鏈式運輸機減速器設計帶圖紙

1、湖南人文科技學院課程設計報告課程名稱:校企教育合作課程（二）機械拆裝與設計實訓 設計題目： 鏈式運輸機減速器設計 系 別： 能源與機電工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學生姓名: 學 號: 起止日期: 指導教師: 教研室主任： 指導教師評語： 指導教師簽名： 年 月 日成績評定項 目權重成績1、設計過程中出勤、學習態(tài)度等方面0.22、課程設計質量與答辯0.53、設計報告書寫及圖紙規(guī)范程度0.3總 成 績 教研室審核意見：教研室主任簽字： 年 月 日教學系審核意見： 主任簽字： 年 月 日摘 要減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作

2、為減速的傳動裝置，在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器，減速器由于結構緊湊，效率較高，傳遞運動準確可靠，使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應用很廣。本設計通過帶傳動與錐齒輪二級減速器傳動方式把電動機的高轉速低力矩的輸入功率通過高效率的傳動，轉化成低轉速、高力矩的輸出功率。合理的設計了各個部件的受力情況、力矩變化，使用年限要求。通過不同材料的對比與不同傳動方式的對比，完成了設計要求的任務。設計過程通過查表，參考教科書，查詢網(wǎng)絡資源等渠道完成了各個設計過程，突破了很多設計難點。該設計參考歷年設計題庫，相應的借鑒了一些數(shù)據(jù)與計算。關鍵詞：減速器、帶傳動、錐齒輪。目 錄第1章 設

3、計任務書11.1 設計題目：鏈式運輸機減速器11.2 傳動方案簡圖11.3 原始數(shù)據(jù)1第2章 前言2第3章 電動機的選擇33.1 電動機類型和結構型式33.2 電動機的功率和轉速的選擇33.2.1 鏈式運輸機的輸出功率33.2.2 電動機的輸出公路功率Pd33.2.3 總傳動比計算和分配各級傳動比4第4章 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算64.1 各軸轉速的計算64.2 各軸功率的計算64.3 各軸扭矩的計算6第5章 傳動零件的設計計算75.1 高速級齒輪傳動的設計計算75.1.1 選定小齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)75.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計75.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計95.1.

4、4 幾何尺寸的計算115.2 低速級齒輪傳動的設計計算125.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)125.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計125.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計145.2.4 尺寸設計175.2.5 圓整中心距后的強度校核17第6章 軸的設計計算206.1 輸入軸的設計206.1.1 選材定最小直徑206.1.2 軸的結構設計206.1.3 工作能力計算226.2 中間軸的設計236.2.1 選材定最小直徑246.2.2 軸的結構設計246.2.3工作能力計算256.3 輸出軸的設計276.3.1 選材定最小直徑276.3.2 軸的結構設計276.3.3 工作能力計算28第

5、7章 滾動軸承的計算及校核317.1 輸入軸滾動軸承的計算317.1.1軸承選擇317.1.2軸承壽命的計算317.2 中間軸滾動軸承的計算32第8章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算338.1 輸入軸鍵的選擇338.2 中間軸鍵的選擇338.3 輸出軸鍵的選擇33第9章 聯(lián)軸器的選擇359.1 聯(lián)軸器的計算35第10章 潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的選擇3610.1 潤滑方式3610.2 潤滑油牌號3610.3 密封裝置36第11章 減速器附件的選擇3711.1 檢查孔及檢查孔蓋3711.2 通氣塞3711.3 軸承蓋3711.4 螺塞及油封墊3711.5 油面指示裝置3711.6 啟箱螺釘3711

6、.7 起吊裝置3711.8 減速器鑄造箱體部分結構尺寸38第12章 設計總結40第13章 參考文獻41計算與說明主要結果第1章 設計任務書1.1. 設計題目：鏈式運輸機減速器設計一用于鏈式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器。工作平穩(wěn)，經(jīng)常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為5。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。1.2. 傳動方案簡圖1電動機 2聯(lián)軸器 3圓錐齒輪減速器 4鏈傳動 5鏈式運輸機1.3. 原始數(shù)據(jù)原始數(shù)據(jù)題 號3-3曳引鏈拉力F（N）10000曳引鏈速度v（m/s）0.34曳引鏈鏈輪齒數(shù)Z8曳引鏈節(jié)距P（mm）80第2章 前言輸送機（Conveyor），按運作方式可分為：皮帶式輸送機、螺旋輸

