帶式輸送機傳動裝置設計目錄TOC\o"1-2"\h\u13522第一章任務書 1292511.1設計 1274901.2設計意義 2165461.3已知條件 2164391.4內容與要求 316362第二章傳動裝置總體設計方案 341362.1傳動方案組成 344412.2傳動方案特點 3225852.3確定傳動方案 39492.4傳動方案分析論證 48858第三章電動機的選擇 5155643.1選擇電動機的類型 5145283.2選擇電動機的容量 560713.3確定電動機轉速 611019第四章傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 798134.1總傳動比及各級傳動比 77274.2計算各軸的動力和動力參數(shù) 730628第五章傳動零件的設計計算 8230245.1軸類零件設計計算及校核 845785.2鍵連接的選擇和計算 22109395.3聯(lián)軸器螺栓校核 23180675.4金屬帶的設計 2416845.5齒輪的設計 3130691第六章潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 3631216.1潤滑方式的選擇 36250906.2潤滑油的選擇 3715496.3密封裝置的選擇 3720583第七章設計總結 3864297.1設計優(yōu)缺點及改進意見 3897557.2設計體會 3828270第八章參考文獻 39第一章任務書1.1設計通過設計帶式運輸機及其傳動裝置，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以《機械設計》、《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計課程設計手冊》、《制造技術基礎》、《機械設計課程設計指導書》以及各種國標為依據，獨立自主的完成設計、計算、驗證的全過程。1.2設計意義1.2.1設計背景和目的

機械設計課程設計是高等工科院校機械類本科學生第一次較全面的機械設計訓練，也是機械設計課程的一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。機械設計基礎課程設計是機械設計基礎課程的重要實踐環(huán)節(jié)，第一次全面的設計能力訓練，在實踐學生總體培養(yǎng)目標中占有重要地位。

培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的設計思想，綜合運用本課程及先前專業(yè)必修課程的理論知識，結合生產設計知識，訓練分析和解決一般工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識；

通過擬定傳動方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件的工作能力、確定尺寸、選擇材料，較全面地考慮加工工藝、使用和維護等要求以及傳動零件結構設計等，學習機械設計的一般方法，掌握通用零件、傳動裝置或簡單機械設計的設計原理和過程，培養(yǎng)學生初步設計的能力；

進一步訓練學生計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、圖表、國家標準和規(guī)范）以及使用經驗數(shù)據、進行經驗估算和處理數(shù)據的能力。1.2.2原始數(shù)據題號1234567890運輸帶工作拉力F（kN）76.565.55.254.84.54.24運輸帶工作速度v（m/s)1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾動直徑D（mm)4004004004504005004504004504501.3已知條件運輸帶工作拉力F=6kN；運輸帶工作速度v=1.3m/s；滾筒直徑D=400mm；滾筒效率（包括滾筒與軸承的效率損失）；工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn);使用折舊期：8年；工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；制造條件與生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。