機械設(shè)計課程設(shè)計--帶式運輸機的減速器

1、<p>　　設(shè)計帶式運輸機的減速器</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　一、設(shè)計任務(wù)4</b></p><p><b>　　二、前言5</b></p><p>　　2.1：題目分析5</p><p>　　

2、2.2：傳動方案的擬定5</p><p>　　三、電動機的選擇、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5</p><p>　　3.1：電動機的選擇5</p><p>　　3.1.1：選擇電動機的類型5</p><p>　　3.1.2：選擇電動機的額定功率6</p><p>　　3.1.3：確定電動機的轉(zhuǎn)速6</

3、p><p>　　3.1.4：確定發(fā)動機的的型號7</p><p>　　3.2：傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算7</p><p>　　3.2.1：合理分配傳動比7</p><p>　　3.2.2：計算各軸的轉(zhuǎn)速8</p><p>　　3.2.3：計算各軸的輸入功率8</p><p>　　3.2

4、.4：計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩8</p><p>　　四、傳動零件的設(shè)計計算9</p><p>　　4.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計9</p><p>　　4.1.1：選擇材料9</p><p>　　4.1.2：按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計10</p><p>　　4.1.3：驗算齒面接觸疲勞強度12</p

5、><p>　　4.1.4：驗算齒根彎曲疲勞強度15</p><p>　　4.1.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸17</p><p>　　4.1.6：確定齒輪制造精度18</p><p>　　4.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計18</p><p>　　4.2.1：選擇材料19</p><p&g

6、t;　　4.2.2：按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計19</p><p>　　4.2.3：驗算齒面接觸疲勞強度21</p><p>　　4.2.4：驗算齒根彎曲疲勞強度23</p><p>　　4.2.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸25</p><p>　　4.2.6：確定齒輪制造精度26</p><p>　　五

7、、軸的設(shè)計及校核計算26</p><p>　　5.1：高速軸Ⅰ的設(shè)計26</p><p>　　5.1.1：選擇軸的材料27</p><p>　　5.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑27</p><p>　　5.1.3：聯(lián)軸器的型號的選取27</p><p>　　5.1.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計28</

8、p><p>　　5.2：中間軸Ⅱ的設(shè)計30</p><p>　　5.2.1：選擇軸的材料30</p><p>　　5.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑30</p><p>　　5.2.3：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計31</p><p>　　5.2.4：軸的受力分析32</p><p>　　5.2

9、.5：軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算35</p><p>　　5.3：低速軸Ⅲ的設(shè)計40</p><p>　　5.3.1：選擇軸的材料40</p><p>　　5.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑41</p><p>　　5.3.3：聯(lián)軸器的型號的選取41</p><p>　　5.3.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

10、42</p><p>　　5.3.5：軸的受力分析44</p><p>　　5.3.6：軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算46</p><p>　　六、軸承的選擇與壽命計算50</p><p>　　6.1：低速軸的軸承壽命50</p><p>　　6.2：中間軸的軸承壽命54</p><p>

11、;　　七、鍵連接的選擇與校核計算58</p><p>　　7.1：高速軸Ⅰ上的鍵的選擇58</p><p>　　7.2：中間軸Ⅱ上的鍵的選擇58</p><p>　　7.3：低速軸Ⅲ上的鍵的選擇與校核計算58</p><p>　　7.3.1：齒輪處普通平鍵選擇與強度校核58</p><p>　　7.3.2：聯(lián)

12、軸器處普通平鍵強度校核59</p><p>　　八、聯(lián)軸器的選擇60</p><p>　　8.1：高速軸端聯(lián)軸器的選擇60</p><p>　　8.2：低速軸端聯(lián)軸器的選擇61</p><p>　　九、潤滑與密封方式選擇61</p><p>　　十、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計61</p><

13、p>　　10.1：減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計61</p><p>　　10.2：減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計62</p><p>　　十一、參考資料62</p><p><b>　　一、設(shè)計任務(wù)</b></p><p>　　設(shè)計一帶式輸送機的算計圓柱齒輪減速器。</p><p>　　帶式運輸機示意圖

14、如下：</p><p>　　使用年限為10年，每年250天，三班制工作。為一般用途。</p><p>　　我選的題目號為5，相關(guān)數(shù)據(jù)如下：</p><p><b>　　二、前言</b></p><p><b>　　2.1：題目分析</b></p><p>　　2.2：傳動方案

15、的擬定</p><p>　　二級展開式圓柱齒輪減速器</p><p>　　高速級齒輪傳動選用斜齒圓柱齒輪，低速級選用直齒斜齒圓柱齒輪。</p><p>　　優(yōu)點：結(jié)構(gòu)緊湊、簡單，傳動效率高，工作可靠，應(yīng)用較廣泛。</p><p>　　缺點：齒輪相對于軸承不對稱布置，沿齒向載荷分布不均勻。</p><p>　　三、電動機

16、的選擇、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　3.1：電動機的選擇</p><p>　　3.1.1：選擇電動機的類型</p><p>　　按照工作要求的條件，選用Y系列三相異步電動機。Y系列三相異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，它具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、可靠性高以及使用維護方便等優(yōu)點?！?】</p>