7、送機、斗式提升機、滾筒輸送機、計量輸送機、板鏈輸送機、網(wǎng)帶輸送機和鏈條輸送機。方向易變，可靈活改變輸送方向，最大時可達到180度；輸送機，每單元由8只輥筒組成，每一個單元都可獨立使用，也可多個單元聯(lián)接使用，安裝方便；輸送機伸縮自如，一個單元最長與最短狀態(tài)之比可達到3倍；皮帶輸送機是最重要的散狀物料輸送與裝卸設備，可廣泛用于礦山，冶金，建材，化工，電力，食品加工等工業(yè)領域，在煤礦，金屬礦，鋼鐵企業(yè)，港口，水泥廠等地都可以看到皮機的大量應用，運輸機械不僅能夠完成散狀物料的輸送，還可以來輸送成件物料，但依據(jù)使用地點，工作環(huán)境，輸送物料種類的不同，在其設計和應用中也會有較大的差別；現(xiàn)代化的輸送機系統(tǒng)對

8、防塵具有更高的要求，為此，在各轉接處設有灑水集塵的裝置，在膠帶輸送機沿線會設有防風罩或擋風板，系統(tǒng)是由單機組成的，對在整機系統(tǒng)中工作的操作和修理者來說，既要立足于自己分管的單機，又要了解系統(tǒng)間的相互聯(lián)系，單機又是由許多部件組成的，只有做好各個部件的日常維護保養(yǎng)，使其處于良好的工作狀態(tài)，才能確保設備的安全運行；根據(jù)帶式輸送機的使用場所，工作環(huán)境，技術性能及輸送物料種類等多方面的不同，以滿足多種作業(yè)工況的形式，除較多采用的通用皮帶輸送機外，還有多種新型結構的特種膠帶輸送機，其中具有代表性的主要有：大傾角帶式機，深槽帶式機以及壓帶式機，管狀帶式，氣墊帶式，平面轉彎帶式，線摩擦式，波狀擋邊輸送帶式運輸

9、機械等，進行細化又可存在多種分類方式。 第3章 電動機的選擇3.1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。3.2電動機的功率和轉速的選擇3.2.1 鏈式運輸機的輸出功率 3.2.2 電動機的輸出公路功率Pd 式中，為從電動機至工作機主動軸之間的總效率，即其中，機械傳動效率概略值查 機械設計課程設計表2-4彈性聯(lián)軸器：0.990.995 取圓錐齒輪（閉式）： 0.940.97（78級精度），選8級精度，圓柱齒輪（閉式）：0.960.98（78級精度），選8級精度，滾子鍵傳動（閉式）：0.940.97 取滾動軸承（4對）：0.940.97 取

10、因此 由機械設計課程設計指導書查表20.1 得額定：查宿機械設計九章四節(jié) 公式9-1計算鍵輪轉速：得 m/s由機械設計課程設計查2.2查查2.1圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比：840 鏈傳動傳動比：25 取傳動比為2.2電動機轉速：查機械設計表20.3，所以選擇型號為參數(shù)： 型號額定功率電動機轉速（r/min）電機尺寸最大轉矩5.51000(空載)960（滿載）515*280*31.52.23.2.3總傳動比計算和分配各級傳動比 總傳動比計算： 1) 錐齒輪的傳動比和齒數(shù)的確定因為是圓錐圓柱齒輪減速器，為使大圓錐齒輪尺寸不致過大，應使高速級圓錐齒輪傳動比取由于選擇閉式傳動，小齒輪齒數(shù)在20-40之

11、間，為了保證不使同一對輪齒固定嚙合，小齒輪齒數(shù)選擇奇數(shù)，選小圓錐齒輪,大圓錐齒輪 齒數(shù)比 2) 圓柱直齒輪的傳動比和齒數(shù)的確定 圓柱齒輪減速器的傳動比 取 選小圓柱齒輪數(shù)為 選大圓柱齒輪數(shù)為 ，取 齒數(shù)比 3) 圓柱直齒輪的傳動比和齒數(shù)的確定根據(jù)機械設計（第九版），為了減少動載荷，為了不發(fā)生脫鏈，不宜過大，又因為鏈接數(shù)通常為偶數(shù)，因此 最好是奇數(shù)，由鏈輪齒數(shù)優(yōu)先序列選擇=55 4) 校核實際傳動比實際傳動比 校核運輸鏈輪轉速誤差 實際轉速 轉速誤差 故符合要求。第4章 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.1 各軸轉速的計算軸1：軸2：軸3：軸4：4.2 各軸功率的計算 按電動機額定功率計算各軸輸入功

