機(jī)械設(shè)計(jì)減速箱課程設(shè)計(jì)樣本

減速器設(shè)計(jì)闡明書系別：專業(yè)班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指引教師：職稱：目錄TOC\o"1-2"\h\z\u一設(shè)計(jì)任務(wù)書 11.1設(shè)計(jì)題目 11.2設(shè)計(jì)環(huán)節(jié) 1二傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 12.1傳動(dòng)方案 12.2該方案優(yōu)缺陷 1三選取電動(dòng)機(jī) 23.1電動(dòng)機(jī)類型選取 23.2擬定傳動(dòng)裝置效率 23.3選取電動(dòng)機(jī)容量 23.4擬定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比 3四計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 44.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 44.2高速軸參數(shù) 44.3中間軸參數(shù) 44.4低速軸參數(shù) 54.5工作機(jī)參數(shù) 5五普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 5六減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 96.1選定齒輪類型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù) 96.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 96.3擬定傳動(dòng)尺寸 126.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 126.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸 146.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 14七減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 157.1選定齒輪類型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù) 157.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 167.3擬定傳動(dòng)尺寸 187.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 197.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸 217.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 21八軸設(shè)計(jì) 228.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 228.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 288.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 34九滾動(dòng)軸承壽命校核 409.1高速軸上軸承校核 409.2中間軸上軸承校核 419.3低速軸上軸承校核 42十鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 4310.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 4310.2高速軸與小齒輪鍵連接校核 4410.3中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核 4410.4中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核 4410.5低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 4410.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 45十一聯(lián)軸器選取 4511.1低速軸上聯(lián)軸器 45十二減速器密封與潤(rùn)滑 4512.1減速器密封 4512.2齒輪潤(rùn)滑 4612.3軸承潤(rùn)滑 46十三減速器附件 4613.1油面批示器 4613.2通氣器 4613.3放油塞 4713.4窺視孔蓋 4713.5定位銷 4813.6起蓋螺釘 48十四減速器箱體重要構(gòu)造尺寸 48十五設(shè)計(jì)小結(jié) 49參照文獻(xiàn) 49一設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目同軸式二級(jí)斜齒圓柱減速器，扭矩T=900N?m，速度v=0.75m/s，直徑D=300mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)選取3.擬定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)8.滾動(dòng)軸承校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12.箱體構(gòu)造設(shè)計(jì)二傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案優(yōu)缺陷由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)樸構(gòu)造，并且價(jià)格便宜，原則化限度高，大幅減少了成本。同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器長(zhǎng)度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長(zhǎng)，剛度較差，兩極大齒輪直徑接近，有助于沁油潤(rùn)滑。軸線可以水平，上下或鉛垂布置。三選取電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型選取按照工作規(guī)定和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2擬定傳動(dòng)裝置效率查表得：聯(lián)軸器效率：η1=0.99滾動(dòng)軸承效率：η2=0.99V帶效率：ηv=0.96閉式圓柱齒輪效率：η3=0.98工作機(jī)效率：ηw=0.96η3.3選取電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n經(jīng)查表按推薦合理傳動(dòng)比范疇，V帶傳動(dòng)比范疇為：2～4，同軸式二級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)比范疇為：8～40，因而理論傳動(dòng)比范疇為：16～160。可選取電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范疇為nd=ia×nw=(16～160)×47.77=764--7643r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M2-6三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900電機(jī)重要外形尺寸圖3-1電動(dòng)機(jī)中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4擬定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比計(jì)算由選定電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)積極軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：i（2）分派傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取普通V帶傳動(dòng)比：iv=2高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)傳動(dòng)比為i減速器總傳動(dòng)比i四計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)PnT4.2高速軸參數(shù)PnT4.3中間軸參數(shù)PnT4.4低速軸參數(shù)PnT4.5工作機(jī)參數(shù)PnT各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)電機(jī)軸9605.3453121.88高速軸4805.13102065.63中間軸151.424.98314086.65低速軸47.774.83965595.56工作機(jī)47.774.5899623.19五普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算1.擬定計(jì)算功率Pca由表8-8查得工作狀況系數(shù)KA=1.1，故2.選取V帶帶型依照Pca、n1由圖8-11選用A型。3.擬定帶輪基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm。2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶速度v=由于5m/s＜v＜30m/s，故帶速適當(dāng)。3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑。依照式（8-15a），計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑依照表8-9，取原則值為dd2=200mm。4.擬定V帶中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度依照式（8-20），初定中心距a0=450mm。