17、<p>　　最常用的交流電動機——三相鼠籠性異步電動機</p><p>　　3.1.2：選擇電動機的額定功率</p><p><b>　　選取</b></p><p>　?。閳A柱齒輪傳動嚙合效率；為軸承傳動效率；為聯(lián)軸器傳動效率；為卷筒傳動效率）</p><p>　　由電動機軸至卷筒軸的傳動效率為：&l

18、t;/p><p><b>　　工作機構(gòu)的效率為：</b></p><p>　　工作機構(gòu)所需功率為：</p><p><b>　　電動機所需功率為：</b></p><p>　　由，故選擇電動機的額定功率為：</p><p>　　3.1.3：確定電動機的轉(zhuǎn)速</p>

19、<p>　　工作機構(gòu)主軸即卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：</p><p>　　二級圓柱齒輪減速器的傳動比</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500三種。</p><p>　　為了既不使電動機尺寸過大，也不使傳動裝置因傳動比過大而導(dǎo)致其外廓尺寸過大，價格增加，選用同步轉(zhuǎn)速為1000的電動機。</p><p>　　3.1

20、.4：確定發(fā)動機的的型號</p><p>　　根據(jù)電動機的額定功率和電動機同步轉(zhuǎn)速1000 ，有相關(guān)手冊查Y系列三相異步電動機，確定所需電動機的型號為Y132M1-6，其主要性能列于下表：</p><p>　　3.2：傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　3.2.1：合理分配傳動比</p><p>　　由電動機想能表可知滿載時電動

21、機的轉(zhuǎn)速為960，則系統(tǒng)總的傳動比為：</p><p>　　按兩級大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級別傳動比應(yīng)該比低速級傳動比大，其?！?】</p><p><b>　　取，則</b></p><p><b>　　故：</b></p><p>　　3.2.2：計算各軸的轉(zhuǎn)速</p

22、><p><b>　　電動機軸 </b></p><p>　　（從電動機軸往左一次為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸）</p><p><b>　?、褫S </b></p><p><b>　?、蜉S </b></p><p>　?、筝S、卷筒軸

23、 </p><p>　　3.2.3：計算各軸的輸入功率</p><p><b>　　電動機軸 </b></p><p><b>　?、褫S </b></p><p><b>　　Ⅱ軸 </b></p><p><b>　?、?/p>

24、軸 </b></p><p><b>　　卷筒軸 </b></p><p>　　3.2.4：計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　電動機軸 </b></p><p><b>　?、褫S </b></p><p&

25、gt;<b>　　Ⅱ軸 </b></p><p><b>　?、筝S </b></p><p><b>　　卷筒軸 </b></p><p><b>　　結(jié)果整理：</b></p><p>　　四、傳動零件的設(shè)計計算</p&g

26、t;<p>　　4.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計</p><p>　　我們設(shè)計的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。</p><p>　　由前面的計算我們可得到相關(guān)數(shù)據(jù)有：，,，單向運轉(zhuǎn)，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,</p><p>　　4.1.1：選擇材料</p><p>　　查表9-5齒輪常用材料及其

27、力學(xué)性能【2】，小齒輪初步選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，HBS1=241~286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，HBS2=217~255.計算時取HBS1=260，HBS2=230.（HBS1- HBS2=30, 合適）</p><p>　　4.1.2：按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計</p><p>　　由簡化設(shè)計公式（9-45）【2】</p><p>　　1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：&

28、lt;/p><p>　　2）齒寬系數(shù)由表9-10【2】可知，軟齒面、非對稱布置取</p><p>　　3）齒數(shù)比：對減速運動，</p><p>　　4）載荷系數(shù)：因速度高，非對稱布置，初選</p><p>　　5）確定需用接觸應(yīng)力</p><p>　　由式（9-29）【2】，</p><p>　　a

29、.接觸疲勞極限應(yīng)力，由圖9-34c【2】差得，（按圖中ME查值）, （按圖中MQ查值）</p><p>　　b.安全系數(shù)由表9-11【2】差得，取(較高可靠度)</p><p>　　c.壽命系數(shù)由式（9-30）【2】計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p><b>　　式中，</b></p><p>　　查圖9-35【2】得，，

30、（均按曲線1查得），故</p><p>　　6）計算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　7）初步確定主要參數(shù)</p><p><b>　　a.選取齒數(shù)：取</b></p><p><b>　　b.初選螺旋角</b></p><p><b>　　c.計算法向模數(shù)：&

31、lt;/b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　選取標準模數(shù)</b></p><p><b>　　d.計算中心距：</b></p><p>　　為了便于箱體的加工及測量，將圓整，取</p><p>　　e.計算實際

32、螺旋角：</p><p>　　f.計算分度圓直徑：</p><p><b>　　驗證：</b></p><p><b>　　g.計算齒寬：</b></p><p><b>　　圓整取 </b></p><p>　　4.1.3：驗算齒面接觸疲勞強度<

33、;/p><p>　　由式（9-40）【2】</p><p>　　1）彈性系數(shù)：由表9-9【2】查得，</p><p>　　2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由圖9-29【2】查得，</p><p>　　3）重合度系數(shù)：先由</p><p><b>　　知</b></p><p><b&g

