【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605

目 錄 課程設(shè)計任務(wù)書 1 一 電動機的選擇 2 二 分配傳動比及運動和動力參數(shù)計算 3 三 V帶傳動的設(shè)計 5 四 高速級齒輪傳動設(shè)計 8 五 低速級齒輪傳動設(shè)計 13 六 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 18 七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 26 八 潤滑與密封 31 總結(jié) 33 參考文獻 33 課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置中的帶傳動與減速器，減速器結(jié)構(gòu)為二級斜齒輪減速器。 工作條件：如下數(shù)據(jù)，每年以240工作日計算，輸出轉(zhuǎn)速允許誤差為3%以內(nèi)。 輸出扭矩T/(N.m) ：290 輸出轉(zhuǎn)速n/(r/min) ：95 工作年限：8年 運行形式：單向 沖擊：中等 傳動簡圖如下： 圖1-1 傳動簡圖 一 電動機的選擇 1.1選擇電動機類型 電動機是標(biāo)準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(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。 1.2 電動機容量的選擇 1）運輸機所需要的功率為： 其中：T=290N.m，n=95m/s得 2）電動機的輸出功率為 ——電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率。 取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率為： 3）電動機所需功率為： 因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為4kw。 1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 鼓輪軸工作轉(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： 所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500、3000r/min。 綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速3000r/min的電機。 型號為Y112M-2，滿載轉(zhuǎn)速，功率4。 二 分配傳動比及運動和動力參數(shù)計算 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：； ； 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 （1）各軸的轉(zhuǎn)速： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 鼓輪軸 （2）各軸的輸入功率： 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電機軸 ； 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； （4）整理列表 軸名 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 電機軸 3.358 11.10 2890 1軸 3.224 26.63 1156 2.5 2軸 3.096 102.31 289 4 3軸 2.973 298.64 95.07 3.04 三 V帶傳動的設(shè)計 3.1 V帶的基本參數(shù) 1）確定計算功率： 已知：；； 查《機械設(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、小帶輪的基準直徑 （1）初選小帶輪的基準直徑： ； （2）計算大帶輪基準直徑： ； 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帶的基準長度和傳動中心距： 中心距： 初選中心距 （2）基準長度： 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 帶輪基準直徑(mm) 傳動比 基準長度(mm) A 2.5 1250 中心距（mm） 根數(shù) 初拉力(N) 壓軸力(N) 420 4 85.43 673.28 3.2 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帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪；大帶輪接減速器，，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)帶輪。 四 高速級齒輪傳動設(shè)計 4.1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）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(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度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(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)： 4.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）故取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=42mm 4、計算齒輪圓周速度 4.3按輪齒彎曲強度設(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《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設(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度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 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《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機械設(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,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由 取27 則取108 7）中心距 圓整為105mm。 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42mm 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 105mm 4.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 4.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 五 低速級齒輪傳動設(shè)計 5.1齒輪的類型 1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計低速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(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度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(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61 5.2尺面接觸強度較合 1、 （1）取載荷 （2）取 （3）， ， 2、計算模數(shù) ，查表取 3、,取整b=66mm 4、計算齒輪圓周速度 5.3按輪齒彎曲強度設(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《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設(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度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 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《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機械設(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,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強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79 7）中心距 圓整為135mm。 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67mm 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 135mm 5.4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 5.5驗算齒面彎曲強度 校核安全 六 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 6.1 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)機械設(shè)計表11.3，取，于是得： （3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且這是安裝大帶輪的直徑，取20mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： 為了滿足帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端要有一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直徑為dⅡ-Ⅲ=24mm。 初步選定滾動軸承，因軸承受徑向力和軸向力，根據(jù)dⅡ-Ⅲ=24mm，取用30205型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T=25mm×60mm×15mm，則有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=25mm，LⅡ=15mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑dⅣ-Ⅴ=28mm。 右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ長應(yīng)為：取套同長12mm，則LⅤ-Ⅵ=32mm。 齒輪為齒輪軸此軸段長LⅥ-Ⅶ=40mm。 取軸承端蓋總寬為32mm，外端面與大帶輪右端面間距離為10mm，故取LⅡ-Ⅲ=42mm。 結(jié)合箱體結(jié)構(gòu)，取LⅣ-Ⅴ=76mm。 （4）軸上零件的周向定位 軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按dⅥ-Ⅶ=20mm查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5。 2）強度校核計算 （1）求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為= ，根據(jù)《機械設(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（詳細過程以軸2為例，其他軸類似不一一復(fù)述） 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=15mm。因此，軸的支撐跨距為L1=172mm。 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。 6.2軸2的設(shè)計： 1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩： P2=3.096Kw，n2=289r/min，T2=102.31N.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)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得： 該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 　（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度 　 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)　，選取0基本游隙組，標(biāo)準精度級的單列圓錐滾子軸承30206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，查機械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為56mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為56mm. 5）求軸上的載荷 對于30206型圓錐滾子軸承， 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)力校核軸的強度 　 進行校核時，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，由機械設(shè)計表，查得，因此，安全。 6.3 軸3及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 1）3軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 ，， 2）求作用在齒輪上的力 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，查機械設(shè)計手冊選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為15000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為38mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （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度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故取ⅤⅠ-ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標(biāo)準精度級的圓錐滾子軸承30209，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，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65mm，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Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。 3）軸上零件的周向定位 查機械設(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 4）求軸上的載荷 對于30209型圓錐滾子軸承， 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 　 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，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，由機械設(shè)計，　　　 查得，因此，安全。 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。 七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 7.1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。軸承類型選為圓錐滾子軸承，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）．初步選擇滾動軸承型號為30205，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。 7.2 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)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 7.3 2軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30206，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： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　軸承的當(dāng)量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設(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。 7.4 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)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(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 7.5 輸出軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30209，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： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　軸承的當(dāng)量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設(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。 7.6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)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 八 潤滑與密封 10.1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。 10.2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。 10.3潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。 九 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，嚴謹理性的態(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械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標(biāo)準的使用。 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、認真、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 1．《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社 2．《機械設(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 4．《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社 33