由式（8-22）計(jì)算帶所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度L由表選帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1430mm。按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a。a按式（8-24）,中心距變化范疇為455--519mm。5.驗(yàn)算小帶輪包角αaα6.計(jì)算帶根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶額定功率Pr。由dd1=100mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.96kW。依照n1=960r/min，i=2和A型帶，查表8-5得△P0=0.112kW。查表8-6得Kα=0.972，表8-2得KL=0.96，于是2）計(jì)算帶根數(shù)zz=取6根。7.計(jì)算單根V帶初拉力F0由表8-3得A型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，因此F8.計(jì)算壓軸力FpF9.帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)1）小帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)小帶輪軸孔直徑d=38mm由于小帶輪dd1=100小帶輪構(gòu)造選取為實(shí)心式。因而小帶輪尺寸如下：ddB=L=2.0×d≥B（帶輪為實(shí)心式，因而輪緣寬度應(yīng)不不大于等于帶輪寬度）L=93mm圖5-1帶輪構(gòu)造示意圖2）大帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)大帶輪軸孔直徑d=28mm由于大帶輪dd2=200mm因而大帶輪構(gòu)造選取為腹板式。因而大帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×93=23.25mmL=56mm圖5-2帶輪構(gòu)造示意圖10.重要設(shè)計(jì)結(jié)論選用A型普通V帶6根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455～519mm。單根帶初拉力F0=155.93N。帶型AV帶中心距476mm小帶輪基準(zhǔn)直徑100mm包角167.96°大帶輪基準(zhǔn)直徑200mm帶長(zhǎng)1430mm帶根數(shù)6初拉力155.93N帶速5.02m/s壓軸力1860.84N六減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù)(1)依照傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。(2)參照表10-6選用7級(jí)精度。(3)材料選取由表10-1選取小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×3.17=86。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1)擬定公式中各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計(jì)算小齒輪傳遞扭矩:T=9.55×③由表10-7選用齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重疊度系數(shù)Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)節(jié)小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②依照v=0.5m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.01③齒輪圓周力。FK_A×F_t/b=1×9957.254/63.087=158N|mm>查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KHα=1.2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)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.422由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得分度圓直徑d4)擬定模數(shù)m6.3擬定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距a=(2)按圓整后中心距修正螺旋角ββ=13°3'32"(3)計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑dd(4)計(jì)算齒寬b=取B1=90mmB2=85mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=85齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度重疊度系數(shù)YεαβεYε③由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)YβY2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b依照v=0.66m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.013查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KFα=1.1由表10-4用插值法查得KHβ=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KFβ=1.08。則載荷系數(shù)為由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足規(guī)定，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞能力不不大于大齒輪。4)齒輪圓周速度v=選用7級(jí)精度是適當(dāng)6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左13°3'32"右13°3'32"齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖6-1低速級(jí)大齒輪構(gòu)造圖七減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選定齒輪類型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù)(1)依照傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。(2)參照表10-6選用7級(jí)精度。(3)材料選取由表10-1選取小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×3.17=86。7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1)擬定公式中各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計(jì)算小齒輪傳遞扭矩:T=9.55×③由表10-7選用齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重疊度系數(shù)Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)節(jié)小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②依照v=1.137m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.022③齒輪圓周力。FK_A×F_t/b=1×4510.092/45.261=100N|mm<查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KHα=1.4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)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.418由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得分度圓直徑d4)擬定模數(shù)m7.3擬定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距為滿足同軸式圓柱齒輪中心距應(yīng)相等，并保證低速級(jí)圓柱齒輪最小強(qiáng)度，故按低速級(jí)圓柱齒輪中心距計(jì)算。即a=174mm。并調(diào)節(jié)小齒輪齒數(shù)Z1=27則，Z2=u×i=85.59圓整為Z2=86(2)按圓整后中心距修正螺旋角ββ=13°3'32"(3)計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑dd(4)計(jì)算齒寬b=取B1=90mmB2=85mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=85齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度重疊度系數(shù)YεαβεYε③由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)YβY2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b依照v=2.09m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KFα=1.1由表10-4用插值法查得KHβ=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KFβ=1.08。則載荷系數(shù)為由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足規(guī)定，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞能力不不大于大齒輪。