==561MPa 5.2按齒面接觸強度計算中心距a 取1.0 由《機械設計》表5—5查得：=189.8 取0.35 T1==35610m 初?。?, 暫取： 估?。? 由《機

18、械設計》式5—41 計算 ==2.47 = =113mm 根據(jù)設計合理性?。篴=115mm 5.3 匹配參數(shù) 一般?。? mm 取標準模數(shù)： 總齒數(shù)： ==112.48 整取 ： =113 小齒輪齒數(shù) ：z1=/(u+1)=21.3 整取： z1 =21 大齒輪齒數(shù)： z2= - z1 =92 ?。? z1=21 z2=92 實際傳動比： 傳動比誤差： ＜5% 故在范圍內。 修正螺旋角 ： 與相近，故、可不修正

19、 驗證圓周速度 v=πd1n1/601000=π42.7441440/601000=3.223 m/s 故滿足要求 計算齒輪的幾何參數(shù),由《機械設計》5-3 按電動機驅動，輕度沖擊 vz1/100=3.22321/100=0.67683 m/s 按7級精度查《機械設計》取5-4(d)得：　 齒寬： 取整：b2=45 mm b1=50 mm 按， 考慮到軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱位置查《機械設計》5-7a 得：　按7級精度 查《機械設計》5-4得： 齒頂圓直徑： 端面壓力角： 齒輪基圓直徑： 齒頂圓

20、壓力角： 由《機械設計》5-43　得： 由《機械設計》5-18得： 基圓螺旋角： ZH= 故齒面接觸強度合格 5.4驗算齒根彎曲疲勞強度 由《機械設計》式5-44 = ≤ =/=21/ =22.14 =/=92/=96.97 查《機械設計》圖5-14得：=2.75,=2.25 查《機械設計》圖5-15得：=1.575,=1.8 由《機械設計》式5-47計算： =1-=1-1=0.91 由《機械設計》式5-48計算： =

21、0.25+=0.25+=0.69 由《機械設計》式5-31計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》圖5-18b得：220MPa,210MPa 查《機械設計》圖5-19得：1.0 ?。? Yx=1.0 ?。? ==314Mpa ==300Mpa = ==77.89MPa<=314Mpa 安全 ===72.89MPa<=300MPa 安全 5.5齒輪主要幾何參數(shù) Z1=21 Z2=

22、92 β mn=2mm d1=42.743mm d2=187.257 mm = =42.743+212=46.743 mm ==187.257+212=191.257 mm =-=42.743-2(1+0.25)2=37.743 =-=187.257-2(1+0.25)2=182.257 =115mm b1=50mm b2=45mm 齒輪的結構設計： ①小

23、齒輪：由于小齒輪齒頂?shù)芥I頂距離x<5，因此齒輪和軸可制成一體的齒輪軸。 ②對于大齒輪，da2<500m 因此，做成腹板結構。 六、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 6.1選擇齒輪材料和熱處理，確定許用應力 由前面計算得知：Ⅱ軸傳遞的功率P2=5.21kw，轉速n1=334.9r/min， 轉矩T1=148.57N.m，齒數(shù)比u=3.3， 單向傳動，工作載荷有輕微沖擊， 每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5年。 1.選擇齒輪材料，確定精度及許用應力 小齒輪為45鋼，調質處理，硬度為217—255HB

24、 大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190—217HB 齒輪精度為7級 計算應力循環(huán)次數(shù)N (由《機械設計》式5—33) =60=60334.91(163005)=4.82256108 =/=4.82256108 /3.3= 查《機械設計》圖5—17得：1.05, 1.13 取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0 查《機械設計》圖5—16

25、得：=580MPa, =545MPa 由式5—28 ==609MPa ==615.85MPa 6.2按齒面接觸強度計算中心距a ≥(u+1)mm T2==148570Nmm 初選=1.2，暫取,0.35 由式5—42 0.99 由表5—5 得=189.8 由式5—41 計算 估取 =arctan(tan/cosβ) = arctan(

26、tan200/cos120)=20.4103 0 = arctan(tancos) = arctan(tan12cos20.41030)=11.26650 則= ==2.47 ≥(u+1) ==152.748mm 圓整?。? =155mm 6.3 匹配參數(shù) 一般取： =(0.01～0.02)= (0.01～0.02)155=1.55～3.1 取標準值： =2mm 兩齒輪齒數(shù)和

27、 ： ===151.6 取：=152 =/(u+1)= =35.3 ?。?35 = -z1=152-35=117 實際傳動比： ==3.343 傳動比誤差： ＜5% 故在范圍內。 修正螺旋角 ： β=arccos= arccos=11.29110 與初選 接近，，不可修正 ===71.382mm ==238.

