機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計

計算及說明機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計是機(jī)械原理及設(shè)計課程的重要實踐性環(huán)節(jié)，是學(xué)生在校期間第一次較全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，在實現(xiàn)學(xué)生總體培養(yǎng)目標(biāo)中占有重要地位。本課程設(shè)計的教學(xué)目的是：1.綜合運用《機(jī)械原理及設(shè)計》課程及其它有關(guān)先修課程的理論和生產(chǎn)實踐知識進(jìn)行實踐，使理論知識和生產(chǎn)知識密切地有機(jī)結(jié)合起來，從而使這些知識得到進(jìn)一步鞏固、加深和擴(kuò)展。2.在設(shè)計實踐中學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的一般設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生分析和解決機(jī)械設(shè)計問題的能力，為以后進(jìn)行的設(shè)計工作打下初步基礎(chǔ)。3.通過設(shè)計，使學(xué)生在計算、繪圖、運用并熟悉設(shè)計資料（包括手冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及進(jìn)行經(jīng)驗估算等工程師在機(jī)械設(shè)計方面必須具備的基本訓(xùn)練進(jìn)行一次訓(xùn)練。1、傳動方案的分析和擬定；2、電動機(jī)的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算；4、軸的設(shè)計（所有軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，低速軸的彎、扭組合強(qiáng)度校核及安全系數(shù)校核5、軸承的設(shè)計（所有軸承的組合設(shè)計，低速軸上軸承的壽命計算6、鍵的選擇及強(qiáng)度校核（高速軸上鍵的校核7、聯(lián)軸器的選擇；8、減速器的潤滑與密封；10、零件工作圖設(shè)計；11、編寫設(shè)計計算說明書；4.工作情況：連續(xù)單向運行，工作平穩(wěn)無過載。1.設(shè)計說明書2.減速器裝配圖3.減速器零件圖（一）傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機(jī)械中原動機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動機(jī)的運動和動力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。（二）分析傳動方案：（三）技術(shù)條件與說明：1.傳動裝置的使用壽命預(yù)定為15年每年按300天計算，2班制工作每班按8小時計算；2.工作機(jī)的載荷性質(zhì)是平穩(wěn)、輕微沖擊、中等沖擊、嚴(yán)重沖擊；單、雙向回轉(zhuǎn)；3.電動機(jī)的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4.傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應(yīng)隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5.輸送帶允許的相對速度誤差≤±3～5%。（四）設(shè)計要求1.設(shè)計說明書2.減速器裝配圖3.減速器零件圖二、此傳動方案的特點：特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。另外，該方案的電機(jī)不會與箱體發(fā)生干涉。同軸式減速器長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。兩級齒輪直徑接近，有利于（一）電動機(jī)類型的選擇按計算要求及工作條件選用Y系列三相交流異步電動機(jī)，電壓為380/220V。Y系列電動運輸機(jī)以及農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械。PFV電動機(jī)所需工作功率P=w。其中Pww==閉式斜齒圓柱齒輪的傳動效率η3＝0.98；傳動滾筒的效率為η4=0.96；計算總的傳動效率為：2x4x2xΣ因為系統(tǒng)工作負(fù)載平穩(wěn)，電動機(jī)選定功率Pd只需略大于功率Pd即可。由參考文獻(xiàn)【5】P169表12－4選定電動機(jī)的額定功率為5.5kW。（三）電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選定2wd符合這一范圍的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速的有1000r/min、1500r/min、3000r/min三種，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機(jī)，查參考文獻(xiàn)【5】P169表12－4選定電動機(jī)型號為Y132S-4其主要性能如表所示表3-1Y132S-4電動機(jī)主要參數(shù)電動機(jī)額定功率滿載轉(zhuǎn)速起動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩型號/KW/(r.min-1)額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-2（一）傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1.傳動裝置總傳動比w2.分配到各級傳動比為：TdTd對于同軸式耳機(jī)圓柱齒輪減速器，考慮到潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，故取Σ1.各軸的轉(zhuǎn)速ImI=IIiIIIjIII2.各軸的輸入功率Id1III23IIIII23jIII21卷筒軸3.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩T為dPd6dnm6x故Ⅰ軸卷筒軸4x故Ⅰ軸卷筒軸IIIII223IIjIII21由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)見表3－1。