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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目 雙級斜齒圓柱齒輪減速器（展開式）目 錄一設(shè)計(jì)任務(wù)書 2二傳動(dòng)方案的擬定及說明 4三齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 6四軸的設(shè)計(jì)計(jì)算13五軸的校核18六滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算27七鍵的選擇及校核29八滾動(dòng)軸承的組合設(shè)計(jì)31九潤滑和密封31十減速器附件的選擇32十一設(shè)計(jì)小結(jié)33十二參考文獻(xiàn)33一、設(shè)計(jì)任務(wù)書題目4.設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器。（一） 總體布置簡圖1 電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運(yùn)輸機(jī)；5聯(lián)軸器；6鼓輪（二） 工作情況載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。（三） 原始數(shù)據(jù)題號(hào)1：鼓輪的扭矩T (Nm)300鼓輪的直徑D (mm)300運(yùn)輸帶速度

2、V (m/s)0.9帶速允許偏差 (%)5使用期限 (年)5工作制度 (班/日)2（四） 設(shè)計(jì)內(nèi)容1、 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2、 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算；3、 軸的設(shè)計(jì)；4、 滾動(dòng)軸承的選擇；5、 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、 裝配圖、零件圖的繪制；7、 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。（五） 設(shè)計(jì)任務(wù)1、 減速器總裝配圖1張（1號(hào)圖紙）；2、 齒輪、軸零件圖各1張（3號(hào)圖紙）；3、 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份。（六） 設(shè)計(jì)進(jìn)度1、 第一階段：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)計(jì)算、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算；2、 第二階段：軸、軸承、聯(lián)軸器等計(jì)算和選擇，軸系裝配草圖；3、 第三階段：箱體設(shè)計(jì)、總裝配圖設(shè)計(jì)、零件圖設(shè)計(jì)和說明書編寫；4

3、、 第四階段：答辯。設(shè)計(jì)計(jì)算及說明主要結(jié)果二、 傳動(dòng)方案的擬定及說明（一）傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)展開式雙級斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)總體布置簡圖見任務(wù)書（二）電動(dòng)機(jī)的選擇1. 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)。2. 電動(dòng)機(jī)容量（1）鼓輪的輸出功率Pw輸出軸轉(zhuǎn)速取工作機(jī)的傳動(dòng)效率，則鼓輪軸所需功率（2） 電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pd傳動(dòng)裝置總效率由表2-4查得，彈性聯(lián)軸器，圓柱齒輪傳動(dòng)，滾動(dòng)軸承故總效率輸出功率（3） 電動(dòng)機(jī)額定功率Ped由表20-1選取電動(dòng)機(jī)額定功率Ped=2.2kW3. 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速選擇電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速為1000r/min確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為

4、Y112M-6額定功率2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速940r/min,質(zhì)量45kg4. 電動(dòng)機(jī)外形和安裝尺寸由表20-2查得Y112M電動(dòng)機(jī)，軸心高H=112mm，總長L=400mm軸外伸長度E=60mm，軸徑D=28mm（三） 傳動(dòng)比的分配滿載轉(zhuǎn)速nm=940r/min，總傳動(dòng)比由表2-1得圓柱齒輪單級傳動(dòng)比推薦值為36展開式齒輪傳動(dòng)：高速級傳動(dòng)比i1，低速級傳動(dòng)比i2，通常取，所以 （四） 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)2. 各軸輸入功率P（kW）為使設(shè)計(jì)出的傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)較為緊湊，計(jì)算時(shí)按電動(dòng)機(jī)的輸出功率（P0=Pd）計(jì)算3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm）上述結(jié)果整理后歸于下表高速

5、軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速/(r/min)940203.557.3功率/kW2.1292.0341.943轉(zhuǎn)矩/(Nm)21.6495.27323.22電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-6三、 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級齒輪設(shè)計(jì)1. 選擇精度等級、材料及齒數(shù)1） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。2） 材料選擇：由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3） 選小齒輪齒數(shù)z1=21，z2=21x4.62=97.02，取z2=97。4） 選取螺旋角。初選螺旋角。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按機(jī)械設(shè)