1.4內容與要求繪制減速器裝配圖1張；繪制零件工作圖1張；第二章傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案組成傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.2傳動方案特點金屬v帶傳動傳動比較大、摩擦較大，因此對金屬帶及錐形輪的要求比較高，對兩固定錐輪（主動和從動）的軸（即中速軸和低速軸）有一定的剛度要求。2.3確定傳動方案經分析比較各傳動方案的優(yōu)缺點，并考慮鼓勵創(chuàng)新獨特的思想，擬采用如下可實現(xiàn)無極調速的傳動方案：2.4傳動方案分析論證2.4.1定比傳動機構

即具有固定傳動比的傳動機構。通常采用齒輪、皮帶、鏈、蝸輪蝸桿等傳動機構，借此按預定的要求把動力源輸出的動力和運動傳遞給有關執(zhí)行機構。

本次設計采用的是直齒輪一級減速機構，齒輪傳動是機械傳動中應用最廣的一種傳動形式。它的傳動比準確，效率高，結構緊湊，工作可靠，壽命長。而圓柱直齒輪用于平行軸傳動，可以滿足此定比一級減速傳動機構的要求。2.4.2變速機構

常見的變速裝置有齒輪變速機構，機械無級變速機構以及液壓無級變速裝置。本次采用的是機械液壓金屬帶式無極變速機構。在滿足功能要求和強度要求的前提下，為了體現(xiàn)方案的創(chuàng)新性，本組在查閱資料后分析討論了種種二級減速裝置，最終確定了用金屬v帶式無極變速裝置來實現(xiàn)二級減速，從而讓帶有多種速度輸出，而不局限于給定的速度要求。金屬v帶式無極減速傳動具有傳動平穩(wěn)、噪聲低、清潔（無需潤滑）的特點，并且可以很容易地控制傳動比的變化從而達到所要求的速度。

第三章電動機的選擇3.1選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。3.2選擇電動機的容量其中：——為滾筒效率0.96；——為滾動軸承效率（由圖可知減速器只有3對軸承)；——為聯(lián)軸器的效率；——為直齒輪效率0.97；——金屬帶效率0.92。所以表Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可，按上表中Y系列的電動機數(shù)據。選電動機的額定功率11kw。3.3確定電動機轉速滾筒轉速為根據二級減速傳動裝置推薦傳動比1-25，可得電動機轉速取值范圍為62-1550r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇電動機型號為Y160M-4。電動機中心高H=160mm,外伸軸段D3E=423*110mm電動機型號額定功率/kW滿載轉速/(r/min)堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定轉矩Y160M-41114602.22.3123第四章傳動裝置運動及動力參數(shù)計算4.1總傳動比及各級傳動比由推薦資料可得，第一級傳動比4.2計算各軸的動力和動力參數(shù)（1）計算各軸轉速Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸計算各軸功率軸Ⅲ軸Ⅱ軸Ⅰ電動機計算各軸轉矩軸Ⅲ軸Ⅱ軸Ⅰ名稱轉速/(r/min)功率/kW轉矩/N·m軸Ⅰ629.09958.38軸Ⅱ2928.74280.32軸Ⅲ14607.961200第五章傳動零件的設計計算5.1軸類零件設計計算及校核5.1.1初算軸徑根據《機械設計》P.366可知可根據扭轉強度條件計算，公式如下T——軸所受的扭矩，；——軸的抗扭截面系數(shù)，；d——計算截面處軸的直徑，mm；——許用扭轉切應力，MPa。由上式可得軸的直徑軸的材料選用為40Cr，查《機械設計》P.366表15-3可得，取其最小值即35，則將各軸圓整為5.1.2聯(lián)軸器的選取I軸和Ⅲ軸需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機的軸線偏移不大。凸緣聯(lián)軸器剛性好，傳遞轉矩大，結構簡單，工作可靠，維護簡便，適用于兩軸對中精度良好的一般軸系傳動。