圆锥圆柱两级齿轮减速器

1、 09级机械设计课程设计机械设计课程设计说明书设计题目：两级圆锥-圆柱齿轮减速器(CAD截图见最后)学校：学院：专业：班级：学号：设计者：指导老师： 日期：2012年5月29日 目录一、设计任务书.3二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算4三、传动零件的设计计算.73.1、直齿圆锥齿轮传动的计算.73.2、斜齿圆锥齿轮传动的计算.114、 轴的设计计算.16 4.1、输入轴的设计.16 4.2中间轴的设计.20 4.3输出轴的设计.245、 轴承的校核.28 5.1输入滚动轴承计算.28 5.2中间滚动轴承计算.39 5.3输出滚动轴承计算.306、 键联接的选择及校核计算.31七、联

2、轴器的选择.32八、润滑与密封.33九、减速器箱体及其附件.3410、 设计小结.3611、 参考文献.37一、设计任务书1.1传动方案示意图 图1.传动方案简图1.2原始数据表1：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）21001.33201.3工作条件 工作经常满载，空载起动，工作时有轻振，不反转。单班制，运输带速度允许误差为链速度的5%，小批量生产，使用年限为10年，每年按300天计。1.4工作量 1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 2、传动零件的设计计算； 3、轴的设计计算； 4、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 5、键联接和联轴器的选择及校

3、核； 6、减速器箱体，润滑及附件的设计； 7、装配图和零件图的设计； 8、设计小结； 9、参考文献；二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000=2.73Kw F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.841 -联轴器效率取0.99 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -卷筒

4、效率取0.96 =/= 3.25kw（3）确定电动机的额定功率因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为4kw 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =60×1000V/D=78r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为=(10-25） =(7801950)r/min。F=2100NV=1.3m/s=2.73Kw=0.841=3.25kw=4kw=78r/min 可见同步转速为750r/min ,1000r/min 的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步

5、转速为1000r/min的电动机。 选定电动机型号为Y132M1-6其主要性能如下表：表2：电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M1-649602.02.22.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/78=12.3 2、分配各级传动比对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般可取，最好使高速级锥齿轮的传动比 ,故取=3.0，=4.12.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/3=320r/min  

6、 /=320/4.1=78r/min =78r/min 2、各轴输入功率=3.22kw=3.03kw选型电动机 为Y132M1-6=3.0 =4.1=960=320=78r/min=3.22 =3.03=2.913、各轴转矩 3.23×104 N.mm=3.20N.mm=9.03×104 N.mm3.56×105 N.mm 3.49×105 N.mm 将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min）9609603207878功率（kw）3.253.223.032.912.85转矩(N.m

7、m)3.23×104 3.20× 104 9.03×1043.56×1053.49×105传动比13.04.11效率0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率=3.22kw(略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：=960r/min,大齿轮的转速为=320r/min，传动比i=3.0，由电动机驱动，工作经常满载，空载起动，工作时有轻振，不反转。单班制，运输带速度允许误差为链速度的5%，小批量生产，使用年限为10年，每年按300天计。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案

8、，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制,齿形角，齿顶高系数，顶隙系数5，螺旋角，不变位。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）、选小齿轮齿数24，大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 公式：（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限3）计算应力循环次数小齿轮：大齿轮：4）查得接触疲劳寿命系数5） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（

9、10-12）得: （2） 计算试选，查得KA=1.25 ,K=1，K=1.5×1.25=1.875所以，K= KAKKKv=2.811）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得74.26mm计算圆周速度v2） 计算载荷系数。根据v=3.73m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，由表10-2查得使用系数 故载荷系数2.65按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为3） 计算模数m。4） m=72.48/24=3.023.按齿根弯曲强度设计（1） 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度2） 由图10-8取弯曲疲劳寿命系数 3

10、） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得4） 计算载荷系数. K=2.655） 节圆锥角6） 当量齿数 7）查取齿形系数。由表10-5查得 ；2.068）查取应力校正系数 由表10-5查得 ；1.979）计算大小齿轮的 ,并加以比较 大齿轮的数值大。（2） 设计计算： 代入公式计算得：综合分析：按弯曲强度得：，按接触强度算得：算出小齿轮齿数: 大齿轮齿数： 故齿数比 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.计算几何尺寸1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算节圆锥角 4） 计算锥距 5） 计算齿轮宽度 圆整取3.2

11、、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算 已知输入功率为=3.03kw、小齿轮转速为=320r/min、齿数比为4.01，转矩T=9.03×104为由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），单班制，连续单向运转，载荷较平稳。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计

12、算 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4333） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.82 =1.5855） 由教材公式10-13计算应力循环次数：N=60nj =60×320×1×（1×8×300×10）=4.61×10 N=5.73×10/4.692=6） 查教材10-19图得：K1.04,K=1.137） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表1

13、0-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=1.04×650=676=1.13×550= 621.5 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数 b=49.8mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.25×2.14=4.81 = =10.115) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318×1×22tan=1.746) 计算载荷系数K 系数=1.25，根据V=0.81m/s，7

14、级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.05 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.42 查教材图表（图10-13）得=1.35 所以载荷系数 =2.617) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 =3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =2.48根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.882） 计算当量齿数3） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.65 ，=2.204） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5

15、8 ，=1.805） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。6） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.87 K=0.917） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =8） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数

