一级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.docx

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一级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案得拟定……………、………………………………２

二、电动机得选择………………………………………、、…、、…、3

三、运动参数及动力参数计……………、………………………3

四、传动零件得设计计算………………………………、……、、、、4

五、联轴器得选择及校与计算……………………………、…、、、、8

六、轴得设计计算………………………、、、……………………、、8

七、滚动轴承得选择及校核计算…………………………、…、、、12

八、减速箱得附件选择………、、………………………………、、1４

九、润滑及密封……………………………………………、、、…、1５

参考文献………、、………………………………………………、、１6

计算过程及计算说明

一、传动方案得拟定

第一组:

设计用于１0吨轻级起重机提升机构得一级圆柱斜齿轮减速器

（1）工作条件：

二班制工作,有轻微振动,使用期限１0年。

（2）原始数据：

减速器输出转速（r／mｉn）350

减速器输出功率（KW）　　　3

传动比ｉ　　　　　　　2

　　　　　　图1-１

二、电动机得选择

1、电动机类型得选择：

Ｙ系列三相异步电动机

2、电动机功率选择:

（1）传动装置得总效率:

η总=η２2×η１×η23

　=0、98２×０、９7×0、９92

=0、92

（其中联轴器效率η1=0、99，轴承效率η2=0、98

齿轮极度８级,效率η3=０、９7）

（２）电机所需得工作功率：

Ｐ工作=Pw/η总

＝３/0、92

=３、２６KＷ

３、确定电动机转速:

ｎ=i×n=2×３50=700ｒ/min

综合考虑电动机与传动装置尺寸、重量、价格与减速器得传动比,则选n电=750r／min。

４、确定电动机型号

根据以上选用得电动机类型,所需得额定功率及同步转速，选定电动机型号为Ｙ160M1-8。

其主要性能:

额定功率：

4KＷ,满载转速720r/min,额定转矩２、0。

质量120kg。

三、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速

nI=ｎ电机=720r/min

nIＩ=nI=７20r/ｍin

nIII＝nＩI/i齿轮=７20／２=３60r/min

2、计算各轴得功率

ＰI=P工作=4ＫＷ

PIＩ=PI×η1×η２=4×０、9９×０、９8=３、88KW

ＰIＩＩ=ＰＩI×η2×η3=３、88×0、98×0、9７=３、68９KW

3、计算各轴扭矩

TＩ=9、55×106ＰI/nI=９、55×106×4/７２0=530５6N·mm

TIＩ=９、55×1０6PIＩ/ｎＩI=９、５5×１０６×３、88/７２0

＝5１464　N·mm

ＴIII=９、55×１06PIII/nIII=9、55×106×3、６89/3６０

=9７861N·ｍm

对以上得运动与动力参数得计算总结,

加以汇总,列出表格（表1）。

表1

轴

名

转速

r/min

功率

P/KW

扭矩

N·mm

电

机

轴

720

4

53056

输

入

轴

720

3、88

51464

输

出

轴

360

3、689

97861

四、传动零件得设计计算

1、齿轮传动得设计计算

（１）选择齿轮材料级精度等级

考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面

小齿轮选用4０Cr调质，齿面硬度为２4０~260HBＳ,

根据教材P2１０表10-8精度等级选8级（GB10０95-8８）。

齿面粗糙度Ra≤１、6～3、２μｍ。

（2　）按齿面接触疲劳强度设计

d1t≥（2kT1（ｕ+1）（　ZＨZE/[σH］）2/φｄｕεą）1/３

确定有关参数如下：

①　传动比i齿=2

取小齿轮齿数Z1＝２４。

则大齿轮齿数:

Z2=iZ1=2×24=４8

齿数比u＝i=2

②由教材P205表1０－７取φd=1

③小齿轮传递得转矩Ｔ1

T１=９、５5×１06×P/ｎ１=9、5５×106×3、88／720

　=51464N·ｍm

④载荷系数k

取ｋｔ=1

⑤由课本10－30选取区域系ZH=2、43３

⑥由课本10－2６查得εą1＝0、7８5εą2=0、8５5

则εą=εą１+εą2=0、7８5+０、8５5=1、64

⑦由课本1０-６查得材料得弹性影响系数ZE＝18９、８MＰ½

⑧选取螺旋角。

初选螺旋角β=14度。

⑨许用接触应力［σＨ]

[σH]=σHlimkＨN/SH

由教材P２09图10－21查得:

σHｌｉmZ1＝５７0Mｐa　σHlimＺ2=５２0Ｍpａ

由教材P２06式10-1３计算应力循环次数NL

N1=60ｎjＬh=６0×７20×1×（１６×3６5）

=2、49×109

N2=Ｎ1/ｉ=2、49×109/２＝1、２5×1０8

由教材P２07图１0－19查得接触疲劳得寿命系数：

KHN1=0、９2KHN２＝0、94

通用齿轮与一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1、0

[σH]1=σHlim1KHN1/SH=5７０×0、92／1、0Ｍpa

=５24、４Mpa

［σH]2＝σHliｍ2KHN２/SH=520×0、94/1、０Mpa

＝４88、8Mpａ

（３）齿轮参数计算

①试算小齿轮分度圆直径d１ｔ,由计算公式得

ｄ1ｔ≥（２kT1（u+1）（　ＺHZE/[σH］）2/φdｕεą）１/３

=[2×1×514６４×（2+1）（２、433×189、８/5２4、4）２/1×2×1、6４]1／3mm

=41、91mm

②计算圆周速度

V=πd1ｔn１／60×1000＝３、1４×41、91×720/6０×1000

＝1、５８m/ｓ

③计算齿宽b与摸数mnt

　　　b=φdd1t＝1×4１、91=4１、９１mm

mｎt=d1tcosβ/Z1=41、9１×cos１４／2４=1、６９mm

　h=２、25mｎt＝2、２5×1、６9=3、8mm

　b/ｈ=41、９1/3、８＝11、０３

④计算纵向重合度εβ

εβ=0、31８φdZ1tanβ＝0、３18×1×24×tａｎ１4=１、903

⑤计算载荷系数K

已知使用系数ＫＡ＝1,根据Ｖ＝1、58m/ｓ，7级精度，由图１0-8查得动载荷系数KV=1、14；由表1０－4查得KＨβ＝１、45;

由图１0-13查得KFβ=１、３5

由表１0-3查得KＨα=KFα＝１、4。

故载荷系数

　　K=ＫAＫVKHαKHβ=1×1、1４×１、1×1、4５=2、３１

⑥按实际得载荷系数校正所算得分度圆直径,

由式（１０-10a）得

d1=ｄ1t（K/Kｔ）１／3=４1、91×（2、３1／1）1／３＝55、４mｍ

⑦计算模数mn。

mｎ＝d1coｓβ／Z1=５5、4×ｃos1４/2４＝２、２4mm

（４）按齿面弯曲强度设计

由教材Ｐ216式10-11

<1>确定计算参数

1计算载荷系数

　　Ｋ=ＫＡKVKFαＫＦβ=１×1、14×1、4×1、35=2、１5

2根据纵向重合度εβ=１、903,

从图10-2８查得螺旋角影响系数Yβ=0、88

3计算当量齿数

ＺV1=Z1/cos3ß=24/coｓ314=２6、27

ZV2=Ｚ2/cｏs３ß=4８/cos314＝48、４9

4由齿形系数

由表10-5查得YFɑ1＝2、65;YＦɑ2＝2、35

5查取应力校正系数

由表1０－５查得ＹFｓ1=1、５8；ＹFｓ2=1、68

6计算弯曲疲劳许用应力

由教材P20810－20c查表得小齿轮得弯曲疲劳极限=480MPａ　大齿轮=360MPa

　　　　　取弯曲疲劳安全系数S＝1、４由式１0－12得

　　　=·/S＝２９１、4３　ＭPa

＝22６、２9Ｍpａ

⑦计算大小齿轮得并加以比较

=０、0１437

=０、０１７4３

大齿轮数值大

<2>设计计算

ｍｎ≥２、４7７mｍ

对比计算结果由齿轮接触mn大于齿根弯曲疲劳强度得计算得法面模数　，取mn=2、5已可以满足强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=55、4mm来计算应有得齿数。