28、618mm 圓周速度： V===1.252m/s 取齒輪精度為7級 3．驗算齒面接觸疲勞強度 =≤ 由《機械設計》表5-3查得：=1.25 /100=1.25235/100=0.4382 m/s 按7級精度查《機械設計》圖5-4得動載系數(shù)=1.02 齒寬 b==0.4155=54.25mm ?。?mm mm =55/71.382=0.771

29、 查《機械設計》圖5-7齒輪相對于軸承非對稱布置，兩輪均為軟齒面，得：=1.11 查《機械設計》表5-4得： =1.1 載荷系數(shù)==1.251.021.111.1=1.558 由《機械設計》式5-42 =0.99 計算重合度，以計算： =+2m=71.382+21.02.0=75.782mm =+2m =238.618+21.02.0=242.618mm arctan(tan/cosβ)= arctan(tan200/cos11

30、.29110)=20.3630 =cos=71.382cos11.29110=66.921mm =cos=238.618cos11.29110=223.706mm =arccos= arccos =27.9850 =arccos= arccos =22.7720

31、 =［(tan-tan)+(tan-tan)］ =[35 +117]=1.798 == =1.714 由《機械設計》式5-43計算 = arctan(tancos)=10.6020 == =2.421 由《機械設計》式5-38計算齒面接觸應力 ==2.45189.80.7460.99 =

32、503MPa<[]=609 Mpa 安全 6.4驗算齒根彎曲疲勞強度 由《機械設計》式5-44得： = ≤ =/=35/ =37.114 =/=117/=124.065 查《機械設計》圖5-14得：=2.47,=2.22 查《機械設計》圖5-15得：=1.67,=1.76 由《機械設計》式5-47計算 =1-=1-1=0.9 由《機械設計》式5-48計算 =0.25+=0.25+=0.653 由《機械設計》式5-31計算彎曲疲勞許用應力 查《機

33、械設計》圖5-18b得：220MPa, 210MPa 查《機械設計》圖5-19得： 1.0 取： Yx=1.0 ?。? ==314Mpa ==300Mpa = ==143MPa<=314Mpa 安全 ===135MPa<=300MPa 安全 6.5齒輪主要幾何參數(shù) Z1=35 Z2=117 β mn=2.0mm d1=71.382mm d2=238.618mm

34、 = =71.382+212.0=75.782mm ==238.618+212.0=242.618mm =-=71.382-2（1+0.25）2.0=66.382 mm =-=238.618-2（1+0.25）2.0=233.618mm =155mm 取=60mm, =55mm 齒輪結構設計計算： （1）小齒輪da1<200mm，制成實心結構的齒輪。 （2）大

35、齒輪，da2<500m，做成腹板結構。 七、軸的設計計算 7.1 軸直徑計算 選擇軸的材料 軸的材料為45號鋼，調質處理 按扭矩初步估算軸端直徑 初步確定高速軸外伸段直徑，高速軸外伸段上安裝聯(lián)軸器， 其軸徑可按下式求得： 查《機械設計》表（8-2）得：=110—160，?。?115 考慮軸端有一個鍵槽，在計算時應該增加3%～5% =17.83mm 考慮軸端有一個鍵槽，并與聯(lián)軸器相連，將直徑加工取標準值 ?。?30mm 初選滾動軸承 因該軸上裝有斜齒輪，需要調整軸向位置，考慮裝拆調整方便起見， 選用深溝球軸承。根據(jù)軸端尺寸，聯(lián)軸器的定位

36、方式和軸承的大概 安裝位置，初選單列深溝球軸承6207. 7.2 軸的強度校核 a.軸上通過前一段加工為與軸承間隙配合，固定軸承的部分加工為與軸承過盈配合 軸承按標準取6207內徑為 該軸為齒輪軸，聯(lián)軸器的軸向用鍵定位。 b．布置軸上零件，設計軸的結構 根據(jù)安裝和定位的需要，初定各軸段直徑和長度，各跨度尺寸， 作軸的簡圖如圖7-1： 對軸進行分析，作當量彎矩圖。 計算齒輪所受的各個分力，繪制空間受力簡圖 圓周力： =/=235610/42.743=1670N 圖7-1