34、t;　　則：</b></p><p><b>　　4）螺旋角系數(shù)：</b></p><p><b>　　5）圓周力：</b></p><p><b>　　6）載荷系數(shù)：</b></p><p>　　a.使用系數(shù)：由表9-6【2】查得</p><p

35、><b>　　b.動載系數(shù)：由</b></p><p>　　查圖9-23【2】得（初取8級精度）</p><p>　　c.齒向載荷分布系數(shù)：由表9-7【2】，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得</p><p>　　d. 齒間載荷分配系數(shù)：</p><p><b>　　先求 <

36、;/b></p><p>　　查表9-8【2】，，式中</p><p>　　由式（9-32）【2】 </p><p>　　則 </p><p><b>　　故 </b></p><p>　　7）驗算齒面接觸疲勞強度</p><p><b>

37、　?。ò踩?lt;/b></p><p>　　4.1.4：驗算齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　由式（9-46）</b></p><p>　　1)由前面計算可知，，，</p><p><b>　　2)載荷系數(shù)：</b></p><p><b>　

38、　a.使用系數(shù)同前，</b></p><p><b>　　b.動載系數(shù)同前，</b></p><p>　　c. 齒向載荷分布系數(shù)：由圖9-25【2】，，，查出</p><p>　　d. 齒間載荷分配系數(shù)：由前面計算可知</p><p><b>　　，則</b></p>&l

39、t;p>　　由式（9-27）【2】</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　前面已經(jīng)求得，故</b></p><p><b>　　故：</b></p><p><b>　　3)齒形系數(shù)：由</b></p>&

40、lt;p><b>　　，</b></p><p>　　查圖9-32【2】，得，</p><p>　　4)齒根應(yīng)力修正系數(shù):由，查圖9-33【2】。得，</p><p>　　5)重合度系數(shù)：同前</p><p>　　6)螺旋系數(shù)：由式（9-47），</p><p>　　由前計算可知，計算時取&

41、lt;/p><p><b>　　7)許用彎曲應(yīng)力:</b></p><p>　　由式（9-31）【2】，</p><p>　　a.彎曲疲勞強度極限應(yīng)力：由圖9-36c【2】，查得：</p><p>　　（按圖中ME查值），（按圖中MQ查值）</p><p>　　b.安全系數(shù)：由表9-11【2】，?。ㄝ^

42、高可靠度）</p><p><b>　　c.壽命系數(shù)：由,</b></p><p>　　查圖9-37【2】得：，</p><p>　　d.尺寸系數(shù)：由，查圖9-38【2】得，</p><p><b>　　則</b></p><p>　　8)驗算齒根彎曲疲勞強度</p&g

43、t;<p><b>　　故彎曲強度足夠</b></p><p>　　4.1.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸</p><p><b>　　， ，</b></p><p><b>　　分度圓直徑 </b></p><p><b>　　齒頂圓直徑 <

44、;/b></p><p><b>　　齒根圓直徑 </b></p><p><b>　　齒寬 </b></p><p><b>　　取 ，</b></p><p><b>　　中心距 </b></p><p>

45、　　4.1.6：確定齒輪制造精度</p><p>　　由前面計算知，查表9-13【2】，確定齒輪第Ⅱ公差組為8級精度，第Ⅰ、Ⅲ公差組與第Ⅱ公差組同為8級。按機械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ，在其零件工作圖上標記為8GJGB/T10095—1988，大齒輪齒厚偏差為HK,在其零件工作圖上標記為：8HKGB/T10095—1988。</p><p>　　4.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計

46、</p><p>　　我們設(shè)計的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。</p><p>　　由前面的計算我們可得到相關(guān)數(shù)據(jù)有：，,，單向運轉(zhuǎn)，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,</p><p>　　4.2.1：選擇材料</p><p>　　查表9-5齒輪常用材料及其力學(xué)性能【2】，小齒輪初步選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，HBS3=241

47、~286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，HBS4=217~255.計算時取HBS3=260，HBS4=230.（HBS3- HBS4=30, 合適）</p><p>　　4.2.2：按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計</p><p>　　由式（9-23）【2】</p><p>　　1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：</p><p>　　2）齒寬系數(shù)由表9-10【2】

48、可知，軟齒面、非對稱布置取</p><p>　　3）齒數(shù)比：對減速運動，</p><p>　　4）載荷系數(shù)：初選（直齒輪、非對稱布置）</p><p>　　5）確定需用接觸應(yīng)力</p><p>　　由式（9-29）【2】，</p><p>　　a.接觸疲勞極限應(yīng)力，由圖9-34c【2】差得，（按圖中ME查值）, （按圖

49、中MQ查值）</p><p>　　b.安全系數(shù)由表9-11【2】差得，取(較高可靠度)</p><p>　　c.壽命系數(shù)由式（9-30）【2】計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p><b>　　式中，</b></p><p>　　查圖9-35【2】得，，（均按曲線1查得），故</p><p>　　6）計

