圓錐齒輪減速器課程設(shè)計(jì),圓錐,齒輪,減速器,課程設(shè)計(jì) 湖南工業(yè)大學(xué) 課 程 設(shè) 計(jì) 資 料 袋 機(jī) 械 工 程 學(xué)院（系、部） 2007 ~ 2008 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱(chēng) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 劉 揚(yáng) 職稱(chēng) 教 授 學(xué)生姓名 黎 國(guó) 洪 專(zhuān)業(yè)班級(jí) 機(jī)械工程及自動(dòng)化051 學(xué)號(hào) 0540560122 題 目 鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 成 績(jī) 起止日期 2007 年 12 月 24 日～ 2008 年 1 月7 日 目 錄 清 單 序號(hào) 材 料 名 稱(chēng) 資料數(shù)量 備 注 1 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 一份 2 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 一份 3 課程設(shè)計(jì)圖紙 四張 裝配圖 1張 4 5 6 湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計(jì)情況分析表 課程設(shè)計(jì)名稱(chēng) 設(shè)計(jì)周數(shù) 學(xué)院（部） 系（教研室） 指導(dǎo)教師 學(xué)生專(zhuān)業(yè)、班級(jí) 選題 （對(duì)設(shè)計(jì)題目符合教學(xué)大綱及工作量飽滿(mǎn)的程度進(jìn)行說(shuō)明） 成績(jī)分布 優(yōu) 良 中 及格 不及格 學(xué)生數(shù) 百分比 學(xué)生課程設(shè)計(jì)存在的主要問(wèn)題 （學(xué)生掌握理論知識(shí)、設(shè)計(jì)計(jì)算、繪圖、說(shuō)明書(shū)撰寫(xiě)、制作技能、學(xué)風(fēng)等方面存在的問(wèn)題） 改進(jìn)措施及建議 指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 備注：本表在課程設(shè)計(jì)完成后由指導(dǎo)教師填寫(xiě)，與課程設(shè)計(jì)資料一起存檔。 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 起止日期： 2007 年 12月 24 日 至 2008 年 1 月 7 日 學(xué)生姓名 黎 國(guó) 洪 班級(jí) 機(jī)械工程及其自動(dòng)化051 學(xué)號(hào) 0540560122 成績(jī) 指導(dǎo)教師(簽字) 機(jī)械工程學(xué)院（部） 2008年 1 月 6 日 目錄 一、 設(shè)計(jì)任務(wù)………………………………………………(2) 二、 傳動(dòng)方案的擬訂………………………………………(3) 三、 電動(dòng)機(jī)的選擇…………………………………………(4) 四、 傳動(dòng)比的計(jì)算與分配…………………………………(4) 五、 各軸的轉(zhuǎn)速，功率和扭矩……………………………(4) 六、 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………(5) 七、 傳動(dòng)零件的計(jì)算和軸系零件的選擇…………………(8) 八、 軸的計(jì)算……………………………………………...(17) 九、 軸承的選擇與校核……………………………………(27) 十、 鍵的選擇與校核………………………………………(34) 十一、 密封和潤(rùn)滑…………………………………………(35) 十二、 小結(jié)…………………………………………………(36) 十三、 參考資料……………………………………………(36) 附圖 ….……………………………………………………….(37) 湖南工業(yè)大學(xué) 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 2007-2008學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè) 機(jī)工051 班 課程名稱(chēng)： 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 課 程 設(shè) 計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 完成期限：自 2007年12月24日 至 2008年1月7日 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、 設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)： 運(yùn)輸鏈牽引力: F=4 KN 輸 送 速 度 : V=0.7m/s 鏈輪節(jié)圓直徑: D=280mm 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差±5%. 二、 設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。 三、 每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)： （1） 減速機(jī)裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工 作 內(nèi) 容 12.24-12.25 傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 12.25-12.27 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算； 12.28-1.6 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書(shū) 1.7 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)［Ｍ］.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007. 指導(dǎo)老師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 二、傳動(dòng)方案的擬定 1,由于V帶的傳動(dòng)工作平穩(wěn)性好,具有過(guò)載保護(hù)作用,并具有緩沖吸振能力,所以選用V帶傳動(dòng); 2,圓錐齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高,所以減速器選擇選擇圓錐與圓柱齒輪; 3,考慮到制造成本與實(shí)用性,圓錐與圓柱齒輪都選用直齒. 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖如下: 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 三、設(shè)計(jì)方案分析 I 選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu) 因?yàn)檠b置的載荷平穩(wěn)，長(zhǎng)期工作，因此可選用鼠籠型異步電動(dòng)機(jī)，電機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，維護(hù)容易，價(jià)格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動(dòng)性能。 