《二級圓柱齒輪減速器(機(jī)械設(shè)計設(shè)計)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級圓柱齒輪減速器(機(jī)械設(shè)計設(shè)計)（41頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 二級圓柱齒輪減速器 計算說明書 學(xué)院： 專業(yè)： 班級： 姓名： 目　錄 目　錄 2 一、 設(shè)計數(shù)據(jù)及要求 2 二、 確定各軸功率、轉(zhuǎn)矩及電機(jī)型號.........................................................................................3 1.工作機(jī)有效功率 3 2.查各零件傳動效率值 4 3.

2、電動機(jī)輸出功率 4 4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速 4 5.選擇電動機(jī) 4 6.理論總傳動比 4 7.傳動比分配 5 8.各軸轉(zhuǎn)速 5 9.各軸輸入功率： 5 10.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩： 5 11.各軸的轉(zhuǎn)矩 5 12.誤差 6 三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 6 四、 齒輪傳動設(shè)計與校核計算 6 （二）、低速級 16 五、初算軸徑 17 六、校核軸的強(qiáng)度和軸承壽命： 18 （一）、中間軸 18 （二）、輸入軸 23 （三）、輸出軸 27 7、 滾動軸承的校核計算 ......................................................

3、......................................................32 8、 平鍵聯(lián)接的選用和計算.........................................................................................................37 九、選擇聯(lián)軸器 39 十、潤滑方式 39 十一、設(shè)計總結(jié) 40 十二 、參考文獻(xiàn) 41 1、 設(shè)計數(shù)據(jù)及要求 1. 設(shè)計題目 設(shè)計一鏈板式輸送機(jī)傳動裝置，兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，輕微振動

4、，使用年限5年，單件生產(chǎn)，輸送帶允許誤差為%5。 2.原始數(shù)據(jù) 鏈條曳引力F= 5200N 鏈條速度v= 0.3m/s 鏈條節(jié)距t=125mm 鏈輪齒數(shù)Z= 6 3.方案圖 二、 確定各軸功率、轉(zhuǎn)矩及電機(jī)型號 1.工作機(jī)有效功率 2.查各零件傳動效率值 聯(lián)軸器（彈性），軸承 ，齒輪 鏈輪 故： 3.電動機(jī)輸出功率 4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速 鏈輪轉(zhuǎn)速 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍： 5.選擇電動機(jī) 選電動機(jī)型號為Y112M—6，同步轉(zhuǎn)速940r/min，滿載轉(zhuǎn)速1000r/min，額定功率2.2Kw

5、 電動機(jī)外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底腳安裝尺寸 底腳螺栓直徑 K 軸伸尺寸 DE 建聯(lián)接部分尺寸 FCD 132 216140 12 3880 108 6.理論總傳動比 7.傳動比分配 ， 故 ， 8.各軸轉(zhuǎn)速 9.各軸輸入功率： 10.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩： 11.各軸的轉(zhuǎn)矩

6、 12.誤差 帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù) 軸 名 功率 P/ Kw 轉(zhuǎn)矩 T/ N.m 轉(zhuǎn)速 n/ r/min 傳動比 i 效率 η/ % 電 機(jī) 軸 1.91 19.40 940 1 99 Ⅰ 軸 1.83 18.63 940 4.28 96 Ⅱ 軸 1.76 76.60 219.63 3.05 96 Ⅲ 軸 1.69 224.32 72.01 Ⅳ 軸 1.52 222.08 72.01 3 98 鏈輪軸 1.51 213.26 24 三

7、、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面。 選用8級精度。 4、 齒輪傳動設(shè)計與校核計算 4.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1）齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用40Cr滲碳淬火，齒面硬度為 55HRC，接觸疲勞強(qiáng)度極限 ，彎曲疲勞強(qiáng)度極限 高速級大齒輪選用鋼正火,表面淬火，齒面硬度為55HRC,接觸疲勞強(qiáng)度極限 ，彎曲疲勞強(qiáng)度極限。取小齒齒數(shù)=19 則

8、Z=iZ=4.2819=81.32 取Z=82。 ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇8級，齒根噴丸強(qiáng)化。 2.初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查《機(jī)械設(shè)計》表10-6 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.5 由圖10-26查得 則 ②由公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) ③查圖10-19得：, ④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得: 許用接觸應(yīng)力 ⑤由表10-6得： =189.8M

9、P 由表10-7得: =1 3.設(shè)計計算 ①小齒輪的分度圓直徑d ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==48.39mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)=2.25 =2.251.86=4.176 ⑤計算縱向重合度 =0.318 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),8級精度, 查《機(jī)械設(shè)計》圖10-8得 動載系數(shù)K=1.08, 查表10-4得K=1.45 查圖10-13得: K=1.38 查表10-3 得: K==1.4 故 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的