37、 軸向力： 徑向力： 齒輪的分度圓直徑： =42.743mm 齒輪的齒根圓直徑： =37.743mm 將空間力系分解為H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖 將空間力系分解為H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖 ， 即： Fr 47.5-R1H162.5-Fa21.37=0 R1H =(62047.5-32021.37)/162.5=139.15N 即： R2H=480.85N

38、 R2V162.5-Ft115=0 R2V= 1670115/162.5=1181.8 N R1V162.5-Ft47.5=0 R1V=488.154 N 求軸的彎矩M，畫彎矩圖 畫軸的扭矩圖 T=35610 求計算彎矩，畫計算彎矩圖 取根據(jù)， 21366

39、 繪制空間受力、彎矩、扭矩簡圖如圖: 校核軸的靜強度 根據(jù)圖中軸的結構尺寸，選擇彎矩較大的Ⅰ剖面和Ⅱ剖面進行驗算。 根據(jù)《機械設計》查得=59 MPa Ⅰ剖面的計算應力： 安全

40、 Ⅱ剖面的計算應力： 安全 強度校核 由當量彎矩圖看出，C點的當量彎矩最大。所以該軸的危險斷點是C點。由45鋼（調質處理）得, =22.04mm 考慮鍵槽影響，有一個鍵槽，軸徑加大5% mm 該值小于原設計該點軸的直徑35mm，安全。 校核軸的疲勞強度 a．判斷危險剖面 分別選擇Ⅲ、Ⅳ剖面進行驗算：Ⅲ剖面所受扭矩大，軸肩圓角處有 應力集中。Ⅳ剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角 三個應力集中源。 45鋼調質的機械性能參數(shù)：，，。 b. Ⅲ剖面疲勞強度安全系數(shù)校核 因軸單向轉動，彎曲應力為

41、對稱循環(huán)應力，扭剪應力按脈動循環(huán)處理。 絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù) 查得： 查得：， ，，，并取 = ===54.46 ===28 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 滿足要求 c. Ⅳ剖面疲勞強度安全系數(shù)校核 絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù) 查得 ， ，，β=0.95，并取，

42、 = ===20.5 ===17.4 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 滿足要求 八、滾動軸承的選擇和壽命驗算 8.1選擇軸承類型及初定型號 由于轉速高、有軸向力，故選用深溝球軸承 由《機械設計課程設計》查得6207型軸承： =19.8KN =13.5KN 軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1.2 8.2計算軸承的受力 由前面計算得知： 合成支反力： ===507.6N

43、 ===1275.88N 8.3計算當量動載荷 ==507.61.2=609.12N ==1275.881.2=1531.056N 8.4計算軸承壽命 ∵< ∴計算軸承2的壽命 = =5.215年 預期壽命: 5.215年＞5年 ，壽命足夠在預期范圍內，不用更換軸承即可達到要求。 九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 聯(lián)軸器裝在高速軸軸端，需用鍵進行軸向定位和傳遞轉矩。由前面設計計算 得知：聯(lián)軸器材料為45鋼，軸的材料為45鋼，聯(lián)軸器與軸的配合直徑

44、為30mm， 輪轂長為80mm,傳遞轉矩T=35610 1. 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸。 由于精度為7級，故選擇最常用的圓頭（A型）平鍵，因為它具有結構簡單，對中性好，裝拆方便等優(yōu)點。 鍵的材料：45鋼。 鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑 d由標準中選定，鍵的長度由輪轂的寬確定，查表得： 高速軸與聯(lián)軸器連接的鍵： 軸徑=30mm，由《機械設計課程設計》表20-1查得鍵剖面寬b=8mm高 h=7mm。 選鍵長L=70mm 中間軸上大齒輪聯(lián)接的鍵 軸徑=37mm初定：鍵剖面寬b=10mm高 h=8mm。選鍵長L=36mm 中間軸上小齒輪聯(lián)接的鍵 軸徑= 37 mm，初定：

