皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

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1、 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書 皮 帶 運(yùn) 輸 機(jī) 傳 動(dòng) 裝 置 設(shè) 計(jì) 起止日期： 年 月 日 至 年 月 日 學(xué)生姓名 班級(jí) 學(xué)號(hào) 成績(jī) 指導(dǎo)教師(簽字) 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 2010—2011學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 專業(yè) 班 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

2、 設(shè)計(jì)題目： 皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 完成期限：自 年 月 日至 年 月 日共 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)： 運(yùn)輸帶牽引力F=2500N；輸送速度 V=1.8m/s；滾筒直徑D=300mm。 工作條件：工作時(shí)有輕微震動(dòng)，室外工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差5%，單班制（每班工作8h），壽命為10年。 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)；

3、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫。 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A0； （2） 零件工作圖2張A3，中間軸和中間軸的大齒輪； （3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社） 2.《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） 3.《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社） 4．《機(jī)械原理

4、》（朱理主編 高等教育出版社） 5.《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社） 6.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7.《材料力學(xué)》（劉鴻文主編 高等教育出版社） 指導(dǎo)教師: 2011年 12 月 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 目 錄 1 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容 1 1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù) 1 1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 1 2 傳動(dòng)方案的擬定 2

5、 3原動(dòng)機(jī)的選擇 3 3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 3 3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 3 3.2.1工作機(jī)所需的有效功率 3 3.2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 3 3.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 4 4 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 5 4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 5 4.2 分配傳動(dòng)比 5 5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 6 5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 6 6傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算 8 6.1高速齒輪的計(jì)算 8 6.1.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 8 6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 8 6.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10 6.1.4幾何尺寸計(jì)算 11 6.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)

6、計(jì)算 11 6.2.1 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 11 6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12 6.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 14 6.2.4幾何尺寸計(jì)算 15 7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 16 7.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 16 7.1.1 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 16 7.1.2 求作用在齒輪上的力 16 7.1.3 初步確定軸的最小直徑 16 7.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 17 7.1.5 求軸上的載荷 19 7.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 21 7.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 22 7.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 25 7.2.1 軸上的功

7、率、、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計(jì)算 25 7.2.2 求作用在齒輪上的力 26 7.2.3 初步確定軸的最小直徑 26 7.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 27 7.2.5 求軸上的載荷 27 7.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 28 7.3.1 軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速N3和轉(zhuǎn)矩T3的計(jì)算 28 7.3.2 求作用在齒輪上的力 28 7.3.3 初步確定軸的最小直徑 29 7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 30 7.3.5 求軸上的載荷 31 7.3.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 33 7.3.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 33 7.4 各軸軸承校核 37 7.5連接部件設(shè)計(jì)計(jì)算 39 7.5.1

8、鍵的選擇 39 7.5.2強(qiáng)度校核 40 8 箱體的設(shè)計(jì)及計(jì)算 41 9 減速器的潤(rùn)滑計(jì)算 43 9.1 齒輪的潤(rùn)滑計(jì)算 43 9.2 軸承的潤(rùn)滑計(jì)算 43 10 密封 44 參考文獻(xiàn) 45 結(jié)束語(yǔ) 46 1 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖-1所示。 圖1.1帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運(yùn)輸帶的工作拉力：F=2500； ②運(yùn)輸帶的工作速度：v=1.8m/s； ③卷筒直徑：D=300mm； ④使用壽命：10年，每年工作日300天，單班制，每班8小時(shí)

9、。 1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：①誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的5%； ②工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作載荷較平穩(wěn)； ③制造情況：大批量生產(chǎn)。 2 傳動(dòng)方案的擬定 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示 1-電動(dòng)機(jī) 2-聯(lián)軸器 3-齒輪一 4-齒輪二 5-齒輪三 6-齒輪四 7-皮帶與電動(dòng)相連的軸為0軸，齒輪一軸連1軸 中間軸為 2軸 齒輪三連3軸 3原動(dòng)機(jī)的選擇 3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。 3.2選擇電動(dòng)

