機械設(shè)計課程設(shè)計---帶傳動－單級圓柱斜齒減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書帶傳動單級圓柱斜齒減速器專業(yè)班級：設(shè) 計 者： 學 號： 日 期： 2012 年 4 月 5 日重 慶 交 通 大 學目 錄一、機械設(shè)計任務書3二、傳動方案擬定3三、電動機的選擇4四、計算總傳動比及分配各級的傳動比5五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5六、傳動零件的設(shè)計計算6七、軸的設(shè)計及其校核計算11八、滾動軸承的選擇和校核21九、鍵聯(lián)接的選擇及校核23十、聯(lián)軸器的選擇24十一、潤滑和密封類型的選擇24十二、減速器的附件選擇設(shè)計25十三、減速器箱體設(shè)計26十四、小結(jié)27十五、參考資料27 一、 機械設(shè)計任務書1、 設(shè)計題目設(shè)計用于帶式運輸機的“帶傳動單級圓柱斜齒減速器”，圖

2、示如下，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。2、設(shè)計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)17501.32403、設(shè)計要求1、每人單獨一組數(shù)據(jù)，要求獨立認真完成。2、按時完成設(shè)計圖繪制。圖紙要求：（1）、按照裝配圖繪制要求減速器裝配圖一張（A0）。（2）、按照零件圖繪制要求繪制零件圖兩張（A3，齒輪、軸）。3、按時完成設(shè)計計算說明書1份。4、課程設(shè)計的主要內(nèi)容：1 確定或評價傳動裝置的總體設(shè)計方案，；2 選擇電動機；3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；4 傳動零件、軸的設(shè)計計算；5 軸承、聯(lián)接件、潤

3、滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算；6 機體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計；7 繪制裝配圖及零件工作圖；8 編寫設(shè)計計算說明書。5、主要參考資料：1.機械設(shè)計課程指導書；2.機械設(shè)計、機械制圖、機械工藝、形位公差等相關(guān)教材；3.機械設(shè)計手冊。二、傳動方案的擬定及說明1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。運輸帶工作拉力F=1750N運輸帶工作速度V=1.3m/s卷筒直徑D=240mm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、維護方便。帶傳動靠摩擦力工作，傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，噪聲小，但傳動比不準確

4、；斜齒輪傳動的平穩(wěn)性比較好，承載能力大。另外，該方案的電機不會與箱體發(fā)生干涉。技術(shù)條件與說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為10年每年按300天計算， 兩 班制工作每班按8小時計算；2）工作機的載荷性質(zhì)是較平穩(wěn)、空載啟動，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度。3）電動機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5%。三、電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相交流異步電動機。電壓380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為： Pw=

5、FV1000=17501.31000=2.275（kw）從電動機到工作機輸送帶間的總效率為： =1223345 式中，1、2、3、4、5分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒和帶傳動的傳動效率。由 機械設(shè)計課程設(shè)計14-7 可知：1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96，5=0.96，則：=0.9920.9830.970.960.96=0.825所以電動機所需工作功率為：Pd=PW=2.2750.825=2.758KW 3.確定電動機的轉(zhuǎn)速由 機械設(shè)計課程設(shè)計 查表可知V帶傳動比i=24.單級圓柱斜齒減速器傳動比i=36，則=624.工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：nw=601000vd=60

6、10001.3240=103.45r/min所以電動機轉(zhuǎn)速的范圍為：nd=inw=6-24103.45=620.7-2482.8r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計表22.1選定電動機的型號為：Y-132S-6，其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速（r/min）Y132S-639602.02.0四.傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.傳動比i。 i=nmnw=960103.45=9.2802.分配傳動比。由 I=iIiII根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表2-11-1取i=

7、2.5i=9.282.5=3.712五.計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)0軸：0軸即電動機軸 P0=Pd=2.758kwTd=9550Pdnm=95502.758960=27.44Nm軸：P1= P01=2.7580.99=2.73kw n= nm=960 r/min T=9550P1n1=95502.73960=27.16Nm軸：P2= P125=2.730.980.96=2.57kw n=nmiI=9602.5=384r/min T=9550P2n=95502.57384=63.58Nm軸：P3= P223=2.570.980.97=2.44kw n=n1iII=3843.712103.4

