機械設計基礎課程設計計算說明書

機械設計基礎課程設計計算說明書題目：一級齒輪減速器設計學 院：化學與化工學院班 級：能源工程及自動化2班設計者：李伯祺學號：指導教師：李靜蓉2013年1月18日目錄一、 設計任務書 1.1機械課程設計的目的 1.2設計題目 1.3設計要求 1.4原始數(shù)據(jù) 1.5設計內容 二、 傳動裝置的總體設計 2.1傳動方案 2.2電動機選擇類型、功率與轉速 2.3確定傳動裝置總傳動比及其分配 2.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩 三、 傳動零件的設計計算 3.1V帶傳動設計 3.1.1計算功率 3.1.2帶型選擇 3.1.3帶輪設計 3.1.4驗算帶速 3.1.5確定V帶的傳動中心距和基準長度 3.1.6包角及其驗算 3.1.7帶根數(shù) 3.1.8預緊力計算 3.1.9壓軸力計算 3.1.10帶輪的結構 3.2齒輪傳動設計 3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數(shù) 3.2.2按齒面接觸疲勞強度或齒根彎曲疲勞強度設計 3.2.3按齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度校核 3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算 四、 鑄造減速器箱體的主要結構尺寸 五、 軸的設計 5.1高速軸設計 5.1.1選擇軸的材料 5.1.2初步估算軸的最小直徑 5.1.3軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸 5.2低速軸設計 5.2.1選擇軸的材料 5.2.2初步估算軸的最小直徑 5.2.3軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸 5.3校核軸的強度 5.3.1求支反力、彎矩、扭矩計算 5.3.2繪制彎矩、扭矩圖 5.3.3按彎扭合成校核高速軸的強度 5.3.4按彎扭合成校核低速軸的強度 六、 滾動軸承的選擇和計算 6.1高速軸上的滾動軸承設計 6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析 6.1.2軸承選型與校核 6.2低速軸上的滾動軸承設計 6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析 6.2.2軸承選型與校核 七、 鍵連接的選擇和強度校核 7.1聯(lián)軸器的計算轉矩 7.2許用轉速 7.3配合軸徑 7.4配合長度 八、 聯(lián)軸器的選擇和計算 8.1高速軸V帶輪用鍵連接 8.1.1選用鍵類型 8.1.2鍵的強度校核 8.2低速軸與齒輪用鍵連接 8.2.1選用鍵類型 8.2.2鍵的強度校核 8.3低速軸與聯(lián)軸器用鍵連接 8.3.1選用鍵類型 8.3.2鍵的強度校核 九、 減速器的潤滑 9.1齒輪傳動的圓周速度 9.2齒輪的潤滑方式與潤滑油選擇 9.3軸承的潤滑方式與潤滑劑選擇 十、繪制裝配圖及零件工作圖 十一、設計小結 十二、參考文獻 一、設計任務書1.1機械課程設計的目的課程設計是機械設計課程中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行較全面的機械設計訓練。其目的是：通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。培養(yǎng)機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規(guī)范及編寫設計計算說明書等各個環(huán)節(jié)，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思設計技能等方面得到相應的鍛煉。3.1.2設計題目設計運送原料的螺旋輸送機用的圓柱齒輪一級減速器。1.3設計要求根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設計V帶傳動、設計一級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送機連接的聯(lián)軸器。1.4原始數(shù)據(jù)輸送物料為木屑，輸送機螺旋直徑D=0.25m，螺距p=0.24m，主軸轉速n=120r/min，連續(xù)單項運轉，水平輸送長度L=45m，載荷變動小，三班制，使用期限10年。