50、算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　7）初步確定主要參數(shù)</p><p><b>　　a.選取齒數(shù)：取</b></p><p><b>　　b.計算模數(shù)：，取</b></p><p>　　c.計算分度圓直徑：</p><p><b>　　d.計算中心距：<

51、/b></p><p><b>　　e.計算齒寬：</b></p><p>　　4.2.3：驗算齒面接觸疲勞強度</p><p><b>　　由式（9-21）</b></p><p>　　1）彈性系數(shù)：由表9-9【2】查得，</p><p>　　2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由圖9

52、-29【2】查得，</p><p><b>　　3）重合度系數(shù)：由</b></p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　　4）載荷系數(shù)：</b></p><p>　　a.使用系數(shù)：由表9-6【2】查得</p><p><b&

53、gt;　　b.動載系數(shù)：由</b></p><p>　　查圖9-23【2】得（初取8級精度）</p><p>　　c.齒向載荷分布系數(shù)：由表9-7【2】，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得</p><p>　　d. 齒間載荷分配系數(shù)：由表9-8【2】</p><p><b>　　先求 </

54、b></p><p><b>　　由前面可知 </b></p><p>　　則 </p><p><b>　　故 </b></p><p>　　5）驗算齒面接觸疲勞強度</p><p>　　4.2.4：驗算齒根彎曲疲勞強度</p><

55、;p><b>　　由式（9-26）</b></p><p>　　1)由前面計算可知，，，</p><p><b>　　2)載荷系數(shù)：</b></p><p><b>　　a.使用系數(shù)同前，</b></p><p><b>　　b.動載系數(shù)同前，</b>

56、;</p><p>　　c. 齒向載荷分布系數(shù)：由圖9-25【2】，，，查出</p><p>　　d. 齒間載荷分配系數(shù)：由</p><p>　　，查表9-8【2】，知</p><p><b>　　，又由</b></p><p><b>　　，得</b></p>

57、<p><b>　　故：</b></p><p>　　3)齒形系數(shù)：由，查圖9-32【2】，得，</p><p>　　4)齒根應(yīng)力修正系數(shù):由，查圖9-33【2】。得，</p><p>　　5)重合度系數(shù)：同前</p><p><b>　　6)許用彎曲應(yīng)力:</b></p>

58、<p>　　由式（9-31）【2】，</p><p>　　a.彎曲疲勞強度極限應(yīng)力：由圖9-36c【2】，查得：</p><p>　?。ò磮D中ME查值），（按圖中MQ查值）</p><p>　　b.安全系數(shù)：由表9-11【2】，取（較高可靠度）</p><p><b>　　c.壽命系數(shù)：由,</b></

59、p><p>　　查圖9-37【2】得：，</p><p>　　d.尺寸系數(shù)：由，查圖9-38【2】得，</p><p><b>　　則</b></p><p>　　7)驗算齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　故彎曲強度足夠</b></p><p>

60、;　　4.2.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸</p><p><b>　　， </b></p><p><b>　　分度圓直徑 </b></p><p><b>　　齒頂圓直徑 </b></p><p><b>　　齒根圓直徑 </b></

61、p><p><b>　　齒寬 </b></p><p><b>　　取 ，</b></p><p><b>　　中心距 </b></p><p>　　4.2.6：確定齒輪制造精度</p><p>　　由前面計算知，查表9-13【2】，確定齒輪

62、第Ⅱ公差組為8級精度，第Ⅰ、Ⅲ公差組與第Ⅱ公差組同為8級。按機械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ，在其零件工作圖上標記為8GJGB/T10095—1988，大齒輪齒厚偏差為HK,在其零件工作圖上標記為：8HKGB/T10095—1988。</p><p>　　五、軸的設(shè)計及校核計算</p><p>　　5.1：高速軸Ⅰ的設(shè)計</p><p>　　總結(jié)之前的一些本計

63、算階段可能用到的數(shù)據(jù)</p><p>　　傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；</p><p>　　齒輪1（小斜齒輪）：</p><p>　　分度圓直徑；齒輪寬度，</p><p><b>　??；（左旋）；</b></p><p>　　5.1.1：選擇軸的材料</p><p>　　選用最常

64、用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表13-1【2】查得：</p><p>　　5.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑</p><p>　　由式（13-2）【2】，，查表13-2，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸），則</p><p>　　又因為最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即</p><p>　　考慮

65、到軸承為標準件，取</p><p>　　5.1.3：聯(lián)軸器的型號的選取</p><p>　　由前面計算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。還要考慮低速軸的最小直徑。</p><p>　　綜合以上因素，查標準GB/T5014-1984(見表8-2【1】)，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的外孔徑，軸孔長度，故裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于42m

66、m，取40mm，軸頭直徑為16mm。</p><p>　　5.1.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1）初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)（如草稿）</p><p>　　2）確定各段軸的直徑</p><p>　　由前面計算可知裝齒輪軸頭⑤直徑為24mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2.5mm；</p>

67、<p>　　軸環(huán)和軸頭半徑差為2~3倍的倒角尺寸，故軸環(huán)④直徑為32mm。</p><p>　　兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)小于24mm，同時考慮到軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸徑直徑取20mm。</p><p>　　根據(jù)半聯(lián)軸器的外孔徑，確定裝聯(lián)軸器段軸頭直徑為16mm。</p><p>　　右端軸頸③與軸頭①間軸身②的直徑取為18mm。</p>