10、分度圓直徑 ⑧計算模數(shù) 4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式 ⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ② 計算當(dāng)量齒數(shù) ③ 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 載荷系數(shù)K ⑥ 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計》表10-5得: 齒形系數(shù)＝2.85 ＝2.24 應(yīng)力校正系數(shù)＝1.54 ＝1.77 ⑦ 重合度系數(shù) 根據(jù)，從圖10-28查得=0.88 ⑧ 計算大小齒輪的 查圖10-18

11、得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.9 K=0.95 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25 []= []= 比較結(jié)果 小齒輪的數(shù)值大，所以對小齒輪進(jìn)行計算。 ⑵ 設(shè)計計算 ① 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=40.36來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: 取z=19 那么z=3.5519=67.45 取整為68 ② 幾何尺寸計算 計

12、算中心距 將中心距圓整為100mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整的 4.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1）齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用40Cr滲碳淬火，齒面硬度為 55HRC，接觸疲勞強(qiáng)度極限 ，彎曲疲勞強(qiáng)度極限 高速級大齒輪選用鋼正火,表面淬火，齒面硬度為55HRC,接觸疲勞強(qiáng)度極限 ，彎曲疲勞強(qiáng)度極限。取小齒齒數(shù)=23

13、則 Z=iZ=2.5423=58.42 取Z=59。 ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇8級，齒根噴丸強(qiáng)化。 2.初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查《機(jī)械設(shè)計》表10-6 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.5 由圖10-26查得 則 ②由公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) ③查圖10-19得：, ④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得: 許用接觸應(yīng)力 ⑤由表10-6得： =189.8MP

14、 由表10-7得: =1 3.設(shè)計計算 ①小齒輪的分度圓直徑 ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==37.40mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)=2.25 =2.252.43=5.47 ⑤計算縱向重合度 =0.318 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),8級精度, 查《機(jī)械設(shè)計》圖10-8得 動載系數(shù)K=1.02, 查表10-4得K=1.454 查圖10-13得: K=.42 查表10-3 得: K==1.4 故 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

15、 ⑧計算模數(shù) 4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式 ⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ② 計算當(dāng)量齒數(shù) ③ 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 載荷系數(shù)K ⑥ 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計》表10-5得: 齒形系數(shù)＝2.60 ＝2.24 應(yīng)力校正系數(shù)＝1.59 ＝1.77 ⑦ 重合度系數(shù) 根據(jù)，從圖10-28查得=0.88 ⑧ 計算大小齒輪的 查圖10-18得彎曲疲勞壽命

16、系數(shù): K=0.9 K=0.95 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25 []= []= 比較結(jié)果 小齒輪的數(shù)值大，所以對小齒輪進(jìn)行計算。 ⑵ 設(shè)計計算 ① 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=62.86來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: 取z=20 那么z=2.9220=58.4 取整為59 ② 幾何尺寸計算 計算中心距 將

17、中心距圓整為122mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整的 4.3 齒輪校核 （一）高速軸 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 由參考文獻(xiàn)[1] P135公式8.7 式中各參數(shù)： （1）齒數(shù)比。 （2）由參考文獻(xiàn)[1] P136表8.5查得彈性系數(shù)。 （3）由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 （4）由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù) （5）由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得

18、螺旋角系數(shù) （5）由參考文獻(xiàn)[1] P145公式8.26計算許用接觸應(yīng)力 式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1] P146 圖8.28（）分別查得， ； ——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147圖8.29查得 ，； ——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 （二）、低速級 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 由參考

19、文獻(xiàn)[1] P135公式8.7 式中各參數(shù)： （1）齒數(shù)比。 （2）由參考文獻(xiàn)[1] P136表8.5查得彈性系數(shù)。 （3）由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 （4）由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù) （5）由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù) （5）由參考文獻(xiàn)[1] P145公式8.26計算許用接觸應(yīng)力 式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1] P146 圖8.28（）分別查得， ；

20、 ——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147圖8.29查得 ，； ——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 五、初算軸徑 由參考文獻(xiàn)[1]P193公式10.2可得： 齒輪軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。 中間軸的最小直徑：。考慮到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，最后取 輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。 式中：——由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P193表10.2，取

21、六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命： （一）、中間軸 1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算： 由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知 式中：——齒輪所受的圓周力，N； ——齒輪所受的徑向力，N； ——齒輪所受的軸向力，N； 2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算： 由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知 式中：——齒輪所受的圓周力，N； ——齒輪所受的徑向力，N； ——齒輪所受的軸向力，N； 3.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生

22、的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為： 5.計算軸承支反力： 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ，與所設(shè)方向相反。 軸承2，與所設(shè)方向相反。 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力： 6.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 b-b剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向 a-a剖面右側(cè)合成彎矩為 b-b剖面左側(cè)合成彎矩為 故a-a剖面右側(cè)為危險截面。 7.計算應(yīng)力 初定齒輪