于就是由

Z1＝d1ｃosß/mn=55、4×ｃｏs14/2、5=21、７

取Z1=21,则Z2=i　Z１=2×21=4２

（５）几何尺从计算

1计算中心距

a=（Z１　+Z2）ｍn/2ｃoｓß＝（２1+4２）×2、5/2cos14＝81、１8mm

将中心距圆整为82mm

2按圆整得中心距修正螺旋角

　=14、２５

值改变不大,故参数、、等不必修正。

③计算大小齿轮得分度圆直径

　　　　=５4、1mm

　=１0８、２mm

④计算齿轮宽度

ｂ=φdｄ１＝１×5４、1＝5４、1ｍｍ

圆整后取Ｂ2=55mm　B１=60mm

五、联轴器得选择及校与计算

1、类型选择

为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱联轴器

2、载荷计算

公称转矩　　　Ｔ=５30５6Ｎ·mm

由教材P351　表1４-1查得KA=2、3,由式（１4-1）得计算转矩为:

Tcａ=KAT=２、3×53、056=12２、03N·m

3、型号选择

从GＢ4323-8４中查得TL5型弹性套柱销联轴器得许用转矩为12５Ｎ·m,许用最大转速为46０0r／min,

轴径为2５、28、30、32mm,故合用。

半联轴器长度

L＝62ｍm,半联轴器与轴配合得毂孔长度Ｌ１=44mm。

六、轴得设计计算

输入轴得设计计算

１、按扭矩初算轴径

①选用45调质,硬度217~255HＢS

根据教材Ｐ3７0（15－2）式,并查表15－3,取Ａ0＝115

ｄ≥11５×（4/７20）1/3ｍm=２0、37mm

考虑有键槽，将直径增大5%,则

d＝20、３7×（1+5%）mm=2１、3９mm

∴选dｍin＝25mm

2、轴得结构设计

（1）轴上零件得定位,固定与装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。

两轴承分别以轴肩与套筒定位。

（2）确定轴各段直径与长度

①输入轴得最小直径显然就是安装联轴器处得轴得直径d1

通过比较选择dⅠ-Ⅱ＝２5mm,为了满足半联轴器得轴向定位要求。

Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ―Ⅲ段得直径ｄⅡ―Ⅲ＝32ｍｍ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝35ｍｍ。

半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=４4mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴得端面上,故Ⅰ—Ⅱ段得长度应比L1略短一些,现取LⅠ―Ⅱ＝42mｍ。

3初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力与轴向力得作用,故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据

dⅡ―Ⅲ＝32mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级得单列圆锥滚子轴承３２０0７，

其尺寸为d×D×T=３５mm×62mｍ×１８mm,

故dⅢ―Ⅳ=dⅥ—Ⅶ=35ｍm;而

④取安装齿轮得轴承Ⅳ—Ⅴ得直径dⅣ—Ⅴ=40mm；齿轮得左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂得宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取LⅣ—Ⅴ=5７ｍm。

齿轮得右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0、0７d,故取h=4ｍm，则轴环处得直径dⅤ—Ⅵ＝48mｍ。

轴环宽度b≥1、4h,取LⅤ—Ⅵ＝8mm

⑤轴承端盖得总宽度为１０mｍ。

根据轴承端盖得装拆及便于对轴承添加润滑脂得要求,取端盖得外端面与半联轴器右端面间得距离L=30ｍm，故取LⅡ—Ⅲ=4０ｍm。

6齿轮距箱体内壁之距a=1６ｍm,考虑到箱体得铸造误差，在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=８mm,前面已选出滚动轴承,宽度T=1８mm