68、<p>　　3）初選軸承類型及及代號</p><p>　　因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為20mm，查表6-6【1】初選7204C軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。</p><p>　　4）確定各軸段的長度</p><p>　　齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略

69、小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭長度分別取68mm。</p><p>　　由手冊【1】查得7204C軸承的寬度為14mm，則根據(jù)前面中軸的設(shè)計，左端套筒的長度為14mm（60/2+17+16-70/2-14=14mm），齒輪端面到減速器壁的距離為7mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取7mm，故。軸端倒角尺寸取2mm，所以裝左軸承段的長度為32mm（2+14+14+2=32mm）。</p><

70、;p>　　軸環(huán)④左端面應(yīng)與左軸承內(nèi)端面重合。由手冊【1】查得7204C軸承的寬度為14mm，軸環(huán)的長度取126mm（30+10+102+17+16-35-14</p><p>　　=126mm），軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取7mm。軸端倒角尺寸取2mm。</p><p>　　左端裝軸承段軸頸③長度為14mm。</p><p>　　軸身②的長度初選為50mm。

71、</p><p>　　根據(jù)半聯(lián)軸器的軸孔長度，裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于42mm，取40mm。</p><p>　　低速軸總長度為330mm</p><p>　　4）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為63mm。</p><p>　　聯(lián)軸器采用A

72、型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為36mm。</p><p>　　5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度</p><p>　　軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。</p><p>　　5.2：中間軸Ⅱ的設(shè)計</p><p>　　總結(jié)之前的一些本計算階段可能用到的數(shù)據(jù)</p>

73、<p>　　傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；</p><p>　　齒輪2（大斜齒輪）：</p><p>　　分度圓直徑；齒輪寬度，</p><p><b>　?。唬ㄗ笮?；</b></p><p>　　齒輪3（小直齒輪）：</p><p>　　分度圓直徑；齒輪寬度；</p><

74、;p>　　5.2.1：選擇軸的材料</p><p>　　選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表13-1【2】查得：</p><p>　　5.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑</p><p>　　由式（13-2）【2】，，查表13-2，取（此軸為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸），則</p><p>　　又因為最小直

75、徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即</p><p><b>　　圓整取標準值為</b></p><p>　　5.2.3：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1）確定各段軸的直徑</p><p>　　由前面計算可知軸頭直徑為34mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2.5mm

76、；</p><p>　　軸環(huán)和軸頭半徑差為2~3倍的倒角尺寸，故軸環(huán)直徑為44mm。</p><p>　　兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)小于34mm，同時考慮到軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸徑直徑取30mm。</p><p>　　2）初選軸承類型及及代號</p><p>　　因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為30mm，初選72

77、06C軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。</p><p>　　3）確定各軸段的長度</p><p>　　齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝大齒輪和小齒輪出的軸頭長度分別取58mm和100mm。</p><p><b>　　取軸環(huán)寬度為。</b></p

78、><p>　　小齒輪端面到減速器壁的距離取12mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，故左端套筒的長度為17mm。由手冊【1】查得7206C軸承的寬度為16mm，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝左軸承段的長度為37mm（2+17+16+2）。</p><p>　　大齒輪端面到減速器壁的距離取12mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，故右端套筒的長度為17mm。由手冊【1】查得7206C軸

79、承的寬度為16mm，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝右軸承段的長度為37mm（2+17+16+2）。</p><p>　　中間軸總長度為242mm</p><p>　　4）軸上零件的周向定位</p><p>　　大齒輪及小齒輪均采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查得截面尺寸為，長度取為50mm和90mm。</p><p>　　5）確定軸上倒角半徑

80、及軸頸表面粗糙度</p><p>　　軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。</p><p>　　5.2.4：軸的受力分析</p><p><b>　　1）求軸上的扭矩</b></p><p>　　2）求齒輪上的作用力</p><p><b>　　3）確定

81、跨距</b></p><p>　　右端支反力作用點至大齒輪上力的作用點間距離為</p><p>　　左端支反力作用點至小齒輪上力的作用點間距離為</p><p>　　兩齒輪上作用點間的距離為</p><p>　　4）作出計算簡圖（見草稿紙）</p><p>　　5）求出水平面內(nèi)支反力及,并作出水平彎矩圖&l

82、t;/p><p><b>　　截面3的彎矩</b></p><p><b>　　截面2的彎矩</b></p><p><b>　?。▓D見草稿紙）</b></p><p>　　6）求垂直面內(nèi)支反力和，并作出垂直彎矩圖</p><p><b>　　截面

83、3的彎矩</b></p><p><b>　　截面2的彎矩</b></p><p><b>　　7)作出合力彎矩圖</b></p><p><b>　　截面3的合成彎矩</b></p><p><b>　　截面2的合成彎矩</b></p&

84、gt;<p><b>　?。▓D見草稿紙）</b></p><p>　　8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）</p><p>　　5.2.5：軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算</p><p>　　確定危險截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應(yīng)力集中，但截面①和截面⑥所受載荷較小，可以不考慮。截面②和③直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面②所受載