II確定電動(dòng)機(jī)功率和型號(hào) 運(yùn)輸帶機(jī)構(gòu)輸出的功率： 傳動(dòng)系得總的效率： 1à聯(lián)軸器的效率,取0.99 2à滾動(dòng)軸承效率,取0.98 3à錐齒輪的(閉式8級(jí)精度)傳動(dòng)效率,取0.95 4à圓柱直齒輪的效率,取0.96 η5àV帶傳動(dòng)效率,取0.97. 電機(jī)所需的功率為： 由題意知，直齒錐形齒輪放在第一級(jí)，不宜傳輸過(guò)大的轉(zhuǎn)矩，同功率的電機(jī)如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），選擇Y132M1-6 比較合理，額定功率p=4kw,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速960/min. 四、傳動(dòng)比的計(jì)算與分配 運(yùn)輸機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min） nw=60v／(πD)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7 總傳動(dòng)比: i=960/47.7=20.12 取v帶輪傳動(dòng)比i1=3 取高速級(jí)錐形齒輪傳動(dòng)比 i2=2 直齒圓柱齒輪傳動(dòng)比: i3=3.36 五、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速 1，各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，轉(zhuǎn)速（r/min）。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62 Pw=2.8kw η=0.8242 Pd=3.4kw nw=47.7 i=20.12 i1=3 i2=2 i3=3.36 n1=960 n2=320 n3=160 n4=47.62 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 2，各軸的輸入功率（kw） P1=pη5η2=4×0.97×0.98=3.8 P2= P1η3η2=3.8×0.95×0.98=3.54 P3= P2η4η2=3.54×0.96×0.98=3.33 P4= P3η1η2=3.33×0.98×0.99=3.232 3，各軸輸入扭矩的的計(jì)算(N·MM) T1=(9550×3.8/320)×103=113.4×103 T2=(9550×3.54/160)×103=211.29×103 T3=(9550×3.33/47.62)×103=667.82×103 將以上算得的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下： I軸 II軸 III軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 320 160 47.62 輸入功率P（kw） 3.8 3.54 3.33 輸入扭矩T（N.MM） 113400 211290 667820 傳動(dòng)比（i） 2 3.36 效率（） 0.95 0.96 六、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶的工作條件是連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，傳動(dòng)位置與總體尺寸限制自定，所需傳遞的功率為3KW，小帶輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，傳動(dòng)比為2.5 。 設(shè)計(jì)步驟： 1. 確定計(jì)算功率 P＝K?P=1.3×4=5.2KW 式中： P——計(jì)算功率，KW K——工作情況系數(shù)，見(jiàn)表8－7； P——所需傳動(dòng)的額定功率，KW 2. 根據(jù)計(jì)算功率P和小帶輪轉(zhuǎn)速n， 從【Ⅰ】圖8－11中選取普通V帶的型號(hào)為A型。 3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速 1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d P1=3.8 P2=3.54 P3=3.33 P4=3.232 T1=113.4×103 T2=211.29×103 T3=667.82×103 P=5.2KW 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 根據(jù)V帶的帶型，參考【Ⅰ】表8－6和表8－8確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑d，應(yīng)使d（d）。 所以選d＝125mm 2） 驗(yàn)算帶速v 根據(jù)【Ⅰ】式子（8－13）計(jì)算帶的速度。帶速不宜過(guò)低或過(guò)高， 一般應(yīng)使v＝（5～30m/s）。 而：v＝ 960×125×3.14/（60×1000）＝6.28m/s 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由d=i?d計(jì)算，d＝250mm 4. 確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L 根據(jù)【Ⅰ】式子（8－20），初定中心距a＝500mm 由【Ⅰ】式子（8－22）計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 L＝2a+（d+ d）+ ＝1596mm 由【Ⅰ】表8－2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L＝1600mm 按【Ⅰ】式子（8－23）計(jì)算實(shí)際中心距 a a≈a+=500+=252mm 中心距的變化范圍為207mm～297mm。 5. 驗(yàn)算小帶輪上的包角α α≈180-（d－ d）?＝180－125× ＝151.35>90 6. 計(jì)算帶的根數(shù)z 1） 計(jì)算單根V帶的額定功率P d＝125mm V=6.28m/s d＝250mm a＝500mm L＝1596mm a=252mm α＝151.35° 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 由d＝125mm和n＝960r/min， 查【Ⅰ】表8－4a得P＝1.39KW 根據(jù)n＝960r/min。i＝2和A型帶， 查【Ⅰ】表8－4b得⊿P＝0.11KW 查【Ⅰ】表8－5得K=0.925, 【Ⅰ】表8－2得K=0.99，于是 P＝（P+⊿P）?K?K =(1.139+0.11)×0.925×0.99=1.144KW 2） 計(jì)算V帶的根數(shù)z Z＝＝＝4.545 取5根. 7. 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（F） 由【Ⅰ】表8－3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q＝0.1kg/m （F）＝500+qv ＝500×+0.1×6.28＝180.2N 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F>（F）。 8.