　LⅢ―Ⅳ＝T＋s+ａ+（60-５7）=18＋8+16+３=45mm

　至此，已初步确定了轴得各段直径与长度。

3、轴上零件得周向定位

　齿轮、半联轴器与轴得周向定位均采用平键连接。

按dⅣ—Ⅴ＝4０mm由表6－1查得平键截面b×h=12×８,键槽用键槽铣刀加工,长为36mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n６;同样，半联轴器与轴得连接,选用平键为8×7×20,半联轴器与轴得周向配合定位就是有过渡配合来保证得，此处选轴得直径尺寸公差为m6。

4、轴上零件得周向定位

参考表１5-2,取轴端倒角为1×45•,

5、求轴上得载荷

1绘制水平面弯矩图如图：

　　图６-1

截面C在水平面上弯矩为:

MＣ２=ＦＡZＬ／２=121０、7×70＝84、7N·ｍ

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC1２+ＭC22）1/2＝（30、82+84、7２）１/2＝90、1N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩:

=90、8N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生得扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处得当量弯矩:

Mec＝[MＣ2+（α·T）2］１/２

=[9０、12+（1×90、８）2]1/2=１2７、9N·ｍ

（7）校核危险截面Ｃ得强度

由式（１5-5）

σe=Meｃ/0、1d３3=127、9/0、1×３６3

=27、４1MＰａ<[σ-1]ｂ=６0ＭPａ

∴该轴强度足够。

输出轴得设计计算

１、按扭矩初算轴径

①选用45调质,硬度217~2５５HBS

根据教材P３７0（1５-2）式,并查表15－３,取Ａ0=115

d≥１1５×（4／３60）1/3mm=25、6６mｍ

考虑有键槽,将直径增大5％，则

d=２０、3７×（1＋5%）mm=26、94ｍm

∴选dmｉn=30mｍ

２、轴得结构设计

　　　　图6-2

（1）轴上零件得定位,固定与装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称布置,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向用平键连接。

两轴承分别以轴肩与套筒定位。

①输出轴得最小直径显然就是安装联轴器处得轴得直径d1

通过比较选择ｄⅠ－Ⅱ=3０mm，为了满足半联轴器得轴向定位要求。

Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ―Ⅲ段得直径dⅡ―Ⅲ=35mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径Ｄ=40ｍm。

半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=44mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴得端面上,故Ⅰ—Ⅱ段得长度应比L1略短一些,现取LⅠ―Ⅱ=42mm。

4初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力与轴向力得作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据

dⅡ―Ⅲ=３5mｍ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级得单列圆锥滚子轴承３２008,

其尺寸为d×D×Ｔ＝４0mm×６8mｍ×19ｍm,

故dⅢ―Ⅳ=dⅥ—Ⅶ=40mm；而

④取安装齿轮得轴承Ⅳ—Ⅴ得直径dⅣ—Ⅴ＝55mｍ;齿轮得左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂得宽度为55ｍｍ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段略短于轮毂宽度,故取LⅣ—Ⅴ=52ｍm。

齿轮得右端采用轴肩定位，轴肩高度ｈ>0、０7ｄ，故取ｈ=4ｍｍ,则轴环处得直径ｄⅤ—Ⅵ=63mｍ。

轴环宽度b≥１、4h,又考虑到齿轮得对中性要求,取LⅤ—Ⅵ=20mm。

⑤轴承端盖得总宽度为１0mm。

根据轴承端盖得装拆及便于对轴承添加润滑脂得要求,取端盖得外端面与半联轴器右端面间得距离Ｌ=30ｍm,故取LⅡ—Ⅲ=４0mｍ。

7齿轮距箱体内壁之距ａ=１6mｍ,考虑到箱体得铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离ｓ,取ｓ=８mm，前面已选出滚动轴承，宽度T=18mm