85、荷較截面③小，故可排除。截面④和⑤直徑相同，應(yīng)力集中群毆那個框相同，但截面④所受載荷較截面⑤小，也可排除。所以只需對截面③和⑤進行安全系數(shù)校核。</p><p>　　1）截面③的安全系數(shù)校核計算</p><p>　　(1)應(yīng)力集中系數(shù)：</p><p>　　a.有效應(yīng)力集中系數(shù):查表13-9【2】，</p><p>　　b.絕對尺寸系數(shù)：查表

86、13-10【2】，</p><p>　　c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表13-11【2】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）</p><p>　　d.等效系數(shù)：查表13-13【2】，</p><p>　　(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）</p><p><b>　　軸的直徑</b></p><p>&l

87、t;b>　　鍵槽寬</b></p><p><b>　　鍵槽深</b></p><p><b>　　(3)截面上的應(yīng)力</b></p><p>　　彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅</p><p><b>　　,</b></p><p&g

88、t;<b>　　平均應(yīng)力；</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，</p><p><b>　?。?）安全系數(shù)</b></p><p><b>　　彎曲安全系數(shù)</b></p><p

89、><b>　　扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)</b></p><p><b>　　綜合安全系數(shù)</b></p><p><b>　　取,合適</b></p><p>　　2）截面⑤的安全系數(shù)校核計算</p><p>　　(1)應(yīng)力集中系數(shù)：</p><p>　　a.

90、有效應(yīng)力集中系數(shù):</p><p>　　軸直徑變化過度圓角的應(yīng)力集中，由，按</p><p>　　查表13-8【2】，</p><p>　　過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表13.9【2】得</p><p>　　由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計算安全系數(shù)</p><p>　　b.絕對尺寸系數(shù)：查表13-10【2】

91、，</p><p>　　c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表13-11【2】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）</p><p>　　d.等效系數(shù)：查表13-13【2】，</p><p>　　(2) 截面上的應(yīng)力</p><p><b>　　截面⑤的彎矩</b></p><p><b>　　故彎曲應(yīng)

92、力幅</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　平均應(yīng)力；</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，</p><p><b>　?。?）安全系數(shù)&

93、lt;/b></p><p><b>　　彎曲安全系數(shù)</b></p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)</b></p><p><b>　　綜合安全系數(shù)</b></p><p><b>　　取,合適</b></p><p>

94、　　5.3：低速軸Ⅲ的設(shè)計</p><p>　　總結(jié)之前的一些本計算階段可能用到的數(shù)據(jù)</p><p>　　傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；</p><p><b>　　轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　齒輪4（大直齒輪）：</p><p>　　分度圓直徑；齒輪寬度；</p><p>

95、　　5.3.1：選擇軸的材料</p><p>　　選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表13-1【2】查得：</p><p>　　5.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑</p><p>　　由式（13-2）【2】，，查表13-2，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸），則</p><p>　　又因為最小直徑在裝齒輪處

96、，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即</p><p><b>　　圓整取標準值為</b></p><p>　　5.3.3：聯(lián)軸器的型號的選取</p><p>　　由前面計算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。還要考慮低速軸的最小直徑。</p><p>　　綜合以上因素，查標準JB/T7006-2006

97、(見表3-6【3】)，選用PLH3型滑動軸承平行軸聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的外孔徑，軸孔長度，故裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于85mm，取83mm，軸頭直徑為35mm。</p><p>　　5.3.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1）初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)（如草稿）</p><p>　　2）確定各段軸的直徑</p><p>　　由前面計算可知裝齒輪軸頭⑤

98、直徑為42mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2.5mm；</p><p>　　軸環(huán)和軸頭半徑差為2~3倍的倒角尺寸，故軸環(huán)④直徑為50mm。</p><p>　　兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)小于42mm，同時考慮到軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸徑直徑取40mm。</p><p>　　根據(jù)半聯(lián)軸器的外孔徑，確定裝聯(lián)軸器段軸頭直徑為35

99、mm。</p><p>　　右端軸頸③與軸頭①間軸身②的直徑取為37mm。</p><p>　　3）初選軸承類型及及代號</p><p>　　因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為40mm，查表6-6【1】初選7208C軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。</p><p>　　4）確定各軸段的長度</p&g

100、t;<p>　　齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭長度分別取94mm。</p><p>　　根據(jù)前面中軸的設(shè)計，齒輪端面到減速器壁的距離為15mm（102/2+12-96/2=15mm），軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取3mm，故左端套筒的長度為18mm。由手冊【1】查得7208C軸承的寬度為18mm，軸端倒角

101、尺寸取2mm，所以裝左軸承段的長度為40mm（2+18+18+2=40mm）。</p><p>　　軸環(huán)④右端面應(yīng)與右軸承內(nèi)端面重合。軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取3mm，則根據(jù)前面中軸的計算，軸環(huán)的長度取88mm（51+10+60+17+16-48-18=88mm）。由手冊【1】查得7208C軸承的寬度為18mm，軸端倒角尺寸取2mm。</p><p>　　右端裝軸承段軸頸③長度為18m

