機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器說明書

1、機(jī)械設(shè)計(jì)說明書學(xué)院：機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)：機(jī)械工程及自動(dòng)化班級(jí)：機(jī)自1102姓名：付松學(xué)號(hào)：0401110207 2013年12月22日目錄第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書。1§1-1設(shè)計(jì)任務(wù)第二章傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì)。1§2-1電動(dòng)機(jī)的選擇 §2-2傳動(dòng)比的分配第3章 v帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)。3§3-1 計(jì)算功率與帶型的確定§3-2 基準(zhǔn)直徑、帶速、中心距、精準(zhǔn)長度§3-3 包角、帶數(shù)確定第四章高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)。6§4-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)§4-2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)第五章低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)。12§5-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)§5-2

2、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)第六章各軸設(shè)計(jì)方案。17§6-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)§6-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)§6-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第七章 軸的強(qiáng)度校核。22§7-1高速軸的校核§7-2中間軸的校核§7-3低速軸的校核第八章 滾動(dòng)軸承選擇和壽命計(jì)算。26第九章 鍵連接選擇和校核。28§9-1軸1上鍵的選擇和校核§9-2軸2上鍵的選擇和校核§9-3 低速軸上鍵的選擇和校核第十章 聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算。28第十一章 潤滑和密封形式的選擇。29§11-1傳動(dòng)零件的潤滑第十二章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和選擇。31第一章設(shè)

3、計(jì)任務(wù)書§1-1設(shè)計(jì)任務(wù)1、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，采用兩級(jí)圓柱齒輪減速器的齒輪傳動(dòng)。2、工作條件：一班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶與卷筒及支承間，包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮）。3、使用期限：十年（每年工作日300天），大修期三年。4、生產(chǎn)條件：中小批量生產(chǎn)，可加工78級(jí)精度齒輪及渦輪。5、動(dòng)力來源：電力，三相交流（220/380V）。6、運(yùn)輸帶速度允許誤差：土5%7、原始數(shù)據(jù)：輸送帶的工作拉力 F=2400N輸送帶的工作速度 v=1.2輸送帶的卷筒直徑 D=300mm第二章傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì)一、帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示§2

4、-1電動(dòng)機(jī)的選擇 1電動(dòng)機(jī)容量選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得知工作機(jī)所需有效功率設(shè)：對(duì)滾動(dòng)軸承效率。=0.99為齒式聯(lián)軸器的效率。=0.99為7級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。=0.98輸送機(jī)滾筒效率。=0.96估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率：工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)攻率為：Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動(dòng)機(jī)額定功率2、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速方案比較方案號(hào)型號(hào)額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y112M24.0KW300028902Y112M44.0KW150014403Y132M164.0KW10009604Y160M184.0KW750720綜合考

5、慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下表：方案號(hào)型號(hào)額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩3Y132M164.0KW10009602.02.0§2-2傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比為：§2-3 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算如下：0軸電動(dòng)機(jī)軸1軸減速器中間軸2軸減速器中間軸3軸減速器低速軸4軸工作機(jī)軸號(hào)電動(dòng)機(jī)減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速r/min960960239.4

6、76.7376.73功率kw3353.31653.23.1043.04轉(zhuǎn)矩Nm33.3232.98124.4376.5368.97聯(lián)接、傳動(dòng)件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比14.013.121傳動(dòng)效率0.990.970.970.99第3章 v帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)§3-1計(jì)算功率與帶型確定已知電動(dòng)機(jī)功率為4kW,轉(zhuǎn)速為960r/min,傳動(dòng)比選i=3（1）確定計(jì)算功率由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)、，由圖8-11選用B型。§3-2基準(zhǔn)直徑、帶速、中心距、精準(zhǔn)長度確定 （1）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速由表8-6和8-8，取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速計(jì)算從動(dòng)輪的基

