機械設計課程設計---二級減速器

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文檔簡介

1、　　目錄　　機械設計課程設計任務書·························

2、3;· 3　　設計題目··························· 3<p

3、>　　設計要求··························· 4　　機械傳動裝置的總體設計··

4、··················· 5　　選擇電動機············

5、83;········ 5　　選擇電動機類型····················· 6</p&

6、gt;　　電動機容量的選擇····················· 6　　電動機轉(zhuǎn)速的選擇······

7、··············· 6　　傳動比的分配············ ····&

8、#183;···· 7　　計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)·············· 7　　各軸的轉(zhuǎn)速：······

9、;··············· 7　　各軸的輸入功率：················

10、;····· 8　　各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：····················· 8　　整理列

11、表：····················· 8　　V帶傳動的設計計算·········

12、83;··· ···· 8　　V帶的基本參數(shù)····················· 9&

13、lt;p>　　帶輪結構的設計····················· 9　　齒輪的設計·······

14、3;············ 11　　齒輪傳動設計（1、2輪的設計）·················&#

15、183;·· 11　　齒輪的類型····················· 12　　齒面接觸強度校核··

16、;··················· 13　　按輪齒彎曲強度設計計算···········&

17、#183;· 14　　幾何尺寸設計····················· 15　　齒輪結構設計···

18、;·················· 15　　齒輪傳動設計（3、4齒輪的設計）···········&#

19、183;··· 17　　齒輪的類型····················· 17　　齒面接觸強度校核·

20、;···················· 18　　按輪齒彎曲強度設計計算··········&

21、#183;····· 19　　幾何尺寸計算····················· 20

22、　齒輪結構設計····················· 22　　齒輪參數(shù)表·········&

23、#183;··········· 23　　軸的設計···················

24、3; 24　　低速軸····················· 25　　低速軸上的運動參數(shù)····

25、83;················ 25　　求作用在齒輪上的力··············&

26、#183;······ 26　　選取材料····················· 26<p&

27、gt;　　軸最小直徑的確定····················· 27　　擬定方案········&#

28、183;············ 27　　確定軸的各段直徑和長度············28　　低速軸所受載荷及彎

29、扭圖················· 29　　軸的強度及疲勞強度校核計算··········· 30</p&g

30、t;　　高速軸····················· 32　　選取材料·······

31、83;············· 32　　軸最小直徑的確定·················&#

32、183;··· 32　　擬定方案····················· 33　　確定軸的各段直徑和長度

33、83;··········· 33　　滾動軸承的選擇···················

34、3;· 33　　鍵聯(lián)接選擇····················· 33　　中速軸····

35、················· 33　　選取材料··············

36、83;······ 34　　軸最小直徑的確定····················· 34<

37、p>　　擬定方案····················· 34　　確定軸的各段直徑和長度·······

38、83;····34　　滾動軸承的選擇····················· 34　　鍵聯(lián)接選擇

39、83;···················· 35　　滾動軸承的選擇與計算··········

40、··········· 35　　鍵聯(lián)接選擇及校核····················

41、;·· 35　　聯(lián)軸器的選擇···················· 36　　機座箱體結構尺寸及附件設計··

42、83;·················· 36　　箱體的結構設計············

43、3;········ 37　　附件設計····················· 37

44、　　潤滑與密封··························· 38　　參考資料··

45、;··························· 40　　機械設計課程設計任務書

46、;　　設計題目：　　設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）　　—電動機　　2——V帶　　3——齒輪減速器

47、　　4——聯(lián)軸器　　5——卷筒　　6——運輸帶　　原始數(shù)據(jù)：　　1.工作條件：每天兩班制工作，載荷

48、較平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，環(huán)境最高溫度350C。　　2.使用期：使用期八年；　　3.運輸帶速度允許誤差：±5%；　　設計要求　　減速器裝配圖1張（A1或以上）；　　零件工作圖2張（A4或

49、以上）；　　設計說明書一份。　　機械傳動裝置的總體設計　　選擇電動機　　選擇電動機的類型　　按工作要求和工作條件選用

50、Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構。　　電動機容量的選擇　　卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速：　　工作機所需要的功率為：　　試中工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取

51、　　代入上試得　　電動機的輸出功率功率按下式　　式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率　　由試由表2-4 V帶傳動效率，滾動軸承效率：斜齒輪傳動效率（7級精度一般齒輪傳動）：聯(lián)軸器傳動效率。

