課程設計-二級直齒圓柱齒輪減速器

1、課 程 設 計設計題目：帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別機械工程系班級學生姓名學號指導教師 職稱起止日期 46目錄機械設計課程設計任務書3一、傳動裝置的總體設計51 傳動裝置的總傳動比及分配82計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8二帶傳動設計10三、齒輪的設計13四.軸的設計計算及校核27五 軸承的壽命計算37六 鍵連接的校核37七 潤滑及密封類型選擇38八 減速器附件設計39九 .主要尺寸及數(shù)據(jù)40十. 設計完成后的各參數(shù)42十一.參考文獻43十二.心得體會44機械設計課程設計任務書專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級：機械10-2 姓名： 丁昊 學號：09一、設計題目設計用于帶式運輸機的展

2、開式二級直齒圓柱齒輪減速器二、原始數(shù)據(jù)(E6)運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T = 850 Nm運輸帶工作速度 v = 1.45 m/s卷筒直徑 D= 410 mm三、工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%。四、應完成的任務1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖）五、設計時間2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內(nèi)容1、內(nèi)容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題

3、目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數(shù)）；（6）軸的設計計算及校核；（7）箱體設計及說明（8）鍵聯(lián)接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯(lián)軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；（13）設計小結(jié)；（14）參考資料（資料的編號 及書名、作者、出版單位、出版年月）；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設計說明書要求字數(shù)不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。沈陽工程

4、學院機制教研室一、傳動裝置的總體設計1 電機選擇設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1、 選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380VY系列防護式籠型三相異步電動機2、 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)T=850Nm，V=1.45,工作機卷筒的n=(60*1000*v)/3.14*D=67.58r/min。則有：P=（T*n）/9550=850*67.58/9550=6.01kw.從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，閉式齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機械設計手冊知=0

5、.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96，則有： =0.825所以電動機所需的工作功率為： P=7.28KW 取P=7.5KWPw =6.01kW1=0.962=0.993=0.974=0.995=0.96=0.825P=7.5KW3、 確定電動機的轉(zhuǎn)速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=840和帶的傳動比I=24，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為：I=I=（840）（24）=16160 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16160）67.58 =（1081.2810812.8）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min,1500r/min和3000r/min三種。查詢機械設計

6、手冊（軟件版）【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機技術(shù)條件】-【電動機的機座號與轉(zhuǎn)速對應關(guān)系】確定電機的型號為Y132M-4.其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,額定功率為7.5KW。n=67.58r/min電動機型號為Y132M-42 傳動裝置的總傳動比及分配設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1、總傳動比 I=21.312、分配傳動比因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比=3則I分配減速器傳動比，參考機械設計指導書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為=33計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1、 各軸

7、的轉(zhuǎn)數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸n=1440n=n=n=n=1440 r/min=480r/min=152.38r/min=67.42 r/min=67.58 r/min2、各軸輸入功率P=P=7.28KW P=PP=P =6.71KWPP =6.44KWP=7.28KW P=6.99kWP=6.71kWP6.44kW 3、各軸的輸出功率P×0.99=7.20kWP×0.99=6.92kWP×0.99=6.64kWP×0.98=6.31kWP=7.20kWP=6.92kWP=6.64kWP=6.31 kW3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T=9550=9550 =48.

8、28NT=9.55 T=9.55 TN N將上述計算結(jié)果匯總與下表: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 Nmm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸72872048314401軸6.996921394802軸671631421152383軸6443.399126742卷筒軸6389097N.mN.mm二帶傳動設計設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1 確定計算功率P據(jù)2表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KPP=8.252 選擇V帶帶型據(jù)P和n有2圖8-11選用A帶A帶3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速（1） 初選小帶輪的基準直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=90m

9、m。驗算帶速v，有： =6.78 因為6.78m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=280mm 新的傳動比i=3.11d=90mmv=6.78=270i=3.114 確定V帶的中心距a和基準長度L(1)據(jù)2式8-20初定中心距a=500mm(2)計算帶所需的基準長度 =1599mm由2表8-2選帶的基準長度L=1600mm（3）計算實際中心距 =499.5500中心局變動范圍： a=500mm=1599mma=500mm=476mm= 5 驗算小帶輪上的包角=6 計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查2表8-4a得 P=1.064K

10、W據(jù)n=1440，i=3和A型帶，查28-4b得 P=0.17KW查2表8-5得K=0.945，K=0.99，于是： P=(P+P)KK=1.154KW（2）計算V帶根數(shù)z 故取7根。Z=77 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以 =135N應使實際拉力F大于（F）=135N8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=27135sin158°/2 =1855N（F）=1855N三、齒輪的設計1 高速級齒輪設計設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為

11、一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=75.6，取77；直齒圓柱齒輪45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度z1=24z2=772、按齒面接觸強度設計3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=1.39N。 4）由2表10-6查的材

12、料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95； K=1.05。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 =0.95580=551MP =1.05560=588MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =70.5mm 2)計算圓周速度。 v=1.77m/s 3）計算齒寬b b=170.5=70.5mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒

13、高之比 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1.25，據(jù)v=1.77，8級精度。由2圖10-8得K=1.1，K=1.46。由2圖10-13查得K=1.40，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1.1=2.01 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m=3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1.1 =1.93 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.22 3）查取應力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.77 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=33

14、0MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K=0.956）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =212Mp =210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01975 =0.01871經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m=2.64 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法面模數(shù)，取 m =3mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： =27.26取Z=28，則Z3.2=89.6取=89，新的傳動比i3.184.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a=1

15、75.5mm （3）計算齒輪寬度 b= B=90mm，B=85mm由此設計有：名稱計算公式結(jié)果/mm模數(shù)m3壓力角齒數(shù)2889傳動比i 3.15分度圓直徑84267齒頂圓直徑90273齒根圓直徑75258中心距175.5齒寬9085T=139N.m =551MPa=588MPa=70.5mm1.77m/sh=6.62mmK=2.01d=81.78mmm=3.41mm212MPa210MPa89 84mm267mma=175.5mmb=84mm=90mm=85mm 2、低速齒輪的設計設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1選、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸

16、機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z= 得Z=78.48，取78；直齒圓柱齒輪45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度z1=24z2=782、按齒面接觸強度設計3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： =4.2N。 4）由2表

17、10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.07； K=1.13。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 =1.07580=620.6MP =1.13560=632.8MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=97.12mm 2)計算圓周速度。 v=0.77m/s 3）計算齒寬b b=197.12=97.12mm 4）計算模數(shù)

18、與齒高 模數(shù) 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.66 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1.25，據(jù)v=0.77，8級精度。由2圖10-8得K=1.05，K=1.46。由2圖10-13查得K=1.38，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1.25=1.92 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=97.12 =118mm 8）計算模數(shù)m m=4.91mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.45 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.30

19、3）查取應力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.72 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.976）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =223.9Mp =214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.0187 0.0184經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m3.4mm 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法面模數(shù)，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有： Z=29 取Z=2

20、9，則Z2.2629=65.54取=65 新的傳動比i2.244.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 a188mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=100mm，B=95mm由此設計有：名稱計算公式結(jié)果/mm模數(shù)m4 齒數(shù)2965傳動比2.24分度圓直徑116260齒頂圓直徑124268齒根圓直徑106344中心距188齒寬10095T2=42N.m =620.6MPa=632.8MPa=97.12mmV=0.77m/smmh=9.11mmK=1.92d=97.12mmm=4.91mmF1=223.9MPaF2=214.8MPaK =1.45Z1=29Z2=65d

21、1=116mmd2 =260mma=188mmb=108mm=100mm=95mm6.軸的設計計算及校核1、 高速軸的設計設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1、已知條件 功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速6.99Kw139N·m480r/min2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理45鋼，調(diào)制處理F=3310NF=1205NF=18553、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=84mm 而 F=3310N F=F3310=1205N 壓軸力F=1855N4、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3

22、，取A=110，于是得： d=A27mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-15%故d=31.05mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查4P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。6、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為

23、38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為90mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=86mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接

24、。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。mm2中間軸。設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面的計算得P=6.71KW，n=152.38，T =4.2N2、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A

25、38.8mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-14%故d=44.6mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 45鋼，調(diào)制處理d=38.8mm3，軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為85mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=79mm，d=68mm。 2）III-IV段為

26、大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =20mm，d=80mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=112mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖l=79mmd=6

27、8mml =20mmd=80mml=112mmd=56mml =48mmd=50mm3 III軸的設計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面算得P=6.44KW，n=67.4r/min，T=9.12N2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=260mm而 F=7015N F=F70152553N3.初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A50.3mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查2表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查5P表8-7可選用GY7型彈性柱銷

28、聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為1600000N。半聯(lián)軸器孔徑d=50mm，故取d=50mm半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=102mm。d=50.3mmT =11856000N*mmd=50mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=52mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為102mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）I

29、I-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =52mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=55mm，由軸承目錄里初選6211號其尺寸為d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=63mm，已知齒輪寬為115mm取l=111mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為95mm。

30、選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。d=52mml=132mmd=55mml=21mmd=65mml=98mmd=71mml=12mmd=63mml=111mmd=70mml=48mm5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=794N F=2182N M=-139744N M=384032N M=408667N T=9.12N

31、F=794NM=-139744NM=384032NM=408667NT=9.12N6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 =13.4MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。=13.4MPa7. 軸承的壽命計算（一）、軸上軸承6211的壽命計算預期壽命：已知74619>24000h 故III軸上的軸承6211滿足要求。74619符合要求8. 鍵連接的校核III軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應力

32、為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 -段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。鍵的強度符合要求9 潤滑及密封類型選擇1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用脂潤滑。2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封10. 減速器附件設計1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋

33、用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。2 油面指示裝置設計油面指示裝置采用油標指示。.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。4 放油孔及螺塞的設計放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。.5 起吊環(huán)的設計為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。6 起蓋螺釘?shù)倪x擇為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。.7 定位銷選擇為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。11. .主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=12mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=19mm 地腳螺栓數(shù)目n