7、準(zhǔn)直徑 （2）確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度由式，初定中心距。計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度實(shí)際中心距 中心距的變化范圍為。§3-3包角、帶數(shù)確定 （1）驗(yàn)算小帶輪上的包角 故包角合適。 （2）計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定功率 由，查表8-4a得 根據(jù) 查表8-5得，表8-2得，于是計(jì)算V帶的根數(shù) 所以取2根合適。第四章高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)已知條件為3.3165kW，小齒輪轉(zhuǎn)速=960r/min，傳動(dòng)比4.01由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故用7級(jí)

8、精度（GB10095-88）3)材料選擇：由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版課本表10-1可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬差為40HBS。4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.01×24=82.8取Z2=83。§4-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即：1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 試選Kt=1.3(2) （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：N·mm(3)由表10-7選取齒寬系數(shù)。(4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。(5)由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪

9、的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=50Mpa。(6)計(jì)算齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：(7)由圖10-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.88；=0.91(8)計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：2）計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。=46.212） 計(jì)算圓周速度v。3)計(jì)算齒寬b。4)計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)齒高h(yuǎn)=4.345)計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.32m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.20；直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插值法的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)。由，查圖10

10、-13得1.35；故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得7)計(jì)算模數(shù)m。§4-2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500 M；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380 M；2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.87；3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得4） 計(jì)算載荷系數(shù)5） 查取齒形系數(shù)與查取應(yīng)力校正系數(shù)。6） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。因此，大齒輪的數(shù)值大。)設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲

11、勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的得模數(shù)1.44mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)1.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=50.40mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3)幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算分度圓直徑（2） 計(jì)算中心距a=128.25（3） 計(jì)算齒輪寬度取，。第五章低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)已知條件為輸入功率3.2kW，小齒輪轉(zhuǎn)速239.4r/

12、min，傳動(dòng)比3.12由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。1、 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 傳動(dòng)方案為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）.材料選擇。由教材機(jī)械設(shè)計(jì)第八版，表10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3） 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，Z2=3.12X2463.6，取64。§5-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即：2） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(3) 試選Kt=1.3(

13、4) （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：N·mm(3)由表10-7選取齒寬系數(shù)。(4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。(5)由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550Mpa。(6)計(jì)算齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：(7)由圖10-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.91；=0.921(8)計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：2)計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。=72.62) 計(jì)算圓周速度v。3)計(jì)算齒寬b。4)計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)齒高5)計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.82m/s，7級(jí)精

14、度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.1；直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插值法的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)。由，查圖10-13得1.38；故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得7)計(jì)算模數(shù)m。§5-2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值7） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500 M；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380 M；8） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87，=0.89；9） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-

15、12）得10） 計(jì)算載荷系數(shù)11） 查取齒形系數(shù)與查取應(yīng)力校正系數(shù)。12） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。因此，大齒輪的數(shù)值大。)設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的得模數(shù)2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=72.6mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3)幾何尺寸計(jì)算（4） 計(jì)算分度圓直徑（5）

16、計(jì)算中心距a=155（6） 計(jì)算齒輪寬度取,第六章各軸設(shè)計(jì)方案§6-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)、求軸上的功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2)、計(jì)算作用在齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3）、初步估算軸的直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。4）、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-1。 1 2 3 4 5 6 7圖3-2-1 輸入軸軸段主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化

17、很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段直徑為mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段總長為。軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。對(duì)于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為6305深溝球軸承。

18、寬度。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段4：取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取已知滾動(dòng)軸承寬度為在軸承左側(cè)有一擋油盤，取其長度為，則此段軸的長取其直徑為軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段6：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為56mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段7：為支撐軸頸，用來安裝軸承。直徑為，長度為。§6-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）、求2軸上的功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2）、計(jì)算作用在齒輪上的力：

19、轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3）、初步估算軸的直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響，軸結(jié)構(gòu)如圖3-2-2所示。 1 2 3 4 5圖3-2-2 中間軸4）、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。：該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。軸段1為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為6306深溝球軸承。寬度。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為51mm,為了使擋

