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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.31.工作機(jī)有效功率32.查各零件傳動效率值43.電動機(jī)輸出功率44.工作機(jī)轉(zhuǎn)速45.選擇電動機(jī)46.理論總傳動比47.傳動比分配58.各軸轉(zhuǎn)速59.各軸輸入功率：510.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：511.各軸的轉(zhuǎn)矩512.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277、 滾動軸承的校核計算 .328、 平鍵聯(lián)接的選用和計算.3
2、7九、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)411、 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，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Y112M6，同步轉(zhuǎn)速940r/min，滿載轉(zhuǎn)速
3、1000r/min，額定功率2.2Kw 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FCD1322161401238801086.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 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 /%電 機(jī) 軸1.9119.40940199 軸1.8318.639404.2896 軸1.7676.60219.633.0596 軸1.69224.3272.01 軸1.52222.0872.01398
4、鏈輪軸1.51213.2624三、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4055HRC，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 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 Z=iZ=4.281
5、9=81.32 取Z=82。 齒輪精度按GB/T100951998，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: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 則由公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) 查圖10-19得：, 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 由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =13.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d計算圓周速度計算齒寬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=計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.
6、251.86=4.176計算縱向重合度=0.318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 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 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 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 計算當(dāng)量齒數(shù) 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 載荷系數(shù)K 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 重合度系數(shù)根據(jù)，從圖10-28查得=0.
7、88 計算大小齒輪的 查圖10-18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。 設(shè)計計算 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 幾何尺寸計算計算中心距 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
8、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 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則 Z=iZ=2.5423=58.42 取Z=59。 齒輪精度按GB/T100951998，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:試選=1.6
9、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 則由公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) 查圖10-19得：, 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 由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =13.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬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=計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.252.43=5.47計算縱向重合度=0.318 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、10-13得: K=.42查表10-3 得: K=1.4故按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(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 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 計算當(dāng)量齒數(shù) 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 載荷系數(shù)K 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 重合度系數(shù)根據(jù)，從圖10-28查得=0.88 計算大小齒輪的 查圖10-18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。 設(shè)計計
11、算 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 幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為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
12、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)1P142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， ； 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)
13、。 （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)1P142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， ； 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)1P193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：?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命
14、的要求，最后取輸出軸的最小直徑：。考慮到鍵對軸強(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)1P193表10.2，取六、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)1P140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)1P140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)生的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為：5.計算軸承支反力： 豎
15、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2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135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
16、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)1P192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)1P207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)1P201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=1.51.8，顯然SS，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，
17、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)2P138表12.2查7207C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)1P220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)1P218219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
18、1所受的力與齒輪2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)1P205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，由參考文獻(xiàn)1P192表10.1知:抗拉強(qiáng)度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞
19、極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207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)1P201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=1.51.8，顯然SS，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)2P135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)2P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=17.8KN，基本額
20、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)1P220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)1P218219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
21、 ， 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 初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表11.28選擇=128，t=5mm,=28mm。 由參考文獻(xiàn)1P205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，由參考文獻(xiàn)1P192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注查得材料等效系數(shù)：軸磨削
22、加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207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)1P201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=1.51.8，顯然SS，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)2P135表11.28選擇=108，t=5mm,=70mm。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)2P138表12.2查720
23、8C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)1P220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)1P218219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=3400
24、0h，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）：圖5-11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330
25、10,由資料1表9-16查出=110000N =76800N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5-2-1所示：則，由力的分析可知（軸的設(shè)計計算時已算出）：圖5-2-14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： 2.驗算軸承壽命：因為,故
26、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5-3-16處軸承, 5處軸承, （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
27、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
28、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
29、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：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)2P127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]
30、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（GB59031986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在6880mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY14131980）。牌號為ZL2H。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?。所以要軸承與集體內(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
31、片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質(zhì)的紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。 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
32、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)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
33、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，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
34、用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；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，20052 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
二級圓柱齒輪減速器(機(jī)械設(shè)計設(shè)計)
