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目錄 第一節(jié)? 設計任務-------------------------------(3) ? 第二節(jié)? 電動機的選擇和計算----------------------(4) ? 第三節(jié) 齒輪的設計和計算------------------------(9) 第四節(jié).具體二級齒輪減速器軸的方案設計----------(14) ? 第五節(jié) 軸承的校核-------------------------------(22) ? 第六章 鍵的選擇與校核---------------------------(25) 第七節(jié) 軸承的潤滑及密封?-----------------------(27) 第八節(jié). 箱體結構的設計計算-?------------------- (30) 第九節(jié)? 設計結果?-------------------------------(30) 第十節(jié)、設計小結 ----------------------------(32) 參考文獻 -----------------------------------(32) 第一節(jié) 設計任務 ? 推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機構如下： 推力機傳動裝置設計 1.原始數(shù)據(jù)和條件 1)推力F=10kn； 2)推頭速度V=1.2m/min； 3)工作情況： 三班制，間歇工作，單向負載，載荷平穩(wěn)； 4)工作環(huán)境：有灰塵，環(huán)境最高溫度為35°C左右； 5)使用折舊期20年，4年大修一次； 6)制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 2..參考傳動方案 第二節(jié)．電動機的選擇 一 滑動螺旋傳動的計算 1. 螺桿的耐磨性計算 螺桿材料選擇 鋼-青銅 滑動螺旋的耐磨性計算主要是限制螺紋工作面上的壓力P，使其小于材料的許用壓力。螺紋工作面上的耐磨性條件為校核用。為了導出設計計算式， 令，則H=代入上式得螺紋中徑 選用梯形螺紋，h=0.5p 螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故φ值一般在1.2～2.5.故可取φ=1.2 材料的許用壓力范圍（11～18）取[p]=11MPa 則 d =0.8 =19.40mm 取d=30.00mm 查機械設計手冊 得螺距P=10mm ,中徑d=25 mm,大徑D=31mm,小徑 螺母高度 H==1.225=30 mm 螺紋角 =30 為側角 為螺紋升角 取 2.螺桿的強度計算 危險截面的計算應力，其強度條件 注：F螺桿所受的軸向壓力，單位為N.這里 A螺桿螺紋段的危險截面積 d 螺桿螺紋小徑為19mm T螺桿所受的扭距 T=Ftan() =23750N·mm [] 螺桿許用應力3.7Mpa 得 3.螺母螺紋牙的強度計算 螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。 如果將一圈螺紋沿螺紋大徑D（單位mm）處展開，則可看作寬度為的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為，并作用在以螺紋中徑D（單位為mm）為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件為 螺紋牙危險截面a-a的彎曲條件 式中螺紋牙根部的厚度，單位為mm.b=0.65p=6.5mm,p為螺紋螺距。 L—彎曲力臂，單位為mm []螺母材料的許用切應力 mp []—螺母材料的許用彎曲應力，單位為mp 因為螺桿和螺母的材料相同，螺桿的小徑d小于螺母螺紋的大徑D。故應校核螺桿螺紋牙的強度。 4.螺母外徑與凸緣的強度計算 螺母懸置部分危險截面b-b內的最大拉伸應力 凸緣與底座接觸表面的擠壓強度計算 []=(1.5～1.7)[] 凸緣根部的彎曲強度計算 凸緣根部很少發(fā)生剪斷，強度計算（略） 1.選擇電動機 （1）選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 （2）選擇電動機的容量 電動機所需功率 由電動機至運輸帶的傳動總效率為 其中：分別為聯(lián)軸器，滾動軸，齒輪傳動，螺旋傳動，滑動傳動的傳動效率，其值分別為（齒輪聯(lián)軸器），（滾子軸承），（齒輪精度為8級），（滾動絲杠），。 所以 （3）確定電動機轉速 螺旋傳動中根據(jù)《機械設計手冊》導距,傳送速度。 根據(jù)《機械設計課程指導》圓柱齒輪轉動傳動比一般為8～40，所以電動機轉速一般為960～4800r/min. 功率P略大于0.26W，轉速960～4800r/min符合這一范圍的同步轉速有1390r/min和2825r/min。比較得到1390r/min轉速比較合理。 取電動機： Y810-4 功率（KW） 型號 電流(A) 轉速（r/min） 效率（%） 功率因數(shù) 額定轉距 額定轉距 額定電流 0.55 Y801-4 1.5 1390 73 0.76 2.2 2.2 6.5 2.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配 （1）總傳動比 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n/n＝＝11.6 （2）傳動裝置各級傳動比分配 兩級傳動比的分配中根據(jù)《機械傳動設計手冊》總傳動比在8～12.5時，低級傳動比。 因為= 所以 3.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 （1）各軸轉速 （2）各軸輸入功率 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 螺旋絲杠： （3）各軸輸入轉矩 電動機輸出轉距： 各軸輸出轉矩 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 螺旋絲杠： 運動和動力參數(shù)計算結果整理與下表 軸名 效率P（KW） 轉距T (NM) 轉速n 傳動比 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機 0.26 1.79 1390 1 0.97 Ⅰ軸 0.252 0.247 1.73 1.70 1390 2.9 0.95 Ⅱ軸 0.240 0.235 4.78 4.68 479.31 4 0.95 Ⅲ軸 0.228 0.223 20.10 19.61 120 1 0.86 螺旋軸 0.203 0.199 17.38 17.03 120 注：Ⅰ～Ⅲ軸輸出效率=輸出效率×軸承效率98% 第三節(jié).