機械設計課程設計(帶式運輸機的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器的設計)

1、<p><b>　　課程設計任務書</b></p><p>　　課程名稱： 機械設計課程設計 </p><p>　　設計題目：帶式運輸機的展開式雙級斜齒圓柱齒輪</p><p>　　減速器的設計 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設計與制造及自動化班級

2、： </p><p>　　學生姓名: 學 號: </p><p>　　起迄日期: 2012 年 12月 31 日 ~ 2013 年1月 6日 </p><p>　　指導教師: </p><

3、;p><b>　　課程設計任務書</b></p><p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　課程名稱： 機械設計課程設計 </p><p>　　設計題目：帶式運輸機的展開式雙級斜齒圓柱齒輪</p><p>　　減速器的

4、設計 </p><p>　　專 業(yè)：機械設計制造及自動化 班級： </p><p>　　學生姓名: 學 號: </p><p>　　指導教師: </p><p><b>　　目 錄</b><

5、;/p><p>　　第1章 設計任務1</p><p>　　第2章 傳動方案分析2</p><p>　　第3章 原動件的選擇與傳動比的分配2</p><p>　　3.1原動件的選擇2</p><p>　　3.1.1工作機有效功率2</p><p>　　3.1.2查各零件傳動效率值3

6、</p><p>　　3.1.3電動機輸出功率3</p><p>　　3.1.4工作機轉速3</p><p>　　3.1.5選擇電動機3</p><p>　　3.2傳動比的分配4</p><p>　　第4章 各軸動力與運動參數的計算4</p><p>　　4.1.各軸轉速4<

7、/p><p>　　4.2.各軸輸入功率：4</p><p>　　4.3.電機輸出轉矩：4</p><p>　　4.4.各軸的轉矩5</p><p><b>　　4.5誤差5</b></p><p>　　5.齒輪傳動設計與校核計算5</p><p>　　5.1.選擇齒輪

8、材料，熱處理方式和精度等級5</p><p>　　5.2齒輪傳動校核計算6</p><p>　　5.2.1高速級6</p><p>　　5.2.2低速級10</p><p>　　第6章 軸徑計算及軸的校核15</p><p>　　6.1初算軸徑15</p><p>　　6.2軸的校

9、核16</p><p>　　6.2.1中間軸（軸II）16</p><p>　　6.2.2輸入軸（軸I）21</p><p>　　6.2.3輸出軸(軸III)24</p><p>　　第7章 鍵的校核28</p><p>　　7.1.輸入軸（軸I）上鍵的校核28</p><p>　

10、　7.2.中間軸（軸II）上鍵的校核28</p><p>　　7.3.輸出軸（軸III）上鍵的校核28</p><p>　　第8章 軸承的壽命的校核29</p><p>　　8.1.輸入軸（軸I）上軸承壽命的校核29</p><p>　　8.2.中間軸（軸II）上軸承壽命的校核30</p><p>　　8.

11、3.輸出軸（軸III）上軸承壽命的校核31</p><p>　　第9章 選擇聯(lián)軸器32</p><p>　　第10章 潤滑方式32</p><p><b>　　參考文獻32</b></p><p><b>　　第1章 設計任務</b></p><p>　　設計任

12、務如圖1.1所示，帶式運輸機的傳動裝置，其中帶的圓周力F=1600N</p><p>　　帶速v=2m/s滾筒直徑D=450mm；工作條件：兩班制連續(xù)工作，工作時有輕度震動。使用壽命8年，每年按300天計算，軸承受命為齒輪壽命的三年以上。運輸鏈的、速度誤差為鏈速度的。</p><p>　　1.電機　　2. 聯(lián)軸器　　3齒輪傳動　　　4聯(lián)軸器　　5.卷筒 6.運輸帶</p>

13、<p>　　圖1.1帶式傳動系統(tǒng)示意圖</p><p>　　第2章 傳動方案分析</p><p>　　減速方案選用兩級減速，傳動簡圖如上圖1-1所示</p><p><b>　　此方案的特點：</b></p><p>　　(1)齒輪傳動具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點，因此在傳動