1.5設計內容確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動簡圖。選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。傳動裝置中的傳動零件設計計算。繪制傳動裝置中一級減速器裝配圖一張（A1）。繪制低速軸及大齒輪零件圖各一張（建議A3）。編寫和提交設計計算說明書（電子版和紙版）各一份。二、傳動裝置設計2.1傳動方案根據(jù)本課程設計要求，采用一般的單級圓柱齒輪（斜齒）傳動方案，其傳動簡圖如下：圖1傳動裝置簡圖2.2電動機選擇類型、功率與轉速2.2.1電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2.2.2電動機功率選擇電機所需的工作功率：pd=kpw/n總KW（式中，k表示功率備用系數(shù)，一般取k=1.2~1.4，在此取k=1.3），PW=0.95KW傳動裝置的總效率：連軸器為十字滑塊聯(lián)軸器，軸承為滾動球軸承，齒輪為精度等級為8的閉式圓柱斜齒輪，帶傳動為V帶傳動。根據(jù)《機械設計基礎》表1-2則有：°總=n帶方齒輪方2軸承方聯(lián)軸器=0.95x0.97x0.992x0.97=0.876電機所需的工作功率：Pd=1.3x0.95/0.876=1.41KW查附表K.1，選取電動機的額定功率Ped=1.5KW選擇電動機轉速按輸送機主軸轉速n及《機械設計基礎》表1-1推薦的傳動比合理范圍，取單級圓柱齒輪傳動傳動比范圍*=3~6，取V帶傳動比i’2=2~4，故電動機轉速的合理范圍為nd=120x（2~4）x（3~6）=720~2880r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500r/min和3000r/min?，F(xiàn)選用同步轉速1500r/min，滿載轉速nm=1400r/min的電動機，由附表K.1查得其型號和主要數(shù)據(jù)如下： m表1電動機主要參數(shù)型號額定功率同步轉速滿載轉速堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y90-L1.5KW1500r/min1400r/min2.22.2表2電動機安裝及有關尺寸主要參數(shù)中心高外形尺寸Lx(AC/2+AD)xHD底腳安裝尺寸AxB地腳螺栓直徑K軸伸尺寸DxE鍵公稱尺寸Fxh90335x242.5x190140x1251024x508x72.3確定傳動裝置總傳動比及其分配總傳動比：、=n電動/n筒=1400/120=11.7取V帶傳動比i帶=2.25（初選V帶的傳動比為2.34,在V帶的相關計算中，修正為2.25），則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為i減速器=i總/i帶=11.7/2.25=5.22.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩2.4.1計算各軸的功率輸入功率計算：電動機軸P0=Pw=0.95KW軸l（減速軸高速軸）P尸P0xn|帶=0.95x0.95=0.90KW軸11（減速軸低速軸）P=P[Xn|xq=0.90x0.99x0.97=0.86KW2.4.2計算各軸的轉速齒輪電動機軸n0=nm=1400r/min軸l（減速軸高速軸）nz=n0/i帶=1400/2.25=622（r/min）軸11（減速軸低速軸）nii=ni/i1=622/5.2=120（r/min）2.4.3計算各軸轉矩電動機軸T0=9550P0/n0=9550x0.95/1400=6.5N-m軸1（減速軸高速軸）Ti=9550Pi/ni1=9550X0.90/622=13.82N-mTn=9550Pn/nn11=9550x0.86/120=68.44N?m把上述結果列于下表 表3參數(shù)輸入功率(kW)轉速n(rpm)輸入轉矩T(N?m)傳動比i效率門電動機軸0.9514006.52.250.95軸I0.9062213.825.20.96軸II0.8612068.44三、傳動零件的設計計算V帶傳動設計計算功率Pc由《機械設計基礎》表8.3得工作情況系數(shù)kA=1.3Pca=KAPd=1.3x0.95=1.235KW帶型選擇根據(jù)Pca、n】，由《機械設計基礎》課本的附圖8.11確定選用Z型V帶。