6、計(jì)式（1021）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選 。2）由圖10-30，取區(qū)域系數(shù) 。3）由表10-6，取彈性影響系數(shù)。4）由表10-7，取齒寬系數(shù)。5）由圖10-26查得。6）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。7）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。9） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得（2） 計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得2） 計(jì)算圓周速度。3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。4） 計(jì)算縱向重合度。5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查

7、得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得;由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a)7） 計(jì)算模數(shù)mn。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-17）（1） 確定計(jì)算參數(shù)1） 計(jì)算載荷系數(shù)。2） 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。4） 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得6） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。7） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。8） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得9） 計(jì)算

8、大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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d1=37.50mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則。4. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距將中心距圓整為104mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3） 計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑（4） 計(jì)算齒輪寬度圓整后取。（二） 低速級齒輪設(shè)計(jì)1. 選擇精度等級、材料及齒數(shù)1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。2）材料選擇：由

9、機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，z2=24x3.55=85.2，取z2=85。4）選取螺旋角。初選螺旋角。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按機(jī)械設(shè)計(jì)式（1021）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選 。2）由圖10-30，取區(qū)域系數(shù) 。3）由表10-6，取彈性影響系數(shù)。4）由表10-7，取齒寬系數(shù)。5）由圖10-26查得。6）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。7）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)10） 由圖

10、10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。11） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得（3） 計(jì)算8） 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得9） 計(jì)算圓周速度。10） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。11） 計(jì)算縱向重合度。12） 計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得;由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)13） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a)14） 計(jì)算模數(shù)mn。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-17）（2） 確定計(jì)算參數(shù)10） 計(jì)算載荷系數(shù)。11） 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系

11、數(shù)。12） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。13） 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得14） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得15） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。16） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。17） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得18） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（3） 設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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d1=37.50mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，

12、則。4. 幾何尺寸計(jì)算（5） 計(jì)算中心距將中心距圓整為136mm。（6） 按圓整后的中心距修正螺旋角因改變不多，故參數(shù)等不必修正。（7） 計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑（8） 計(jì)算齒輪寬度圓整后取。四、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一） 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 已知該軸的功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速2. 計(jì)算作用在齒輪上的力3. 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計(jì)式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，由于該軸為伸出軸，最小直徑在伸出端，彎矩較小，故A0取較小值，A0=100，于是得最小直徑為安裝聯(lián)軸器處直徑。按有一個(gè)鍵槽增大軸徑7%，則。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(shí)

13、選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，運(yùn)輸機(jī)取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查手冊，選用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器（）其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑取20mm，故取軸徑為20mm，半聯(lián)軸器長度L=52mm，與軸配合段轂孔長度L1=38mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選擇如圖所示裝配方案（詳見裝配圖），由于軸徑與小齒輪直徑相差不大，故軸與齒輪采用一體的加工方案。（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段直徑22mm。為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，-段

14、長度應(yīng)比L1略短一些，取37mm。為留出裝拆彈性套柱銷的的必要距離，-段長度應(yīng)適當(dāng)取大一些。2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承所受軸向力、徑向力不大，故選用單列深溝球軸承。初選02系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6205，尺寸。其余尺寸如圖所示。3） 鍵的選擇。 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-1選擇-處鍵的代號(hào)為 GB/T 1096。（二） 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 已知該軸的功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速2. 計(jì)算作用在齒輪上的力（1）大齒輪上的力（2） 小齒輪上的力3. 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計(jì)式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，最小直徑處彎矩較大，故A0取較大

15、值，A0=112，于是得按有一個(gè)鍵槽增大軸徑7%，則。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選擇如圖所示裝配方案（詳見裝配圖），由于軸徑與小齒輪直徑相差不大，故軸與齒輪采用一體的加工方案。（2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承所受軸向力、徑向力不大，故選用單列深溝球軸承。初選02系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6206，尺寸。其余尺寸如圖所示。（3）鍵的選擇。 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-1選擇安裝大齒輪處鍵的代號(hào)為 GB/T 1096。（三）低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 已知該軸的功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速2. 計(jì)算作用在齒輪上的力3. 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計(jì)式15-2初步估算軸的最小