23、2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=108，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=128，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。 由 ，故齒輪3可與軸分離。 又a-a剖面右側(cè)（齒輪3處）危險，故： 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 8.計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知: 抗拉強(qiáng)度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa

24、由表10.1注②查得材料等效系數(shù)： 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得： 鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法） 由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù) 查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 9．校核鍵連接的強(qiáng)度 齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力 齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力 由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！ 10.計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7

25、207C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=23.5KN，基本額定靜負(fù)荷=17.5KN 軸承1的內(nèi)部軸向力為： 軸承2的內(nèi)部軸向力為： 故軸承1的軸向力， 軸承2的軸向力 由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命 ，故軸承壽命滿足要求 （二）、輸入軸 1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力

26、大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力 2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為： 3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力： 4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 危險截面在a-a剖面左側(cè)。 5.計算截面應(yīng)力 由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知：

27、 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 6．計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知: 抗拉強(qiáng)度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數(shù)： 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得： 由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù) 查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 7.校核

28、鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=87，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！ 8.計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=17.8KN，基本額定靜負(fù)荷=12.8KN 軸承1的內(nèi)部軸向力為： 軸承2的內(nèi)部軸向力為： 由于 故軸承1的軸向力， 軸承2的軸向力 由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據(jù)軸承的工作條件，查參

29、考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命 ，故軸承壽命滿足要求。 （三）、輸出軸 1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力 2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為： 3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐

30、反力： 4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 危險截面在a-a剖面左側(cè)。 5.計算截面應(yīng)力 初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=128，t=5mm,=28mm。 由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知： 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 6．計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考

31、文獻(xiàn)[1]P192表10.1知: 抗拉強(qiáng)度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數(shù)： 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得： 鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法） 由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù) 查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 7.校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=108，t=5mm,=7

32、0mm。軸徑為=35mm 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！ 8.計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=26.8KN，基本額定靜負(fù)荷=20.5KN 軸承1的內(nèi)部軸向力為： 軸承2的內(nèi)部軸向力為： 由于 軸承1的軸向力 故軸承2的軸向力 由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9

33、，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命 ，故軸承壽命滿足要求 七、滾動軸承的校核計算 (一)高速軸的滾動軸承校核計算： 選用的軸承型號為代號為33007,由資料[1]表9-16查出=63200N =46800N 由工作條件知軸承的預(yù)期壽命為=283005=34000h，由軸的設(shè)計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1)徑向負(fù)荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設(shè)計計算時已算出）：

34、 圖5-1 1處軸承, 2處軸承, （2).軸向載荷： 對于33007型軸承，按資料[1]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33007型軸承Y=2,e=0.31 則軸承的派生軸向力 則軸承的軸向力 軸承2壓緊，軸承1放松 （3).計算當(dāng)量動載荷： 求比值. 則 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核2處軸承即可. 滾子軸承=10/3 解雇所選的軸承合格。 (二)中間軸滾動軸承的校核計算： 選用的軸承型號為代號為33010,由資料[1]表9-16查出=110000N =76800N 由工作條件

35、知軸承的預(yù)期壽命為=283005=24000h，由軸的設(shè)計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1).徑向負(fù)荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-2-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設(shè)計計算時已算出）： 圖5-2-1 4處軸承, 3處軸承, （2).軸向載荷： 對于33010型軸承，按資料[2]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33010型軸承Y=1.9,e=0.32 則軸承的派生軸向力 由，則軸承4“壓緊”，軸承3“放松” （3).計算當(dāng)量動載荷： 求比值. 則

36、： 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核3處軸承即可. 滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命. (三)低速軸滾動軸承校核計算： 選用的軸承型號為代號為32013，由資料[1]表9-16查出=128000N，=82800N 由工作條件知軸承的預(yù)期壽命為=283005=24000h，由軸的設(shè)計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1)徑向負(fù)荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-3-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設(shè)計計算時已算出）： 圖5-3-1 6處軸承, 5處軸承,

37、 （2).軸向載荷： 對于32013型軸承，按資料[1]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知32013型軸承Y=1.3,e=0.46 則軸承的派生軸向力 由，則軸承5“壓緊”，軸承6“放松” （3).計算當(dāng)量動載荷： 求比值. 則 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核5處軸承即可. 滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命. 八、平鍵聯(lián)接的選用和計算 (一) 輸入軸上兩個平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計算： 大帶輪與軸的平鍵： 由軸的設(shè)計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查