齒輪的設計計算 （一）高速級齒輪傳動的設計計算 １．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）按照推力機機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。 3）材料的選擇： 查機表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為230HBS。二者材料硬度差10HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=2.9，故取=58； 2.按齒面接觸強度 設計計算公式 d 確定公式內的各計算值： ⑴試選定載荷系數(shù)1.3 ⑵計算小齒輪的轉距： ⑶由表10-7齒寬系數(shù) ⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù) ⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的 (6)由公式計算壓力循環(huán)次數(shù) N=60=60 ⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑼ 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得， []= 2） 計算： ⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值， d，可取30mm ⑵計算圓周速度v： ⑶計算齒寬b b= d1 ⑷計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)： 齒高： 則 ⑸計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.18m/s ，8級精度，由圖10-8得動載系數(shù)K=1.15；直齒輪假設假設K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K 查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：K 代入數(shù)據(jù)得： 結合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4 故載荷系數(shù) ⑹按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， d= ⑺計算模數(shù)：m=36.42/20=1.82mm 3.按齒根彎曲強度設計 ⑴得彎曲強度的設計公式為m 1)確定各項計算值 (1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為 (2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4， 則可得： []= []= （4）計算載荷系數(shù)K K=KKKK=1 查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應力校正系數(shù)得： , （5）計算大小齒輪的，并加以比較 ； 2）設計計算 m= 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓。 則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)，取 4.幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑； 2）計算中心距：a= 3）計算齒輪寬度：b= 取B 5.驗算：F= 所以設計符合條件。 （二）低速級齒輪傳動的設計計算 １．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）按照推力機機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。 3）材料的選擇： 查機表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為230HBS。二者材料硬度差30HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=4， 故取=80； 2.按齒面接觸強度 設計計算公式 d 確定公式內的各計算值： ⑴試選定載荷系數(shù)1.3 ⑵計算小齒輪的轉距： ⑶由表10-7齒寬系數(shù) ⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù) ⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的 (6)由公式計算壓力循環(huán)次數(shù) N=60=60 ⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑼ 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得， []= 2） 計算： ⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值， d 取30mm ⑵計算圓周速度v： ⑶計算齒寬b b= d1 ⑷計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)： 齒高： 則 ⑸計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.76m/s ，8級精度，由圖10-8得動載系數(shù)K=1.08；直齒輪假設假設K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K由表10-4查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時： K 代入數(shù)據(jù)得： 結合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4 故載荷系數(shù) ⑹按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， d= ⑺計算模數(shù)：m=35.63/20=1.78mm 3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式： m 1)確定各項計算值 (1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為 (2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4， 則可得 []= []= （4）計算載荷系數(shù)K K=KKKK=1 查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應力校正系數(shù)得：, （5）計算大小齒輪的，并加以比較 2）設計計算 m= 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓。 