表3－1各軸運動及動力參數(shù)功率/轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速/軸名傳動比i效率ηkW（N.mm）(r/min)任務(wù)書要求選用斜齒圓柱齒輪傳動，運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度設(shè)計的是閉式齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊由參考文獻(xiàn)【2】P191表10－1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))HBS=241-286，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))HBS=217-255。1d1按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度兩準(zhǔn)則進(jìn)行計算。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計按參考文獻(xiàn)【2】計算公式（10-9a）進(jìn)行計算，即2KTu土1(ZZ)2[H)||（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。tHa1a2a1a2a1a2a4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩6p61=1dEHlim1Hlim28）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（假設(shè)兩班制，一班8小時，一年按300天計算，工作壽命10年）9992HN2HN2HN110）計算接觸疲勞許用應(yīng)力H2S（2）計算422）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)mZZ14）計算縱向重合度εβ3.按齒根彎曲強(qiáng)度校核由參考文獻(xiàn)【2】式10-17得F<[σ]F（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)βAVFaFβ2）根據(jù)縱向重合度ε=β3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)5）查取應(yīng)力校正系數(shù)6）由參考文獻(xiàn)【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限7）由參考文獻(xiàn)【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力FF1F2大齒輪的數(shù)值較大10）校核計算43n3n2nnn（2）計算幾何尺寸1）計算中心距將中心距圓整為93mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大小齒輪的分度圓直徑d=1dd=2d224）計算齒輪寬度高速級大小齒輪的其余各參數(shù)見表2-1表2－1高速級齒輪各參數(shù)名稱符號計算公式及說明法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直mnmtnCtβhahfhd1ntmnonoooo*nafdd=11=o徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑d2dda2df1df2ddad=2d2o2f22foomno任務(wù)書要求選用斜齒圓柱齒輪傳動，運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度設(shè)計的是閉式齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊由參考文獻(xiàn)【2】P191表10－1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))HBS=241-286，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))HBS=217-255。4=3,由參考文獻(xiàn)【2】P205d53按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度兩準(zhǔn)則進(jìn)行計算。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計按參考文獻(xiàn)【2】計算公式（10-9a）進(jìn)行計算，即2KTu士1(ZZ)2[H)||（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。tH4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩6p6x3=3dEHlim1Hlim28）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（假設(shè)兩班制，一班8小時，一年按300天計算，工作壽命10年）984HN2HN2HN110）計算接觸疲勞許用應(yīng)力HHHN3σHlim3K=K=KKKKAVFCFβ2）根據(jù)縱向重合度ε=βHH4=H（2）計算522）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)mntZZ34）計算縱向重合度εβ3.按齒根彎曲強(qiáng)度校核由參考文獻(xiàn)【2】式10-17得σ=FF（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)5）查取應(yīng)力校正系數(shù),大齒輪的彎,大齒輪的彎7）由參考文獻(xiàn)【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力F4FF3F4大齒輪的數(shù)值較大（1）校核計算5n2nn3n21）計算中心距34n=將中心距圓整為133mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角100（2）計算幾何尺寸3）計算大小齒輪的分度圓直徑d=3d33d=4d444）計算齒輪寬度由于該減速器為同軸式，故高速級中心距和低速級中心距應(yīng)該相等，由因為低速級所受載荷較大所以以低速級中心距為準(zhǔn)，故a=荷較大所以以低速級中心距為準(zhǔn)，故a=a持高速級模數(shù)不變，計算低速級幾何尺寸12ZZ=1=n2（2）修正螺旋角1。