帶輪設計dd1、dd2由教材附表8.4和附表8.5得，選取小帶輪基準直徑為dd1=80mm大輪的基準直徑為dd2=180mm帶的傳動比為：i帶=180/80=2.25驗算帶速vV=ndd1nm/60X1000=nx80x1400/(60x1000)=5.86m/s<25m/s帶速合適。確定V帶的傳動中心距a和基準長度Ld根據(jù)0.7《1+咋)潟0僉(勺1+公0.7(80+180)<a0<2x(80+180)所以有：182mm<a0<520mm初步確定中心矩a0=400mm由L'e2a+n/2(d+d)+(d-d)2/4a」d a0 d1 d2 d2dY0=2x400+1.57(80+180)+(180-80)2/(4x400)=1214.7mm根據(jù)課本表8.2取Ld=1250mm計算實際中心矩a^a0+(Ld-Ld’)/2=400+(1250-1214.7)/2=417.65mm包角及其驗算％□1=1800-(dd2-ddi)/ax57.30=1800-(180-80)/417.65x57.30=166.28。>1200(適用)帶根數(shù)Z由nI=1400r/min>dd1=80mm、i帶=2.25,根據(jù)《機械設計基礎》課本表8%和表8.6得P0=0.36KW,△P0=0.03KW根據(jù)表8.7得Ka=0.97根據(jù)表8.2得Kl=0.98由Z=Pca/((P0+^P0)、匕)=1.235/((0.36+0.03)X0.97X0.98)=3.33取Z=4根。預緊力計算F0由《機械設計基礎》課本表8.1查得q=0.06kg/m由式F0=500(Pca/ZV)(2.5/Ka-1)+qV2=[500x(1.235/(5.86X4))x(2.5/0.97-1)+0.06x5.862]N=43.61N壓軸力計算Fq由式FQ=2ZF0sin(a1/2)=2x4x43.61xsin(166.280/2)=346.38N3.1.10帶輪的結構表4帶輪結構尺寸(mm)小帶輪外徑da1大帶輪外徑da2基準寬度bd基準線上槽深h.amin基準線下槽深hamax槽間距e槽邊距f.min最小輪緣厚8.min帶輪寬B槽型851858.52.07.012±0.375.550ZV帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。3.2齒輪傳動設計選擇齒輪類型、材料、精度及參數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動。選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調質后表面淬火，齒面硬度為HBS1=230；HBS2=190。初選8級精度。(GB10095-1988)選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=5.2x22=115。巳初選螺旋角為P=120

3.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計A,確定公式內的各計算值載荷系數(shù)K：因載荷比較平穩(wěn)，齒輪相對軸承對稱布置，由表7.4選Kt=1.1小齒輪傳遞的轉矩L=13.82Mm齒寬系數(shù)0,：輕型減速器取0a=0.3許用接觸應力oHlim:由圖7.26（c）查得oHlim1=575MPa，CTHlim2=525MPa接觸疲勞許用應力[oH]通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SH=1.0[°H1]—°Hlim1/SH=575Mpa[°[°H2]=°Hlim2/S=525Mpa因[=525Mpa因[oH2]V[oH1]，故應取[oH2]代入齒數(shù)比p=5.2a>（a>（lx+1）將以上參數(shù)代入式 —(305/[b])2KT1得a^93.42mmB.確定齒輪參數(shù)及主要尺寸/(22+115)=1.33計算模數(shù)：mn=2acosP/(Z1+Z1)=2x93.42cos12/(22+115)=1.33取標準值mn=1.5mm，按p=12o估算中心距:a=mn(Z1+Z1)/2cosP=1.5x(22+115)/2cos12°=105.045mm圓整中心距取a=105mm，修正螺旋角并計算主要尺寸：p=arccos(mn(Z1+Z1)/2a)=arcos(1.5x(22+115)/2x105)=11.88°=11°52'48〃d1=mnZ1/cosp=1.5x22/cos11.88°=33.7d1=mnZ2/cosp=1.5x115/cos11.88°=176.3b=a-0a=105x0.3=31.5mm圓整取b2=35mm，b1=40mmo