16、直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，由于該軸為伸出軸，最小直徑在伸出端，彎矩較小，故A0取較小值，A0=105，于是得最小直徑為安裝聯(lián)軸器處直徑。按有一個(gè)鍵槽增大軸徑7%，則。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(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，運(yùn)輸機(jī)取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑取38mm，故取軸徑為38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，與軸配合段轂孔長度L1=60mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選擇如圖所示裝配方案（詳見裝配圖）。（2）根

17、據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，- 段左端需制出一軸肩，故取 - 段直徑為42mm。軸為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，- 段長度應(yīng)比L1略短一些，取59mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承所受軸向力、徑向力不大，故選用單列深溝球軸承。初選02系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6209，尺寸。其余尺寸如圖所示。3）鍵的選擇。 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-1選擇安裝大齒輪處鍵的代號(hào)為GB/T 1096。安裝聯(lián)軸器處鍵的代號(hào)為GB/T 1096。五、 軸的校核（一） 高速軸的校核1. 做出軸的計(jì)算簡圖及彎矩圖 （1） 水平面上受力分析 （2） 垂

18、直面上受力分析（3） 危險(xiǎn)截面處水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T2. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。（二） 中間軸的校核1. 做出軸的計(jì)算簡圖及彎矩圖 （1）水平面上受力分析 （2）垂直面上受力分析（3）危險(xiǎn)截面處水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T2. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力

19、前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。3. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險(xiǎn)截面截面、不受扭矩作用，截面應(yīng)力大，但軸徑也較大，截面應(yīng)力較大，軸徑較小，且同時(shí)受扭矩作用，故危險(xiǎn)截面為截面，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，取。故得綜合系數(shù)為由機(jī)械設(shè)計(jì)3-1、3-2，查得所以軸在截面右側(cè)的安全系

20、數(shù)為故可知其安全。（3） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力截面上由于軸肩而形成的理論集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，取。由圖3-2、3-3得 故得綜合系數(shù)為所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。（三） 低速軸的校核1. 做出軸的計(jì)算簡圖及彎矩圖（1）水平面上受力分析 （2）垂直面上受力分析（3）危險(xiǎn)截面處水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表載荷水平面H垂直

21、面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T2. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。六、 滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算軸承預(yù)期壽命為5年，。（一） 高速軸軸承校核1. 軸承型號(hào)為6205，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-2得2. 軸承受力分析兩個(gè)軸承的徑向力分別為且軸承2受軸向力 3.計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由查得，取因?yàn)?，故?dāng)量動(dòng)載荷4.驗(yàn)算軸承壽命故軸承壽命足夠，合格。（二） 中間軸軸承校核1.軸承型號(hào)為6206，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-2得2.軸承受力分析兩個(gè)軸承的徑向力分別為且軸承2受

22、軸向力 3. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由查得，取因?yàn)?，故?dāng)量動(dòng)載荷4.驗(yàn)算軸承壽命由于，故取計(jì)算軸承壽命故軸承壽命足夠，合格。（三）低速軸軸承校核1.軸承型號(hào)為6209，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-2得2.軸承受力分析兩個(gè)軸承的徑向力分別為且軸承1受軸向力 3.計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由查得，取因?yàn)?，故?dāng)量動(dòng)載荷4.驗(yàn)算軸承壽命故軸承壽命足夠，合格。七、鍵的選擇和校核計(jì)算（一）高速軸上與聯(lián)軸器相連的鍵1. 選擇鍵的類型和尺寸由于在軸端，故選擇單圓頭普通平鍵，材料為45號(hào)鋼。根據(jù)該段軸的直徑為d=20mm，查表14-1得鍵的尺寸為2. 校核鍵連接的強(qiáng)度查機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2得傳遞的轉(zhuǎn)矩鍵與輪轂鍵槽的接觸高度鍵的工作長度由

23、式（6-1）得故鍵的強(qiáng)度合格。取鍵標(biāo)記為 GB/T 1096 鍵（二） 中間軸上與大齒輪相連的鍵1. 選擇鍵的類型和尺寸選擇圓頭普通平鍵，材料為45號(hào)鋼。根據(jù)該段軸的直徑為d=34mm，查表14-1得鍵的尺寸為2. 校核鍵連接的強(qiáng)度查機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2得傳遞的轉(zhuǎn)矩鍵與輪轂鍵槽的接觸高度鍵的工作長度由式（6-1）得故鍵的強(qiáng)度合格。取鍵標(biāo)記為 GB/T 1096 鍵（三）低速軸上與大齒輪相連的鍵1. 選擇鍵的類型和尺寸選擇圓頭普通平鍵，材料為45號(hào)鋼。根據(jù)該段軸的直徑為d=50mm，查表14-1得鍵的尺寸為2. 校核鍵連接的強(qiáng)度查機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2得傳遞的轉(zhuǎn)矩鍵與輪轂鍵槽的接觸高度鍵的工作長度由式（6