102、m。</p><p>　　軸身②的長度初選為40mm。</p><p>　　根據(jù)半聯(lián)軸器的軸孔長度，裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于85mm，取83mm。</p><p>　　低速軸總長度為363mm</p><p>　　4）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為

103、，長度取為90mm。</p><p>　　聯(lián)軸器采用C型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為80mm。</p><p>　　5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度</p><p>　　軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。</p><p>　　5.3.5：軸的受力分析</p>

104、<p><b>　　1）軸上的扭矩</b></p><p>　　2）求齒輪上的作用力</p><p><b>　　3）確定跨距</b></p><p>　　右端支反力作用點至聯(lián)軸器上力的作用點間距離為</p><p>　　左端支反力作用點至齒輪上力的作用點間距離為</p>&

105、lt;p>　　兩齒輪上作用點間的距離為</p><p>　　4）作出計算簡圖（見草稿紙）</p><p>　　5）求出水平面內(nèi)支反力及,并作出水平彎矩圖</p><p><b>　　截面4的彎矩</b></p><p>　　6）求垂直面內(nèi)支反力和，并作出垂直彎矩圖</p><p><b

106、>　　截面4的彎矩</b></p><p><b>　　7)作出合力彎矩圖</b></p><p><b>　　截面4的合成彎矩</b></p><p><b>　?。▓D見草稿紙）</b></p><p>　　8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）</p>

107、<p>　　5.3.6：軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算</p><p>　　確定危險截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應(yīng)力集中，但截面①③④⑤所受載荷較小，可以不考慮。截面②⑥三處受載較大應(yīng)力集中，所以需對截面②⑥進行安全系數(shù)校核。</p><p>　　1）截面②的安全系數(shù)校核計算</p><p>　　(1)應(yīng)力集中系數(shù)：</p><

108、;p>　　a.有效應(yīng)力集中系數(shù):</p><p>　　軸直徑變化過度圓角的應(yīng)力集中，由，按</p><p>　　查表13-8【2】，</p><p>　　過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表13.9【2】得</p><p>　　由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計算安全系數(shù)</p><p>　　b.絕對尺寸系數(shù)：

109、查表13-10【2】，</p><p>　　c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表13-11【2】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）</p><p>　　d.等效系數(shù)：查表13-13【2】，</p><p>　　(2) 截面上的應(yīng)力</p><p><b>　　截面②的彎矩</b></p><p><b

110、>　　故彎曲應(yīng)力幅</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　平均應(yīng)力；</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，</p><p><b>

111、　?。?）安全系數(shù)</b></p><p><b>　　彎曲安全系數(shù)</b></p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)</b></p><p><b>　　綜合安全系數(shù)</b></p><p><b>　　取,合適</b></p>

112、<p>　　2）截面⑥的安全系數(shù)校核計算</p><p>　　(1)應(yīng)力集中系數(shù)：</p><p>　　a.有效應(yīng)力集中系數(shù):查表13-9【2】，</p><p>　　b.絕對尺寸系數(shù)：查表13-10【2】，</p><p>　　c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表13-11【2】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）</p>&

113、lt;p>　　d.等效系數(shù)：查表13-13【2】，</p><p>　　(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）</p><p><b>　　軸的直徑</b></p><p><b>　　鍵槽寬</b></p><p><b>　　鍵槽深</b></p><

114、p><b>　　(3)截面上的應(yīng)力</b></p><p>　　彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅</p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　平均應(yīng)力；</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</p>&l

115、t;p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，</p><p><b>　?。?）安全系數(shù)</b></p><p><b>　　彎曲安全系數(shù)</b></p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)</b></p><p><b>　　綜合安全系數(shù)</b><

116、/p><p><b>　　取,合適</b></p><p>　　六、軸承的選擇與壽命計算</p><p>　　6.1：低速軸的軸承壽命</p><p><b>　　1）查有關(guān)數(shù)據(jù)</b></p><p>　　由手冊【1】查得7206C軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)：</p><

117、;p>　　2）計算兩支承德徑向載荷</p><p>　　3）計算兩支承的軸向載荷</p><p>　　對于7000C型軸承，軸承內(nèi)部軸向力,其中為表14-7【2】中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但先軸承軸向載荷未知，故先取進行試算。</p><p><b>　　對于軸承I：</b></p><p><b>

118、;　　對于軸承II：</b></p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p><b>　　對于軸承I：</b></p><p><b>　　對于軸承II：</b></p><p>　　查表14-7【2】得，&

119、lt;/p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p><b>　　對于軸承I：</b></p><p><b>　　對于軸承II：</b></p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>&

120、lt;b>　　對于軸承I：</b></p><p><b>　　對于軸承II：</b></p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　兩次計算相差不大，因此確定，，</p><p><b>　　，</b

121、></p><p>　　4）計算兩軸承的當(dāng)量動載荷</p><p><b>　　對于軸承I </b></p><p>　　因 ，查表14-7【2】得</p><p><b>　　對于軸承II </b></p><p>　　因 ，查表14-7【2】得</