3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度校核根據(jù)矽1.6叫%cosP/叫工產(chǎn)㈤許用彎曲應力［oF］：由圖7.24(c)得=190MPa，。晌=190MPa，。晌2=175MPa安全系數(shù)由表7.5查得取Sf=1.3,則有[°F]1=°Flim1/SF=146MPa[°F]2=°Flim2/SF=135MPa當量齒數(shù)zv:由z1=22，z2=115，P=11.88。，確定斜齒輪的當量齒數(shù)為zv1=z1/cos3p=23.47zv2=z2/cos3p=122.72齒形系數(shù)Yf：查圖7.23得YF1=2.78,YF2=2.20,有%=1-6KTYF1COSP網(wǎng)牌=38.19MPavW°f2=°F1YF2/YF1=30.22MPa〈[oF2]強度足夠。3.2.4 齒輪傳動的幾何尺寸計算表5齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式與結果法向模數(shù)m1.5端面模數(shù) n mm/cos。=1.53螺旋角tP n 1 11.88°法向壓力角a20°端面壓力角 n aarctan(tana/cos。)=20.40分度圓直徑t4、d2 n ! ; 5=33.7,d2=176.3齒頂高h一m=1.5齒根高 a hf n 1.25m=1.875全齒高Jh n ha+h尸3.375頂隙ch：-h=0.375齒頂圓直徑—da1、da2Jad=d、+2h=36.7；d=政+2h=179.3齒根圓直徑a a』q,、dr at 1 a a± 2 a dn=d、-2h=29.95；<=d-2h=172.55中心距J1 J2a1J051J 72 2J傳動比i5.2齒數(shù)妃、乙z=22；z.=115齒寬1 2\b21 2b=40；b=35螺旋方向1 21 2右旋

四、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸表6鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果名稱代號尺寸（mm）底座壁厚58箱蓋壁厚518底座上部凸緣厚度1h012箱蓋凸緣厚度0h112底座下部凸緣厚度h218軸承座連接螺栓凸緣厚度h324底座加強肋厚度Je8箱底加強肋厚度e16地腳螺栓直徑d16地腳螺栓數(shù)目n4軸承座連接螺栓直徑d212底座與箱蓋連接螺栓直徑d310螺栓孔凸緣的配置尺寸3。1、-2、D0M12-1=22、-2=18、D°=30M10%=18、c2=14、D0=25地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸c']、c'2、D'c',=25、c[=23、D'n=45箱體內壁與齒頂圓的距離1 2 0A1 2 015箱體內壁與齒輪端面的距離A12底座深度1H118底座高度H1131箱蓋高度h2113連接螺栓d3的間距l(xiāng)150其他圓角 R、、 R0=14、r1=3>r=12五、軸的設計5.1高速軸設計選擇軸的材料選取45號鋼，調質，HBS=230。初步估算軸的最小直徑根據(jù)式d>C?E/n1，取C=110,得d^12.44mm軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸考慮帶輪的結構要求及軸的剛度，取裝帶輪處軸徑dmin=15mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=25mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表H-3，選定角接觸球軸承，由軸頸d=25mm選定軸承7305C，軸承參數(shù)如下：內徑d=25mm，外徑D=62mm，B=17mm，a=13.1mm，C「=21.5KN，C0r=15.8KN兩軸承支點間的距離：L廣B1+2氣+2氣+B,式中：B1 小齒輪齒寬，B1=40mm氣 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，氣=15mmA2 箱體內壁與軸承端面的距離，氣=WEB 軸承寬度，選取7305C型角接觸球軸承，得到B=17得到：L]=40+2X15+2X10+17=107mm帶輪對稱線到軸承支點的距離L=B+1+1+B2 2 2 3 2式中：12 軸承蓋的高度，12=30mm七 軸承座端面至帶輪端面的距離，取l3=20mm，B3 帶輪寬度，B3=50mm得到：L2=17/2+30+20+50/2=83.5mm5.2低速軸設計選擇軸的材料選取45號鋼，調質，HBS=230。