14、系統(tǒng)中一般應首先采用齒輪傳動。由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合，常采用斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　(2)帶傳動具有傳動平穩(wěn)、吸振等特點，且能起過載保護作用。但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當帶速較低時，傳動結構尺寸較大。在設計時，為了減小帶傳動的結構尺寸，應將其布置在高速級。</p><p>　　(3

15、)本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺單級直齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。</p><p>　　第3章 原動件的選擇與傳動比的分配</p><p><b>　　3.1原動件的選擇</b></p><p>　　3.1.1工作機有效功率

16、</p><p>　　3.1.2查各零件傳動效率值</p><p>　　聯(lián)軸器（彈性）效率，</p><p><b>　　軸承效率 ，</b></p><p><b>　　齒輪效率 </b></p><p><b>　　滾筒效率</b></p>

17、;<p><b>　　故：</b></p><p>　　3.1.3電動機輸出功率</p><p>　　3.1.4工作機轉速</p><p>　　電動機轉速的可選范圍：</p><p><b>　　取1000</b></p><p>　　3.1.5選擇電動機<

18、;/p><p>　　選電動機型號為Y112M-4，同步轉速1500r/min，滿載轉速1440r/min，額定功率4Kw</p><p>　　表1.電動機外形尺寸</p><p><b>　　3.2傳動比的分配</b></p><p>　?。?）.理論總傳動比</p><p><b>　　（

19、2）.傳動比分配</b></p><p><b>　　故 ， </b></p><p>　　第4章 各軸動力與運動參數的計算</p><p><b>　　4.1.各軸轉速</b></p><p>　　4.2.各軸輸入功率：</p><p>　　4.3.電機輸出

20、轉矩：</p><p><b>　　4.4.各軸的轉矩</b></p><p><b>　　4.5誤差</b></p><p>　　表2.帶式傳動裝置的運動和動力參數 </p><p>　　5.齒輪傳動設計與校核計算</p><p>　　5.1.選擇齒輪材料，熱處理方式和精度

21、等級</p><p>　　考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。</p><p><b>　　選用8級精度。</b></p><p>　　5.2齒輪傳動校核計算</p><p><b>　　5.2.1高速級</b></p&

22、gt;<p><b>　　1．傳動主要尺寸</b></p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：</p><p><b>　　式中各參數為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉矩： &

23、lt;/p><p>　　（2）初選=24, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數； </p><p>　　——高速級齒輪傳動比。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P205 表10-7，選取齒寬系數。</p><p>　?。?）初取螺旋角。由參考文獻[1]P215公式圖10-26可計算齒輪傳動端面重

24、合度：</p><p>　　由參考文獻[1] P216得 </p><p>　　由參考文獻[1] P217圖10-28查得螺旋角系數</p><p>　?。?）初取齒輪載荷系數=1.3。</p><p>　　（6）齒形系數和應力修正系數：</p><p><b>　　齒輪當量齒數為</b><

25、/p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻[1] P200表10-5查得齒形系數=2.65，=2.17</p><p>　　由參考文獻[1] P200表10-5查得應力修正系數=1.58，=1.80</p><p>　?。?）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P205公式10-12算得：</p&

26、gt;<p>　　由參考文獻[1] P208圖10-20（c）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：</p><p><b>　　和。</b></p><p>　　取安全系數=1.25。</p><p>　　小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：</p><p>　　式中：——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數

27、；</p><p>　　——齒輪工作時間。 </p><p>　　由參考文獻[1] P206圖10-18查得彎曲強度壽命系數為： </p><p><b>　　故許用彎曲應力為 </b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　所以

28、 </p><p><b>　　初算齒輪法面模數</b></p><p><b>　　2 ．計算傳動尺寸</b></p><p><b>　?。?）計算載荷系數</b></p><p>　　由參考文獻[1] P193表10-2查得使用</p><p

29、>　　由參考文獻[1] P194圖10-8查得動載系數；</p><p>　　由參考文獻[1] P196表10-4查得齒向載荷分布系數；</p><p>　　由參考文獻[1] P195表10-3查得齒間載荷分配系數，則</p><p>　　（2）對進行修正，并圓整為標準模數</p><p><b>　　圓整為 <