根據以上對軸的直徑、轉矩、及轉速計算，可選聯(lián)軸器GY6及GY7，參數(shù)如下。型號公稱轉矩/N·m許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度/mm轉動慣量/D/mm質量/kgGY690068003882600.0151407.59GY716006000631421070.03116013.15.1.3初選軸承Ⅰ軸選軸承為：6210；Ⅱ軸選軸承為：7408C；Ⅲ軸選軸承為：7214C。所選軸承主要參數(shù)如下：軸承代號基本尺寸安裝尺寸基本額定動載荷基本額定靜載荷dDB6210509020578335.023.27408C401102780.253.37214C70125247911670.260.0軸Ⅰ5.1.4軸的結構設計軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅱ軸軸Ⅲ軸3軸35.1.5軸的校核軸Ⅰ（高速軸）T=56 對于小齒輪左右兩軸承對軸向上的力為，根據力的平衡計算據此來做軸垂直地面方向上的彎矩圖對于AC段，對于BC段由圖知點C處所受垂直地面方向上彎矩最大對于軸水平方向上的彎矩同理對于AC段，對于BC段可知點C處所受水平方向上彎矩最大所以，軸在C點即齒輪所在處受到最大彎矩，并且根據扭矩圖，這點也受到最大扭矩又T=57N?m根據第三強度理論所以軸Ⅰ該尺寸下的強度符合強度要求。軸Ⅱ（中速軸）根據對軸Ⅱ的受力分析，可簡化成如圖的軸的受力圖已知對于帶輪，根據其傳動比以及傳遞的扭矩可得當量摩擦系數(shù)又可得對于水平方向如圖所示，根據力矩平衡，可得對于AB段對于BC段在C點受突變轉矩（d為帶輪直徑）所以在CD段據此畫出軸的在水平方向上的彎矩圖可知軸在C點處受到最大彎矩對于垂直地面方向根據圖，由力的平衡可求得對于AB段對于BC段對于CD段由此畫出軸在垂直地面方向收到的彎矩圖可知在C點受最大彎矩綜上并畫出轉矩圖，可得C點根據第三強度理論故軸Ⅱ符合工作強度要求軸Ⅲ（低速軸）對軸Ⅲ進行受力分析，畫出其受力圖，并據此進行強度校核對于水平方向根據力矩平衡可得如圖，選定y軸正方向為正對于AB段對于BC段對于BC段并據此畫出軸水平方向彎矩圖可知在B點受到水平方向最大彎矩對于垂直地面方向由圖并根據力的平衡可得對于AB段對于BC段并由此畫出軸在垂直地面方向上的彎矩圖可知在B點受到垂直地面方向最大彎矩綜上又根據軸的扭矩圖可得在B點受最大扭矩B點處軸的彎曲截面系數(shù)根據第三強度理論可得故軸3滿足工作強度要求。5.1.6軸承的校核及壽命計算軸Ⅰ軸承6210校核右端受力較大，校核右端軸承。由四年一次大修，兩班倒可知，深溝球軸承，，X=1，Y=0根據軸Ⅰ的校核查設計手冊得滿足使用要求軸2軸承7408C校核左端受力較大，校核左端軸承。四年一次大修，兩班倒，角接觸球軸承，，X=1，Y=0根據軸2的校核，查設計手冊得滿足使用要求軸3軸承7214C校核左端受力較大，校核左端軸承。四年一次大修，兩班倒，角接觸球軸承，，X=1，Y=0根據軸3的校核知，查設計手冊得滿足使用要求5.2鍵連接的選擇和計算5.2.1軸Ⅰ鍵的校核鍵為單圓頭鍵鍵的材料為鑄鐵由機械設計表6-2得[]=30-45MPa滿足使用要求5.2.2軸Ⅱ鍵的校核鍵為圓頭鍵=鍵的材料為鋼由機械設計表6-2得[]=120-150MPa5.2.3軸Ⅲ鍵的校核鍵為單圓頭鍵鍵的材料為鑄鐵由機械設計表6-2得[]=100-120MPa滿足使用要求5.3聯(lián)軸器螺栓校核5.3.1電動機輸出軸聯(lián)軸器螺栓校核螺栓組螺栓數(shù)目z=6,6個螺栓分布在直徑mm的圓周上，扭矩。由以上數(shù)據可求得受力知道的螺栓的工作剪力為由聯(lián)軸器工作形式可假設軸向工作載荷,則每個螺栓所受的總拉力確定螺栓直徑選擇螺栓材料為Q235，性能等級為4.6，由表5-8查得材料屈服極限，由表5-10查得安全系數(shù)S=1.5，故螺栓材料的許用應力=，求得螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為==1.64mm由聯(lián)軸器b=40mm，按粗牙普通螺紋標準（GB/T196-2003),選用螺紋公稱直徑d=5mm,所以選用GB/T5783M550。