計(jì)算壓軸力F 壓軸力的最小值為 （F）＝2z（F）sin＝2×5×180.2×sinN ＝1746N P＝1.39KW ⊿P＝0.11KW K=0.925 K=0.99 P=1.144KW Z=5 (F)＝180.2N (F)=1746N 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 七、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算和軸系零件的選擇： 1， 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算。 因該例中的齒輪傳動(dòng)均為閉式傳動(dòng)，其失效形式主要是點(diǎn)蝕。 （1） 要求分析 1） 使用條件分析 對(duì)于錐形齒輪主動(dòng)輪有： 傳動(dòng)功率：p1=3.8kw 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速：n2=320 齒數(shù)比：1：2 圓周速度：估計(jì)v≤4m/s 2） 設(shè)計(jì)任務(wù) 確定一種能滿(mǎn)足功能要求和設(shè)計(jì)約束的較好的設(shè)計(jì)方案； 包括： 一組基本參數(shù)： 主要基本尺寸：等 2,選擇齒輪材料，熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力 1） 選擇齒輪材料，熱處理方式： 按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動(dòng)，可選用軟面齒輪，也可選用硬齒面齒輪，本例選用軟齒面齒輪并具體選用： 小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，硬度為230~255HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，硬度為190~217HBS。 2）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。 查[1]圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查[1]圖10-20得=450Mpa, =380Mpa B: 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n2jt=60×960×1×3×8×10×300=41.472×108 N2=N1/i2=41.472×108/2=20.736×108 查[1]圖10—19得kHN1=1,kHN2=1 =580Mpa, =550 Mpa =450 Mpa =380 Mpa N1=41.472×108 N2=20.736×108 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 C：計(jì)算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式 σHP1=σHlim1 kHN1/sHmin=580×1/1=580MPa σHP2=σHlim2kHN2/ sHmin=550×1/1=550MPa 查[1]圖10-18得kFE1=1 kFE2=1 σFp1=σFlim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPa σFP2=σFlim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa （2） 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1） 選擇齒輪的類(lèi)型 根據(jù)齒輪的工作條件可選用直齒圓錐齒輪，也可選用斜齒輪圓錐齒輪，本例選擇直齒圓錐齒輪（考慮到制造成本和實(shí)用性） 2） 選擇齒輪精度等級(jí) 按估計(jì)的圓周速度和功能條件要求選擇8級(jí)精度。 3） 初選參數(shù) 初選 4） 初步計(jì)算齒輪的主要尺寸 因電動(dòng)驅(qū)動(dòng)，有輕微震動(dòng)，查[1]表10-2得。 取 則載荷系數(shù)K 因?yàn)闉橹饼X圓錐齒輪，取變位系數(shù)X=0。查[1]表10-6得材料的系數(shù) 由式（10-26），可初步計(jì)算出齒輪的分度圓直徑 m 等主要參數(shù)。 σHP1=580 MPa σHP2=550 MPa σFp1=273.21MPa σFP2=238.85MPa ---- 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 驗(yàn)算圓周速度 與估計(jì)值近似，且不超過(guò)速度允許值。 確定主要傳動(dòng)參數(shù) 大端模數(shù) mm 取模數(shù)m=4mm。 大端分度圓直徑： 取整：b=35mm。 5） 驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度條件 因?yàn)辇X形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)算。其中 查[1]表10-5 齒形系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 齒輪的工作應(yīng)力： 直齒輪圓錐齒輪的設(shè)計(jì)結(jié)果如下： 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)z 26 52 直徑d（mm） 104 208 模數(shù)m 4 4 錐距R（mm） 116.3 齒寬b（mm） 35 直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高故選用8級(jí)精度 2)小齒輪:45號(hào)鋼.調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度取230HBS 大齒輪:45號(hào)鋼.正火處理,齒面硬度取190HBS 1） 選擇小齒輪的齒數(shù)z＝20， 大齒輪齒數(shù)＝3.36×20＝67.2，取=68 1. 按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) z＝20 z=68 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式【Ⅰ】式（10－9a）進(jìn)行試算，即 d2.32 （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)K＝1.3 2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ==1.373×N?m 3) 由【Ⅰ】表10－7選取齒寬系數(shù)Φ＝1 4) 由【Ⅰ】表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa 5) 由【Ⅰ】圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ＝660Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ＝550Mpa。 