12、率，即4.3各軸扭矩的計算第5章 傳動零件的設計計算5.1 高速級齒輪傳動的設計計算由上面選取小齒輪 由上面選取大齒輪 5.1.1 選定小齒輪類型，精度等級（8級），材料及齒數(shù)1.選用標準直齒錐齒輪傳動，壓力角為20°，齒高系數(shù)2.精度選擇由機械設計表4-1，選用8級精度，3.材料選擇，按使用條件，屬中速，輕載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，可選齒面齒輪且小齒輪的硬度比大齒輪大2050具體選擇如下： 小圓錐齒輪：40Cr，調質處理，硬度245286HBS 大圓錐齒輪：45鋼，調質處理，硬度217255HBS 因此取小圓錐齒輪硬度為280HBS，大齒輪錐齒輪的硬度為238HBS。5.1.

13、2 按齒面接觸疲勞強度設計 <1>.由機械設計式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 1.確定公式中的各參數(shù)值1) 齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù)試選2) 計算小齒輪傳遞的轉3) 查機械設計p225，得，選取齒寬系數(shù)4) 由機械設計表10-5和圖10-21 查得區(qū)域系數(shù)5) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)6) 計算接觸疲勞許用應力為由圖10-26d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限為由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)， 取失敗概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得， 取中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞輕度許用應力，即 2.試算小齒輪分

14、度圓直徑 mm <2>調整小齒輪分度圓直徑 1.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備1) 圓周速度V2) 當量齒輪的齒寬系數(shù) 2.計算實際載荷系數(shù)1) 由表10-2查得使用系數(shù)2) 根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)3) 由齒錐齒輪精度較低，查表10-3，取齒間載荷分配系數(shù)4) 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪懸臂時，得齒向載荷，由此得實際載荷系數(shù) 3.由10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為 5.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計<1>.由式（10-27）試算模數(shù)，即 1) 齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)，試選2) 計算分錐角可得當量齒數(shù)由圖10-17和圖

15、10-23查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為 由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4由式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 3) 試算模數(shù) <1>.調整齒輪模數(shù)1.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備1) 圓周速度v。 2) 齒寬b 2.計算實際載荷系數(shù)1) 根據(jù)v=2.69m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)2) 直齒錐齒輪精度較低，由表10-3的齒間系數(shù)3) 由表10-4用插值法查得，則載荷系數(shù)為4) 由式（10-13）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為按照齒根彎曲疲勞強

16、度計算的模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)m=2.75mm,按照接觸疲勞強度算得分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)取，則大齒輪齒數(shù)，為了使兩齒輪 齒數(shù)互質，取5.1.4 幾何尺寸的計算1. 計算分度圓直徑2. 計算分錐角3. 計算齒輪的寬度5.1.5 主要設計結論 齒數(shù)：，變位系數(shù)，分錐角，齒寬：大齒輪用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計。5.2 低速級齒輪傳動的設計計算5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為20°2. 鏈式運輸機減速器為一般工作機器，參考10-6，選用8級精度。3. 材料選擇，由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），大齒輪

17、為45鋼，且為軟齒面（表面硬度小于350HBS）4. 選小齒輪齒數(shù)5.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 <1> 由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 1. 確定公式中各參數(shù)值1) 試選。2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)。4) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)。5) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)6) 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)。 7) 計算接觸疲勞強度許用應力。查書機械設計課程設計實例與禁忌表4-15，查得接觸疲勞極限由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：由圖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，由式（10-14）

18、得取兩者最小值2. 試算小齒輪分度圓直徑 <2> 調整小齒輪分度圓直徑1. 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 1) 圓周速度v。2) 齒寬b2. 計算實際動載荷系數(shù)。3) 由表10-2查得使用系數(shù)。4) 根據(jù)v=0.9795m/s、8級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)5) 齒輪的圓周力。 6) 由表10-4得插值法得8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)3. 由式（10-12）可得按實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑 及相應的齒輪模數(shù)5.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計<1>試算模數(shù)，即1.確定公式中的各參數(shù)值。1)試選。2)由式（10-5）