38、得許用應(yīng)力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=40-8=32mm,接觸高度=h/2=7/2=3.5mm 由資料[2]式（6-1）得： 可見鍵的聯(lián)接強(qiáng)度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標(biāo)記為：鍵 （二）中間軸上鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計算： 由軸的設(shè)計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應(yīng)力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=45-16=29mm,接觸高度=h/2=10/2=5mm 由資料[1]式（6-1）得： 可見鍵的聯(lián)接強(qiáng)度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標(biāo)記為：鍵 （三）輸出軸上的兩個平鍵的強(qiáng)度計算： 1.聯(lián)接大

39、齒輪與軸的平鍵的計算： 由軸的設(shè)計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應(yīng)力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=63-20=43mm,接觸高度=h/2=12/2=6mm 由資料[1]式（6-1）得： 可見鍵的聯(lián)接強(qiáng)度足夠，則該鍵合格。 鍵的標(biāo)記為：鍵 2.聯(lián)軸器與軸的平鍵的計算： 由軸的設(shè)計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應(yīng)力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=80-18=62mm,接觸高度=h/2=11/2=5.5mm 由資料[1]式（6-1）得：

40、 可見鍵的聯(lián)接強(qiáng)度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標(biāo)記為：鍵 九、選擇聯(lián)軸器 由于電動機(jī)的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻(xiàn)[2]P127表13-1選擇聯(lián)軸器為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉(zhuǎn)矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉(zhuǎn)矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。 十、潤滑方式 由于所設(shè)計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903——1986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承

41、的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY1413——1980）。牌號為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進(jìn)入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴尽Ｋ砸S承與集體內(nèi)壁之間設(shè)置擋油環(huán)。 九、減速器附件： 1.窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內(nèi)壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M616的全螺紋螺栓。由于要防止污物進(jìn)入機(jī)體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應(yīng)加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質(zhì)的紙封油圈即可?？紤]到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。

42、 2.通氣器：為防止由于機(jī)體密封而引起的機(jī)體內(nèi)氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內(nèi)環(huán)境中，故選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞即可。 3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應(yīng)在機(jī)座底部油池最低處開設(shè)放油孔。為了能達(dá)到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M201.5。考慮到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質(zhì)為工業(yè)用革的皮封油圈。 4.油面指示器：為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度，以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設(shè)置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標(biāo)尺，放置于機(jī)

43、座側(cè)壁，油標(biāo)尺型號選擇為M12。 5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機(jī)蓋上設(shè)置吊耳，在機(jī)座上設(shè)置吊鉤。吊耳用于打開機(jī)蓋，而吊鉤用于搬運整個減速器?？紤]到起吊用的鋼絲直徑，吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。 6．定位銷：本減速器機(jī)體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)接后，在鏜孔之前，在機(jī)蓋與機(jī)座的連接凸緣上應(yīng)裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在機(jī)體縱向兩側(cè)的聯(lián)接凸緣得結(jié)合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A635。 7.起蓋螺釘：在機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接凸緣的結(jié)合面上，為了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封膠。因此聯(lián)接結(jié)合較緊，

44、不易分開。為了便于拆下機(jī)蓋，在機(jī)蓋地凸緣上設(shè)置一個起蓋螺栓。取其規(guī)格為M1022。其中螺紋長度為16mm，在端部有一個6mm長的圓柱。 十一、設(shè)計總結(jié) 這次關(guān)于鏈板式運輸機(jī)上的兩級圓柱輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機(jī)械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過二個星期的設(shè)計實踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 通過減速器的設(shè)計，使我對機(jī)械設(shè)計的方法、步驟有了較深的認(rèn)識。熟悉了齒輪、帶輪、軸等多種常用零件的設(shè)計、校核方法；掌握了如何選用標(biāo)準(zhǔn)件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；

45、以及設(shè)計非標(biāo)準(zhǔn)零部件的要點、方法。進(jìn)一步鞏固了以前所學(xué)的專業(yè)知識，真正做到了學(xué)有所用﹑學(xué)以致用，將理論與實際結(jié)合起來，也是對所學(xué)知識的一次大檢驗，使我真正明白了，搞設(shè)計不是憑空想象，而是很具體的。每一個環(huán)節(jié)都需要嚴(yán)密的分析和強(qiáng)大的理論做基礎(chǔ)。另外，設(shè)計不是單方面的，而是各方面知識綜合的結(jié)果。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。從整個設(shè)計的過程來看，存在著一定的不足。像軸的強(qiáng)度校核應(yīng)更具體全面些，盡管如此收獲還是很大。相信這次設(shè)計對我以后從事類似的工作有很大的幫助，同時也為畢業(yè)設(shè)計打下了良好的基礎(chǔ)。諸多不足之處，懇請老師批評指正。 十二 、參考文獻(xiàn) [1] 朱龍根主編．簡明機(jī)械零件設(shè)計手冊（第2版）．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005 [2] 蘆書榮主編. 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.西安：西安交通大學(xué)出版社