52、;　　則　　所以電動機所需工作功率為　　因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表20-1中Y系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率Pw為4.0 kw。　　確定電動機轉(zhuǎn)速　　按表2-1推薦的傳動比合理范圍

53、，展開式減速器的傳動比為：　　而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為　　V帶的傳動比為：　　得總推薦傳動比為：　　所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為7

54、50r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。　　綜合考慮為使傳動裝置機構緊湊，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率4。電動機的安裝結構形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。　　傳動比的分配

55、　　總傳動比為；　　分配傳動比　　為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；　　則減速器的傳動比為：；　　經(jīng)以下計算傳動比修改為；

56、　　考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應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：；　　；　　經(jīng)以下計算傳動比修改為；　　經(jīng)以下計算傳動比修改為

57、；　　計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　各軸的轉(zhuǎn)速　　1軸；　　2軸；　　3軸；<

58、/b>　　滾筒軸；　　各軸的輸入功率　　1軸；　　2軸；<

59、;b>　　3軸；　　卷筒軸；　　各軸的輸入轉(zhuǎn)矩　　電機軸；　　1軸；&l

60、t;/p>　　2軸；　　3軸；　　滾筒軸 　　整理列表<b&g

61、t;　　V帶傳動的設計 　　V帶的基本參數(shù)　　確定計算功率：　　已知：；；　　查《機械設計基礎》表13-8得工況系數(shù)：；

62、;　　則：　　選取V帶型號：　　根據(jù)、查《機械設計》圖8-11選用A型V帶　　確定大、小帶輪的基準直徑　　初選小帶輪的基準直徑：&l

63、t;b>　??；　　計算大帶輪基準直徑：　??；　　圓整取，誤差小于5%，是允許的。　　修正后的傳動比為：　　驗算

64、帶速：　　帶的速度合適。　　確定V帶的基準長度和傳動中心距：　　中心距：　　初選中心距<b

65、>　　基準長度：　　對于A型帶選用　　實際中心距：　　中心距的變化范圍為　　驗算主動輪上的包角：<p&

66、gt;　　由　　得　　主動輪上的包角合適。　　計算V帶的根數(shù)：　　，查《機械設計》表8-4a 得：；<b&g

67、t;　　，查表得：；　　由查表得，包角修正系數(shù)：　　由，與V帶型號A型查表得：于是　　計算V帶的根數(shù)：　　取合適。　　計算預緊力（初拉

68、力）：　　根據(jù)帶型A型查《機械設計》表8-3得：　　計算作用在軸上的壓軸力：　　其中為小帶輪的包角。　　V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：　　帶輪結構的設計

69、;　　1、帶輪的材料：　　采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）　　2、帶輪的結構形式：　　V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。　　小帶輪接電動機，，所以采用實心式結構帶輪。　　大帶輪，且，所以

70、采用孔板式結構帶輪。　　小帶輪的結構參數(shù)：大帶輪的結構參數(shù)：　　齒輪的設計　　齒輪傳動設計（1、2輪的設計）　　齒輪的類型　　選定齒輪類型、精度等級、材

71、料及齒數(shù)　　依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。　　為盡量減少中間軸上的軸上力選小齒輪為左旋　　材料選擇。由《機械設計》，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為 250HBS；大齒

72、輪材料為45鋼表面淬火，齒面硬度為220HBS。兩者硬度相差30HBS　　螺旋角：,初選β=15°　　選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 　　取　　按齒輪面接觸強度設計　　按齒面接觸疲勞強度

73、設計，即　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　試選載荷系數(shù)。　　計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩　　按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數(shù)。　　由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。<

74、/p>　　由《機械設計》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。　　由《機械設計》表10-266查得　　由《機械設計》圖10-21d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。　　計算應力循環(huán)次數(shù)

75、;　　由《機械設計》圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。　　計算接觸疲勞許用應力　　取安全系數(shù)S=1　　許用接觸應力　　因為所以取。<

76、;/b>　　設計計算　　試算小齒輪分度圓直徑，代入以上參數(shù)的值。　　計算圓周速度。　　計算齒寬與齒高之比b/h及計算齒寬b　　計算

77、縱向重合度　　計算載荷系數(shù)　　查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)：7級精度，由圖10-8　　得動載系數(shù) 由表10-3查的；查表10-4用插值法得7級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置　　由由圖10-

78、13得故載荷系數(shù)

79、 　　校正分度圓直徑　　由《機械設計》　　計算齒輪傳動的幾何尺寸　　計算模

80、數(shù)　　按齒根彎曲強度設計，公式為　　確定公式內(nèi)的各參數(shù)值　　由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；　　由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，　　計算彎曲疲勞許用