8、5r/min T=9550P3n=95502.44103.45=225.25Nm卷筒軸：P卷=P312=2.440.990.98=2.37kw n卷=n=103.45r/min T卷=9550P卷n卷=95502.37103.45=218.55Nm將以上結(jié)果匯總于下表：（命名為表1）軸名功率P/（kw）轉(zhuǎn)矩T/（ Nm）轉(zhuǎn)速n/（ r/min）傳動比i效率電機軸2.75827.4496010.99軸2.7327.169602.50.94軸2.5763.583843.7120.95軸2.44225.25103.4510.97卷筒軸2.37218.55103.45表1六傳動零件的設(shè)計計算（一）皮帶

9、輪的傳動設(shè)計（以下查表數(shù)據(jù)均來源于機械設(shè)計第八版）1.確定計算功率由機械設(shè)計第八版查表8-7得工作情況系數(shù)kA=1.1,Pca=KAPd聯(lián)=1.12.7580.99=3.00KW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca,n1課本圖8-11選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V（1）初選小帶輪的基準直徑dd ，由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=140mm。（2）驗算帶速Vv=dd1n1601000=140960601000=7.03m/s因為5m/sv30m/s,故帶速合適。（3）計算大帶輪的基準直徑dd2，dd2=idd1=2.5140=350mm根據(jù)表8-8，圓整為355mm4

10、.確定V帶的中心距a和基準長度Ld（1）根據(jù)式（8-22）初定中心距a0=600mm,根據(jù)0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)（2）計算帶所需的基準長度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2600+2140+355+355-14024600mm 1996mm選帶的基準長度Ld=2000mm。（3）計算實際中心距aaa0+Ld-Ld02=600+2000-19962mm=602mma-0.015Ldaa+0.03Ld,所以中心距的變化范圍為：572mm662mm5.驗算小帶輪上的包角a1=180-dd2-dd157.3a=180-(355-140)57.3602

11、159.5906.計算帶的根數(shù)Z（1）計算單根V帶的額定功率Pr 由dd2=140mm和n1=960rmin查教材表8-4a得p0=1.6336kw 根據(jù)n1=960rmin,i=2.5和A型帶，查表8-4b得p0= 0.1116kw，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=1.03,于是：Pr= p0+p0kakl=1.6336+0.11160.951.03=1.71kw （2）計算V帶的根數(shù)ZZ=PcaPr=3.001.71=1.75故取2根7.計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.10kg/m，所以，(F0)min=500(2.5-ka)pcakazv

12、+qv2=5002.5-0.953.000.9527.03+0.107.032N=179N8.計算壓軸力壓軸力的最小值為：(FP）min=2z(F0)minsina12=22179sin159.52=702N （二）斜齒齒輪設(shè)計（以下查表數(shù)據(jù)均來源于機械設(shè)計第八版）1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照題目所給的傳動方案，用圓柱斜齒齒輪。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB 10095-88）（3）材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選

13、小齒輪的齒數(shù)Z1=24，則Z2=Z1i=243.712=89.088取Z2=89(5)選取螺旋角。初選螺旋角=1402.按齒面接觸強度設(shè)計按式（10-21）試算： d1t32KtT1dau1u(ZHZEH)2（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)。Kt=1.6.2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表1可查得T2=63.58 Nm3)由表10-7選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)5）由圖10-21（d）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）計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1jLh=6038412810300=1.106109 N2=1.106109

14、3.712=2.9801087）.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92,KHN2=0.95。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得H1=KHN1lim1s=0.926001=552MpaH2=KHN2lim2s=0.955501=522.5Mpa9).由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433.10).由圖10-26查得a1=0.78,a2=0.88,則a=a1+a2=1.6611).許用接觸應力H=H1+H22=552+522.52=537.25Mpa（2）計算1)計算小齒輪分度圓直徑d1t,，由計算公式得d1t321.66.35810

15、411.66(2.433189.8537.25)24.7123.712=48.62mm2）計算圓周速度V。V=d1tn1601000=48.62384601000=0.98m/s3）計算齒寬b及模數(shù)mnt.。 b=dd1t=148.62=48.62mm mnt=d1tcosz1=48.62cos1424=1.97mm h=2.25mnt=2.251.97mm=4.42mm bh=48.624.42=114）計算縱向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035）.計算載荷系數(shù)K.已知使用系數(shù)KA=1,根據(jù)v=0.98m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=

16、1.08;由表10-4查得KH=1.311;由圖10-13查得KF=1.28;由表10-3查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=11.081.21.311=1.706）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=48.6231.701.6mm=49.61mm 7）.計算模數(shù)mn。mn=d1cosz1=49.61cos1424=2.00mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17）得彎曲強度的設(shè)計公式為mn32KT1Y(cos)2dz12YFYsaF（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪

17、的彎曲疲勞強度極限；2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88；3).計算彎曲疲勞許用力。取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4。F1=KFN1FE1S=0.855001.4Mpa=303.57Mpa F2=KFN2KFE2S=0.883801.4Mpa=238.86Mpa4）計算載荷系數(shù)K。K=KAKVKFKF=11.081.21.28=1.665）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。6）計算當量齒數(shù)。 ZV1=Z1(cos)3=24(cos14)3=26.27 ZV2=Z2(cos)3=89(cos14)3=97.437) 查取齒形系

18、數(shù)。由表10-5查得 YFa1=2.592,YFa2=2.1858) 查取應力校正系數(shù)。Ysa1=1.596,Ysa2=1.7879) 計算大、小齒輪的并加以比較。YFa1Ysa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2Ysa2F2=2.1851.787238.86=0.01635大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算mn321.666.3581040.88cos21412421.660.01635mm=1.73mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載

19、能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù)m=1.73mm圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=49.61mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1cosmn=49.61cos142=24.07取 z1=24.則z2=iz1=3.71224=89.09取z2=89這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(24+89)22cos14=116.46mm 將中心距圓整為116mm.（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =cos-1（z1+z2）m

20、n2a=cos-1(24+89)22116=13332 因值改變不多，故參數(shù)aKZH等不必修正。（3）計算大、小齒輪分度圓直徑 d1=z1mncos=224cos13332=49.27mm d2=z2mncos=289cos13332=182.73mm（4）計算齒輪寬度b=dd1=149.27=49.27mm，圓整為50mm，故取 B2=50mm ,B1=55mm。5.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖(詳見所附零件圖圖紙)七軸的設(shè)計及其校核計算（一）高速軸的設(shè)計1. 輸在軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知：=2.57kw, =6.358104Nmm, nII=384r/min.2. 求作用在齒輪上的力。

21、Ft=2TIId1=26.35810449.27=2580.88N Fr=Fttanncos=2580.88tan20cos13332=N Fa=Fttan=2580.88tan13332=N3. 初步確定軸的最小直徑由于減速器傳遞功率不大，選取軸的材料為45鋼, 調(diào)質(zhì)處理。查表15-3得A0=103126,因軸的跨度還未確定，先按軸所受的轉(zhuǎn)矩初步計算軸的最小直徑。dmin=A03pIInII=10312632.57384=19.4123.74mm取中間值dmin=21.575考慮到有鍵槽對其強度的影響，故需把軸徑加大（5-7）%故取d=21.575（1+5%7%）=22.6523.085，取

22、d=24mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖BC(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設(shè)計。1) 由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故d1=dmin=24 mm。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機械設(shè)計圖8-14(d)查得：L1.52d=1.5224 mm=3648 mm取L=42mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取L1140mm。2) 初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這

23、段軸的尺寸，可選擇7307C型軸承。查機械設(shè)計課程設(shè)計表12.2得，d3=d7=35 mm，要求的定位軸肩是4.5 mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是44 mm。因此取d2=32 mm。3) 由該說明書后面的箱體設(shè)計可以得到L740 mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L315 mm,L8=10 mm。由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定L10=50 mm。4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d5=48 mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt，齒輪很容易損壞，

24、所以這里必須采用齒輪軸。則由表2可以得到d5=57.73 mm，L460 mm。5) L5處的寬度大于1.4h，取L5=L2=9 mm，d4=d6=42 mm；則L9L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36 mm6) 同樣，也就確定了L134 mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設(shè)表11.28采用bhL8 mm 7 mm 36mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角

25、和倒角尺寸按照課設(shè)表9.8確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為1.6 mm。5. 軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖Fa1Fr1F帶輪Ft1FV1FV276.5(2) 受力計算1) 由計算可得Ft1=2T1d1=2275 N，F(xiàn)r1=Ft1tanancos=850N，F(xiàn)a1=Ft1tan=528N由前面帶輪的壓軸力計算可知 F帶輪(Fp)min702N2) 計算支反力在垂直面內(nèi)進行計算FV2=1119(85059.5-52853.732-702195.5)-847.5 NFV1=Fr1-F帶輪-FV2=850-702-(-847.5)=995.5 N；MV1=FV159.5

26、=56852NmmMV2=F帶輪76.5+59.5-FV159.5=38620NmmMV3=F帶輪76.5=53703Nmm在水平面內(nèi)進行計算FH1=FH2=12Ft=22752=1137.5 NMH=1137.549.27=56045Nmm3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 NmmMVMHM38620560455370379832680635370356852扭矩圖：單位 Nmm56852T6. 由彎扭圖上看，截面B是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的MH、MV及M的值列于下表3表3載荷水平面垂直面支反力FFH1=FH2=1137.5 NFV1=995.5 NFV2=-847.5 N彎矩MMH