10、機(jī)的容量 3.2.1工作機(jī)所需的有效功率 電動(dòng)機(jī)容量的選擇。根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為 （KW） 式中： —工作機(jī)所需的有效功率（KW） —帶的圓周力（N） V---帶的工作速度 3.2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 設(shè):——聯(lián)軸器效率，（見(jiàn)參考資料【2】表3-3）； ——閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率（設(shè)齒輪精度為7級(jí)），=0.98（見(jiàn)參考資料【2】表3-3）； ——一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=0.99（見(jiàn)參考資料【2】表3-3）； ——輸送機(jī)滾筒效率，=0.96（見(jiàn)參考資料【2】表3-3）； ——V帶傳動(dòng)效率，=0.95（見(jiàn)參考資料【2】

11、表3-3）； ——輸送機(jī)滾筒軸（5軸）至輸送帶間的效率 估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率為 式中： 即傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為 工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)所需的功率為 （KW） 由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)取為7.5KW。 3.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇。根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)工作轉(zhuǎn)速 為 初選同步轉(zhuǎn)速為1500的電動(dòng)機(jī)，由參考材料【2】表12-1可知原動(dòng)機(jī)的型號(hào)Y132M-4型。查參考資料[2]表12-1型號(hào)Y132M-4，額定功率為=7.5kw，滿載轉(zhuǎn)速為=144

12、0。查參考材料【2】表12-1電動(dòng)機(jī)中心高H=100。 表3.1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù) 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率/KW 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速 額定轉(zhuǎn)速 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 4 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 由參考資料【2】中式（3-5）可知，鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 為了便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比

13、為3.06。 4.2 分配傳動(dòng)比 高速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比： 高速級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)比 ： 低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 ： 5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 減速器傳動(dòng)裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號(hào)為電動(dòng)機(jī)0軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸。 5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下所示 0軸(電動(dòng)機(jī)軸) KW 1軸（減速器高速軸） 2軸（減速器中間軸） 3軸（減速器低速軸） 將5.1中的結(jié)果列入如下表 表5.1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)

14、 軸號(hào) 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/（Nm） 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 傳動(dòng)比i 效率η 高速軸 5.177 34.34 1440 3.06 0.9603 中間軸Ⅰ軸 4.971 135.17 351.22 4.10 0.9603 低速軸Ⅱ軸 4.77 396.88 114.78 6傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算 6.1高速齒輪的計(jì)算 6.1.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱輪傳動(dòng) 2）精度等級(jí)選7級(jí)精度 3）材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS

15、，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取。 6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考資料【1】中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行計(jì)算，即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)由參考資料【1】表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6)由參考資料【1】表10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】表10-19

16、取接觸疲勞壽命系數(shù) 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)由參考資料【1】式（10-12）得 （1）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計(jì)算圓周速度v 3)計(jì)算齒寬b 4）計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.08,7級(jí)精度，由參考資料【1】圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù) 直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) ，由 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系

17、數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得 7）計(jì)算模數(shù) 6.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由參考資料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 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由參考資料【1】式（10-12） 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 6）查取應(yīng)力校正系

18、數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 1） 計(jì)算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，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)1.424并近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 6.1.4幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬

19、度 取 6.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 6.2.1 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 2） 選用直齒圓柱輪傳動(dòng) 3） 精度等級(jí)選7級(jí)精度 4） 材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 5） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取 6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考資料【1】中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行計(jì)算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù) 2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3） 由參考資料【1】表10-7選

20、取齒寬系數(shù) 4） 由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5） 由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6） 由參考資料【1】表10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 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)由參考資料【1】式（10-12）得 （1）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計(jì)算圓周速度v 3)計(jì)算齒寬b 4）計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高

21、6） 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.36,7級(jí)精度，由參考資料【1】圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù) 直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) ，由， 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系數(shù) 7） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得 7）計(jì)算模數(shù) 6.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由參考資料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲

22、疲勞強(qiáng)度極限。 2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 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由參考資料【1】式（10-12） 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考資料【1】表10-5查得 8） 計(jì)算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能

23、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)1.84并近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.3mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 大齒輪齒數(shù) 取 6.2.4幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取 7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 7.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 7.1.1 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)中得到

