二級減速器(機械課程設(shè)計)(含總結(jié))

1、機械設(shè)計課程設(shè)計姓名： 班級： 學(xué)號： 指導(dǎo)老師： 成 績： 日期：2011 年 6 月 目 錄1. 設(shè)計目的22. 設(shè)計方案33. 電機選擇54. 裝置運動動力參數(shù)計算75.帶傳動設(shè)計 96.齒輪設(shè)計187.軸類零件設(shè)計288.軸承的壽命計算319.鍵連接的校核3210.潤滑及密封類型選擇 3311.減速器附件設(shè)計 33 12.心得體會 3413.參考文獻 351. 設(shè)計目的 機械設(shè)計課程是培育同學(xué)具有機械設(shè)計力量的技術(shù)基礎(chǔ)課。課程設(shè)計則是機械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)同學(xué)第一次全面的設(shè)計力量訓(xùn)練，其目的是： （1）通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增加創(chuàng)新

2、意識，培育綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際學(xué)問去分析和解決機械設(shè)計問題的力量。 （2）學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，把握機械設(shè)計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作力量，確定尺寸和把握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和把握機械零件，機械傳動裝置或簡潔機械的設(shè)計過程和方法。 （4）學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。2. 設(shè)計方案及要求 據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級開放式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：1輸送帶2電動機3V帶傳動4減速

3、器5聯(lián)軸器 技術(shù)與條件說明：1）傳動裝置的使用壽命預(yù)定為 8年每年按350天計算， 每天16小時計算；2）工作狀況：單向運輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35度；3）電動機的電源為三相溝通電，電壓為380/220伏；4）運動要求：輸送帶運動速度誤差不超過；滾筒傳動效率0.96；5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。設(shè)計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫 4）相關(guān)參數(shù)：F=3.3KN，V=1.2，D=350mm。3. 電機選擇3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電

4、動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,依據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=3.3KN，V=0.6。則有：P=3.96KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機械設(shè)計手冊知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，則有： =0.96 =0.85889所以電動機所需的工作功率為： P=4.61KW 取P=5.0KW3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速按推舉的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=840和帶的傳動比I=24，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為：I=I=（840）（24

5、）=16160工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 n= 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16160）65.5 =（104010400）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速是Y132S-44. 裝置運動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和安排各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）安排到各級傳動比 由于I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比則I安排減速器傳動比，參考機械設(shè)計指導(dǎo)書圖12安排齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機軸：轉(zhuǎn)速：n=1440輸入功率：P=P=5.0KW輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55 =3.31N軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P輸入

6、轉(zhuǎn)矩T=9.55軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P =4.6KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55 軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：PP =4.42KW輸入轉(zhuǎn)矩：TN 卷筒軸：轉(zhuǎn)速：n輸入功率：P=P =4.42 =4.3KW輸入轉(zhuǎn)矩： N各軸運動和動力參數(shù)表4.1軸 號功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N）轉(zhuǎn)速（）電機軸5.03.3114401軸4.89.65762軸4.62.5169.43軸4.426.465.4卷同軸4.36.365.4圖4-15.帶傳動設(shè)計5.1 確定計算功率P 據(jù)2表8-7查得工作狀況系數(shù)K=1.1。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n有2圖8-11選用A帶。5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)

7、直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=100mm。 （2）驗算帶速v，有： =7.536 由于7.536m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d 取=250mm 新的傳動比i=2.55.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L (1)據(jù)2式8-20初定中心距a=400mm(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =1363.5mm由2表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=1250mm（3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5.5 驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查2表8-4a得 P=1.32KW據(jù)

8、n=1440，i=2.5和A型帶，查28-4b得 P=0.17KW查2表8-5得K=0.95，K=0.93，于是： P=(P+P)KK =（1.32+0.17）0.950.93 =1.32KW（2）計算V帶根數(shù)z 故取5根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.105。所以 =127.4N應(yīng)使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=25127.40.99 =1261.26N5.9 帶輪設(shè)計 （1）小帶輪設(shè)計 由Y160M電動機可知其軸伸直徑為d=38mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=38mm。有

9、4P表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。 （2）大帶輪設(shè)計 大帶輪軸孔取32mm，由4P表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。6.齒輪設(shè)計6.1高速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=81.6，取82；2.按齒面接觸疲憊強度設(shè)計 按公式： （1）確定公式中各數(shù)值

10、1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=2.5N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲憊強度極限=520MP；大齒輪的接觸疲憊強度極限=500MP。 6）由2圖10-19取接觸疲憊壽命系數(shù)K=0.95； K=1.05。 7）計算接觸疲憊許用應(yīng)力。 取失效概率為1，平安系數(shù)S=1，有 =472.7MP =454.5MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =129.84mm 2)計算圓周

11、速度。 v=3.91m/s 3）計算齒寬b b=1129.84=129.84mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=1.54，8級精度。由2圖10-8得K=1.05，K=1.061。由2圖10-13查得K=1.40，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.114 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m=3.按齒根彎曲疲憊強度設(shè)計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.47 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.17

12、 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.80 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲憊強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲憊強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲憊壽命系數(shù)K=0.90，K=0.956）計算彎曲疲憊許用應(yīng)力 取彎曲疲憊平安系數(shù)S=1.4，則有： =212Mp =210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01975 =0.0186經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m=2.35 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲憊強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲憊強度計算的法面模數(shù)，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲憊強度。于是有： =28.36取Z