初步估算軸的最小直徑根據(jù)式d>C?『2/氣，取C=110，得d\21.21mm軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸考慮聯(lián)軸器的結構要求及軸的剛度，取裝聯(lián)軸器處軸徑dmin=25mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=35mm，安裝齒輪處軸徑d=40mm，軸肩軸徑d=50mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表H-3,選定角接觸球軸承，由軸頸d=35mm選定軸承7307C，軸承參數(shù)如下：內徑d=35mm，外徑D=80mm，B=21mm，a=16.6mm，Cr=34.2KN，C0r=26.8KN兩軸承支點間的距離：L3=B2+2A3+2A2+B，式中：B2 大齒輪輪轂長度，B2=48mm3 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，△3=11mm4 箱體內壁與軸承端面的距離，△4=8mmB 軸承寬度，選取7307C型角接觸球軸承，得到B=21得到：L1=48+2X11+2X8+21=107mm聯(lián)軸器對稱線到軸承支點的距離 L=B/2+1+1+B/24 2 3 4式中：12 軸承蓋的高度，12=28mm

13 軸承座端面至帶輪端面的距離，取l3=20mm,B4 聯(lián)軸器寬度，B4=52mm得到：L2=21/2+28+20+52/2=84.5mm低速軸圖3兩軸在減速箱中的裝配簡圖5.3校核高速軸的強度求支反力、彎矩、扭矩計算小齒輪受力分析圓周力 Ft1=2T/d^=741.02N徑向力 Fr1=「「an氣/cosp=275.61N軸向力 Fa1=Ft1tanp=155.89N帶傳動作用在軸上的壓力為Q=346.38N水平平面支反力Rah=Rbh=Ft1/2=370-51N垂直平面支反力因為—?"三=-RAx107-F1x53.5-F1xd/-Q(83.5+107)=0Rav=781.66N因為］F=0,RBV=RAV-Q"Fr1=159-67N水平平面彎矩Mch=-Rbhx53.5=-19822.285N*mm垂直平面彎矩MAV=-Qx83.5=-28922.73N*mmMcV1=-Qx(83.5+53.5)+Ravx53.5=-5635.25N*mmMcV2=Rbvx53.5=-8542.345N*mm合成彎矩MA=|MAv|=28922.73N*mmMC1=Jm￡h+M凱=20607.74N*mm臨+略"Mc2=' '=21584.59N*mm扭矩T1=13820N*mm計算彎矩當扭轉剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)-=0.6McaD=jM音+(ceT)￡=8292N*mmM= =30087.90N*mmcaAMcaC1-：=22213.42N*mmMcaC1-：=22213.42N*mmMcaC2=--.■-：=23122.54N*mm5.3.2 5.3.2 繪制彎矩、扭矩圖(F)計算翱窗Mcdl:fl.?9NnMcveA.S^INn3O.P9NnMcdCi(F)計算翱窗Mcdl:fl.?9NnMcveA.S^INn3O.P9NnMcdCi圖4高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖McdIcs按彎扭合成校核高速軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調質處理，查表得。三=600MPa,由計算彎矩圖可見，A剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為：ocaA=McaA/0.1d3A=19.26MPa<[d_1]=60MPaD剖面的軸徑最小，該處得計算應力為：ocaD=McaD/0.1d3D=24.59MPa<[cr_1]=60MPa5.4校核低速軸的強度5.4.1求支反力、彎矩、扭矩計算大齒輪受力分析圓周力梧=叫/"=776.40N徑向力 Fr2=Ft2tan%/cosp=288.77N軸向力 Fa2=Ft2tanp=163.33N（1）水平平面支反力Rah=Rbh=Ft2/2=388.2垂直平面支反力RAx107-F2x53.5+F2xd/=0Rav=9.83N因為]F=0，RbV=RAV-Fr2=-278.94N水平平面彎矩MCH=-RBHx53.5=-20768.7N*mm垂直平面彎矩MAv=0N*mmMCV1=RAVx53.5=523.94N*mmMCV2=RBVx53.5=-14923.29N*mm合成彎矩MA=MAv=0N*mmMC1=..