4)齒輪圓周速度v=選用7級(jí)精度是適當(dāng)7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪齒根圓直徑7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左13°3'32"右13°3'32"齒數(shù)z2786齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖7-1高速級(jí)大齒輪構(gòu)造圖八軸設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=5.13kW；軸所傳遞轉(zhuǎn)矩T=102065.63N?mm(2)軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于高速軸受到彎矩較大而受到扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知原則軸孔直徑為28mm故取dmin=28(4)擬定各段軸直徑和長(zhǎng)度圖8-1高速軸示意圖1)高速軸和大帶輪配合，查表選用原則軸徑d12=28mm，l12長(zhǎng)度略不大于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=8×7mm(GB/T1096-)，鍵長(zhǎng)L=40mm。2)初步選取滾動(dòng)軸承。因軸承同步受有徑向力和軸向力作用，故選用角接觸軸承。。參照工作規(guī)定并依照d23=33mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=88mm。軸肩h34=2.5mm，則d45=40mm。軸肩h45=4，則d56=48mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，依照軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則l5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體鍛造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm，則lll至此，已初步擬定了軸各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑283335404835長(zhǎng)度54663988532(5)軸受力分析高速級(jí)小齒輪所受圓周力（d1為高速級(jí)小齒輪分度圓直徑）F高速級(jí)小齒輪所受徑向力F高速級(jí)小齒輪所受軸向力F依照7207AC角接觸球軸承查手冊(cè)得壓力中心a=21mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離軸所受載荷是從軸上零件傳來，計(jì)算時(shí)普通將軸上分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段中點(diǎn)。作用在軸上扭矩，普通從傳動(dòng)件輪轂寬度中點(diǎn)算起。普通把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上梁，支反力作用點(diǎn)與軸承類型和布置方式關(guān)于帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N①在水平面內(nèi)高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N軸承A處水平支承力：R軸承B處水平支承力：R②在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：R軸承B處垂直支承力：R軸承A總支承反力為：R軸承B總支承反力為：R③繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：M截面B在水平面上彎矩：M截面C左側(cè)在水平面上彎矩：M截面C右側(cè)在水平面上彎矩：M截面D在水平面上彎矩：M④繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面上彎矩：M截面B在垂直面上彎矩：M截面C在垂直面上彎矩：M截面D在垂直面上彎矩：M⑤繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：Mg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖Th.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：M圖8-2高速軸受力及彎矩圖(6)校核軸強(qiáng)度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))解決，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=151.42r/min；功率P=4.98kW；軸所傳遞轉(zhuǎn)矩T=314086.65N?mm(2)軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于中間軸受到彎矩較大而受到扭矩較小，故取A0=115。d由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選原則直徑dmin=40mm(4)擬定各段軸直徑和長(zhǎng)度圖8-3中間軸示意圖1)初步選取滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承直徑d12和d56，因軸承同步受有徑向力和軸向力作用，故選用角接觸軸承。參照工作規(guī)定并依照dmin=36.85mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選用角接觸軸承7208AC，其尺寸為d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。2)取安裝大齒輪處軸段直徑d45=45mm；齒輪右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂寬度b2=85mm，為了可靠壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=83mm。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=45mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處直徑d34=55mm。取l34=92.5mm。3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。4)考慮材料和加工經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪輪轂寬度為b3=90mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=88mm，d23=45mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=83mm，d45=45mm。5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離Δ3=15mm。考慮箱體鍛造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則ll至此，已初步擬定了軸各段直徑和長(zhǎng)度。軸段12345直徑4045554540長(zhǎng)度408892.58342.5(5)軸受力分析高速級(jí)大齒輪所受圓周力（d2為高速級(jí)大齒輪分度圓直徑）F高速級(jí)大齒輪所受徑向力F高速級(jí)大齒輪所受軸向力F低速級(jí)小齒輪所受圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪分度圓直徑）F低速級(jí)小齒輪所受徑向力F低速級(jí)小齒輪所受軸向力F依照7208AC角接觸球軸承查手冊(cè)得壓力中心a=23mm軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離軸承A在水平面內(nèi)支反力R軸承B在水平面內(nèi)支反力R軸承A在垂直面內(nèi)支反力R軸承B在垂直面內(nèi)支反力R軸承A總支承反力為：R軸承B總支承反力為：R①計(jì)算水平面彎矩截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩M截面C在垂直面內(nèi)彎矩M截面D在垂直面內(nèi)彎矩Mf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面C右側(cè)合成彎矩M截面C左側(cè)合成彎矩M截面D右側(cè)合成彎矩M截面D左側(cè)合成彎矩M②轉(zhuǎn)矩T③計(jì)算當(dāng)量彎矩截面A和截面B處當(dāng)量彎矩M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩M圖8-4中間軸受力及彎矩圖(6)校核軸強(qiáng)度因D左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D左側(cè)為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))解決，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=47.77r/min；功率P=4.83kW；軸傳遞轉(zhuǎn)矩T=965595.56N?mm(2)軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于低速軸受到彎矩較小而受到扭矩較大，故取A0=112。d由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知原則軸孔直徑為56mm故取dmin=56(4)擬定各段軸直徑和長(zhǎng)度圖8-5低速軸示意圖1)輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸直徑d1，為了使所選軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選用聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)不大于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查原則GBT4323-或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長(zhǎng)度為112mm。