45、鍵剖面寬b=10mm高 h=8mm。選鍵長L=50mm 低速軸上大齒輪聯(lián)接的鍵 軸徑= 52 mm，鍵剖面寬b=16mm高 h=10mm。選鍵長L=45mm 低速軸上與鏈連接的鍵 軸徑=44 mm，鍵剖面寬b=12mm高 h=8mm。選鍵長L=56mm 鍵聯(lián)接的強度計算 普通平鍵的主要失效形式是鍵，軸和輪轂三個零件中較弱零件的壓潰。由于 聯(lián)軸器材料是鋼，許用擠壓應力由《機械設計》表3-1查得=100~120MPa。 取=110MPa 《機械設計》式3-1：=4T1/dhl ≤ MPa 高速軸與聯(lián)軸器連接的鍵：=4T1/dhL=435610/30770

46、=9.69MPa<安全 中間軸上大齒輪聯(lián)接的鍵：=4T1/dhL=4148570/37836=55.77MPa <安全 中間軸上小齒輪聯(lián)接的鍵:=4T1/dhL =4148570/37850=40.15MPa<安全 低速軸上大齒輪聯(lián)接的鍵:=4T1/dhL=4475150/521045=81.22MPa<安全 低速軸上與鏈連接的鍵:=4T1/dhL =4475150/44856=96.42MPa<安全 為了加工方便，低速軸上與大齒輪聯(lián)接的鍵寬度與低速軸上與鏈連接的鍵的寬度相同，則低速軸上大齒輪聯(lián)接的鍵選鍵剖面寬b=16mm高 h=10mm =4T1/dhl

47、 =4475150/441056=77.18MPa<安全 十、聯(lián)軸器的選擇計算 因工作載荷不大，且有輕微沖擊，因此聯(lián)軸器應具有緩沖減振能力，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 減速器中高速軸轉距：35.61Nm， 根據(jù)：d=30~37.5 mm，選擇聯(lián)軸器：H L3型號 GB/T5014—2003 由指導書表4.7-1：[T]= 630Nm，[n]=5000 r/min 由表查得：KA= 1.5 Tca=KA T= 1.535.61=53.415 Nm <[T] n = 1440 r/min <[n] 十一、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算 1）齒輪潤滑

48、油的選擇 潤滑油牌號 齒輪的接觸應力為503MPa，故選用抗氧銹工業(yè)齒輪油潤滑。 潤滑油的牌號按齒輪的圓周速度選擇 參照5-12選擇： 選用320 根據(jù)4.8-1：代號320 2）齒輪箱的油量計算 油面由箱座高度H確定斜齒輪應浸入油中一個齒高，但不應小于10mm。這樣確定出的油面為最低油面?？紤]使用中油不斷蒸發(fā)耗失，還應給出一個允許的最高油面，中小型減速器的最高油面比最低油面高出10mm。因此，確定箱座高度H的原則為，既要保證大齒輪齒頂圓到箱座底面的距離不小于，以避免齒輪回轉時將池底部的沉積物攪起，又要保證箱座底部有足夠的容積存放傳動所需的潤滑油。通常單級減速器每傳遞的

49、功率，需油量： 箱座高度H≥+(30～50)++(3～5)㎜=191.257/2+50+8+3=156.63≈157mm 圓整H=157mm 高速軸軸心距下箱內壁：157-11=146mm 油深：h=73.4mm 減速器裝油量 低速軸大齒輪浸油深度：48.71mm 沒超過大齒輪頂圓的1/3，故油深合理 油量 =(0.35～0.7)2=4.2 V=4.92 dm3 V0=4dm3 V>V0 油量合理 3）滾動軸承的潤滑 確定軸承的潤滑方式與密封方式 減速器中高速級齒輪圓周速度: =3.22m/s 由于所以角接觸球軸承采用油潤滑。 4）滾動軸承的密封 高速軸密封處的圓周速度 m/s 所以采用皮碗密封。 5）驗算齒輪是否與軸發(fā)生干涉現(xiàn)象： 1、2軸之間距離：115mm， 2軸上小齒輪齒頂圓半徑37.69，碰不到1軸。 2、3軸間距離：155mm， 2軸上大齒輪的齒頂圓半徑：95.63mm。 2軸大齒輪與3軸之間的距離：31mm。 因此，齒輪傳動設計合理。 12、 設計體會 參考文獻 1、《機械設計》主編：孫志禮 馬星國 魏黃秋波 閆玉濤 : 第 30 頁