20、油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為77mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度§6-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）、求軸上的功率轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩2）、計(jì)算作用在齒輪上的力： 轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3）、初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)

21、算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。4）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-3。 7 6 54 3 2 1圖3-2-3 輸出軸選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為6309深溝球軸承。寬度。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋

22、油盤寬度為30mm，則軸段的長度為軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為72mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。長度為綜合計(jì)算后得到的段:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長度為軸段：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。軸段:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器

23、孔徑，選取軸段直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器左端用一套筒定位，軸段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段總長為。第七章 軸的強(qiáng)度校核§7-1高速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)計(jì)算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力51而：圓周力徑向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得危險(xiǎn)截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-4§7-2中間軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)計(jì)算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力圓周力徑向力作用在小齒輪上的力圓周力徑向力在垂直面上：解得：在水平面上解得：

24、所以軸安全。§7-3低速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)計(jì)算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力227.5而圓周力徑向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得危險(xiǎn)截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-6第八章 滾動(dòng)軸承選擇和壽命計(jì)算1）.高速軸上軸承采用6305型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時(shí)承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價(jià)格最低.內(nèi)徑d=25mm 外徑D=62mm 寬度B=17mm校核軸軸承是否滿足工作要求1）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷、查表13-5 有：取

25、得：查表13-5有：，取，得：因此軸承1危險(xiǎn)。（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承計(jì)算，對(duì)于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計(jì)算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號(hào)最終確定為：63052）.中間軸上軸承采用6306型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時(shí)承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價(jià)格最低.內(nèi)徑d=30mm 外徑D=72mm 寬度B=19mm校核軸軸承是否滿足工作要求（1）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此軸承2危險(xiǎn)。（6）校核所

26、選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承計(jì)算，對(duì)于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計(jì)算軸承工作壽命：2）低速軸上軸承采用6309型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時(shí)承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價(jià)格最低.內(nèi)徑d=45mm 外徑D=100mm 寬度B=25mm校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖如圖3-3-3。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此軸承2危險(xiǎn)。（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承計(jì)算，對(duì)于球軸承，

27、查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計(jì)算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號(hào)最終確定為：6309第九章 鍵連接選擇和校核§9-1高速軸上鍵的選擇和校核1鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑,查表13-20得（聯(lián)軸器）鍵1：（小齒輪）鍵2：2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長；鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：6×32 GB1096-79鍵2：8×40 GB1096-79§9-2中間軸上鍵的選擇和校核1鍵的選

28、擇選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑 ,查表13-20得（大齒輪）鍵1：（小齒輪）鍵2：2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為： 鍵1：10×40 GB1096-79鍵2：10×63 GB1096-791鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑,查表13-20得：（大齒輪）鍵1：（聯(lián)軸器）鍵2：2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。 鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵

29、與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：14×63 GB1096-79鍵2：12×70 GB1096-79第十章 聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔

30、長度為。第十一章 潤滑和密封形式的選擇§10-1傳動(dòng)零件的潤滑1齒輪傳動(dòng)潤滑因?yàn)辇X輪圓周速度，并且傳動(dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)油潤滑，裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個(gè)齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。2滾動(dòng)軸承的潤滑軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。二、減速器密封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?.軸外伸端密封毛氈圈油封。2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封擋油環(huán)3.箱體結(jié)合面的密封箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不

31、允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度應(yīng)為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于。第十二章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和選擇箱座壁厚：，而，所以，取=10mm。箱蓋壁厚：，所以，取。箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm. 箱座、箱蓋的加強(qiáng)肋厚：。地腳螺釘?shù)闹睆剑?20mm；數(shù)目：6。軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：；箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：=12mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：軸：軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑］S承旁凸臺(tái)高度和半徑：=22mm外箱壁到軸承座端面的距離：。齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：?。?10mm。齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：?。?11