加熱爐裝料機(jī)設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)計(jì)說明書樣本

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目：加熱爐裝料機(jī)設(shè)計(jì)院系：設(shè)計(jì)者：指導(dǎo)教師：年月日北京航空航天大學(xué)設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)題目：加熱爐裝料機(jī)2、設(shè)計(jì)要求（1）裝料機(jī)用于向加熱爐內(nèi)送料，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，室內(nèi)工作，通過傳動(dòng)裝置使裝料機(jī)推桿作往復(fù)移動(dòng)，將物料送入加熱爐內(nèi)。（2）生產(chǎn)批量為5臺(tái)。（3）動(dòng)力源為三相交流電380/220V，電機(jī)單向轉(zhuǎn)動(dòng)，載荷較平穩(wěn)。（4）使用期限為10年，每年工作300天，大修期為三年，雙班制工作。（5）生產(chǎn)廠具有加工7、8級(jí)精度齒輪、蝸輪的能力。加熱爐裝料機(jī)設(shè)計(jì)參考圖如圖3、技術(shù)數(shù)據(jù)推桿行程200mm,所需電機(jī)功率2kw,推桿工作周期4.3s.4、設(shè)計(jì)任務(wù)（1）完成加熱爐裝料機(jī)總體方案設(shè)計(jì)和論證，繪制總體原理方案圖。（2）完成主要傳動(dòng)部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。（3）完成裝配圖一張（用A0或A1圖紙），零件圖兩張。（4）編寫設(shè)計(jì)說明書1份。目錄一、總體方案設(shè)計(jì) 31、執(zhí)行機(jī)構(gòu)的選型與設(shè)計(jì) 32、傳動(dòng)裝置方案確定 4二、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 61、聯(lián)軸器 62、齒輪設(shè)計(jì) 63、蝸輪蝸桿設(shè)計(jì) 12三、軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 161、軸的強(qiáng)度計(jì)算 162、軸承校核計(jì)算 243、鍵校核計(jì)算 29四、箱體及附件設(shè)計(jì) 30五、潤滑與密封 301、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑 302、滾動(dòng)軸承的潤滑 313、油標(biāo)及排油裝置 314、密封形式的選擇 31六、技術(shù)要求 31七、總結(jié)與體會(huì) 32參考文獻(xiàn) 32

一、總體方案設(shè)計(jì)1、執(zhí)行機(jī)構(gòu)選型與設(shè)計(jì)（1）機(jī)構(gòu)分析=1\*GB3①執(zhí)行機(jī)構(gòu)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率2kw，原動(dòng)件輸出等速圓周運(yùn)動(dòng)。傳動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)有運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換功能，將原動(dòng)件回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)橥茥U直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，因而應(yīng)有急回運(yùn)動(dòng)特性。同步要保證機(jī)構(gòu)具備良好傳力特性，即壓力角較小。=2\*GB3②為合理匹配出力與速度關(guān)系，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速快扭矩小，因而應(yīng)設(shè)立蝸桿減速器，減速增扭。（2）機(jī)構(gòu)選型方案一：用擺動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)形式轉(zhuǎn)換功能。方案二：用偏置曲柄滑塊機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)形式轉(zhuǎn)換功能。方案三：用曲柄搖桿機(jī)構(gòu)和搖桿滑塊機(jī)構(gòu)串聯(lián)組合，實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)形式轉(zhuǎn)換功能。方案三方案二方案一方案三方案二方案一（3）方案評價(jià)方案一：構(gòu)造簡樸，尺寸適中，最小傳動(dòng)角適中，傳力性能良好，且慢速行程為工作行程，迅速行程為返回行程，工作效率高。方案二：構(gòu)造簡樸，但是不夠緊湊，且最小傳動(dòng)角偏小，傳力性能差。方案三：構(gòu)造復(fù)雜，且滑塊會(huì)有一段時(shí)間作近似停歇，工作效率低，不能滿足工作周期4.3秒地規(guī)定。綜上所述，方案一作為裝料機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)行方案較為適當(dāng)。