27、=56045NmmMV1=56852NmmMV2=38620 NmmMV3=53703 Nmm總彎矩M1560452+568522=79832NmmM2=560452+386202=68063NmmM3=537032+0=53703 Nmm扭矩T2=63580Nmm7. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=M12+T2W=798322+0.66358020.149.273=7.4MPa根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca0.07d=0.075

28、5=3.85 mm，取h=5 mm，則軸環(huán)處的直徑d5=65 mm，軸環(huán)寬度應大于1.4h，取軸環(huán)寬度為8 mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30 mm，故取L250 mm。5) 取齒輪與箱體之間的距離為15 mm（由后面的箱體設(shè)計確定）。滾動軸承到箱體的距離為10mm，則 L320+10+15+3=48 mmL6=20+10+15-8=37 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由課設(shè)表11.28查得

29、平鍵選為bhL=16 mm10 mm40 mm，配合為H7k6。齒輪與軸的連接，按d4查表11.28得，選用平鍵為bhL=12 mm8 mm70 mm，配合為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設(shè)表9.8，取軸端倒角為245，C、D、E處的圓角半徑r=2 mm，A、B處的圓角半徑r1.6 mm。4. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖FVN1FVN26461Fa2Fr2Ft2（2） 進行受力計算1) 由計算得大齒輪：Ft2=2T2d2=22.2525105182.73=2465.4 NFr2=Ft2tannc

30、os=2465.4tan20cos13332=921.2NFa2=Ft2tan=2465.4tan13332=571.9 N由于齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。2) 支反力計算垂直面內(nèi)：FVN2=164+61921.261-571.9182.732= 31.5 NFVN1=Fr2-FVN2=921.2-31.5=889.7 NMV1=FVN161=54271.7Nmm MV2=FVN264=2016Nmm水平面內(nèi)：FHN1=6461+64 2465.4=1262.3NFHN2=6161+64 2465.4=1203.1 N MH=1203

31、.164=76998.4Nmm3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：Nmm)54271.7MVMHM201676998.47702594203扭矩圖：(單位：Nmm)T2730002252505. 由彎扭圖上看，截面C-D是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面C-D處的MH、MV及M的值列于下表表4載荷水平面垂直面支反力FFH1=1262.3 NFH2=1203.1 NFV1=889.7 NFV2=31.5 N彎矩MMH=76998.4NmmMV1=54271.7 NmmMV2=2016 Nmm總彎矩M176998.42+54271.72=94203 NmmM2=76998.42+20162=77025

32、Nmm扭矩T3=225250 Nmm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=M12+T32W=942032+0.622525020.1553=9.9MPa根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計表15-1查得-1=60 Mpa。因此caFr2，只需校核軸承一即可。 Fr1=FNV12+FNH12=995.52+1137.52=1511.6N P=fpFr1=1.21511.6=1813.9w1.814kw取=1.0，由公式知，Lh=10660nCP1=10660384ft34.

33、21.8143=2.9105 h所以，。軸承壽命滿足。2.低速軸上的滾動軸承的校核。（1）根據(jù)條件，軸承預計壽命為：（2）初選的滾動軸承為：深溝球軸承7210AC。查相關(guān)手冊可知：內(nèi)徑d=50mm,外徑=90mm,寬度B=20mm, Cr=31.5kN，Cor=25.2kN。（3）計算。由于軸向載荷為零，故有，其中取=1.2。由軸的計算可知所以Fr1Fr2，故只需校核兩個軸承之一即可。Fr1=FNV12+FNH12=1262.32+889.72=1544.3N P=fpFr1=1.21544.3=1853.2w1.853kw取=1.0，由公式知，Lh=10660nCP1=10660384ft3

34、1.51.8533=2.1105 h所以，。軸承壽命滿足。九鍵連接的選擇及校核1.高速軸上的鍵的連接。(1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設(shè)計里已確定的鍵尺寸為bhL=8 mm7 mm 36 mm(2) 校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機械設(shè)計表6-2查得擠壓應力p=5060 MPa。鍵工作長度l=L=36 mm，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm,計算擠壓強度p=2Tkld=263580 Nmm3.53624=42.