81、應力；　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4得　　計算載荷系數(shù)K　　根據(jù)縱向重合度,從圖10—28查得螺旋角影響系數(shù)。　　計算當量齒數(shù)　　。

82、　　查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、　　由《機械設計》表查得；；；　　計算大、小齒輪的并加以比較；　　小齒輪大　　設計計算</p&

83、gt;　　對比計算結果，由齒輪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)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.42并就進圓整為標準值接觸強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù)　　大齒輪</p

84、>　　故實際傳動比　　這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。　　幾何尺寸計算　　計算中心距

85、　　將中心距圓整得117mm。　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　因值改變不多，故參數(shù)等不必修正　　計算分圓周直徑、 　　計算齒輪寬度　　取，。<

86、/b>　　齒輪的結構設計　　小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用腹板式結構　　大齒輪的有關尺寸計算如下：　　軸孔直徑40mm 輪轂長度與齒寬相等 <b&g

87、t;　　輪轂直徑 　　輪緣厚度板厚度 　　腹板中心孔直徑腹板孔直徑　　齒輪倒角取　　齒輪傳動設計（3、4齒輪的設計）　　選定齒輪類型、精度

88、等級、材料及齒數(shù)　　依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。　　為盡量減少中間軸上的軸上力選小齒輪為右旋　　材料選擇。由《機械設計》，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為 250HB

89、S；大齒輪材料為45鋼表面淬火，齒面硬度為220HBS。兩者硬度相差30HBS　　螺旋角：,初選β=15°　　選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 　　按齒輪面接觸強度設計　　按齒面接觸疲勞強度設計，即　　1、&

90、lt;/b>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　試選載荷系數(shù)。　　計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩　　按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數(shù)。　　由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

91、。　　由《機械設計》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。　　由《機械設計》表10-266查得　　由《機械設計》圖10-21d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。　　計算應力循環(huán)次數(shù)<

92、/b>　　由《機械設計》圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。　　計算接觸疲勞許用應力　　取安全系數(shù)S=1　　許用接觸應力　　因為所以

93、取。　　設計計算　　試算小齒輪分度圓直徑，代入以上參數(shù)的值。　　計算圓周速度。　　計算齒寬與齒高之比b/h及計算齒寬b

94、;　　計算縱向重合度　　計算載荷系數(shù)　　查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)：7級精度，由圖10-8　　得動載系數(shù) 由表10-3查的；查表10-4用插值法得7級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置　　由

95、由圖10-13得故載荷系數(shù)

96、 　　校正分度圓直徑　　由《機械設計》　　計算齒輪傳動的幾何尺寸

97、　　計算模數(shù)　　按齒根彎曲強度設計，公式為　　確定公式內(nèi)的各參數(shù)值　　由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；　　由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，　　計算彎

98、曲疲勞許用應力；　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4得　　計算載荷系數(shù)K　　根據(jù)縱向重合度,從圖10—28查得螺旋角影響系數(shù)。　　計算當量齒數(shù)<b&g

99、t;　　。　　查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、　　由《機械設計》表查得；；；　　計算大、小齒輪的并加以比較；　　小齒輪大　　設計計算&l

100、t;/p>　　對比計算結果，由齒輪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)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.04并就進圓整為標準值接觸強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù)　　大齒輪&

101、lt;/p>　　故實際傳動比　　這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。　　幾何尺寸計算　　計算中心距</

102、p>　　將中心距圓整得131mm。　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　因值改變不多，故參數(shù)等不必修正　　計算分圓周直徑、 　　計算齒輪寬度　　取，

103、。　　齒輪的結構設計　　小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構　　大齒輪的有關尺寸計算如下：　　軸孔直徑60mm 輪轂長度與齒寬相等

104、　　輪轂直徑 　　輪緣厚度板厚度 　　腹板中心孔直徑腹板孔直徑　　齒輪倒角取　　齒輪傳動參數(shù)表<

105、;p>　　軸的設計　　低速軸的結構設計　　低速軸的運動參數(shù)　　功率：　　轉(zhuǎn)速：

106、;　　轉(zhuǎn)矩：　　求作用在齒輪上的力　　低速級齒輪的分度圓直徑為d　　選取材料　　可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。&l

107、t;/p>　　計算軸的最小直徑，查表可取　　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)軸器的孔徑相適應故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14-1考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取則按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件查標準（GB5014-85）選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的孔徑為42m