,故螺旋角值改變不大，故參數(shù)不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d=1dd=2d22（4）計算齒輪寬度212低速級大小齒輪的其余各參數(shù)見表2－2表2－2低速級各齒輪參數(shù)符號m計算公式及說明符號m計算公式及說明nn22otnotCCC=n角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑Ctβhahfhd3d4dda4df3df4ddatnooo**=1afd3d4d3d4=n3=n4oof33ff44fo=o=1.選擇材料，確定許用應(yīng)力該軸無特殊要求，因而選用45號鋼，正火處理，由參考文獻(xiàn)【2】表10-1，知材料的強(qiáng)min11111軸身長度為80mm，中心高為132mm。所以電機(jī)軸的直徑為38mm。4.Ⅰ軸1)因為Ⅰ軸和電機(jī)軸用聯(lián)軸器連接，所以Ⅰ軸直徑也為38mm。2)選聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件，擬選用LT型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5004-2003）.先計算名義轉(zhuǎn)矩pnpn轉(zhuǎn)矩為C根據(jù)TC2由于該段軸上有兩個鍵槽所以1）由于該段軸上有一個鍵槽所以)2)選聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件，擬選用凸緣聯(lián)軸器（GB/T5004-2003）.先計算名義轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩為C根據(jù)T根據(jù)TC6聯(lián)軸器6聯(lián)軸器 2（一）Ⅰ軸的設(shè)計1.繪制結(jié)構(gòu)簡圖2.確定各軸段尺寸總體選取步驟：以初步計算的最小直徑d為基礎(chǔ)，軸的直徑從周段逐漸向中間增大，然后1）確定各軸段的直徑向定位要求，軸的右端需要制出一軸肩。左端用軸端擋圈定位，D=40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度是60mm，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該軸段的長度應(yīng)比轂孔長度短一些故該軸段的長度為58mm。（2）初步選擇滾動軸承（3）取安裝齒輪處軸段直徑為45mm，齒輪的左端與右端軸承之間采用套筒定位，一直齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器的右端面件的距離為30mm，故裝有軸承段長度取50mm。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置是，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取8mm，已知滾動軸承寬度為18mm。所以第三段軸長42mm。至此，已初步確定了第六段的長度30mm。（6）軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按第三段軸直徑為45mm，根據(jù)參考文H7,同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵H7,同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵H7,滾動軸承與軸的周向定位是由H7,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（7）確定軸上圓周角和倒角尺寸綜上所述：1第二段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=36mm2第三段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=40mm3第四段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=45mm4第五段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=54mm5第六段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=40mm6123第四段：根據(jù)前面的設(shè)計，取a=684563.對Ⅰ軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核1）求Ⅰ軸上齒輪的3個分力，繪出Ⅰ軸的空間受力圖（2）作用在齒輪上的力圓周力Ft4徑向力FrF=tnFrr軸向力FC（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0A)=0rNH2由此可得：NH2ΣM=0B)=0rNH1由此可得：NH1水平面支座反力計算無誤②求豎直面的支座反力ΣM=0ANV2NV2ΣM=0B由此可得：NV1校核ΣZ=0FNV1t豎直面支座反力計算無誤①豎直面彎矩ΣMHHCNH2Σ②水平面彎矩MVΣC截面左側(cè)：C截面右側(cè)：③作合成彎矩圖C截面左側(cè)：C截面右側(cè)：2+V2MHH表3-1Ⅰ軸的受力情況彎矩及扭矩情況載荷水平面H垂直面V載荷支反力V1彎矩彎矩V2總彎矩扭矩扭矩（4）作扭矩圖（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度M2222=3（二）Ⅲ軸的設(shè)計1.繪制結(jié)構(gòu)簡圖2.確定各軸段尺寸總體選取步驟：以初步計算的最小直徑d為基礎(chǔ)，軸的直徑從周段逐漸向中間增大，然后2）確定各軸段的直徑向定位要求，軸的右端需要制出一軸肩。左端用軸端擋圈定位，D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度是84mm，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該軸段的長度應(yīng)比轂孔長度短一些故該軸段的長度為82mm。（2）初步選擇滾動軸承選用角接觸球軸承，因為第三段直徑為50mm，參照工作要求并根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表12-2，（3）取安裝齒輪處軸段直徑為55mm，齒輪的左端與右端軸承之間采用套筒定位，一直齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取（4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器的右端面件的距離為30mm，故裝有軸承段長度取50mm。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置是，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取8mm，已知滾動軸承寬度為18mm。