（4）機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)急回系數(shù)k定為2，則φ1=240°，φ簡圖如下：暫定機(jī)架長100mm，則由θ=60°可得曲柄長50mm（5）性能評價(jià)圖示位置即為γ最小位置，經(jīng)計(jì)算，γmin=2、傳動(dòng)裝置方案擬定（1）傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)由于輸入軸與輸出軸有相交，因而傳動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)選取錐齒輪或蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)。方案一：二級(jí)圓錐——圓柱齒輪減速器。方案二：齒輪——蝸桿減速器。方案三：蝸桿——齒輪減速器。方案三方案二方案一方案三方案二方案一（2）方案評價(jià)由于工作周期為4.3秒，相稱于14r/min，而電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min,故總傳動(dòng)比為i=71或107，i較大，因而傳動(dòng)比較小方案一不適當(dāng)，應(yīng)在方案二與方案三中選。而方案二與方案三相比，構(gòu)造較緊湊，且蝸桿在低速級(jí)，因而方案二較為適當(dāng)。（3）電動(dòng)機(jī)選取<1>選取電動(dòng)機(jī)類型按工作條件和規(guī)定，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步臥式電動(dòng)機(jī)，電壓380v。<2>選取電動(dòng)機(jī)容量由設(shè)計(jì)規(guī)定得電動(dòng)機(jī)所需功率。因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略不不大于即可，因而選定電動(dòng)機(jī)額定功率Ped為2.2kw。<3>擬定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速曲柄工作轉(zhuǎn)速nw=13.95r/min，方案二中減速器傳動(dòng)比為60～90，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范疇為。符合這一范疇同步轉(zhuǎn)速有1000r/min，故選定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1000r/min。進(jìn)而擬定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-6（4）分派傳動(dòng)比<1>計(jì)算總傳動(dòng)比：<2>分派減速器各級(jí)傳動(dòng)比：取第一級(jí)齒輪傳動(dòng)比，故第二級(jí)蝸桿傳動(dòng)比。（5）運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算滾動(dòng)軸承效率：η1=0.99閉式齒輪傳動(dòng)效率：η2=0.97蝸桿傳動(dòng)效率：η3=0.80聯(lián)軸器效率：η4=0.99故η=η電機(jī)軸：Nm=940r/min，Pd=2kw，T0=9550*P0/Nm=20.319N*M對于Ⅰ軸（小齒輪軸）:P1=2.0*η4=1.98kwN1=940r/minT1=9550*P0/Nm=20.116N*M對于Ⅱ軸（蝸桿軸）：P2=P1*η1*η2=1.98*0.99*0.97=1.90kwN2=N10/3=313.3r/minT2=9550*P2/N2=57.934N*M對于Ⅲ軸（蝸輪軸）：P3=P2*η3*η1=1.90*0.8*0.99=1.5kwN3=N2/22.46=13.95r/minT3=9550*P3/N3=1026.882N*M運(yùn)動(dòng)參數(shù)核動(dòng)力參數(shù)成果加以匯總，列出參數(shù)表如下:軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸220.31994010.99小齒輪軸1.981.9620.11619.91594010.99蝸桿軸1.901.88579.34573.54313.330.99蝸輪軸1.501.481026.8821016.61313.9522.460.99總體設(shè)計(jì)方案簡圖如下：二、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算1、聯(lián)軸器（1）式中：K為載荷系數(shù)；T為聯(lián)軸器傳遞工作扭矩（即軸扭矩）。由于載荷較平穩(wěn)，查表得1，T=20.32N*m，故=20.32N*m。（2）由于n1=（3）匹配：電動(dòng)機(jī)Y112M-6軸徑D=28mm。綜上，查表選取彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)LT4，齒輪軸軸徑為25mm。2、齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果1、選材、精度考慮積極輪轉(zhuǎn)速n1=940r/min不是很高，故大小齒輪均用45#，調(diào)質(zhì)解決。小齒輪硬度HB=229～286，取260HB。大齒輪HB=217～255，取230HB。