108、m,故取=42，聯(lián)軸器長度L=84mm,半聯(lián)軸器配合的轂孔長度mm　　擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)　　根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度　　根據(jù)半聯(lián)軸器配合的轂孔長度mm,故取，為滿足半聯(lián)軸器的定位要求，則其左側有一軸肩，故取，右端用軸端擋圈定位按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。

109、;　　初選滾動軸承　　因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故取角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄初取0組基本游隙組標準精度等級的角接觸球軸承7211AC則其尺寸為，故，根據(jù)裝配關系，段左邊有一定位軸肩，故取　　取安裝齒輪處的軸端的直徑，齒輪的左端與右端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪

110、的寬度為65mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度故取，齒輪的左端采用軸肩定位。軸肩高度則此軸環(huán)處的直徑為mm, 軸環(huán)寬度取。　　齒面和箱體內(nèi)壁取a=18.5mm,軸承距箱體內(nèi)壁的距離取s=8mm,轉(zhuǎn)動齒輪之間的距離c=20mm,則　　軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外面與半聯(lián)軸器的

111、距離為30mm,故取。　　計算可得、　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度　　軸上零件的軸向定位為　　齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通平鍵A型連接，　　齒輪按由（GB1095-79）尺寸

112、為,齒輪與軸的配合為，半聯(lián)軸按由（GB1095-79）尺寸為，半聯(lián)軸與軸的配合為，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m6.　　確定軸上圓角和倒角尺寸　　軸端倒角皆為，圓角半徑為。　　低速軸所受載荷及彎扭圖　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸上的簡圖（

113、如圖一），在確定軸承的支撐位置時應從手冊查取a值，對于7211AC型角接觸球軸承由手冊查得a=29.4mm，因此作簡支梁（如圖二）的軸的支撐跨距L=171.2mm。　　將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系　　做出軸上的彎矩和扭矩圖如下　　彎矩圖的計算和扭矩計算如下&l

114、t;p>　　水平面：段：　　鉛垂面：段：　　段： 　　從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表&l

115、t;b>　　表3　　軸的強度及疲勞強度校核計算　　按彎扭合成應力校核軸的強度　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力　　前已選

116、定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故安全。　　精確校核軸的疲勞強度　　判斷危險截面　　截面A，2，4，B只受扭矩作用雖然鍵槽軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的所以截面A，2，4，B均無需校核。</

117、p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面3和5處過盈配合所引起的應力集中最嚴重，從截面情況來看截面C上的應力最大。截面5的應力集中的影響和截面3的相近但截面5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核，截面C上雖然應力最大但應力集中不大（過盈配合鍵槽引起的應力集中均在兩端）而且這里軸的直徑最大，故不必校核由第三章附錄可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸校核截面3左右兩側即可。</p&

118、gt;　　截面3左側　　抗彎截面系數(shù)：　　抗扭截面系數(shù)：　　截面3左側的彎矩M為　　截面3左側的扭矩為</b&g

119、t;　　截面上的彎曲應力：　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：　　軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理由表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取經(jīng)插值后查得又由附圖3-1得軸的材料敏性系數(shù)為　　故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-

120、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)　　軸按摩削加工附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)　　軸未經(jīng)表面強化處理即按式（3-12）及式（3-12a）的綜合系數(shù)　　又由得碳鋼的特性系數(shù)取，取。　　于是計算安全系數(shù)按式則得&l

121、t;/p>　　故可知安全。　　截面3右側　　按抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算　　抗扭截面系數(shù)：　　截面3左側的彎矩M為&l

122、t;/p>　　截面3左側的扭矩為　　截面上的彎曲應力：　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：　　過盈配合處為由附表3-8用插值法求出并取于是得　　軸按摩削加工附圖3-4得表面質(zhì)量系

123、數(shù)　　故得綜合系數(shù)　　所以軸在截面3右側的安全系數(shù)為　　故可知安全。　　高速軸的結構設計　　高速軸

124、的運動參數(shù)　　功率：　　轉(zhuǎn)速：　　轉(zhuǎn)矩：　　選取材料　　可

125、選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。　　計算軸的最小直徑，查表可取　　軸的最小直徑顯然是安裝V帶輪處的直徑，為了使所選的軸直徑與V帶輪的孔徑相適應故=25mm。V帶輪與軸配合的轂孔長度。　　軸的結構設計　　擬定方案如下圖&