：-=20775.31N*mm=25574.27N*mm扭矩T2=68440N*mm計算彎矩當扭轉剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)-=0.6McaD=jM音+(虹尸=41064N*mmMcaA=jM富+(ctiy=41064N*mmMcaC1=jMii+（即=46020,27N*mmMcaC2=-==48376.60N*mm5.4.2繪制彎矩、扭矩圖彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖CF1IMM彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖CF1IMM圖4低速軸的受力、六、滾動軸承的選擇和計算6.1高速軸上的滾動軸承設計6.1.1 軸上徑向、軸向載荷分析1）計算軸承的徑向載荷：Rb6.1.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式選用7305C型角接觸滾子球軸承，采取面對面安裝方式。（2） 軸承內部軸向力與軸承載荷計算由表12.12可知7000C型軸承的內部軸向力SA、SB為Sa=0.5Ra=432.515N；SB=0.5Rb=201.725N因為SA-Fa1=276.62N>SB所以軸承2壓緊，A2=Sa-Fa1=276.62N而A1=Sa=432.515N（3） 軸承當量載荷A/C0=0.027,e=0.4A2/C0=0.0175,e=0.38A]/R]=0.5>e=0.4A2/R2=0.69>e=0.38查表12.11可得X]=0.44,Y]=1.40；X2=0.44,Y2=1.47P1=X1R]+Y]A]=986.13NP2=X2R2+Y2A2=584.15N（4） 軸承壽命校核因兩端選擇同樣尺寸的軸承，而P1>P2,故應以軸承1的當量動載荷P1為計算依據(jù)。工作溫度正常，查表12.8得七=1,按輕微沖擊載荷，查表12.9得fF=1.3軸承壽命虹=（暮）（拐=277697b》5。。。皿因此初選的軸承7305C滿足使用壽命的要求6.2低速軸上的滾動軸承設計6.2.1 軸上徑向、軸向載荷分析Ra=底+R%h=368.32^Re=^|Rgv+RgH=478.0^V6.2.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式選用7307C型角接觸滾子球軸承，采取面對面安裝方式。（2） 軸承內部軸向力與軸承載荷計算由表12.12可知7000C型軸承的內部軸向力SA、SB為Sa=0.5Ra=194.16N；Sb=0.5Rb=239.01N因為SA+Fa1=357.49N>SB所以軸承2壓緊，A2=Sa+Fa1=357.49N而A1=Sa=194.16N（3） 軸承當量載荷A/C0=0.0105,e=0.38A2/C0=0.0193,e=0.38A]/R]=0.5>e=0.38A2/R2=0.748>-0.38查表12.11可得X]=0.44,Y]=1.47；X2=0.44,Y2=1.47P1=X1R]+Y]A]=456.276NP2=X2R2+Y2A2=735.84N（4） 軸承壽命校核因兩端選擇同樣尺寸的軸承，而P2>P1，故應以軸承2的當量動載荷P2為計算依據(jù)。工作溫度正常，查表12.8得fT=1,按輕微沖擊載荷，查表12.9得fF=1.3軸承壽命虹=（焉）（號）=^xl0fih>50000h因此初選的軸承7307C滿足使用壽命的要求表7滾動軸承參數(shù)參數(shù)軸承型號基本額定動載荷（kn）高速軸軸承7305C21.5低速軸軸承7307C34.2七、聯(lián)軸器的選擇和計算7.1聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT=(L5/1.3)X68.44=78.97Nm7.2許用轉速低速軸轉速為120r/min，故選用[n]=250r/min7.3配合軸徑軸孔直徑d=25mm7.4配合長度配合長度52mm。