6) 由【Ⅰ】式10－12計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N=60njL=60×160×1×(3×8×300×10)=6.912×108 N==2.06×10 7) 由【Ⅰ】圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.95；K＝0.97 8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]==0.95×600Mpa=570Mpa [σ]==0.97×550Mpa=533.5Mpa K＝1.3 T=1.373×N?m Φ＝1 Z=189.8Mpa σ＝660Mpa σ＝550Mpa N=6.28×108 N=1.57×10 K＝0.95 K＝0.97 [σ]=570Mpa [σ]=533.5MPa 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 （2） 計(jì)算 1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，代入[σ]中較小的值。 d2.32 ＝＝71.535mm 2) 計(jì)算圓周速度v。 V＝＝＝0.6m/s 3) 計(jì)算齒寬b。 b＝Φ? d＝1×71.535＝71.535mm 4) 計(jì)算齒寬和齒高之比。 模數(shù) m＝＝71.535/20＝3.577mm 齒高 h＝2.25 m＝2.25×3.577＝8.04mm ＝＝8.09 5) 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)v＝0.6m/s，8級(jí)精度，由【Ⅰ】圖10－8查得動(dòng)載系數(shù)K＝0.8； 直齒輪，K＝K＝1； 由【Ⅰ】表10－2查得使用系數(shù)K＝1.0 由【Ⅰ】表10－4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)之承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)K＝1.411 由＝8.89，K＝1.411查【Ⅰ】圖10－13得K＝1.4；故載荷系數(shù) K＝KK KK＝1×0.8×1×1.411＝1.1288 d71.535mm V＝0.6m/s b＝71.535mm m＝3.577mm h=8.04mm ＝8.09 K＝0.8 K＝K＝1 K＝1.411 K＝1.4 K＝1.1288 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由【Ⅰ】式10－10a得 d＝＝＝76.566.mm 7) 計(jì)算模數(shù)。 m＝＝＝3.5mm 2. 按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由【Ⅰ】式（10－5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1. 由【Ⅰ】圖10－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ＝450Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 σ＝380Mpa 2. 由【Ⅰ】圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K＝0.85, K＝0.88； 3. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]＝==273.21MPa [σ]==＝238.86MPa 4. 計(jì)算載荷系數(shù)K。 K＝KK KK＝1×0.8×1×1.4＝1.12 5. 查取齒形系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝2.65；Y＝2.255 6. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝1.58；Y＝1.748 d=76.566.mm σ＝450Mpa σ＝380Mpa K＝0.85 K＝0.88 [σ]=273.21MPa [σ]=238.86MPa K=1.12 Y＝2.65 Y＝2.255 Y＝1.58 Y＝1.748 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 7. 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 ＝＝0.01532 ＝＝0.0165 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m＝2.534mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，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(qiáng)度算得的模數(shù)2.49并就近進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d＝72.286mm，算出小齒輪齒數(shù) Z＝＝22 大齒輪齒數(shù) z＝3.36×22＝74 。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿(mǎn)足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿(mǎn)足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)比較緊湊，避免浪費(fèi)。 3. 幾何尺寸的計(jì)算 1) 計(jì)算分度圓的直徑 d＝zm＝22×3.5＝77mm d＝zm＝74×3.5＝259mm 2) 計(jì)算中心距 a＝＝＝168mm 3) 計(jì)算齒輪寬度 b＝Φd＝1×77＝77mm 取B=77mm， B＝80mm。 =0.01532 =0.0165 m≥2.534mm Z=22 z=74 d＝77mm d＝259mm a=168mm b=77 B=77mm B＝80mm 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)結(jié)果如下: 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 22 74 直徑d(mm) 77 2 模數(shù) m 2.5 2.5 中心距a(mm) 181.25 齒寬b(mm) 75 72.5 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 八、軸的設(shè)計(jì) 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 由前面已經(jīng)求出 2. 求作用在齒輪上的力 因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力Ft徑向力Fr及法向載荷n的方向如圖 所示。 3.初步確定軸的最小直徑 先近式（15-2）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。根據(jù)表15-3，取A0=118,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小故取KA=1.3,則： Tca=KAT3=1.3×667819N·mm =1001728.5N·mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn)GB 5014-85 ，選用 HL4型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為1250000 N﹒mm . 