5.3.2滾筒聯(lián)軸器螺栓校核（1）螺栓組螺栓數(shù)目z=6,6個螺栓分布在直徑mm的圓周上，扭矩。由以上數(shù)據可求得受力知道的螺栓的工作剪力為由聯(lián)軸器工作形式可假設軸向工作載荷,則每個螺栓所受的總拉力3076.92N。確定螺栓直徑選擇螺栓材料為Q235，性能等級為6.8，由表5-8查得材料屈服極限，由表5-10查得安全系數(shù)S=1.5，故螺栓材料的許用應力=，求得螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為==4.89mm由聯(lián)軸器b=40mm，按粗牙普通螺紋標準（GB/T196-2003),選用螺紋公稱直徑d=6mm,所以選用GB/T5783M650。5.4金屬帶的設計5.4.1傳動原理及受力分析主動帶輪和從動帶輪分別由一個可軸向移動的活動錐輪和一個固定錐輪構成，二者之間形成V形槽，金屬帶置于其間，在槽內與帶輪相嚙合，連接兩組帶輪。由于主、從動帶輪的中心距是固定的，而且活動錐輪的軸向移動是連續(xù)的，通過控制活動錐輪軸向位置來調節(jié)金屬帶在兩個帶輪上的工作半徑，從而實現(xiàn)速比的連續(xù)。置于固定和移動兩錐盤構成的V形槽內的金屬帶，是一個組合元件，它由數(shù)百片厚約2.2mm的V形金屬塊和嵌在金屬片鞍座面內的兩束金屬鋼帶環(huán)組組成。每束鋼帶環(huán)組由若干層厚度為0.15-0.18mm的鋼帶環(huán)套合而成，鋼帶環(huán)寬度和層數(shù)可根據傳遞轉矩的不同而增減。鋼帶環(huán)的作用一是引導金屬片的運動方向，二是承擔金屬帶中的張力。金屬塊的作用是傳遞轉矩。在金屬帶式無級變速器的工作過程中，主、從動帶輪的中心距是固定的，根據傳動比的要求，主、從動軸上的移動錐盤作軸向移動，改變帶輪的工作半徑，從而改變傳動比。由于帶輪的工作半徑可以連續(xù)變化，所以可實現(xiàn)無級變速。帶輪之間會產生擠壓力和摩擦力。金屬帶式無級變速器其實是一種機械摩擦式無級變速器,電動機輸出的動力傳到主動帶輪上,主動帶輪通過與金屬帶的V形金屬塊側邊接觸產生摩擦力,推動金屬塊向前運動,并推壓前一個金屬塊,在二者之間產生推壓力。該推壓力在接觸弧上形成后,隨著金屬塊由接觸弧的入口向出口運動逐漸增大,經金屬帶傳到從動帶輪上,在從動帶輪靠金屬塊與從動帶輪的接觸產生摩擦力,帶動從動帶輪轉動,將動力傳到了從動軸上。隨著傳遞轉矩的增加,主動帶輪上擠在一起的金屬塊逐漸增多。所有與從動帶輪接觸的金屬塊的相鄰塊之間無間隙,相互之間存在著推壓力作用。隨著金屬塊由接觸弧的入口向出口運動,金屬塊間的推壓力逐漸減小,最后消失。依靠金屬塊間的推壓作用傳遞動力是金屬帶傳動的一個重要特征,金屬帶傳動為推式傳動。主、從動帶輪的可動部分在控制系統(tǒng)的作用下可以沿軸向連續(xù)運動,來改變金屬帶的運動半徑,從而改變了金屬帶在主、從動輪上作用半徑,實現(xiàn)無級變速傳動。金屬帶式無級變速器關鍵部件金屬帶式無級變速器之所以能快速的發(fā)展與創(chuàng)新,歸功于其核心部件的迅速發(fā)展。其中核心部件由金屬片、金屬鋼帶環(huán)和錐盤帶輪組成。金屬帶是一套非常精密的組件,金屬片和金屬鋼環(huán)組,在材料、形位公差、尺寸公差、配合和制造技術等方面要求較高,所以綜合成本相對較高。金屬塊金屬塊的研究經歷了很長時間，本書所提及的是荷蘭VDT公司所生產的。（礙于能力有限，相關參數(shù)無從考證，只能借來一用。）所用材料是T8Mn工具鋼。（性能和用途與T8和T8A相似，淬透性較好，可用于制造斷面較大的工具。）金屬鋼環(huán)組金屬鋼環(huán)組的功能一是起到導向的作用,引導V型的金屬片運動;二是承擔金屬-帶中的張力。鋼帶環(huán)承擔自己載荷的60%是彎曲變形產生的彎曲應力。當金屬帶工作于較小半徑上時,會產生較大的彎曲應力,這會極大的降低金屬帶的壽命,因此金屬環(huán)要有較高的韌性,須能抗1-1.5億次彎曲循環(huán)次數(shù),一般鋼環(huán)采用多層薄鋼帶組成以減小彎曲應力。為了便于組裝,鋼環(huán)被分成兩組嵌入V型金屬片的兩側面鞍面上。金屬鋼環(huán)由若干層厚度為0.15~0.18mm的金屬環(huán)套合而成。