30、;/b></p><p>　?。?）計算傳動尺寸。</p><p><b>　　中心距 </b></p><p><b>　　圓整為106mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑

31、 </p><p><b>　　大齒輪分度圓直徑 </b></p><p><b>　　圓整b=40mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪

32、齒厚。</b></p><p>　　3．校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　由參考文獻[1] P218公式10-20 </p><p><b>　　式中各參數：</b></p><p><b>　?。?）齒數比。</b></p><p>　?。?）由

33、參考文獻[1] P201表10-6查得彈性系數。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P217圖10-30查得節(jié)點區(qū)域系數。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P205公式10-12計算許用接</p><p><b>　　觸應力</b></p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P

34、209</p><p>　　圖10-21分別查得，</p><p>　?。?</p><p>　　——壽命系數，由參考文獻[1] P206圖10-18查得 ，；</p><p>　　——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得。故 </p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。&

35、lt;/p><p><b>　　5.2.2低速級</b></p><p><b>　　1．傳動主要尺寸</b></p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考文獻[1]P216公式10-17可得：</p><p><b>　　式中各

36、參數為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉矩：</p><p>　?。?）初選=23, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數； </p><p>　　——低速級齒輪傳動比。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P205 表10-7，選取齒寬系數</p>&

37、lt;p>　?。?）初取螺旋角。由參考文獻[1]P215公式圖10-26可計算齒 </p><p><b>　　輪傳動端面重合度：</b></p><p>　　由參考文獻[1] P216得 </p><p>　　由參考文獻[1] P217圖10-28查得螺旋角系數</p><p>　?。?）初取齒輪載荷系數=1.3

38、。</p><p>　　（6）齒形系數和應力修正系數：</p><p><b>　　齒輪當量齒數為</b></p><p><b>　　， </b></p><p>　　由參考文獻[1] P200表10-5查得齒形系數=2.618，=2.215</p><p>　　由參考文

39、獻[1] P200表10-5查得應力修正系數=1.593， </p><p><b>　　=1.776</b></p><p>　?。?）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P205公式10-12算得：</p><p>　　由參考文獻[1] P208圖10-20（c）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限</p><p><b>

40、;　　應力分別為：</b></p><p><b>　　和。</b></p><p>　　取安全系數=1.25。</p><p>　　小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數分別為：</p><p>　　式中：——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數；</p><p>　　——齒輪工作時間。

41、 </p><p>　　由參考文獻[1] P206圖10-18查得彎曲強度壽命系數為：</p><p>　　故許用彎曲應力為 </p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　初算齒輪法面模數

42、</b></p><p><b>　　2 .計算傳動</b></p><p><b>　?。?）計算載荷系數</b></p><p>　　由參考文獻[1] P193表10-2查得使用</p><p>　　由參考文獻[1] P194圖10-8查得動載系數；</p><p

43、>　　由參考文獻[1] P196表10-4查得齒向載荷分布系數；</p><p>　　由參考文獻[1] P195表10-3查得齒間載荷分配系數，則</p><p>　　對進行修正，并圓整為標準模數</p><p><b>　　圓整為 </b></p><p>　?。?）計算傳動尺寸。</p>&l

44、t;p><b>　　中心距 </b></p><p><b>　　圓整為155mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角 </b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑 </p><p>

45、<b>　　圓整b=55mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪齒厚。</b></p><p>　　3.校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　由參

46、考文獻[1] P218公式10-20 </p><p><b>　　式中各參數：</b></p><p><b>　?。?）齒數比。</b></p><p>　?。?）由參考文獻[1] P201表10-6查得彈性系數。</p><p>　?。?）由參考文獻[1] P217圖10-30查得節(jié)點區(qū)域

47、系數。</p><p>　　（4）由參考文獻[1] P205公式10-12計算許用接觸 </p><p><b>　　應力</b></p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P209</p><p>　　圖10-21分別查得，</p><p><b>　??；<