ＬⅢ―Ⅳ=Ｔ+s+ａ+（55-52）=18＋8＋1６＋3=4５mm

至此,已初步确定了轴得各段直径与长度。

3、轴上零件得周向定位

齿轮、半联轴器与轴得周向定位均采用平键连接。

按dⅣ—Ⅴ=45mm由表6-1查得平键截面b×ｈ=16×10,键槽用键槽铣刀加工，长为４5mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H７/n６;同样,半联轴器与轴得连接,选用平键为1０×8×3６，半联轴器与轴得周向配合定位就是有过渡配合来保证得,此处选轴得直径尺寸公差为m6。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知ｄ2=１08、2ｍｍ

②求转矩:

已知T３=978、62N·m

③求圆周力Ｆt：

根据教材P198（10-3）式得

Ft=2T3/d２=2×9７8、６2×10３/1０8、２＝１8０89N

④求径向力Fr根据教材P198（1０-3）式得

Fｒ＝Ft·tａnα=18089×０、３6３79=658N

⑤∵两轴承对称

∴LA=ＬB=7mｍ

（1）求支反力FAＸ、FＢＹ、FAZ、FBZ

FＡX＝FBY=Fr/２＝866、0１／２=433N

FAＺ=FBZ=Ft/２＝２３8０、5/2=1190、25N

（２）由两边对称,截面C得弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC１=ＦAＹL/2=４33×0、07=3０、３1Ｎ·ｍ

（3）截面C在水平面弯矩为

ＭC２=ＦAZＬ／２=１19０、25×0、07=83、31Ｎ·m

（4）计算合成弯矩

ＭC=（MC12+ＭC２2）1／2

　　　　＝（3０、31２+83、312）1／2　　

　　　＝88、６5N·m

（5）计算当量弯矩:

根据教材选α=１

Ｍｅｃ＝[MC2＋（αT）2］1/2=[８８、652+（1×５35、62）2]1/2

　　=5４2、9N·ｍ

（６）校核危险截面Ｃ得强度

由式（１5－5）

σｅ＝Ｍec/（0、1ｄ3）=27５、06/（0、1×0、0453）

=58、5Mｐa<［σ－1］b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承得选择及校核计算

1、滚动轴承得类型应根据所受载荷得大小,性质,方向,转速及工作要求进行选择。

若只承受径向载荷而轴向载荷较小,轴得转速较高,则选用深沟球轴承;若轴承同时承受较大得径向力与。

轴向力,或者需要调整传动件得轴向位置,则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。

经过分析比较后,选用深沟球轴承。

2、滚动轴承得型号。

（从《机械工程师电子手册》查）

根据各轴得安放轴承出得直径大小,经过分析与比较,轴承得选择如下:

输入轴选用得轴承标记为:

标准精度级得单列圆锥滚子轴承3２007,

其尺寸为d×Ｄ×T=36mm×62mm×18mm,

它得基本额定载荷Cr=１3、２KN,Ｃor=８、30KN

输出轴选用轴承得标记为:

滚动轴承　　3２００8GＢ／T　276-1９９4

尺寸：

=40mm×６8mｍ×19ｍm

　　它得基本额定载荷Cr=4KN,Cor=3、15KN

3、对轴承进行寿命校核。

　根据已知条件,轴承预计寿命

=１6×3６５×10=５8４00hﻩ

轴承得寿命校核可由教材Ｐ3２0式（13-5a）即:

　　　进行。

根据Ｐ31９页,（对于球轴承,=3;对于滚子轴承=１０/3）

则＝3。

由教材表13－4结合该轴承得工作环境,取=1、00。

由于轴承主要承受径向载荷作用则（由教材P３21式1３-9a）

由教材P321表13-6,取=1、0；

（1）对输入轴得轴承进行寿命校核

按照最不利得情况考虑,轴承得当量动载荷为：

=

=１、０×

　　　＝948、58Ｎ　　

则：

=

　　　　＝6２375h>=5840０h

故所选轴承可满足寿命要求。

（2）输出轴得轴承进行寿命校核

按照最不利得情况考虑,轴承得当量动载荷为：

＝=１、0×

=1266、56N

　则:

＝

　　　　　　　　　=１538３4h>

故所选轴承可满足寿命要求。

八、减速箱得附件选择

１、检查孔与视孔盖

　检查孔用于检查传动件得啮合情况,润滑状态、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,故检查孔应开在便于观察传动件啮合区得位置,其尺寸大小应便于检查操作。

视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成,它与箱体之间应加密封垫,还可在孔口处加过滤装置,以过滤注入油中得杂质,如减速器部件装配图1。

２.放油螺塞

放油孔应设在箱座底面得最低处，或设在箱底。

在其附近应有足够得空间,以便于放容器,油孔下也可制出唇边,以利于引油流到容器内。

箱体底面常向放油孔方向倾斜1°～1、5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油得汇集与排放。

放油螺塞常为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔得接触面处,应加封油圈密封。

也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。

选择Ｍ１6×1、5得外六角螺塞（[2］表7-11）。

3．油标

油标用来指示油面高度,应设置在便于检查及油面较稳定之处。

常用油标有圆形油标（［2］表７-7）,长形油标（[2]表７-8）与管状油标（[2]表7-9）、与杆式油标（［2］表7-1０）等。

由[2]表7-10得M14得杆式油标。

4.通气器

通气器用于通气,使箱内外气压一致,以免由于运转时，箱内油温升高,内压增大,而引起减速器润滑油得渗漏。

简易得通气器钻有丁字型孔,常设置在箱顶或检查孔上,用于较清洁得环境。

较完善得通气器具有过滤网及通气曲路,可减少灰尘进入。

５．起吊装置

起吊装置用于拆卸及搬运减速器。

它常由箱盖上得吊孔与箱座凸缘下面得吊耳构成[2]表11－3。

６.定位销

为保证箱体轴承孔得加工精度与装配精度,应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。

选择销GB/T1１９—86A8×30。

九、润滑及密封

一）、传动件得润滑

　　　减速器传动件与轴承都需要良好得润滑,其目得就是为了减少摩檫、磨损,提高效率,防锈,冷却与散热。

减速器润滑对减速器得结构设计有直接影响,如油面高度与需油量得确定,关系到箱体高度得设计;轴承得润滑方式影响轴承轴向位置与阶梯轴得轴向尺寸。

因此，在设计减速器结构前,应先确定减速器润滑得有关位置。

高速级齿轮在啮合处得线速度:

V=１、５８m/s　　（前面已经计算出）

则采用浸油润滑，箱体内应有足够得润滑油,以保证润滑及散热得需要。

二）、滚动轴承润滑

　对齿轮减速器,当浸油齿轮得圆周速度　v〈2ｍ/s时,滚动轴承宜采用脂润滑;当齿轮得圆周速度时,滚动轴承多采用油润滑。

由上有v=１、58m/s则采用脂润滑。

　三）、密封

　　　在润滑后,为防止油外漏,故减速器需密封。

则轴出来需加密封圈,在据机械设计手册表７-14选择相应得密封圈。

η总＝0、92

P工作=3、2６KW

n电=750r/miｎ

nI=720r/min

nＩI＝720r/min

nIII=36０r／mｉn

PＩ＝4ＫW

PII=3、88KW

ＰIＩI=3、６89KW

TI=５305６　N·mm

ＴIＩ＝51４６4Ｎ·mｍ

TIII=９7861N·mm

Ｚ1＝24

Z2＝48

[σＨ]1=524、4Mpａ

[σH]2=4８8、8Mpa

Ｖ＝１、５８m／s

b=41、91mｍ

ｍn＝1、69ｍｍt

εβ==1、90３

d1=5５、４mm

mn２、24mm

K＝2、１５

ZV１＝2６、2７

ZV2=4８、4９

Z1=21

Ｚ２=42

ａ=８2mm

＝1４、２5

B1＝6０mm

B２=55ｍｍ

Ｌ1=44mm

ｄｍin=25mm

dⅠ-Ⅱ=2５mm

dⅡ―Ⅲ=32mm

LⅠ―Ⅱ＝４