鋼環(huán)的各層鋼帶還必須均載,即上層鋼帶的內徑和下層鋼帶的外徑公差應小于0.02mm,且兩個連續(xù)鋼帶之間的應力差小于60MPa,最里層與最外層金屬環(huán)之間的應力差為30-60MPa,否則鋼帶極易損壞,這也會嚴重縮短CVT的壽命。如果各層帶環(huán)組裝時,有一定的過盈量,即相鄰層的帶環(huán)采用過盈配合,能使鋼環(huán)組各層帶環(huán)上的張應力得到均勻分配,降低各層帶環(huán)承載不均程度,延長鋼環(huán)組的使用壽命。金屬鋼環(huán)的材料是高強度馬氏體時效鋼,屬于很低純度的低碳鋼,含18%的Ni及Co、Mo等。其橫向具有非常高的剛性,縱向具有良好的燒曲性和靭性。采用0.4mm厚的鋼帶經退火后冷札到0.15-0.18mm,強度達到2000MPa。在帶的研究中，需注意以下幾點：(1)由于金屬塊的厚度(為2.2mm)與帶輪包角上金屬帶的總長相比很小,可認為金屬塊間相互作用的擠壓力Q是連續(xù)的。(2)忽略金屬塊彎曲變形的影響。(3)金屬帶中的疊層金屬環(huán)近似看成一條鋼帶,它所受的周向張力沿帶輪包角上的分布滿足歐拉公式。(4)假設帶輪包角圓弧的中心與帶輪中心重合。(5)不考慮金屬帶的偏移。(6)視摩擦系數(shù)為常量。(7)帶輪為剛體,忽略帶輪變形的影響；金屬帶為鋼帶，沒有彈性變形。（因此不考慮其中心距變動范圍）(8)金屬帶傳動模型建立在準靜態(tài)基礎上,忽略其他的慣性力的影響。金屬塊的受力分析：由于金屬鋼帶傳動具有不同于普通橡膠V帶傳動的傳動機理,具有兩個傳遞轉矩的通道,視傳遞轉矩比的大小和傳遞速比的不同,鋼環(huán)張力差和金屬塊間的擠壓力對轉矩傳遞分別起著積極或消極作用。因此,在對金屬塊進行受力分析時也要考慮受力分析圖會有所變化。查閱T8Mn工具鋼與馬氏體時效鋼這兩種材料的接觸摩擦系數(shù)資料以及對v帶當量摩擦系數(shù)的研究可知，金屬塊與鋼帶環(huán)的當量摩擦系數(shù)大約為1.307查閱金屬帶效率相關資料分析可得，本金屬帶的傳動效率大概為0.925.4.2金屬帶的參數(shù)設計按傳動比i=4.7來計算主動錐輪（小帶輪）工作直徑d=70mm從動錐輪（大帶輪）工作直徑D=330mm中心距a=0.75×（D+d）=0.75×（330+70）=300mm【由資料《機械設計》p.154式（8-20）】包角：【由資料《機械設計》p.148式（8-6）】楔形角ψ=22°、帶長【由資料《機械設計》p.157式（8-22）】如下圖所示，可計算出主動輪可動錐輪的移動范圍是10.75mm根據下圖總帶長列出如下方程，可解出主動錐輪的工作直徑最大為125.3mm時從動錐輪的直徑，進而算出最小的傳動比。其中根據MATLAB(matlab)可解出上述方程，解得5.4.3控制系統(tǒng)控制系統(tǒng)一圖中所示為步進電動機和絲杠，錐輪固定架通過絲杠與電動機連接，通過控制輸入電動機的脈沖個數(shù)來控制電動機轉動的角度，通過絲杠將角度轉換為直線位移從而控制錐輪的左右移動，與液壓泵同時進行控制從而達到控制傳動比。控制系統(tǒng)二從從動輪的可動錐輪伸出一根軸（此軸伸出箱體）與液壓缸的活塞桿相連，通過活塞桿的移動來實現(xiàn)錐輪的移動，如圖所示。在單向閥A的上部油管設置一個流量表，顯然，液壓缸中油液的流量與錐輪的位移量有一定的關系，通過控制流入液壓缸的流量多少來實現(xiàn)錐輪要移動的位移。接下來便是通過雙向液壓鎖緊回路來讓錐輪鎖緊即可。當有壓力油進入時，回油路的單向閥被打開，壓力油進入工作液壓缸。但當三位四通電磁換向閥（Y型）處于中位或液壓泵停止供油時，由于沒有控制油的作用，兩個液控單向閥把工作液壓缸內的油液密封在里面，使液壓缸停止在該位置上被鎖住。（如果工作液壓缸和液控單向閥都具有良好的密封性能，即使在外力作用下，回路也能使執(zhí)行元件保持長期鎖緊狀態(tài)）。5.5齒輪的設計5.5.1計算小齒輪分度圓直徑確定公式中的各參數(shù)值試選。計算小齒輪傳遞的轉矩。由教材《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。由教材《機械設計》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)。