13、=28，則Z3.4=95.2取=95，新的傳動比i3.394.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a =160.06mm （3）計算齒輪寬度 b= B=105mm，B=96mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表6-1名稱符號計算公式及說明模數(shù)m4壓力角齒頂高4齒根高=(+)m=5全齒高=(+)m=9分度圓直徑=m Z=96348齒頂圓直徑=m=104=（）m=336齒根圓直徑m=86m=318基圓直徑=327.01中心距表6-16.2 低速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為

14、一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z= 得Z=78.48，取78；2.按齒面接觸疲憊強度設(shè)計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： =6.4N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲憊強度極

15、限=580MP；大齒輪的接觸疲憊強度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲憊壽命系數(shù)K=1.07； K=1.13。 7）計算接觸疲憊許用應(yīng)力。 取失效概率為1，平安系數(shù)S=1，有 =1.07580=620.6MP =1.13560=632.8MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=110.43mm 2)計算圓周速度。 v=0.979m/s 3）計算齒寬b b=1110.42=110.42mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.67 6）計算載荷系數(shù)K

16、。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.51，8級精度。由2圖10-8得K=1.03，K=1.47。由2圖10-13查得K=1.38，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.51 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=104.3 =109.6mm 8）計算模數(shù)m m=4.6mm3.按齒根彎曲疲憊強度設(shè)計 按公式： m（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.42 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.224 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.766 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲

17、疲憊強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲憊強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲憊壽命系數(shù)K=0.95，K=0.976）計算彎曲疲憊許用應(yīng)力 取彎曲疲憊平安系數(shù)S=1.4，則有： =223.9Mp =214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.0187 0.0182經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m3.7mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲憊強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲憊強度計算的法面模數(shù)，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲憊強度。 于是有： Z=27.605 取Z=27，則Z2.5927=71.499取=71 新的傳動比i2.644.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓

18、直徑 （2）計算中心距 a196mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=113mm，B=108mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表6-2(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數(shù)m4壓力角齒頂高=4齒根高=(+)m=5全齒高=(2+)m=9分度圓直徑=m Z=108=m284齒頂圓直徑=（）m=116=（）m=292齒根圓直徑=()m=98=()m=274基圓直徑表6-27.軸類零件設(shè)計7.1 I軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.76KW，n=440r/min，T =1.3N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=70mm

19、而 F=3625N F=F3625=1319N 壓軸力F=1696N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm由于軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查4P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用

20、于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。依據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，由于有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承名目里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊接受軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面牢靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=71m

21、m。齒輪右邊-段為軸套定位，且連續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均接受平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間協(xié)作有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的協(xié)作為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的協(xié)作為軸承與軸之間的周向定位是用過渡協(xié)作實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，

22、M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=1.3N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危急截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危急截面。則依據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故平安。7.2 II軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P=5.76KW，n=440，T =1.3N2.求作用在齒輪上的力

23、 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=327.5mm d=108mm 而 F=767N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F(xiàn)=F1730N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A43.0mm 由于軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，由于軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝

24、配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70mm，為了使套筒端面與大齒輪牢靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒

25、輪與軸之間的定位均接受平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的協(xié)作均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡協(xié)作實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4。現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=5.6N 圖7-46.按彎扭合成應(yīng)力

26、校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危急截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸的危急截面,對該軸進行具體校核，對于截面B則依據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =50.6MP前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側(cè) 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為 故右側(cè)的平安系數(shù)為 >S=1.5故該軸在截面的右側(cè)的強度也是足夠的。綜上所述該軸平安。7.3 III軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.28KW，n=28.6r/mi

27、n，T=1.76N2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=352mm而 F=10081N F=F100813669N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A62.8mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查2表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查5P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸協(xié)作的轂孔長度l=132mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）

28、擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5 圖7-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸協(xié)作的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和便利拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，由于有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承名目里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm

29、24mm，l=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均接受平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的協(xié)作為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的協(xié)作為軸承與軸之間的周向定位是用過渡協(xié)作實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.

30、個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T=1.76N 圖7-6 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危急截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危急截面，則依據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故平安。8.軸承的壽命計算8.1

31、 I軸上的軸承6208壽命計算預(yù)期壽命：已知N，47000h>44800h故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)平安。8.2 II軸上軸承6210的壽命計算預(yù)期壽命：已知，20820h<44800h故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換。8.3 軸上軸承6214的壽命計算 預(yù)期壽命：已知426472h>44800h 故III軸上的軸承6214滿足要求。9.鍵連接的校核9.1 I軸上鍵的強度校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為-段鍵與鍵槽接觸疲憊強度 故此鍵能平安工作。-段與鍵槽接觸疲憊強度故此鍵能平安工作。9.2 II軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為II-II

32、I段鍵與鍵槽接觸疲憊強度故此鍵能平安工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲憊強度 故此鍵能平安工作。9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲憊強度 故此鍵能平安工作。 -段與鍵槽接觸疲憊強度 故此鍵能平安工作。10.潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪接受飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承接受脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承接受油潤滑。10.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)接受擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)

33、接受毛氈圈密封。11.減速器附件設(shè)計11.1 觀看孔及觀看孔蓋的選擇與設(shè)計 觀看孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑狀況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平常觀看孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀看孔和觀看孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置接受油標(biāo)指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔四周做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平常用螺塞堵住。查表6

34、表15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。接受圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 12.主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=15mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=24mm 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=M16 機座