所以第三段軸長48mm。至此，已初步確定了第六段的長度32mm。（6）軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按第四段軸直徑為55mm，根據(jù)參考文H7由良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵H7過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（7）確定軸上圓周角和倒角尺寸綜上所述：Ⅲ軸各段的直徑1第二段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=45mm2第三段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=50mm3第四段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=55mm4第五段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=65mm5第六段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=50mm6Ⅲ軸各段的長度1234563.對Ⅲ軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核1）求Ⅲ軸上齒輪的3個分力，繪出Ⅰ軸的空間受力圖（2）作用在齒輪上的力圓周力Ft5徑向力FrFr=tn=軸向力FC（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0BrNH2由此可得：NH2ΣM=0DrNH1由此可得：NH1水平面支座反力計算無誤②求豎直面的支座反力ΣM=0BtNV2ΣM=0DtNV1由此可得：NV1校核ΣZ=0由此可得：FNV2豎直面支座反力計算無誤①豎直面彎矩ΣMHHCNH2②水平面彎矩ΣMVC截面左側(cè)：C截面右側(cè)：③作合成彎矩圖C截面左側(cè)：M=M2+M2=C截面右側(cè)：M=M2+M2=表3-1Ⅲ軸的受力情況彎矩及扭矩情況載荷垂直面V水平面H載荷垂直面V支反力彎矩總彎矩扭矩FFNVFFNH2NVNH2V1HCV2C255（4）作扭矩圖,故該軸安全。,故該軸安全。（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面為C截面。根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以M2231（三）Ⅱ軸的設(shè)計1.繪制結(jié)構(gòu)簡圖2.確定各軸段尺寸總體選取步驟：以初步計算的最小直徑d為基礎(chǔ)，軸的直徑從周段逐漸向中間增大，然后3）確定各軸段的直徑（2）初步選擇滾動軸承選用角接觸球軸承，參照工作要求，根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表12-2，選擇7307C（3）取安裝齒輪處軸段直徑為40mm，齒輪的左端與右端軸承之間采用套筒定位，一直齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取的直徑為50mm，由于是同軸式故中間段為88mm，第四段的長度也為63mm。（4）同樣裝小齒輪處的軸的直徑為40mm，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該略短于輪轂寬度，故取63mm。齒輪的左端采用軸肩定位。（5）因為該減速器為同軸式，所以第一段的長度為48mm，第三段的長度為63mm，第五段的長度為45mm。（6）軸上零件的軸向定位第二段的直徑為40mm，第四段的直徑也為40mm，根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表11-28選用平。同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性，故選擇齒H7,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑H7,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（7）確定軸上圓周角和倒角尺寸綜上所述：1第二段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=40mm2第三段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=50mm3第四段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=40mm4第五段：根據(jù)前面的設(shè)計，取d=35mm5123453.對Ⅱ軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核1）求Ⅱ軸上齒輪的3個分力，繪出Ⅰ軸的空間受力圖（2）作用在齒輪上的力高速級大齒輪圓周力Ft徑向力FrF=tnFrr軸向力FC低速級小齒輪圓周力F't5徑向力F'rr=r軸向力F'C（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0ArrNH2由此可得：NH2ΣM=0DrrNH1由此可得：NH1rrNH1NH2水平面支座反力計算無誤②求豎直面的支座反力ΣM=0A由此可得：NV2ΣM=0D由此可得：NV1校核ΣZ=0FNV1Σ①豎直面彎矩MHΣBNH1②水平面彎矩ΣMVB截面左側(cè)：B截面右側(cè)：C截面左側(cè)：C截面右側(cè)：③作合成彎矩圖B截面左側(cè)：B截面右側(cè)：C截面左側(cè)：2C截面右側(cè)：表3-1Ⅰ軸的受力情況彎矩及扭矩情況載荷載荷NHNH1NV1支反力NH2NV2彎矩B2V1V2C2總彎矩扭矩（4）作扭矩圖（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面為B、C截面。根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力B截面的許用應(yīng)力為M22裝=裝=3C截面的許用應(yīng)力為311.Ⅰ軸上軸承的選擇由于受徑向載荷和軸向載荷，所以選用角接觸球軸承，根據(jù)直徑和前面的設(shè)計初選以及查h由前面的設(shè)計知：2+r1NH2+2=r2NH2NV23.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2rdF的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取a參考文獻(xiàn)【2】表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取aC0d1r1000根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5進(jìn)行差值計算得12再計算00Fa兩次計算的aC0相差不大，因此確定12a24.