選用普通平鍵，A型，b×h=16×10mm(GBT1096-)，鍵長(zhǎng)L=100mm。2)初步選取滾動(dòng)軸承。因軸承同步受有徑向力和軸向力作用，故選用角接觸軸承。參照工作規(guī)定并依照d23=61mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7213AC，其尺寸為d×D×B=65×120×23mm，故d34=d67=65mm。3)取安裝齒輪處軸段直徑d45=70mm；齒輪左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂寬度為B=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=83mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=70mm故取h=5mm，則軸環(huán)處直徑d56=80mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=5mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，依照軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則l5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體鍛造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，已知滾動(dòng)軸承寬度B=23mm，則ll至此，已初步擬定了軸各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑566165708065長(zhǎng)度1126047.583540.5(5)軸受力分析低速級(jí)大齒輪所受圓周力（d4為低速級(jí)大齒輪分度圓直徑）F低速級(jí)大齒輪所受徑向力F低速級(jí)大齒輪所受軸向力F依照7213AC角接觸球軸承查手冊(cè)得壓力中心a=33.5mm齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離軸承A和軸承B在水平面上支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上支反力RAV和RBVRR軸承A總支承反力為：R軸承B總支承反力為：R①計(jì)算彎矩在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：M在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：M②繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：M③繪制扭矩圖T=965595.56N?mm④繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：M圖8-6低速軸受力及彎矩圖(6)校核軸強(qiáng)度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))解決，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。九滾動(dòng)軸承壽命校核9.1高速軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7207AC35721729依照前面計(jì)算，選用7207AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=7h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-569N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。9.2中間軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7208AC40801835.2依照前面計(jì)算，選用7208AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=35.2kN，額定靜載荷C0r=24.5kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=7h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=1202N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。9.3低速軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7213AC651202366.5依照前面計(jì)算，選用7213AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=66.5kN，額定靜載荷C0r=52.5kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=7h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-1691N由計(jì)算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。十鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)40mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=32mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ10.2高速軸與小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)70mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=58mm小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ10.3中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)70mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=56mm低速級(jí)小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ10.4中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)70mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=56mm高速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ10.5低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)70mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=50mm低速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ10.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-）,鍵長(zhǎng)100mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=84mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ十一聯(lián)軸器選取11.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1255.27N?m選取聯(lián)軸器型號(hào)（2）選取聯(lián)軸器型號(hào)軸伸出端安裝聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3870r/min，Y型軸孔，積極端孔直徑d=56mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。Tc=1255.27N?m<Tn=2500N?mn=47.77r/min<[n]=3870r/min十二減速器密封與潤(rùn)滑12.1減速器密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)立不同形式密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)結(jié)合面，慣用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸密封，則需依照其不同運(yùn)動(dòng)速度和密封規(guī)定考慮不同密封件和構(gòu)造。本設(shè)計(jì)中由于密封界面相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。12.2齒輪潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(dòng)，依照齒輪圓周速度大小選取潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選取將大齒輪浸入油池浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得不不大于分度圓半徑1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部污物攪起，導(dǎo)致齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不不大于30-50mm。依照以上規(guī)定，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選取全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。12.3軸承潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選取何種潤(rùn)滑方式可以依照齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，因此均選