48、/b></p><p>　　——壽命系數，由參考文獻[1] P206圖 </p><p>　　10-18查得 ，；</p><p>　　——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查 </p><p><b>　　得。</b></p><p><b>　　故 </b

49、></p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。</p><p>　　第6章 軸徑計算及軸的校核</p><p><b>　　6.1初算軸徑</b></p><p>　　按照需要取軸的材料為45鋼，調質處理。由[1]P370表15-3取故有：</p><p>　　由參考文獻[1]P370公式

50、15-2可得：</p><p>　　輸入軸的最小直徑：。考慮到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。</p><p>　　中間軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最后取</p><p>　　輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。</p><p>　　式中：——由許用扭轉應力確定的系

51、數</p><p><b>　　6.2軸的校核</b></p><p>　　6.2.1中間軸（軸II）</p><p>　　1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：</p><p>　　由參考文獻[1]P213公式10-14可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p>

52、;<p>　　——齒輪所受的徑向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N； </p><p>　　2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算：</p><p>　　由參考文獻[1]P213公式10-14可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p><p>　　——齒輪所受的徑

53、向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N；</p><p>　　3.齒輪的軸向力平移至軸上所產生的彎矩為：</p><p>　　4.軸向外部軸向力合力為：</p><p>　　5.計算軸承支反力：</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><

54、p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ， </p><p>　　軸承2，與所設方 向相反。</p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　6.計算危險截面彎矩</p>

55、<p>　　a-a剖面左側，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p>　　b-b剖面右側，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p>　　a-a剖面右側合成彎矩為</p><p>　　b-b剖面左側合成彎矩為

56、</p><p>　　故a-a剖面右側為危險截面。</p><p><b>　　計算應力</b></p><p>　　初定齒輪2的軸徑為=32mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻[1]P106表6-1選擇=10×8，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=35mm，連接鍵由P106表6-1選擇=12×8，t=5mm,=3

57、2mm，轂槽深度=3.3mm。</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　故齒輪3可與軸分離。</p><p>　　又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故：</p><p><b>　　抗彎截面系數</b

58、></p><p><b>　　抗扭截面系數</b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p><p><b>　　扭轉切應力</b></p><p><b>　　8.計算安全系數</b></p><p>　　對調

59、質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強度極限=640MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻附圖3-4查得</p><p>　　絕對尺寸系數由附圖3-2

60、和3-3查得：</p><p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數</p><p>　　鍵槽應力綜合系數得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數</p><p><b>　　7</b></p><p>　　許用安全系數[S]=1.

61、5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的</p><p>　　6.2.2輸入軸（軸I）</p><p>　　1.計算齒輪上的作用力</p><p>　　由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產生的彎矩為：</p>

62、<p>　　3.計算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p><b>　　水平方向，軸承1 </b></p><p>　　， </p><

63、;p><b>　　軸承2，</b></p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　4.計算危險截面彎矩</p><p><b>　　a-a剖面左側：</b></p><p><b>　　豎直方向 <

64、;/b></p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p><b>　　a-a剖面右側：</b></p><p><b>　　豎直方向</b></p><p>&l

65、t;b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　故危險截面在a-a剖面左側。</p><p><b>　　5.計算截面應力</b></p><p><b>　　抗彎截面系數</b></p>&l

66、t;p><b>　　抗扭截面系數 </b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p><p><b>　　扭剪應力</b></p><p><b>　　6．計算安全系數</b></p><p>　　對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]

67、P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強度極限=640Mpa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻附圖3-4查得</p><p>　　絕對尺寸系數由附圖3-2和3-3查得：</p>

68、<p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數</p><p>　　鍵槽應力綜合系數得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數</p><p>　　許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的</p><p>　　6.2.3輸出軸(軸I

69、II)</p><p>　　1.計算齒輪上的作用力</p><p>　　由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產生的彎矩為：</p><p>　　3.計算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向

70、，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ， </p><p><b>　　軸承2，</b></p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：<

71、/p><p>　　4.計算危險截面彎矩</p><p>　　a-a剖面左側，豎直方向 </p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　a-a剖面右側，豎直方向</p><p><b