精度級(jí)別選82、初步計(jì)算小齒輪直徑由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng),按齒面接觸強(qiáng)度初步估算小齒輪分度圓直徑,由附錄A表由表A1取，動(dòng)載荷系數(shù)，初取轉(zhuǎn)矩，由表27.11查取接觸疲勞極限取3、擬定基本參數(shù)圓周速度精度級(jí)別取8級(jí)精度合理取，擬定模數(shù),查表取校核傳動(dòng)比誤差：8級(jí)精度合理取傳動(dòng)比誤差為1.1%4、校齒核面接觸疲勞強(qiáng)度1〉計(jì)算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù):查圖27-16非變位斜齒輪彈性系數(shù):查表27.11重疊度系數(shù):端面重疊度螺旋角系數(shù)齒面接觸應(yīng)力2>計(jì)算許用接觸應(yīng)力總工作時(shí)間接觸壽命系數(shù)由圖27-23查出（單向運(yùn)轉(zhuǎn)取）齒面工作硬化系數(shù)接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)由表27.15按調(diào)質(zhì)鋼查潤滑油膜影響系數(shù)取為由表27.14取最小安全系數(shù)許用接觸應(yīng)力:3〉驗(yàn)算：接觸疲勞強(qiáng)度較為適當(dāng),齒輪尺寸不必調(diào)節(jié)5、擬定重要傳動(dòng)尺寸小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬b=48mm，，6、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算1〉由式27.11，，,,,齒根彎曲應(yīng)力:2〉計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由式27.17實(shí)驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限查圖27-24c，此外取由圖27-26擬定尺寸系數(shù)=由表27.14查最小安全系數(shù)3〉彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算=合格7、靜強(qiáng)度校核靜強(qiáng)度校核,因傳動(dòng)無嚴(yán)重過載,故不作靜強(qiáng)度校核3、蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果1．選取傳動(dòng)精度級(jí)別，材料考慮傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速也不高，選用ZA型蝸桿傳動(dòng)，精度級(jí)別為8級(jí)。蝸桿用45號(hào)鋼淬火，表面硬度45~50HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1沙模鍛造。2．?dāng)M定蝸桿，渦輪齒數(shù)傳動(dòng)比取校核傳動(dòng)比誤差：渦輪轉(zhuǎn)速為：3.擬定渦輪許用接觸應(yīng)力蝸桿材料為錫青銅，則，，4.接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)載荷系數(shù)蝸輪轉(zhuǎn)矩：估取蝸桿傳動(dòng)效率5.重要幾何尺寸計(jì)算渦輪分度圓直徑：蝸桿導(dǎo)程角6.計(jì)算渦輪圓周速度和傳動(dòng)效率渦輪圓周速度，查出當(dāng)量摩擦角攪油效率滾動(dòng)軸承效率與估取值近似7.校核接觸強(qiáng)度查得彈性系數(shù)，使用系數(shù)取動(dòng)載荷系數(shù)載荷分布系數(shù)8.輪齒彎曲強(qiáng)度校核擬定許用彎曲應(yīng)力查出查出彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)擬定渦輪復(fù)合齒形系數(shù)渦輪當(dāng)量齒數(shù)渦輪無變位查得導(dǎo)程角9.蝸桿軸剛度驗(yàn)算蝸桿所受圓周力蝸桿所受徑向力蝸桿兩支撐間距離L取蝸桿危險(xiǎn)及面慣性矩許用最大變形10.蝸桿傳動(dòng)熱平衡計(jì)算蝸桿傳動(dòng)效率導(dǎo)熱率取為）K工作環(huán)境溫度傳動(dòng)裝置散熱計(jì)算面積為三、軸系構(gòu)造設(shè)計(jì)及計(jì)算1、軸強(qiáng)度計(jì)算（1）小齒輪軸（構(gòu)造簡圖、受力圖、彎矩、扭矩圖附表后）計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果1、材料選取、熱解決2、初估軸徑3、初定軸構(gòu)造4、軸空間受力5、軸承支點(diǎn)支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖6、計(jì)算機(jī)合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉(zhuǎn)矩圖8、求當(dāng)量彎矩,繪制當(dāng)量彎矩圖9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度45鋼，正火，硬度為170至217HB當(dāng)軸材料為45鋼時(shí)可取C=110，則考慮有鍵聯(lián)接，故軸徑增長3%，因需與聯(lián)軸器匹配，，軸孔長度L=62mm。