35、1 MPa由于有pp故，該鍵滿足要求。2.低速軸上的鍵的連接。(1)選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于鍵槽不在軸端，故選用普通平鍵（A型）。由低速軸的設(shè)計里已確定的鍵尺寸為齒輪處：bhL=16 mm10 mm 40 mm聯(lián)軸器處：bhL=12 mm8 mm 63 mm（2）校核鍵連接的強度鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得擠壓應力p=100120 MPa，取其平均值p=110 MPa。1) 齒輪處鍵工作長度l=L-b=40-16=24 mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm,計算擠壓強度p=2Tkld

36、=2225250 Nmm52455=68.3 MPap故，該鍵滿足要求。2) 聯(lián)軸器處鍵工作長度l=L-b=70-12=58mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm,計算擠壓強度sadfasdfp=2Tkld=2225250 Nmm45840=52.2 MPap故asdf，該鍵滿足要求。鍵的asdf標記為：鍵 1270 GB/T 10962003十聯(lián)軸器的選擇由機械設(shè)計手冊查得，根據(jù)已知條件，選用按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器Y型，半聯(lián)軸器的孔徑為d=40mm，。查機械設(shè)計課程設(shè)計表19-5選用聯(lián)軸器 4084 GB/T 432

37、3-1984十一.潤滑和密封類型的選擇1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度v=dn601000=182.73103.45601000 m/s=0.99 m/s12 m/s所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高（不小于10mm）。2滾動軸承的潤滑對于高速級軸承 dn353841.3104對于低速級軸承 dn=50103.45=0.52104它們的dn值都很小，故選用脂潤滑，滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的 1323 為宜。1. 密封形式由于在軸承端處的軸表面速度v1=dn601000=35384601000=0.7 m/sv2=dn601000=50103.456010

38、00=0.27m/s兩者的速度都小于3m/s，所以選擇“粗羊毛氈圈油封”十二.減速器的附件選擇設(shè)計1. 窺視孔和窺視孔蓋為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內(nèi)注入潤滑油，應在機體上設(shè)置窺視孔。窺視孔應設(shè)置在減速器機體的上部，可以看到所有什么支件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，檢查輪齒的失效情況和潤滑狀況。2. 放油孔及放油螺塞更換油時，應把污油全部排出，并進行機體內(nèi)清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設(shè)放油孔。平時，放油孔用油螺塞和防漏墊圈壎。為了便于加工，放油孔處的機體外壁應有加工凸臺，經(jīng)機械加工成為放油螺塞頭部的面，并加封油墊圈以免漏油，封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成，放油螺

39、塞帶有細牙螺紋。3. 油面指示器油面指示器用來顯示油面的高度，以保證油池有正常的油量。油面指示器一般設(shè)置在機體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位。在保證順利拆裝和加工的前提下，不與機體凸緣相干涉，油標尺的位置盡量高一些。與油面的夾角為45。4. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦生熱時使機體內(nèi)溫度升高，若機體密閉，則機體內(nèi)氣壓會增大，導致潤滑油縫隙及密封外向處滲漏。故在蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器。5. 吊環(huán)為了拆裝和搬運，應在機蓋上設(shè)置吊環(huán)，根據(jù)課設(shè)表11.14選擇標準件。6. 定位銷為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓連接后在鏜孔之前，在連接凸緣上應裝配兩個定位銷。兩定位銷成非對稱布置，

40、以加強定位效果。7. 啟蓋螺釘為了提高密封性能，機蓋與機座連接凸緣的結(jié)合面上，常涂有水玻璃和密封膠，因此，連接結(jié)合較緊不易分開。故，在凸緣上安裝12個啟蓋螺釘。十三.減速器箱體設(shè)計名 稱符 號值機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b112地腳螺栓直徑df16.2地腳螺栓數(shù)量n4軸承旁連接螺栓直徑d112.15機蓋與機座連接螺栓的間距d29軸承端蓋螺栓直徑d37.3窺視孔蓋螺栓直徑d45.67定位銷直徑d8螺栓至外機壁距離C118螺栓至凸緣邊距離C216軸承旁凸臺半徑R116凸臺高度h25外機壁與軸承座端面的距離l140大齒輪齒頂圓與內(nèi)機壁的距離115齒輪端面與內(nèi)機壁的距離210機蓋筋板厚度m16.8機座筋板厚度m26.8軸承端蓋外徑D1112D2130軸承旁連接螺栓距離S130十四.小結(jié)課程設(shè)計是我們第一次真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實際鍛煉。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的設(shè)計工作打下了堅實的基礎(chǔ)。課程設(shè)計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而每一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服。另外，對我們以前所學過的知識，要求也很