72、>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　故危險截面在a-a剖面左側。</p><p><b>　　5.計算截面應力</b></p><p>　　初定齒輪4的軸徑為=40mm，連接鍵由參考文獻[1]P106表6-1選擇=12

73、15;8，t=5mm,=28mm</p><p><b>　　抗彎截面系數</b></p><p><b>　　抗扭截面系數</b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p><p><b>　　扭剪應力</b></p><

74、p><b>　　6．計算安全系數</b></p><p>　　對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強度極限=640Mpa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸

75、磨削加工時的表面質量系數由參考文獻附圖3-4查得</p><p>　　絕對尺寸系數由附圖3-2和3-3查得：</p><p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數</p><p>　　鍵槽應力集中系數得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數</p><p&g

76、t;　　許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的</p><p><b>　　第7章 鍵的校核</b></p><p>　　7.1.輸入軸（軸I）上鍵的校核 </p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻[2]P106表6-1選擇=8×7，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm</p>

77、;<p>　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]P106表6-2查得，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p>　　7.2.中間軸（軸II）上鍵的校核 </p><p>　　齒輪2處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　齒輪3處鍵連接的擠壓應力</p><

78、;p>　　由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]P106表6-2查得</p><p>　　，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p>　　7.3.輸出軸（軸III）上鍵的校核 </p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻[1]P106表6-1選擇=10×8，t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm</p><p>

79、;　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力 </p><p>　　齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。參考文獻[1]P106表6-1選擇=12×8，t=5mm,=28mm。軸徑為=44mm</p><p>　　齒輪處鍵連接的擠壓應力</p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！</p><p>

80、　　第8章 軸承的壽命的校核</p><p>　　8.1.輸入軸（軸I）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻[2]P191表8-33查7206C軸承得軸承基本額定動負荷=17.8KN，基本額定靜負荷=12.8KN</p><p>　　軸承1的派生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><

81、;p>　　由于故軸承2為松端，軸承1為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻[1]P321表13-5可查得：</p><p><b>　　又</b></p>

82、;<p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P320~321表13-4，13-6得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p

83、><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　8.2.中間軸（軸II）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻[2]P191表8-33查7207C軸承得軸承基本額定動負荷=23.5KN，基本額定靜負荷=17.5KN</p><p>　　軸承1的派

84、生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><p>　　由于故軸承1為松端，軸承2為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻[1]P321表13-5可

85、查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P320

86、~321表13-4，13-6得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　8.3.輸出軸（軸III）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻[2]P191表8-33查7208C軸承得軸承基

87、本額定動負荷=26.8KN，基本額定靜負荷=20.5KN</p><p>　　軸承1的派生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><p>　　由于故軸承1為松端，軸承2為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承

88、2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻[1]P321表13-5可查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　

89、取</b></p><p>　　根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P320~321表13-4，13-6得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　第9章 選擇聯(lián)軸器</p&

90、gt;<p>　　由于電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻[2]P196表8-36選擇聯(lián)軸器為Lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉矩大，故選Lx3型，孔徑取35mm。</p><p>　　第10章 潤滑方式</p><p>　　由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑

91、方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大，參考文獻[3]P781表14-2故潤滑油選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903——1995），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。參考[3]P779表14-1軸承的潤滑脂選用通用鋰基潤滑脂（GB 7324——1994）。牌號為2號。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴?。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環(huán)。&

92、lt;/p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　［1］濮良貴，紀名剛.《機械設計》（第八版）［Ｍ］.高等教育出版社，2006.</p><p>　?。?］楊光等主編《.機械設計課程設計》［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2010.</p><p>　　[3] 毛謙德，李振清主編《機械設計師手冊》（第三版）［

93、Ｍ］. 北京：機械工業(yè)出版社，2006</p><p>　　[4] 朱理主編《機械原理》(第二版)［Ｍ］高等教育出版社</p><p>　　[5]劉鴻文主編《材料力學》（第五版）［Ｍ］高等教育出版社.</p><p>　　[6]徐學林主編《互換性與測量技術基礎》［Ｍ］（第二版）湖南大學出版社.</p><p>　　[7]龐國星主編《工程材料與