半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm,故取dⅠ-Ⅱ=55mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm. Ft=4956N Fr=1804N dmin=48.62mm Tca=1001728.5N·mm dⅠ-Ⅱ=55 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （1）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(zhǎng)度 1）為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸段需制出一軸，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ =62mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm.半軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=82mm. 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=62mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0尺寸系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝滾字球軸承6013,其尺寸為d×D×T=65×100×18,故dⅢ-Ⅳ= dⅦ-Ⅷ=65mm;而LⅦ-Ⅷ=18mm. 右端滾動(dòng)軸承采用軸進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取dⅥ-Ⅴ=77mm. 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅥ-Ⅶ=70mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為77mm,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 lⅥ-Ⅶ=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=79mm.軸環(huán)寬度b≥1.4h,取lⅤ-Ⅳ=12mm. 4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm, 故取lⅡ-Ⅲ=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=18mm,大錐齒輪輪轂L=50mm,則 lⅦ-Ⅷ=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mm lⅥ-Ⅴ=L+c+a+s-lⅤ-Ⅳ=（50+20+16+8-12）mm=82mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按dⅥ-Ⅶm由表查得b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm×10mm×70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由于過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. dⅡ-Ⅲ= Ⅰ-Ⅱ dⅢ-Ⅳ dⅣ－Ⅴ lⅢ-Ⅳ=18mm dⅥ－Ⅶ lⅥ-Ⅶ=70mm dⅤ-Ⅵ lⅤ-Ⅵ=12mm Ⅶ－Ⅷ=46 lⅣ-Ⅴ=82mm 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2×45o,各軸肩處的國(guó)，圓角半徑見(jiàn)圖. 5.求軸上圓角的結(jié)構(gòu)圖（圖15-26）做出軸的計(jì)算圖（圖15-24）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值（參看圖15-23）。對(duì)于6013型深溝球軸承，由手冊(cè)查得a=9mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承距根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見(jiàn)附圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭據(jù)圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的處值列與下表（參看圖15-24）。 載荷 水 平 面H 垂直面V 支 反 力F 彎 矩M 總 彎 矩 扭 矩T 6 .按彎矩合成應(yīng)力校核的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險(xiǎn)截面C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)，扭據(jù)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力取а=0.6 , 軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此 <[]，故安全。 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 7 .精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅵ和Ⅶ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最重要；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最為集中。截面V上的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V不受扭據(jù)作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C上也不必進(jìn)行校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中糸數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅶ的右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅶ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上扭矩切應(yīng)力 軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 = 2.0，=1.31 W= = M=135706 N·mm T3=667819 N·mm =4.94MPa =12.16MPa = 2.0 =1.31 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 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 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即,則按式（3-12）及其（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由§3-1的尺寸及§3-2的碳鋼的特性系數(shù) 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得 故可知其安全。 （3）截面Ⅶ左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計(jì)算。 抗扭截面系數(shù) =1.82 =1.26 =2.8 =1.62 =20.21 =10.61 =9.40 W=34300 =68600 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩T3及扭矩切應(yīng)力為 T3=667819N.mm 過(guò)盈配合處，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。 