24、-1）得故鍵的強(qiáng)度合格。取鍵標(biāo)記為 GB/T 1096 鍵（四） 低速軸上與聯(lián)軸器相連的鍵1. 選擇鍵的類型和尺寸由于在軸端，故選擇單圓頭普通平鍵，材料為45號(hào)鋼。根據(jù)該段軸的直徑為d=40mm，查表14-1得鍵的尺寸為2. 校核鍵連接的強(qiáng)度查機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2得傳遞的轉(zhuǎn)矩鍵與輪轂鍵槽的接觸高度鍵的工作長度由式（6-1）得故鍵的強(qiáng)度合格。取鍵標(biāo)記為 GB/T 1096 鍵八、滾動(dòng)軸承的組合設(shè)計(jì)（一） 軸的支承結(jié)構(gòu)形式和軸系的軸向固定 普通齒輪減速器，軸的支承跨距較小，常采用雙支承各單向固定。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計(jì)雙支承各單向固定是，應(yīng)留有適當(dāng)?shù)妮S

25、向間隙，以補(bǔ)償工作室軸的熱伸長量。對于固定間隙軸承（以上使用的深溝球軸承），可在軸承蓋與箱體軸承座端面之間設(shè)置調(diào)整墊片，在裝配時(shí)通過調(diào)整墊片來控制軸向間隙。（二） 軸承蓋的結(jié)構(gòu)選用凸緣式軸承蓋。用螺釘固定在箱體上，調(diào)整軸系位置或軸系間隙時(shí)不需開箱蓋，密封性也較好。九、 潤滑與密封（一） 滾動(dòng)軸承的潤滑 齒輪的圓周速度小于2m/s，故選用脂潤滑。為防止軸承中的潤滑脂被箱內(nèi)齒輪嚙合是擠出的油沖刷、稀釋而流失，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置封油盤。（二） 齒輪的潤滑由于高速級齒輪的圓周速度，故選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（L-CKC320）。（三） 軸外伸出的密封 在減速器輸入軸和輸出軸的外伸端，應(yīng)在軸承蓋的軸孔內(nèi)設(shè)置密

26、封件。選擇氈圈密封。查表16-10得輸入軸軸徑，選擇氈圈 22 FZ/T 92010-1991輸入軸軸徑，選擇氈圈 42 FZ/T 92010-1991十、減速器附件的選擇1. 窺視孔和視孔蓋 窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部，便于觀察齒輪嚙合區(qū)的位置。窺視孔處應(yīng)設(shè)計(jì)凸臺(tái)以便于加工。 視孔蓋平時(shí)用螺釘緊固在凸臺(tái)上蓋住窺視孔，視孔蓋下應(yīng)加防滲漏的墊片。選用Q235制造，M6螺釘緊固。2. 通氣器 通氣器設(shè)置在視孔蓋上，選用二次過濾的通氣器，尺寸M18。3. 油面指示器 油面指示器應(yīng)設(shè)置在便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位，如低速軸附近。選用油標(biāo)尺作為油面指示器，尺寸為M12。4. 放油孔和螺塞設(shè)置一個(gè)放油孔。由于圓柱螺紋螺塞自身不能防止漏油，因此在箱座上裝螺塞處設(shè)置凸臺(tái)，并加封油墊片，墊片用耐油橡膠制成。放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，并在放油孔附近做成凹坑，便于將污油放盡。5. 起吊裝置 箱蓋和箱座上分別設(shè)置吊耳，具體位置見裝配圖。6. 起蓋螺釘 起蓋螺釘型號(hào)M12x20，直徑一般與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，與連接螺栓布置在同一直線上，便于鉆孔。起蓋螺釘?shù)穆菁y有效長度應(yīng)大于連接凸緣的厚度。起蓋螺釘端部制成圓