表8聯(lián)軸器參數(shù)聯(lián)軸器型號許用轉矩許用轉速配合軸徑配合長度SL90250Nm250r/min25mm52mm八、鍵連接的選擇和強度校核8.1高速軸V帶輪用鍵連接選用鍵類型選用C型單圓頭普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸15mm，輪轂長度50mm，查表14-1得：選鍵C5X5(GB/T1096-2003),長度選用40mm,即鍵的代號為C5X5X40鍵的強度校核鍵的材料為45鋼，V帶輪的材料為鑄鐵，查表14.2得，該處鍵連接的許用應力為2]p=50~60MPa，鍵的工作長度為：l=l-b/2=40-5/2=37.5mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=2.5mm，則鍵的工作擠壓應力為：。=2T/(kld)=2X13820/(2.5X37.5X15)=19.66MPa<[a]=50~60MPa「所以此處鍵的強度符合要求。 「8.2低速軸齒輪用鍵連接選用鍵類型選用A型圓頭普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸40mm，輪轂長度48mm，查表14-1得：選鍵12X8(GB/T1096-2003)，長度選用40mm，即鍵的代號為12X8X40鍵的強度校核鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，表14-2得，該處鍵連接的許用應力為[o]p=100~120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=40-12=28mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=4mm，則鍵的工作擠壓應力為：b=2T/(kld)=2X68440/(4X28X40)=30.55MPaV[o]=100~120MPa「鍵的工作擠壓應力滿足要求。 「8.3低速軸聯(lián)軸器用鍵連接8.3.1選用鍵類型選用C型單圓頭普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸25mm，輪轂長度52mm，查表14-1得：選鍵C8X7(GB/T1096-2003)，長度選用45mm，即鍵的代號為C8X7X45鍵的強度校核鍵的材料為45鋼，聯(lián)軸器的材料為鑄鋼，查表14-2得，該處鍵連接的許用應力為[a]p=100~120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b/2=45-8/2=41mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=3.5mm，則鍵的工作擠壓應力為：。=2T/(kid)=2X68440/(3.5X41X25)=38.15MPaV[a]=100~120MPa「鍵的工作擠壓應力滿足要求。 「表9各鍵參數(shù)參數(shù)型號鍵長鍵高高速軸帶輪鍵C5X5X40405低速軸齒輪鍵12X8X40408低速軸聯(lián)軸器鍵C8X7X45457九、減速器的潤滑齒輪傳動的圓周速度兀ddndv=―——X1000=1.22m/s齒輪的潤滑方式與潤滑油選擇因vV12m/s，所以采用浸油潤滑，有附表I.1，選用L-AN68全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1987)，大齒輪浸入油中深度1~2個齒高，但不應少于10mm。軸承的潤滑方式與潤滑劑選擇對軸承的潤滑，因vV2m/s，采用脂潤滑，有附表I.2選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),只需填充軸承空間的1/3~1/2,并在軸承內側設擋油環(huán)，使油池中的油不能浸入軸承以致稀釋潤滑脂。十、繪制裝配圖及零件工作圖減速器的裝配圖和零件工作圖參考附帶的圖紙。十一、設計小結通過為期兩周的沒日沒夜的課程設計過程，反復的修改設計，終于完成了一級閉式圓柱齒輪減速器的設計過程，現(xiàn)在寫起心得總結的時候真的是頗有感慨啊，在李靜蓉老師剛開始在課堂上和我們說我們要做課程設計的時候，覺得課程設計是怎么一回事都不知道，似乎離我好遙遠，我不認識它，它更不認識我一樣，似乎感覺這么龐大的工程我是不可能做得出來的，但是迫于考試等等原因，我們當然很清楚這是我們必須要經(jīng)歷的一個過程。所以剛開始時候真的可以用舉步維艱來形容了。剛開始