則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)， 取 4.幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑； 2）計算中心距：a= 3）計算齒輪寬度：b= 取B 5.驗算： F= 所以設計符合條件。 第四節(jié).具體二級齒輪減速器軸的方案設計 中間軸的設計 1. 確定輸出軸上的功率P，轉速n和轉距T。由前面可知P=0.235，n=479.31r/min, T=4.68N 2. 求作用在軸上的力： 已知小齒輪的分度圓直徑為d=40mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=160mm, F==, F==, F= F F= F 3. 初步確定軸的最小直徑： 軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取 d。取d為17mm.。 顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內徑相同， 即。 1. 軸的結構設計： 1） 擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸I-II處右邊和軸V-VI設一軸肩， 取左右兩端用軸承端蓋封閉。 （2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d選取型號為6003，基本尺寸為d齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，取其寬度為24mm,齒輪端面距機壁內側8mm,并考慮齒輪固定可得。 (3)由于小齒輪的輪觳寬度為42mm,為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L。由于大齒輪左側和小齒輪右側均用軸肩固定，得h=2.故可取。 至此該軸上的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有表6-1查得平鍵截面，兩鍵的尺寸均為b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，1.0mm，1.0mm，0.8mm. 5)確定軸上載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 計算 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的，M，M值列于下表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 高速軸的設計 1.確定輸出軸上的功率P，轉速n和轉距T。由前面可知P=0.247KW，n=1390r/min, 。 2.求作用在軸上的力： 已知低速級齒輪的分度圓直徑, F==, F= F 1）初步確定軸的最小直徑： 低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，根據(jù)表15-3取 d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉距： 取K TN。 采用彈性塊聯(lián)軸器TL2型，半聯(lián)軸器的孔徑d長度27mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=12mm。 2. 軸的結構設計： 1） 擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑20mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取L （2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d根據(jù)《機械設計手冊》選取軸承代號 為6004型，基本尺寸為故?。欢溆叶瞬捎幂S肩進行定位，故可取 (3)由于輪觳寬度為42mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以，取。 (4)軸承蓋的總寬度由前可知為18mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.則。 (5)齒輪距左端箱體的距離為12mm。軸承端面距機箱內端面距離為8mm則可算得L 至此，此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為36mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長度25mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6. 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。由表15-2得從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，0.8mm，1.0mm，1.2mm，1.2mm，1.0mm. 5)求軸的載荷，首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 計算 在確定支點位置后根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的，M，M值列于下表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 低速軸的設計 1． 確定輸出軸上的功率P，轉速n和轉距T。由前面可知P=0.223KW，n=120r/min, T=19.61NM。 2． 求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=160mm, F==, F= 3. 