122、p><p>　　5）計算軸承的基本額定壽命</p><p>　　取，中的最大值計算，將帶入下式</p><p>　　查表14-4【2】，因軸承在正常溫度下工作，</p><p>　　查表14-5【2】，取減速器載荷系數(shù)，球軸承</p><p><b>　　則</b></p><p&

123、gt;<b>　　壽命達到要求</b></p><p>　　6.2：中間軸的軸承壽命</p><p><b>　　1）查有關(guān)數(shù)據(jù)</b></p><p>　　由手冊【1】查得7206C軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)：</p><p>　　2）計算兩支承德徑向載荷</p><p>　　3）計算

124、兩支承的軸向載荷</p><p>　　對于7000C型軸承，軸承內(nèi)部軸向力,其中為表14-7【2】中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但先軸承軸向載荷未知，故先取進行試算。</p><p><b>　　對于軸承I </b></p><p><b>　　對于軸承II</b></p><p>　　查表14

125、-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p><b>　　相差較大</b></p><p>　　查表14-7【2】得，</p><p>　　查表14-7【2

126、】得，</p><p>　　兩次計算相差不大，因此確定，，</p><p><b>　　，</b></p><p>　　4）計算兩軸承的當(dāng)量動載荷</p><p><b>　　對于軸承I </b></p><p>　　因 ，查表14-7【2】得</p>&

127、lt;p><b>　　對于軸承II </b></p><p>　　因 ，查表14-7【2】得</p><p>　　5）計算軸承的基本額定壽命</p><p>　　取，中的最大值計算，將帶入下式</p><p>　　查表14-4【2】，因軸承在正常溫度下工作，</p><p>　　查表1

128、4-5【2】，取減速器載荷系數(shù)，球軸承</p><p><b>　　則</b></p><p>　　壽命達到要求，使用中期需要更換一次中間軸承。</p><p>　　七、鍵連接的選擇與校核計算</p><p>　　7.1：高速軸Ⅰ上的鍵的選擇</p><p>　　由前面軸的設(shè)計可知:</p&

129、gt;<p>　　齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為63mm。</p><p>　　聯(lián)軸器采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為36mm。</p><p>　　7.2：中間軸Ⅱ上的鍵的選擇</p><p>　　由前面軸的設(shè)計可知，大齒輪及小齒輪均采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【3】查得截面尺

130、寸為，長度取為50mm和90mm。</p><p>　　7.3：低速軸Ⅲ上的鍵的選擇與校核計算</p><p>　　7.3.1：齒輪處普通平鍵選擇與強度校核</p><p><b>　　1）選擇平鍵</b></p><p>　　根據(jù)前面有掛吧計算，齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為90

131、mm。</p><p><b>　　2）平鍵強度校核</b></p><p><b>　　低速軸上的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　低速軸的直徑：</b></p><p>　　根據(jù)軸的型號可知： </p><p>　　查表4-1【2】得需用應(yīng)

132、力 </p><p>　　7.3.2：聯(lián)軸器處普通平鍵強度校核</p><p><b>　　1）選擇平鍵</b></p><p>　　聯(lián)軸器采用C型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為80mm。</p><p><b>　　2）平鍵強度校核</b></p>&l

133、t;p><b>　　低速軸上的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　低速軸的直徑：</b></p><p>　　根據(jù)軸的型號可知： </p><p>　　查表4-1【2】得需用應(yīng)力 </p><p>　　擠壓應(yīng)力略有點大，基本滿足需求。</p><p><

134、b>　　八、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　8.1：高速軸端聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　由前面計算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。還要考慮低速軸的最小直徑。</p><p>　　綜合以上因素，查標準GB/T5014-1984(見表8-2【1】)，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的外孔徑，軸孔長度，故裝

135、聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于42mm，取40mm，軸頭直徑為16mm。</p><p>　　8.2：低速軸端聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　由前面計算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。還要考慮低速軸的最小直徑。</p><p>　　綜合以上因素，查標準JB/T7006-2006(見表3-6【3】)，選用PLH3型滑動軸承平行軸聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器

136、的外孔徑，軸孔長度，故裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于60mm，取58mm，軸頭直徑為35mm。</p><p>　　九、潤滑與密封方式選擇</p><p>　　由于兩對嚙合齒輪中大的齒輪直徑相差不大、而且他們速度也都不大，所以齒輪傳動可以采用浸油潤滑，查表7-1【1】，選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）,牌號L-CKC</p><p>　　由于滾動軸承的速度較

137、低，可以用潤滑脂潤滑。查表7-2【1】，選用鈣基潤滑脂（GB/T0368-1992）。</p><p>　　為避免油池中稀油濺入軸承，在齒輪與軸承間防止擋油環(huán)。輸入軸和輸出軸用氈圈密封。</p><p>　　十、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　10.1：減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　為了便于齒輪等的裝配，機體采用視屏剖

138、分式，剖分面與軸線平面重合，將機體分為機座和機蓋兩部分。</p><p>　　機體用HT150鑄造。</p><p>　　保證機體剛度的措施：①由足夠的壁厚；②軸承座孔附近做成凸臺</p><p>　　10.2：減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1）檢查孔與檢查孔蓋</p><p>　　檢查孔蓋用M8螺釘固定在