19、計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。3）計算。由機械設計（第九版）圖10-17、圖10-21查得齒形系數(shù)、。由機械設計（第九版）圖10-18查得應力修正系數(shù)、。由機械設計（第九版）圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。由機械設計（第九版）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，得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2.試算模數(shù)。<2>調整齒輪模數(shù)1.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。1) 圓周速度v。2) 齒寬b。3) 寬高比b/h。2.計算實際載荷系數(shù)。1) 根據(jù)，8級精度，根據(jù)機械設計（第九版）圖10-8查得動載系數(shù)。2) 由，由機械設計（第九版

20、）表10-3得，齒間載荷分配系數(shù)。3) 由機械設計（第九版）表10-4用插值法查得，結合b/h=9.33查機械設計（第九版）圖10-13，得。 則載荷系數(shù)為3.按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為對比計算結果，由齒面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，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.1386mm并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。取，則大齒輪齒數(shù)，取，與互為質數(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

21、根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.2.4 尺寸設計（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即。5.2.5 圓整中心距后的強度校核將中心距圓整至1.計算變位系數(shù)和1) 計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。根據(jù)機械設計（第九版）圖10-21a可知當前的變位系數(shù)和提高了重合度，但承載能力有所降低。2) 分配變位系數(shù)、。由機械設計（第九版）圖10-21b可知，坐標點位于L9線和L17線之間。得，。3) 齒面接觸疲勞強度校核按

22、前述類似做法，得計算結果為：， ， ，。得齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。4) 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，得計算結果為：，, ,m=2.5得: 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗疲勞破壞的能力大于大齒輪。5) 主要設計結論齒數(shù)：，變位系數(shù)，中心距a=180mm，齒寬：,小齒輪用40Cr（調質），大齒輪用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計。第6章 軸的設計計算6.1 輸入軸的設計 已知,6.1.1選材定最小直徑 45鋼（調質），根據(jù)機械設計表15-3，取,于是得： 其中有2個鍵槽，應增大10%15%（）,輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了所選軸

23、直徑與聯(lián)軸器適應，設計直徑，故需要同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉矩查表14-1，考慮轉矩變化很小，故取，則： 按照,查標準GB/T5014-2003，選用Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故，半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.1.2軸的結構設計1. 擬定軸上零件的裝配方案圖2. 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段直徑；右端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取擋圈D=50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端只壓在半聯(lián)軸器的端面上，故-段的長度定比略短一些，現(xiàn)取2) 初步選

24、擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品7310C目錄中初步選取，其尺寸為，故，而3) 取4) 取安裝錐齒輪端-的直徑，軸承的右端與錐齒輪的左端采用套筒定位，已知軸承的寬度為20mm,軸承左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(23)R，取R=2，故取h=6，則軸環(huán)的直徑，取5) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為,圓周角半徑為R=2mm6.1.3工作能力計算1) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖 載荷水平面垂直面V支反力F彎矩總彎矩2) 按彎扭合成力校核強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面的強度，

25、根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中數(shù)據(jù)，以及軸向旋轉扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前以選定軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得6.2 中間軸的設計 已知 轉速：，功率，轉矩6.2.1 選材定最小直徑45鋼（調質），根據(jù)機械設計表15-3，取,于是得：其中有兩個鍵槽，應增大10%15%，6.2.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案圖2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受徑向力和軸向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取角接觸球軸承7307c，接觸角15°，中寬系數(shù)，其尺寸，故，而2

26、. 取安裝圓錐齒齒輪處的軸承段-的直徑；齒輪的左端與右端之間采用套筒定位，已知圓錐齒輪輪轂的寬度為52mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位3. 取安裝圓柱齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位，已知圓柱齒輪的輪轂的寬度為72mm，為了使套筒面可靠地壓緊齒輪，此軸應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(23)R，由軸經(jīng)70mm查表15-2,得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度為b>1.4h，取4. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為C2，圓角半徑R=2mm6.2.3工作能力

27、計算1. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的機構圖，做出軸的計算簡圖圓錐齒輪：圓柱齒輪：彎矩：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T2. 按彎扭合成力校核軸強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中數(shù)據(jù)，以及軸向旋轉扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前以選定軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得6.3 輸出軸的設計已知 轉速：，功率，轉矩6.3.1 選材定最小直徑45鋼（調質），根據(jù)機械設計表15-3，取,于是得：其中有兩個鍵槽，應增大10%15%，6.3.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案圖2) 根據(jù)軸向定位的要求確