繪制軸的工作圖，見(jiàn)后圖。 M=135706N.mm =3.95Mpa =9.74Mpa =3.15 =2.53 =22.10 =12.34 =10.77 附圖 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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.根據(jù)15-3,取,于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑dⅠ-Ⅱ,結(jié)合軸承類(lèi)型及尺寸可選取最小直徑為30mm。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個(gè)圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=30mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得軸承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=72.5mm,寬度為75mm。所以dⅣ－Ⅴ＝72.5mm。lⅣ-Ⅴ＝75mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計(jì)時(shí)可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故?、颍?錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=43.25mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。 dⅠ-Ⅱ＝30mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣, 滾子軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為. 圖a(中間軸的簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)與裝配) 圖b(高速軸的簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)與裝配) 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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.根據(jù)15-3,取,于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處及安裝圓錐齒輪處軸的直徑dⅠ-Ⅱ, 和 dⅥ－Ⅶ。所以dⅠ-Ⅱ＝ dⅥ－Ⅶ＝25 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個(gè)圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=25mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得軸承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=77mm,寬度為80mm。所以dⅣ－Ⅴ＝77mm。lⅣ-Ⅴ＝80mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計(jì)時(shí)可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故?、颍?錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=45.5mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣, 滾子軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為. dⅠ-Ⅱ＝25mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 九、軸承的選擇與校核 1、 高速圓錐齒輪軸軸承的校核 （1） 高速圓錐齒輪軸選用圓錐滾子軸承30207，并且反裝。查（2）第128頁(yè)表13－1得： 查（1）第321頁(yè)表13－6得： （2） 軸上受力分析 軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩 ： 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： （3） 計(jì)算作用于軸上的支反力 由材料力學(xué)知識(shí)求得： ， ， 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 所以有： （4） 計(jì)算派生軸向力 查（2）128頁(yè)知30207軸承的Y=1.6。 查（1）322頁(yè)表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=1308/2/1.6=408N S2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N （5） 計(jì)算軸承所受的軸向載荷 所以，軸承2被壓緊，軸承1被放松。由此得 ， （6） 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查（2）第128頁(yè)表13-1，知： 軸承1： 查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 軸向動(dòng)載荷系數(shù) 故軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為 S1=408N S2=948N 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 軸承2： 查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 軸向動(dòng)載荷系數(shù) 故軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為 （7） 計(jì)算軸承壽命 查（1）第318頁(yè)表13－3，可得預(yù)期計(jì)算壽命 因，故應(yīng)按軸承2 來(lái)計(jì)算壽命。因?yàn)闈L子軸承應(yīng)取，所以 所以軸承30206合格 2、 中間軸軸承的選擇與校核 （1） 中間軸選用圓錐滾子軸承30206，采用反裝。查（2）第128頁(yè)表13－1得： 查（1）第321頁(yè)表13－6得： （2） 計(jì)算徑向力 錐齒輪產(chǎn)生的力 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 直齒輪產(chǎn)生的力 在兩輪所受的力的作用下由材料力學(xué)知識(shí)可求得： ， ， 所以有： （3） 計(jì)算派生軸向力 查（2）128頁(yè)知30206軸承的Y=1.6。 查（1）322頁(yè)表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=2150/2/1.6=672N S2=Fr2/2Y2=1100/2/1.6=343N S1=672N S2=343N 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 （4） 計(jì)算軸承所受的軸向載荷 已知 所以，軸承1被壓緊，軸承2被放松。