初選中系列深溝球軸承6006，軸承尺寸外徑D=55mm，寬度B=13mm。初步設(shè)計(jì)軸構(gòu)造件圖見表后。該軸所受外載荷為轉(zhuǎn)矩和大齒輪上作用力。小齒輪圓周力小齒輪徑向力小齒輪軸向力1）垂直面支反力及彎矩計(jì)算2）水平面支反力及彎矩計(jì)算危險(xiǎn)截面C處當(dāng)量彎矩：合格（2）蝸輪軸（構(gòu)造簡圖、受力圖、彎矩、扭矩圖附表后）計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果1、選取材料、熱解決2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初估軸徑3、初定軸構(gòu)造4、軸空間受力分析5、計(jì)算軸承支點(diǎn)支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖6、計(jì)算機(jī)合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉(zhuǎn)矩圖8、求當(dāng)量彎矩,繪制當(dāng)量彎矩圖9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度45鋼正火，硬度為170至217HB當(dāng)軸材料為45鋼時(shí)可取C=110，則取其軸徑為55mm選圓錐滾子軸承30215（一對），其尺寸：D=130mm,d=75mm，B=25mm.該軸所受外載荷為轉(zhuǎn)矩和蝸輪上作用力。輸入轉(zhuǎn)矩軸向力徑向力圓周力；1）垂直面支反力及彎矩計(jì)算2）水平面支反力及彎矩計(jì)算前已計(jì)算危險(xiǎn)截面C處當(dāng)量彎矩：取d=55初步構(gòu)造圖見下空間受力簡圖見下合格（3）蝸桿軸（構(gòu)造簡圖、受力圖、彎矩、扭矩圖附表后）計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果1、選取材料、熱解決2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初估軸徑3、初定軸構(gòu)造4、軸空間受力分析5、計(jì)算軸承支點(diǎn)支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖6、計(jì)算機(jī)合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉(zhuǎn)矩圖8、求當(dāng)量彎矩,繪制當(dāng)量彎矩圖9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度45鋼正火，硬度為170至217HB當(dāng)軸材料為45鋼時(shí)可取C=110，則最小直徑處有單鍵，故軸徑增長3%，圓整后取d=35mm左端選深溝球軸承6009，其尺寸：D=75mm,d=45mm，B=16mm.右端選圓錐滾子軸承32309，其尺寸：D=100mm,d=45mm，B=36mm.該軸所受外載荷為轉(zhuǎn)矩、蝸桿和大齒輪上作用力。輸入轉(zhuǎn)矩依照前面成果，大齒輪處受力為：圓周力；徑向力軸向力蝸桿處受力為：圓周力軸向力徑向力1）垂直面支反力及彎矩計(jì)算2）水平面支反力及彎矩計(jì)算危險(xiǎn)截面C處當(dāng)量彎矩：取d=35初步構(gòu)造圖見下空間受力簡圖合格2、軸承校核計(jì)算（1）小齒輪軸該軸采用兩端單向固定方式，所受軸向力比較小，選用一對深溝球軸承，按軸徑初選6006。下面進(jìn)行校核：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果軸承重要性能參數(shù)查手冊6006軸承重要性能參數(shù)如下：；；軸承受力狀況；；X、Y值，，沖擊載荷系數(shù)查得當(dāng)量動(dòng)載荷軸承壽命（球軸承）>48000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于深溝球軸承，查得許用轉(zhuǎn)速不不大于工作轉(zhuǎn)速940r/min滿足規(guī)定結(jié)論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉(zhuǎn)速規(guī)定。（2）蝸輪軸該軸采用兩端單向固定方式，所受軸向力比較小，選用一對圓錐滾子軸承，按軸徑初選30215。下面進(jìn)行校核：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果軸承重要性能參數(shù)查手冊30215軸承重要性能參數(shù)如下：；；接觸角α=16.35°e=1.5tanα=0.44α=16.35°軸承受力狀況；故X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查得當(dāng)量動(dòng)載荷軸承壽命（滾子軸承）>48000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于圓錐滾子軸承，查得許用轉(zhuǎn)速不不大于工作轉(zhuǎn)速13.95r/min滿足規(guī)定結(jié)論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉(zhuǎn)速規(guī)定。