28、定軸的各段直徑和長度1. 為了滿足鏈輪的節(jié)距p的要求，選擇ISO鏈號為56B，滾子直徑，故選取-段2. 根據(jù)中間軸設計3. 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受徑向力和軸向力，故選角接觸球軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取角接觸球軸承7312c,其尺寸，故，而4. 取安裝圓錐齒齒輪處的軸承段-的直徑；齒輪的左端與右端之間采用套筒定位，已知圓錐齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪的左端采用軸肩定位。軸承高度h=(23)R，由軸經(jīng)63mm查表15-2,得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度為b>1.4h，取5. 軸承端蓋的總寬度為20m

29、m。（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）根據(jù)軸承端蓋裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端蓋面與半聯(lián)軸器右端間的距離e=36mm，故取6. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為C2，圓角半徑R=2mm6.3.3工作能力計算3. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的機構圖，做出軸的計算簡圖彎矩：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T4. 按彎扭合成力校核軸強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中數(shù)據(jù)，以及軸向旋轉扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力前以選定軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得第7章 滾動軸承的

30、計算及校核7.1輸入軸滾動軸承的計算7.1.1軸承選擇因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計基礎課程設計中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7210C，接觸角15°，中窄系列，其尺寸為。7.1.2軸承壽命的計算則：可得：，則查機械設計基礎課程設計得則故合格。7.2 中間軸滾動軸承的計算 <1>因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計基礎課程設計中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7307C，接觸角15°，中窄系列，其尺寸為，計算略。7.3 輸出軸滾動

31、軸承的計算 <1>因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計基礎課程設計中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7212C，接觸角15°，中窄系列，其尺寸為，壽命計算略，第8章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1 輸入軸鍵的選擇1) 校核圓錐齒輪處的鍵連接輸入軸設計中選擇了小錐齒輪的周向定位采用圓頭普通平鍵A型連接，平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵槽深度t=5mm，因為載荷性質為沖擊，選=90Mpa。 接觸長度8.2 中間軸鍵的選擇2) 校核圓錐齒輪處的鍵連接 中間軸設計中選擇了大錐齒輪的周向定位采用圓頭普通平鍵A型連接，平鍵截

32、面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵槽深度t=5mm，因為載荷性質為輕微沖擊，選=110Mpa。 接觸長度8.3 輸出軸鍵的選擇3) 校核圓錐齒輪處的鍵連接 中間軸設計中選擇了大直齒輪的周向定位采用圓頭普通平鍵A型連接，平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵槽深度t=7mm，因為載荷性質為輕微沖擊，選=110Mpa。 接觸長度第9章 聯(lián)軸器的選擇9.1聯(lián)軸器的計算轉矩查表14-1，考慮轉矩變化很小，故取，則： 按照,查標準GB/T5014-2003，選用Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故，半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。第10章 潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的選

33、擇10.1 潤滑方式由于時，采用油潤滑飛濺潤滑，且散熱性較好10.2 潤滑油牌號 減速器為閉式工作，故選潤滑油牌號為L-CK10010.3 密封裝置因為軸頸圓周速度v不大于45m/s，工作溫度不超過90°，故采用毛氈圈密封。第11章 減速器附件的選擇11.1檢查孔及檢查孔蓋長A=755.68，寬B=253.3，檢查孔蓋的材料為Q235A鋼板。其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第2章。11.2通氣塞M16*1.5，材料為Q235A，其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第3章。11.3軸承蓋根據(jù)各個軸使用的軸承外徑選擇端蓋螺釘直徑，輸入軸，中間軸的端蓋螺釘直徑為M8，輸出軸為M10. 輸入

34、軸端蓋最大凸緣中間軸端蓋最大凸緣輸出軸端蓋最大凸緣其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計第三章。11.4螺塞及油封墊M14*1.5，材料為Q235，皮封油圈-工業(yè)用革，其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第三章。11.5油面指示裝置M16()，其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第2章。11.6啟箱螺釘（GB/T85-1988）M10, 其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第三章。11.7起吊裝置吊鉤：B=c3+c4=32mm, 其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第三章。吊耳：M10，螺釘采用20鋼制造，其他參數(shù)詳見機械設計基礎課程設計中第三章。11.8減速器鑄造箱體部分結構尺寸名稱符號薦用尺寸關系數(shù)值下箱座壁厚齒輪減速器=0.025a+388上箱座壁厚齒輪減速器=0.988下箱座剖分面處