初步確定軸的最小直徑： 低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取 d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉距： 取K T 查機械設計手冊采用彈性塊聯(lián)軸器TL3型，半聯(lián)軸器的孔徑d聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=16mm。 4. 軸的結構設計： 1） 擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸VII-VIII處左邊設一軸肩，取d左端用軸肩，取,；為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取。 （2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d軸承選取為6005，基本尺寸為故取左端采用軸肩進行定位，取h=2.5mm,故d取. (3)由于輪觳寬度為40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h=2所以;右端采用軸肩定位h>0.07d得到h=3, (4)軸承蓋的總寬度取為18mm,軸承距離箱體內壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.齒輪距左端箱體的距離為12mm，所以?。? (5)至此該軸 的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長度32mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6. 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸的倒角為2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.0mm，1.0mm，1.2mm，1.0mm，1.0mm,0.8mm. 5)確定軸上載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 軸的受力計算： 在確定支點位置后根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的，M，M值列于下表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 第五節(jié) 軸承的校核 （一） 高速軸的軸承的校核 設近聯(lián)軸器的軸承為軸承A，近齒輪處的軸承為軸承B。 初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6004，基本尺寸d 1、軸承的受力分析 FH1` F H FV1 F v2 垂直面內軸的受力 水平面內的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩： 軸承的垂直面的支座反力分別為：F9.38N；F19.74N； 所處軸承的水平面的支座反力分別為F=28.73N；F=56.27N； 2、軸承受徑向力分析 軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù) 軸承A受的徑向力：； 軸承B受的徑向力：； 因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。 3、軸承壽命計算與校核 因：，則按軸承B來計算軸承壽命。 實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。 中間軸的軸承的校核 設近小齒輪處的軸承為軸承A，近大齒輪處的軸承為軸承B。 初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6003，基本尺寸d 1、軸承的受力分析 FV1 F v2 FH1` F H 垂直面內軸的受力 水平面內的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩： 軸承的垂直面的支座反力分別為：F67.10N；F41N； 所處軸承的水平面的支座反力分別為F=139.57N；F=39.93N； 2、軸承受徑向力分析 軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù) 軸承A受的徑向力：； 軸承B受的徑向力：； 因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。 3、軸承壽命計算與校核 因：，則按軸承A來計算軸承壽命。 實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。 低速軸的軸承的校核 設近齒輪處的軸承為軸承A，近聯(lián)軸器處的軸承為軸承B。 初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6005，基本尺寸d 1、軸承的受力分析 FV1 F v2 垂直面內軸的受力 水平面內的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩： 軸承的垂直面的支座反力分別為：F66.37N；F31.81N； 所處軸承的水平面的支座反力分別為F=-165.63N；F=-79.37N； 2、軸承受徑向力分析 軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù) 軸承A受的徑向力：； 軸承B受的徑向力：； 因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。 3、軸承壽命計算與校核 因：，則按軸承A來計算軸承壽命。 實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。 由此可得六個軸承均合格。 第六章 鍵的選擇與校核 設定高速級輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪與中間軸之間的鍵為鍵2；中間軸上與低速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3，與高速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3；低速級與中間軸連接的齒輪處的鍵為鍵5，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵6。 