由此得 ， (5) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承1： 查（2）第128頁(yè)表13－1，得： 查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 軸向動(dòng)載荷系數(shù) 故軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承2： 查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 軸向動(dòng)載荷系數(shù) 故軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為 (6) 計(jì)算軸承壽命 查（1）第318頁(yè)表13－3，可得預(yù)期計(jì)算壽命 因，故應(yīng)按軸承1來(lái)計(jì)算壽命。因?yàn)闈L子軸承應(yīng)取，所以 所以軸承30206合格 3、 低速直齒圓柱齒輪軸的選擇與校核 （1） 低速直齒圓柱齒輪軸選用深溝球軸承6012。查（2）第130頁(yè)表13－2得： （2） 計(jì)算徑向力 由前面算得 顯然>所以只需要驗(yàn)證軸承2即可 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 （3）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 只受徑向力而不受軸向力，所以X=1,Y=0。查（1）第321頁(yè)表13－6得， 軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為 （4）計(jì)算軸承壽命 查（1）第318頁(yè)表13－3，可得預(yù)期計(jì)算壽命 因?yàn)榍蜉S承，所以。所以 所以軸承6012合格 X=1 Y=0 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 十、鍵的選擇及計(jì)算 1、 高速圓錐齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁(yè)表6-1選用健，其中，。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 由工作件查（1）第106頁(yè)表6-2，靜聯(lián)接時(shí)許用擠壓應(yīng)力。 對(duì)于鍵 故安全。 2、 中間軸系鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑輪廓長(zhǎng)度，查（1）第106頁(yè)表6-1選用健 ，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力值與高速圓錐齒輪軸的相同。 故安全。 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 3、 低速斜齒圓柱齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁(yè)表6-1，選用健，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力值與高速圓錐齒輪軸的相同。 故安全。 十一、密封及潤(rùn)滑 一、 齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，大的直齒輪與大的圓錐齒輪有部分浸在油中，傳動(dòng)時(shí)能使其它齒輪得以潤(rùn)滑。 二、 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 軸承的潤(rùn)滑是通過(guò)在箱座上開(kāi)設(shè)油溝，在齒輪傳動(dòng)時(shí)飛濺的油通過(guò)油溝流向軸承，確保軸承得以潤(rùn)滑。 三、 潤(rùn)滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤(rùn)滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。 密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 十二、設(shè)計(jì)小結(jié) 經(jīng)過(guò)一個(gè)月的奮戰(zhàn)，我的課程設(shè)計(jì)終于完成了。在沒(méi)有做課程設(shè)計(jì)以前覺(jué)得課程設(shè)計(jì)只是對(duì)這幾年來(lái)所學(xué)知識(shí)的單純總結(jié)，但是通過(guò)這次做課程設(shè)計(jì)發(fā)現(xiàn)自己的看法有點(diǎn)太片面。課程設(shè)計(jì)不僅是對(duì)前面所學(xué)知識(shí)的一種檢驗(yàn)，而且也是對(duì)自己能力的一種提高。通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)使我明白了自己原來(lái)知識(shí)還比較欠缺，要學(xué)習(xí)的東西還太多。通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)，我才明白學(xué)習(xí)是一個(gè)長(zhǎng)期積累的過(guò)程，在以后的工作、生活中都應(yīng)該不斷的學(xué)習(xí)，努力提高自己知識(shí)和綜合素質(zhì)。 在這次課程設(shè)計(jì)中也使我們的同學(xué)關(guān)系更進(jìn)一步了，同學(xué)之間互相幫助，有什么不懂的大家在一起商量，聽(tīng)聽(tīng)不同的看法使我們能更好的理解知識(shí)。 此外，還得出一個(gè)結(jié)論：知識(shí)必須通過(guò)應(yīng)用才能實(shí)現(xiàn)其價(jià)值！有些東西以為學(xué)會(huì)了，但真正到用的時(shí)候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認(rèn)為只有到真正會(huì)用的時(shí)候才是真的學(xué)會(huì)了。 在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我通過(guò)查閱大量有關(guān)資料，與同學(xué)交流經(jīng)驗(yàn)和自學(xué)，并向老師請(qǐng)教等方式，使自己學(xué)到了不少知識(shí)，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個(gè)設(shè)計(jì)中我懂得了許多東西，也培養(yǎng) 了我獨(dú)立工作的能力，樹(shù)立了對(duì)自己工作能力的信心，相信會(huì)對(duì)今后的學(xué)習(xí)工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動(dòng)手的能力，使我充分體會(huì)到了在創(chuàng)造過(guò)程中探索的艱難和成功時(shí)的喜悅。雖然這個(gè)設(shè)計(jì)做的也不太好，但是在設(shè)計(jì)過(guò)程中所學(xué)到的東西是這次課程設(shè)計(jì)的最大收獲和財(cái)富，使我終身受益。 十三，參考資料 文中標(biāo)號(hào)為（1）的表示參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版, 紀(jì)名剛主編.高等教育出版社，2007 文中標(biāo)號(hào)為（2）的表示參考《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》， 金清肅主編。華中科技大學(xué)出版社，2007。 41