126、lt;/b>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。　　為了滿足V帶輪的軸向定位要求軸1段右端需要制出一軸肩故取，右端用軸端擋圈定位按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。　　軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，選用角接觸球軸承7207AC，參照工作要求。<b&

127、gt;　　軸上零件的周向定位　　大齒輪與軸的周向定位均采用平鍵定位　　根據(jù)，選用C型鍵，　　確定軸上圓角和倒角尺寸　　軸端倒角皆為，圓角半徑為。　　中間軸

128、的結構設計　　中間軸的運動參數(shù)　　功率：　　轉(zhuǎn)速：　　轉(zhuǎn)矩：

129、;　　選取材料　　可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。　　計算軸的最小直徑，查表可取　　軸的最小直徑顯然是安裝V帶輪處的直徑，為了使所選的軸直徑與V帶輪的孔徑相適應故=25mm。V帶輪與軸配合的轂孔長度。　　軸的結構設計

130、　　擬定方案如下圖　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。　　軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，選用角接觸球軸承7207AC，參照工作要求。　　軸上零件的周向定位<

131、/p>　　大齒輪與軸的周向定位均采用平鍵定位　　根據(jù)，選用A型鍵，　　確定軸上圓角和倒角尺寸　　軸端倒角皆為，圓角半徑為。　　滾動軸承的設計（低速軸上的軸承）<

132、;b>　　軸承的選擇　　軸承同時承受徑向力和軸向力，選用角接觸球軸承參照工作要求并根據(jù)初選7211AC型，其尺寸為。　　校核　　由上述可知軸上齒輪受力　　軸的轉(zhuǎn)速，運動中有輕微沖擊要求壽命

133、　　查角接觸球軸承樣本可知　　該軸承的基本額定動載荷基本額定靜載荷　　齒輪受徑向載荷　　軸承正裝　　兩軸承的計算軸向力

134、;　　對于7211AC型軸承按表13-7軸承派生軸向力　　因此　　因　　故　　求軸承的當量動載荷和<p&g

135、t;　　對于軸承1　　對于軸承2　　查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：　　對于軸承1，　　對于軸承2， <

136、/p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊按表13-6取則　　求該軸承應具有的額定載荷值　　因為則有　　故符合要求。　　鍵聯(lián)接設計（低速軸上的鍵）<

137、p>　　鍵選擇　　由上可知低速軸左端鍵的尺寸為右端鍵的尺寸為　　連接強度的校核　　鍵，齒輪和軸的材料都是45鋼，由表6-2查得許用應力取　　左端鍵：&l

138、t;/p>　　工作的長度為　　齒輪與輪轂鍵槽接觸的高度為　　由式6-1得，故合適。　　所以選用：鍵A 　　右端鍵：<

139、b>　　工作長度　　鍵和輪轂鍵槽的接觸高度　　則，故合適。　　所以選用：鍵C 　　聯(lián)軸器的選擇<p&g

140、t;　　由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器　　，　　選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用Y型軸孔，C型鍵，軸孔直徑選d=45mm,軸孔長度為L=84mm　　機座箱體結構尺寸</p&g

141、t;　　箱體的結構設計　　在本次設計中箱體材料選擇鑄鐵HT200即可滿足設計要求　　附件設計　　A 視孔蓋和窺視孔　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并

142、有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固　　B 油螺塞：　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承

143、面，并加封油圈加以密封。在本次設計中，可選為，封油圈材料為耐油橡膠，油塞材料為Q235　　C 油標：　　油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。　　油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.　　選用帶螺紋的游標尺，可選為．

144、　　D 通氣孔：　　由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.　　可選為．　　E 蓋螺釘：</b

145、>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.　　F 位銷：　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.</p

146、>　　G 吊鉤：　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.　　可選單螺釘起吊，其螺紋規(guī)格為．　　潤滑、密封　　潤滑

147、;　　齒輪潤滑方式　　齒輪，應采用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑。　　軸承采用潤滑脂潤滑　　潤滑方式　　齒輪

148、潤滑油牌號及用量　　齒輪潤滑選用150號機械油（GB 443－1989），最低－最高油面距(大齒輪)10～20mm，需油量為1.5L左右　　軸承潤滑油牌號及用量　　軸承潤滑選用ZL－3型潤滑脂（GB 7324－1987）用油量為軸承間隙的1/3～1/2為宜

149、;　　密封形式　　用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。　　軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。　　參考文獻　　濮良貴，紀名剛主編. 機械設計.第八版.高等教育出版社.2

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