（3）蝸桿軸蝸桿軸采用一端固定一端游動(dòng)支撐方案，固定端采用兩個(gè)圓錐滾子軸承，以承受蝸桿軸向力，按軸徑初選32309；游動(dòng)端采用一種深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6009。受力圖如下圖：下面進(jìn)行校核：深溝球軸承6009計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果軸承重要性能參數(shù)查手冊6009軸承重要性能參數(shù)如下：；；軸承受力狀況；；X、Y值，，沖擊載荷系數(shù)查得當(dāng)量動(dòng)載荷軸承壽命（球軸承）>48000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于深溝球軸承，查得許用轉(zhuǎn)速不不大于工作轉(zhuǎn)速313.3r/min滿足規(guī)定結(jié)論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉(zhuǎn)速規(guī)定。圓錐滾子軸承32309：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果軸承重要性能參數(shù)查手冊32309軸承重要性能參數(shù)如下：；；e=0.35軸承受力狀況；X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查得當(dāng)量動(dòng)載荷軸承壽命（滾子軸承）>48000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于圓錐滾子軸承，α=13.13°查得許用轉(zhuǎn)速不不大于工作轉(zhuǎn)速313.3r/min滿足規(guī)定結(jié)論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉(zhuǎn)速規(guī)定。3、鍵校核計(jì)算鍵選取重要考慮所傳遞扭矩大小，軸上零件與否需要沿軸向移動(dòng)，零件對中規(guī)定等等。計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算結(jié)果（1）小齒輪軸鍵選取與校核鍵選取和參數(shù)與聯(lián)軸器相聯(lián)接，為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。由手冊查得d=25mm時(shí)，應(yīng)選用鍵GB1096-79轉(zhuǎn)矩鍵長根據(jù)輪轂長度為63mm，選取原則鍵長L=57mm接觸長度許用擠壓應(yīng)力校核查表可得鋼許用擠壓應(yīng)力為=（70-80）MPa故滿足規(guī)定（2）蝸輪鍵選取和校核鍵選取和參數(shù)靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d=80mm時(shí)，選用鍵GB1096-79轉(zhuǎn)矩鍵長根據(jù)輪轂長度為117mm，選取原則鍵長L=110mm接觸長度許用擠壓應(yīng)力校核查表可得鋼許用擠壓應(yīng)力為=（70-80）MPa故滿足規(guī)定（3）蝸桿軸鍵選取和校核鍵選取和參數(shù)靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭由手冊查得d=35mm時(shí)，選用鍵，GB1096-79轉(zhuǎn)矩鍵長根據(jù)輪轂長度為43mm，選取原則鍵長L=37mm接觸長度許用擠壓應(yīng)力校核查表可得鋼許用擠壓應(yīng)力為=（70-80）MPa故滿足規(guī)定四、箱體及附件設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算成果箱座厚度箱蓋厚度箱座突緣厚度箱蓋突緣厚度箱座底突緣厚度地角螺釘直徑地角螺釘數(shù)目軸承旁連接螺釘直徑機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑窺視孔蓋螺釘直徑連接螺栓d2間距定位銷直徑大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機(jī)蓋肋厚機(jī)座肋厚δ=0.04a+3≥8δ1=0.85δ=10.2b=1.5δb1=1.5δ1b2=2.5δdf=0.036a+12d1=0.75df=16d2=(0.5—0.6)dfd3=(0.4—0.5)dfd4=(0.3—0.4)dfl=(120—200)mmd=(0.7—0.8)d2Δ1>1.2δΔ2>δD2=1.25D+10t=(1.1—1.2)d3m1=0.85δ1m=0.85δ取δ=12mm取δ1=10mmb=18mmb1=15mmb2=30mmdf=20mmn=4取d1=16mm取d2=12mm取d3=10mm取d4=6mm取l=150mm取d=9mm取Δ1=15取Δ2=12依軸承而定t=12取m1=8取m=10五、潤滑與密封1、齒輪、蝸桿及蝸輪潤滑在減速器中，蝸桿相對滑動(dòng)速度 V=1.34m/s，采用浸油潤滑，選用蝸輪蝸桿油（摘自），用于蝸桿蝸輪傳動(dòng)潤滑，代號(hào)為。浸油深度普通規(guī)定浸沒蝸桿螺紋高度，但不高于蝸桿軸承最低一種滾動(dòng)體中心高。2、滾動(dòng)軸承潤滑三對軸承處零件輪緣線速度均不大于，因此應(yīng)考慮使用油脂潤滑，但應(yīng)對軸承處值進(jìn)行計(jì)算。值不大于時(shí)宜用油脂潤滑；否則應(yīng)設(shè)計(jì)輔助潤滑裝置。三對軸承處值分別為：，，均不大于，因此可以選取油脂潤滑。采用脂潤滑軸承時(shí)候