求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2r1a2=r2根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5分別進(jìn)行查表或差值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為pp5.驗算軸承壽命ε31.Ⅱ軸上軸承的選擇由于受徑向載荷和軸向載荷，所以選用角接觸球軸承，根據(jù)直徑和前面的設(shè)計初選以及查2.Ⅱ軸上軸承壽命計算h由前面的設(shè)計知：2=r1NH2=r2NH2NV23.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2rdF的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取a參考文獻(xiàn)【2】表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取aC0d1r100a2=0根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5進(jìn)行差值計算得12再計算a1=0a2=0Fa兩次計算的aC012a24.求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2a1=r1a2=r2根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5分別進(jìn)行查表或差值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承2pp5.驗算軸承壽命(C)ε(C)ε6h（)（)1.Ⅲ軸上軸承的選擇由于受徑向載荷和軸向載荷，所以選用角接觸球軸承，根據(jù)直徑和前面的設(shè)計初選以及查2.Ⅲ軸上軸承壽命計算h由前面的設(shè)計知：22r1NH22r2NH2NV23.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2rdF的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取a參考文獻(xiàn)【2】表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸向力未知，故先初取aC0d1r1000根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5進(jìn)行差值計算得12再計算0a20Fa兩次計算的aC0124.求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2Fa1=Fr1Fa2=Fr2根據(jù)參考文獻(xiàn)【2】表13-5分別進(jìn)行查表或差值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為pp5.驗算軸承壽命(C)ε6(6(C)ε6(63|L（)h一、I軸上鍵聯(lián)接的選擇計算2.尺寸選擇按前面的設(shè)計知齒輪與軸的連接選用鍵bxhxl=14mmx9mmx50mm半聯(lián)軸器與軸的3.強(qiáng)度驗算papl鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度pa1.III軸上鍵的選擇III軸齒輪上的鍵選A型鍵，聯(lián)軸器上的鍵選2.尺寸選擇3.強(qiáng)度驗算papapal鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度51.II軸上鍵的選擇2.尺寸選擇3.強(qiáng)度驗算papa鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度5齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤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)采用擋油環(huán)密封。（2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。查參考文獻(xiàn)【3】表13-1，Ⅰ軸與電機(jī)軸連接選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，Ⅲ軸與卷筒連2.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩3.31×104N.mm公稱轉(zhuǎn)矩3.6×105N.mm3.型號選擇根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表13-1查得HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為250N.mm，許用最大轉(zhuǎn)速為3800r/min，軸徑為32-42mm,故合根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表13-4查得GY6型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為900N.mm，許用最大轉(zhuǎn)速為6800r/min，軸徑為38-1.觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住。為防止污物進(jìn)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2.油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置采用油標(biāo)指示。3.通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。根據(jù)參考文獻(xiàn)【3】表14-9選M36x2型通氣帽。4.放油孔及螺塞的設(shè)計5.起吊環(huán)、吊耳的設(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。為吊起整臺減速器，在箱座兩端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，各裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。1.箱體的高度