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目 錄 一 課程設(shè)計任務(wù)書 2 二 分配傳動比 3 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3 四 高速級齒輪傳動設(shè)計 5 五 低速級齒輪傳動設(shè)計 10 六 錐齒輪齒輪的設(shè)計 15 七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 20 八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 29 九 潤滑與密封 33 十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 33 總 結(jié) 35 參考文獻 35 一 課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計一用于盤磨機上的兩級圓柱齒輪減速器。 給定數(shù)據(jù)及使用要求： 1）已知參數(shù) 主軸轉(zhuǎn)速：n=50r/min 圓錐齒輪傳動比： i=4 電動機功率：P=5.5KW 電機轉(zhuǎn)速：n0=1500r/min 2）工作有輕微震動，連續(xù)不逆轉(zhuǎn)； 3）單班制工作，使用期限8年 4）運輸帶速度允許誤差為±5％ 5）其他要求： 減速器采用斜齒輪傳動，兩個齒輪中心距和控制在280mm左右 6）傳動簡圖如下： 圖1-1 傳動簡圖 二 分配傳動比 2.1總傳動比 已知電機功率為5.5KW，轉(zhuǎn)速為1500r/min，查機械設(shè)計手冊確定電機型號為Y132S-4，其滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為： 2.2分配傳動比 已知圓錐傳動比：； 則減速器的傳動比為：； 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取 則：； ； 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 以下計算取聯(lián)軸器的傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，滾子軸承效率，開式圓錐齒輪的傳動效率。 3.1各軸的轉(zhuǎn)速： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 4軸 主軸 3.2各軸的輸入功率： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 4軸 ； 主軸 ； 3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 4軸 ； 主軸 ； 3.4整理列表 軸名 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 1軸 5.445 36.11 1440 2軸 5.23 104.06 480 3 3軸 5.02 239.71 200 2.4 4軸 4.873 232.69 200 1 主軸 4.44 848.04 50 4 四 高速級齒輪傳動設(shè)計 4.1齒輪的類型 1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為220HBS，兩者材料硬度差為20HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.25，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)： 4.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=48mm 4、計算齒輪圓周速度 4.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù) 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-13得 4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由 ，取29，則 7）中心距 圓整為120mm。 8）確定螺旋角： 9）確定齒輪的分度圓直徑： 10）齒輪寬度： 圓整為48 mm 圓整后??；。 11）重合度確定 ，查表得 所以 = 12）齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 端面模數(shù) 2 螺旋角 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 120mm 4.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 4.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 五 低速級齒輪傳動設(shè)計 5.1齒輪的類型 1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為220HBS，兩者材料硬度差為20HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.25，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)： 5.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=65mm 4、計算齒輪圓周速度 5.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù) 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得 4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由 ，取33，則取79 7）中心距 圓整為145mm。 為保證中心距之和280mm左右，在保證齒輪強度同時，適當(dāng)加大低速級齒輪，取則 取155mm 8）確定螺旋角： 9）確定齒輪的分度圓直徑： 10）齒輪寬度： 圓整為73 mm 圓整后?。?。 11）重合度確定 ，查表得 所以 = 12）齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 端面模數(shù) 2 螺旋角 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 155mm 5.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 5.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 六 錐齒輪齒輪的設(shè)計 6.1選精度等級、材料和齒數(shù) 選用直齒錐齒輪傳動。 速度不高，故選用7級精度 材料選擇。由機械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝4×20=80,取Z2=80。 6.2按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （１）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.25 2）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （2）計算圓周速度 （3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取。 　　　分度圓直徑： 節(jié)錐角： 　　　　　　　 錐距 　　　 平均分度圓直徑： 齒寬，取 6.3校核齒根彎曲疲勞強度 （1） 彎曲強度校核公式： （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表4.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 小錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 大錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 查得壽命系數(shù) ；， 查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 因此滿足齒根彎曲疲勞強度 6.4驗算 1）齒面接觸強度驗算 接觸強度壽命系數(shù)；最小安全系數(shù) 因此齒面強度足夠 圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 20 80 模數(shù) m m 7 傳動比 i i 4 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 140 560 齒頂高 7 7 齒根高 8.75 8.75 齒全高 h 15.75 15.75 齒寬 96 96 七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 7.1 軸1的設(shè)計 （1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故取；。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承3205，故，，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 (c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=47mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。 4）軸上零件的周向定位 查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。 （2）強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為=52 ，根據(jù)《機械設(shè)計》（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30305型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=15mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)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，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 （a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 （b）鍵的校核 校核安全。 7.2軸2的設(shè)計： 1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩： P2=5.23Kw，n2=480n/min，T2=104.06N.m 2） 求作用在齒輪上的力 （1）求作用在低速級小齒輪上的力 　　　　　 圓周力： 　　　　　 徑向力： 　　　　　 軸向力： （2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。 　　　　　 圓周力： 徑向力： 軸向力： 3）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得： 該軸有兩處鍵槽，軸徑應(yīng)增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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直徑和長度 　 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù)　，選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206型，其尺寸為，得： 軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準(zhǔn)確軸段適當(dāng)縮短1~2mm，故：， 軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位 　 齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為40mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm. 5）求軸上的載荷 對于單列圓錐滾子軸承30206，， 計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6）按彎扭合成應(yīng)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，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表，查得，因此，安全。 7.3 軸3的設(shè)計 6.3.1 尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 1）低速軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為35mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。 (c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。 4）軸上零件的周向定位 查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面 6.3.2 強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，軸的支撐跨距為 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)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，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 （a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 （b）鍵的校核 校核安全。 八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 8.1輸入軸的軸承 1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 2）．初步選擇圓錐滾子軸承30205，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 3）．徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。 8.2 輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 8.3 2軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承30206，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當(dāng)量動載荷 前面已求得，，，， 　　　　軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　軸承的當(dāng)量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設(shè)計-表13-6查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　減速器的預(yù)定壽命 　　　　　　，合適。 8.4 3軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 ，合適 8.5 輸出軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承30209，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當(dāng)量動載荷 　　　前面已求得 ，，， 軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　軸承的當(dāng)量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　 　　　減速器的預(yù)定壽命 　　 ，合適。 8.6輸出軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 　 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 九 潤滑與密封 9.1潤滑方式的選擇 齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。 根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑 9.2密封方式的選擇 由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封 9.3潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載 工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。 十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 1 箱座壁厚 ， 2 箱蓋壁厚 3 箱座凸緣厚度 4 箱蓋凸緣厚度 5 箱座底凸緣厚度 6 地底螺釘直徑 ，取M20 7 地底螺釘數(shù)目 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M14 9 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M10 10 聯(lián)接螺栓的間距 12 窺視孔蓋螺釘直徑 ,取M6 13 定位銷直徑 14 ，，至外箱壁距離 15 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 17 箱體外壁至軸承座端面距離 19 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 20 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 21 箱蓋，箱座筋厚 ， 22 軸承端蓋外徑 23 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 24 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 25 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 26 減速器中心高 27 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離 28 軸承端蓋凸緣厚度 29 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 30 旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離 31 齒輪頂圓至軸表面的距離 總 結(jié) 從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標(biāo)準(zhǔn)的使用。 由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認(rèn)真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。 現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。 參考文獻 1．《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社 2．《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社 3．《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社 4．《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社 35