16、,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=57.25来计算应有的齿数.2） 计算齿数 z= 取z=28 那么z=4.1×28=114.8 取=1154、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=147.38 （2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d= d=（4） 计算齿轮宽度 = B2=60mm, B1=65mm四、 轴的设计计算4.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.22kw =960r/min =3.20×104N.mm2、求作

17、用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图2 图2、弯矩与扭矩图3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 =1.5×32000=48000N.mm=48N.m 查机械设计课程设计表14-1，选Lx2型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.m，而电动机轴的直径为38mm所以

18、联轴器的孔径不能太小.故取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图2） 图3输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=55mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为35mm80mm22.75mm所

19、以而=35mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=20mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取70mm。5） 为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取 6） 轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L557020802072d303235403532（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保

20、证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷（30307型的a=16.8mm。所以俩轴承间支点距离为100.5mm 右轴承与齿轮间的距离为82.75mm。）（见图1）表5、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 32000N.mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应

21、力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。4.2中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 dm2=d2(1-0.5R)=184.86 Ft2=/ dm2=977N Fr2= Ft2tancos2=115N Fa2= Ft2tansin2=336N圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示图4、弯矩与扭矩图 3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，得中间轴最小

22、直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 图5、间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30308型轴承的定位轴肩高度49mm，因此取套筒直径49mm。2）取安装齿轮的轴段46mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应

23、略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=4mm，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内壁的距离为，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离。则取 综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L5030206450D4046504640(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定

24、位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6 。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30308型的支点距离a=19.5mm。所以轴承跨距分别为L1=65.25mm，L2=57.5mm。L3=57mm做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T =90300N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为

25、前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得故安全。4.3输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =2.91kw =78r/min =3.56×105N.Mm2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图6所示图6、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变

26、化很小，故取KA=1.5，则查机械设计课程设计表13-1选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M半联轴器的孔径，所以取mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm。4、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7） 图7、输出轴轴上零件的装配(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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1段的长度应比略短些，现取。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子

27、轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，取47mm。2） 轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，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46mm齿轮的轮毂直径取为48mm所以。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。3） 承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故4） 轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的

28、距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得 表8、轴尺寸尺寸12 34567L82516458154647D38424548524845（3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键 ，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求

29、轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30309型的支点距离a=21.3mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为,。做出弯矩和扭矩图（见图6）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M119629N.mm 总弯矩扭矩T356000N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。五、 轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级

30、的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75，轴向力 ， ，Y=;,X=1,Y=0;表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则Fr1=867N,Fr2=1961NFd1=Fr1/2Y=867/(2×1.7)=255NFd2=1961/（2×1.7）=577NFa1=Fa+Fd2=118+577=695Fa2= Fd2=577N则计算轴承的基本额定寿命：>故合格5.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力 ， ，Y=1.7

31、;,X=1,Y=0;表11、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F 则Fr1=1653N,Fr2=2749N 则Fd1=Fr1/2Y=1653/（2×1.7）=486N Fd2=2749/(2×1.7)=809N则计算轴承的基本额定寿命：>故合格5.3输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309轴向力为 Y=1.7;,X=1,Y=0;表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则Fr1=1849N,Fr2=3956N 则Fd1=Fr1/2Y=1849/（2×1.7）=544N Fd2=3956/(2×1.7)

32、=1164N则Fa1=Fa+Fd2=749+1164=1913N Fa2= Fd2=1164N 则 计算轴承的基本额定寿命：>故合格六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度：故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度

33、，键与轮毂键槽的接触高度，联接的强度为故单键即可。故合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。故合格。 七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=82mm，

34、半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm，Z型轴孔。8、 润滑与密封8.1齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995）。当齿轮圆周速度时，常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。圆锥齿轮应浸入全齿宽，至少应浸入齿宽的一半。圆柱齿轮一般浸入油的深度不宜超过一个齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。8.2轴承的润滑与密封由于减速器内的浸油传动零件的圆周速度V<2m/s,所以轴承采用脂润滑，由于转速不高，所以选用

35、矿物油润滑脂。装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3-2/3为宜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失，由于采用脂润滑，所以采用毡圈油封。输入轴处轴承由于圆周速度3m/s<V<5m/s,所以选择半粗羊毛毡圈油封，而输出轴处轴承圆周速度V<3m/s,故采用粗羊毛毡圈油封。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖8.3润滑油牌号及油量计算8.3.1 润滑油牌号选择<由3P153 表16-2> 闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s<由3P153 表16-1> 选用N220工业齿轮油8.3.2 油量计算以每传递1KW功率所需油量为350700，各级减

36、速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为7001400。 8.4减速器的密封 箱盖和箱座的结合面处理干净，脱尘脱油后，涂上水玻璃或密封胶,以增强密封效果九、减速器箱体及其附件9.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能， 铸造箱

37、体多用于批量生产。=2.85 =3.23×104 N.mm=3.20×104 N.mm=9.03×104 N.mm=3.56×105 N.mm=3.49×105 N.mm小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度24 K=2.65小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度=1.6=2.433=189.8=0.765 =0.82K1.04K=1.13650550=1m=2mmd=57.25z=28=115a=147.38=14° B2=60mm B1=65mm=3.22 kw =960r/min =32000N.mm=48N.m= =2.91=78 =KA=1.59.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称公式数值箱座壁厚=0.025+3810箱盖壁厚1=0.02a+3810箱体凸缘厚度箱座b=1.515箱盖b1=1.515箱座底b2=2.530加强肋厚箱座m0.8510箱盖m10.8510地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20 n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6 dfM12轴承盖螺钉直径高速轴d3 =