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目 錄
課程設(shè)計任務(wù)書 1
一 電動機(jī)的選擇 2
二 分配傳動比 4
三 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 4
四 V帶傳動的設(shè)計 5
五 高速級齒輪傳動設(shè)計 8
六 低速級齒輪傳動設(shè)計 14
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 19
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 28
九 潤滑與密封 32
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 32
總 結(jié) 34
參考文獻(xiàn) 34
課程設(shè)計任務(wù)書
設(shè)計一用于帶式輸送機(jī)傳動裝置的兩級圓柱齒輪減速器.
原始數(shù)據(jù)及工作要求：
1）原始數(shù)據(jù)
組別
滾筒直徑D(mm)
輸送帶帶速
V(m/s)
輸送帶從動軸的扭矩
T(N.m)
壽命(年)
5
400
0.5
700
9
2）工作有輕微震動，傳動不逆轉(zhuǎn)；
3）兩班制工作，工作年限為9年；
4）輸送帶的誤差為±5％
5）傳動簡圖如下：
1—電動機(jī)；2—帶傳動； 3—圓柱斜齒輪減速器；
4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機(jī)的選擇
1.1選擇電動機(jī)類型
電動機(jī)是標(biāo)準(zhǔn)部件。因為室內(nèi)工作，運(yùn)動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機(jī)。
1.2 電動機(jī)容量的選擇
1）運(yùn)輸機(jī)所需要的功率為：
其中：T=700N.m，V=0. 5m/s，D=400mm得
2）電動機(jī)的輸出功率為
——電動機(jī)至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，滾子軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒效率，電動機(jī)至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
3）電動機(jī)所需功率為：
因有輕微震動 ，電動機(jī)額定功率只需略大于即可，查《機(jī)械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機(jī)額定功率為2.2kw。
1.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式二級減速器推薦的傳動比為：
V帶的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機(jī)實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機(jī)構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟(jì)性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機(jī)。
型號為Y112M-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率2.2。
二 分配傳動比
2.1總傳動比
滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為：
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；
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(yùn)動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速：
1軸 ；
2軸 ；
3軸
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電機(jī)軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
電機(jī)軸
2.121
21.55
940
1軸
2.036
62.06
313.33
3
2軸
1.956
244.44
76.42
4.1
3軸
1.878
751.04
23.88
3.2
四 V帶傳動的設(shè)計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準(zhǔn)直徑
（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑：
；
（2）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準(zhǔn)長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預(yù)緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)
傳動比
基準(zhǔn)長度(mm)
A
3
1600
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
459
3
140.43
610.4
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動機(jī)，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 高速級齒輪傳動設(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(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，運(yùn)轉(zhuǎn)速度不高，查《機(jī)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40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機(jī)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(qiáng)度極限
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.0，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(qiáng)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=55mm
4、計算齒輪圓周速度
5.3按輪齒彎曲強(qiáng)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(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機(jī)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(qiáng)度極限
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：，
查《機(jī)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(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強(qiáng)度.但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
，取26
則取107
7）中心距
圓整為138mm。
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55mm
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
138mm
5.4 驗算齒面接觸強(qiáng)度
可知是安全的
校核安全。
5.5驗算齒面彎曲強(qiáng)度
校核安全
六 低速級齒輪傳動設(shè)計
6.1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(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，運(yùn)轉(zhuǎn)速度不高，查《機(jī)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280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機(jī)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(qiáng)度極限
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.0，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)：取64
6.2尺面接觸強(qiáng)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=85mm
4、計算齒輪圓周速度
6.3按輪齒彎曲強(qiáng)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(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機(jī)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(qiáng)度極限
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：，
查《機(jī)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(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強(qiáng)度.但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
，取28
則取90
7）中心距
圓整為183mm。
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85 mm
圓整后取；。
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
183mm
6.4 驗算齒面接觸強(qiáng)度
可知是安全的
校核安全。
6.5驗算齒面彎曲強(qiáng)度
校核安全
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(jī)械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故?。?。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求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(jī)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30206，故，，軸承采用軸肩進(jìn)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=55mm，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(jī)械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。
（2）強(qiáng)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(jī)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(diǎn)位置時，從手冊中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=16mm。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(qiáng)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
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。
7.2軸2的設(shè)計：
1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P2=1.956Kw，n2=76。42n/min，T2=244.44N.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(jī)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
?。?）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30207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(jī)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30207，，
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(qiáng)度
進(jìn)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(jī)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(jī)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(jī)械設(shè)計手冊選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，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(jī)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30212，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進(jìn)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80mm，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(jī)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(qiáng)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(diǎn)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(qiáng)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(jī)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。
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30206，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(qiáng)度
鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)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(jī)械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當(dāng)量動載荷為：
按機(jī)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 2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(qiáng)度
鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)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30212，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(jī)械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當(dāng)量動載荷為：
按機(jī)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(qiáng)度
鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負(fù)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(jī)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(jī)械設(shè)計這門課程的掌握和運(yùn)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(xì)、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(xiàn)
1．《機(jī)械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社
2．《機(jī)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(jī)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
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