鍵的類型 圖 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵 根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）： 鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 5 mm h=5mm L=25mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=36mm 鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=32mm 鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=5mm h=5mm L=32mm 2、校核鍵的承載能力 因為：鍵1受到的轉距T1=1.70N·m 鍵2受到的轉距T2=1.70N·m 鍵3受到的轉距T2=4.68N·m 鍵4受到的轉距T4=4.68N·m 鍵5受到的轉距T5=19.61N·m 鍵6受到的轉距 鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp 鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑） 所以： 校核第一個鍵：≤[] 校核第二個鍵：≤[] 校核第三個鍵：≤[] 校核第四個鍵：≤[] 校核第五個鍵：≤[] 校核第六個鍵：≤[] 由此可得六鍵均合格。 第七節(jié) 軸承的潤滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑эw濺在機體內壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇А２⑶以谳斎胼S和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質進入機體內。密封形式很多，密封效果和密封形式有關，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。 第八節(jié). 箱體結構的設計計算 已知：中心距 a=178mm 1、機座壁厚 考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8mm，故取=8mm 2、機蓋壁厚 取=8mm 3、機座凸緣厚度 4、機蓋凸緣厚度 5、機座底凸緣厚度 6、地腳螺釘直徑 取=16mm。 由機械設計手冊上查的標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（16） 7、地腳螺釘數(shù)目 因為， 所以n=4 8、軸承旁連接螺栓直徑 ；取mm。 查的標準件六角頭螺栓─C級 其螺紋規(guī)格 d為M（12） 9、機蓋與機座連接螺栓直徑 查的標準件六角頭螺栓─C級 其螺紋規(guī)格 d為M（8） 10、連接螺栓的間距 ，取 11、軸承蓋螺釘直徑 查得標準件內六角圓柱頭螺釘，其螺紋規(guī)格為M（8） 12、窺視孔蓋螺釘直徑 查的標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6） 13、定位銷直徑 查的標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6） 14、至外機壁距離 有表4得 15、至凸緣邊緣距離 同樣取 16、軸承旁凸臺半徑 17、外機壁至軸承座端面距離 18、大齒輪頂圓與內機壁的距離 取=10mm 19、齒輪端面與內機壁的距離 取 20、機蓋、機座肋厚 取 21、軸承端蓋凸緣厚度 取t=10mm 22、外機壁至軸承座端面距離 23、軸承端面外徑 24、軸承旁聯(lián)接螺栓距離 第九節(jié)? 設計結果 ? 1. 最終實際傳動比 i 高速級齒輪 低速級齒輪 2.9 4 ? 2. 各軸轉速n (r/min) (r/min) (r/min) 1390 479.31 120 ? 3. 各軸輸入功率 P （kW） （kW） （kW） 0.0.247 0.0.235 0.233 ? 4. 各軸輸入轉矩 T (kN·m) (kN·m) (kN·m) 1.73 4.78 20.10 ? 5. 鍵的尺寸參數(shù) 鍵 b (單位 mm) h (單位 mm) L (單位 mm) 1 5 5 25 2 8 7 32 3 6 6 32 4 6 6 32 5 8 7 32 6 5 5 32 6．高、低速級齒輪參數(shù)（單位 mm） ? 名稱 高速級 低速級 中心距a(mm) 78 100 摸數(shù) (mm) 2 2 齒 數(shù) 20 20 58 80 分度圓 直徑 （mm） 40 40 (mm) 116 160 齒頂圓 直徑 （mm） 44 44 (mm) 120 164 齒根圓 直徑 (mm) 35 35 (mm) 111 155 齒 寬 （mm） 42 42 （mm） 40 40 齒輪等級精度 8 8 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 45鋼，調質后淬火，齒面硬度40~50HRC ? 7.軸承的代號及尺寸參數(shù) 軸承 軸承尺寸 代號 高速級軸承 6004 中間軸軸承 6003 低速級軸承 6005 第十節(jié)、設計小結 經(jīng)過十幾天的艱苦奮戰(zhàn)，我終于完成了本次《機械設計基礎》課程設計的任務。回頭看看這十幾天的生活，感觸頗深。 通過課程設計，我不但再次熟悉了本學期學過的內容，而且還通過《機械設計》、《機械設計課程設計指導書》等參考書目等查閱學到了許多沒有學到過的知識，在很大程度上擴大了我們的認知范圍，鞏固了以前的知識。更為重要的是本次課程設計在一定程度上也培養(yǎng)了我們的耐心和毅力以及團結合作的精神，以及設計能力。 機械課程設計是從理論的對減速器進行設計，使我們更加了解了他的結構。并叢冢掌握了一定的設計技巧。 慶幸自己終于認真獨立地做了一次全面的機械設計，真的，從中學到了很多很容易被忽視的問題、知識點，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細心用心的性格。從一頁頁復習課本，一次次計算數(shù)據(jù)，一遍遍修改草圖，一遍遍打印裝配圖，這些都是我從來未曾獨立做過的。確定電動機傳動方案迫使我復習控制電機，選擇聯(lián)軸器又費了番功夫，軸和齒輪更使我翻爛了《機械設計》。 最后，感謝老師耐心地指導！ 參考文獻 1．《機械設計課程設計指導書》（第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等 2．《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德 3．《機械設計》（第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛 4．《機械設計手冊》（軟件版） 5. 《機械傳動設計手冊》 31