由教材《機械設計》表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。由教材《機械設計》式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。計算接觸疲勞需用應力。由教材《機械設計》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、。由教材《機械設計》式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：由教材《機械設計》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，由教材《機械設計》式（10-14)得取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=試計算小齒輪分度圓直徑5.5.2調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備。圓周速度。齒寬。計算實際載荷系數(shù)。由教材《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)。根據、7級精度，由教材《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。齒輪的圓周力。查教材《機械設計》表10-3的齒間載荷分配系數(shù)。由教材《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù)由教材《機械設計》式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)53.954/20=2.698mm5.5.3按齒根彎曲疲勞強度設計由教材《機械設計》式（10-7）試算模數(shù)，即確定公式中的各參數(shù)值試選。由教材《機械設計》式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。計算。由教材《機械設計》圖10-17查得齒形系數(shù)、。由教材《機械設計》圖10-18查得應力修正系數(shù)、。由教材《機械設計》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。由教材《機械設計》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，由教材《機械設計》式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取試算模數(shù)調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備。圓周速度。31.38mm齒寬。寬高比b/h。計算實際載荷系數(shù)。根據，7級精度，由教材《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。，查教材《機械設計》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由教材《機械設計》表10-4用插值法查得，結合查教材《機械設計》圖10-13，得。則載荷系數(shù)為由教材《機械設計》式(10-13),可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒間接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，課取由彎曲疲勞強度算的模數(shù)2.8mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑56mm，算出小齒輪齒數(shù)20，則大齒輪齒數(shù)，這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。第六章潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇6.1潤滑方式的選擇減速器傳動零件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩擦、磨損，提高效率，防銹、冷卻和散熱。傳動零件的潤滑絕大多數(shù)減速器傳動零件都采用油潤滑，其潤滑方式多采用浸油潤滑，對于高速傳動則采用壓力噴油潤滑。由于高速級齒輪圓周速度v=πd1n1/60×1000=π×56×1460/60×1000=4.28(m/s)≤12（m/s）所以本減速器采用浸油潤滑。滾動軸承的潤滑減速器中的滾動軸承常用減速29內用于潤滑齒輪的油來潤滑，其常用的潤滑方式有：飛濺潤滑：減速器中只要有一個浸油齒輪的圓周速度v≥1.5～2m／s，即可采用飛濺潤滑。當v>3m／s時，飛濺的油可形成油霧并能直接濺入軸承室。有時由于圓周速度尚不夠大或油的粘度較大，不易形成油霧，此時為使?jié)櫥煽浚Ｔ谙渥雍厦嫔现瞥鲚斢蜏?，讓濺到箱蓋內壁上的油匯集在油溝內，而后流入軸承室進行潤滑．在箱蓋內壁與其接合面相接觸處制出倒棱，以便于油液流入油溝。在難以設置輸油溝匯集油霧進入軸承室時，亦有采用引油道潤滑或導油槽潤滑。潤滑脂潤滑：減速器中當浸油齒輪的圓周速度太低難以飛醋形成油霧，或難以導入軸承，或難以使軸承浸油潤滑時，可采用潤滑脂潤滑。潤滑脂通常在裝配時填入軸承室，其裝填量一般不超過軸承室空間的1／3～1／2，以后每年添加1～2次。采用脂潤滑時，一般應在軸承室內側設置封油環(huán)或其他內部密封裝置，以免油池中的油進入軸承室稀釋潤滑脂。脂潤滑軸承在低速、工作溫度70°C以下時可選鈣基脂，較高溫度時選鈉基脂或鈣鈉基脂,dn值(d為軸頸直徑，mm；n為工作轉速，r／rain)高(>40000mm·r／min)或負荷工況復雜時可選用二硫化鉬鋰基脂，潮濕環(huán)境可采用鋁基脂或鋇基脂而不宜選用遇水分解的鈉基脂。如果減速器采用滑動軸承，由于傳動用油的粘度太高不能旋蓋式油杯在其中使用，而需采用獨自的潤滑系統(tǒng)．這時應根據滑動軸承的受載情況、滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油液。當浸油齒輪的圓周速度v＜2m/s時，齒輪不能有效地把油飛濺到箱壁上，因此滾動軸承通常采用脂潤滑，當浸油齒輪的圓周速度v＞2m/s時，齒輪能將較多的油飛濺到箱壁上，此時滾動軸承通常采用油潤滑，也可以采用脂潤滑。綜合上述軸承潤滑方式，并考慮減速器實際工作情況，軸承選用潤滑脂潤滑。6.2潤滑油的選擇該種金屬帶所要求的潤滑油應有的特性為氧化和摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性、好的低溫特性、可補償?shù)拿芊獾木o密性查閱資料可知，金屬帶傳動所需的潤滑油為CVT專用油，零件編號為FS12601001，并且CVT油可滿足減速器箱體中其他零部件的使用。因此，潤滑油選為CVT無級變速專用油。6.3密封裝置的選擇密封件是減速器中應用最廣的零部件之一，為防止減速器內的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達到預期的壽命。減速器需要密封的部位一般有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋、檢查孔和排油孔接合面等處。軸伸出處的密封氈圈式密封利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室的密封效果。用壓板壓在毛氈圈上，便于調整徑向密封力和更換氈圈。氈圈式密封簡單、價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重，主要用于脂潤滑以及密封處軸頸圓周速度較低(一般不超過4～5m／s)的油潤滑。本減速器采用氈圈式密封。箱蓋與箱座接合面的密封箱蓋與箱座的密封常用在箱蓋與箱座的接合面上涂上密封膠和水玻璃的方法實現(xiàn)，為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油溝，使?jié)B入接合面之間的潤滑油重新流回箱體內部。為了保證箱體座孔與軸承的配合，接合面上嚴禁加墊片密封。軸承靠近箱體內外側的密封軸承靠近箱體內外側的密封作用可分為封油環(huán)和擋油環(huán)兩種。擋油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封，作用是使軸承室與箱