24、 7.1.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖4-3）所示。 7.1.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取112，于是就有 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見(jiàn)圖7-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 由文獻(xiàn)【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，

25、故取 則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為100000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 7.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案 通過(guò)初步計(jì)算，,所以選用齒輪軸。 7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度方案 ①、：=d=25mm ②、：這里為定位軸肩，應(yīng)在的基礎(chǔ)上加上兩倍軸肩的高度，所以 ?？紤]到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應(yīng)該符合密封圈的標(biāo)準(zhǔn)，取=30mm ③、：此處為齒輪，所以； ④、：

26、 ⑤、：==25mm； ⑥、=24mm； ⑦、=20mm 2）、各軸段的長(zhǎng)度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為。軸承座孔L應(yīng)該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補(bǔ)償軸受熱伸長(zhǎng)量，則=3mm； ③、： =B=52mm； ④、：此處的長(zhǎng)度根據(jù)整體長(zhǎng)度設(shè)計(jì)，=87mm； ⑤、： =17mm ⑥、：齒輪端面至箱體內(nèi)表面的距離大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對(duì)大齒輪大，所以大齒輪肯定不會(huì)碰到內(nèi)壁，反而會(huì)離得更遠(yuǎn)）。=46mm； ⑦、、此處連接聯(lián)軸器長(zhǎng)

27、度，所以=35mm。 至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 7.1.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖4-3 7.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7-2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7-1）,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊(cè)中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖15-23）。對(duì)于6207型深溝球軸承，由手冊(cè)中可查得e=8.5mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7-1）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì) 算出截面C處的、及的值如表7-

28、1所示（參看圖 7-1） 圖 4-1 軸的載荷分布圖 表 4-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式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)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。 7.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 7.1.7.1判斷危險(xiǎn)截面 截面A

29、，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面

30、Ⅳ左右兩側(cè)即可。 7.1.7.2截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-2查取。因?yàn)?，，?jīng)插值后可查得 ， 又由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表3-4所示為 由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】

31、中的附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由文獻(xiàn)【1】中的3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故可知其安全。 7.1.7.3截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

32、 過(guò)盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn)，所以就無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計(jì)基本上就這樣了。 7.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 7.2.1 軸上的功率、、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計(jì)算 在考慮中間軸上的傳動(dòng)的穩(wěn)定性和方便裝配時(shí)，將中

33、間軸上的低速級(jí)（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。 在前面的設(shè)計(jì)中得到 7.2.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖7-1）所示。 7.2.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有 選取軸承代號(hào)為6205的軸承，，故。 7.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）、各

34、軸段直徑 ①、、：===25mm ②、、：==+0.12=35mm ③、：=+20.1=50.4mm 取=50mm，和； 2）、各軸段長(zhǎng)度： ①、：由該軸段的直徑選軸承GB/T 272-1994 6205，數(shù)據(jù)。由軸承寬B、軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁距離>壁厚δ=8mm，取δ=10mm 所以=B++=25mm，又因?yàn)檩S承靠外面端面軸應(yīng)該外伸一點(diǎn)，齒輪外伸了一點(diǎn)，所以應(yīng)該再加上22mm，得=36mm ②、：等于小齒輪的寬度，為了裝配，齒輪外伸一點(diǎn)，則應(yīng)該略小于齒輪寬度，=46mm ③、：應(yīng)該大于1.4倍軸肩高度，取=15mm , =8mm, =7mm④、：與同理，=5

35、8mm ⑤、：=36mm； 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。 7.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4-1）,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊(cè)中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖15-23）。對(duì)于6207型深溝球軸承，由手冊(cè)中可查得e=8.5mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算?，F(xiàn)將計(jì)算出危險(xiǎn)截面的、及的值如表4-2所示 齒輪的受力分析： 齒輪2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 =N 972.549*=353.979N 0 齒輪3上的圓周力

36、 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 = N 2736.552*=996.023N 0 1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。 AC=36+ =59 CD= +15+ =66 BD=29+36=65 在XAY平面上： X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63） 972.549X48+2736.552X120.5=183.5 所以，=2051.427N =+—=1657.674N 所以，C斷面 =59=79.568X D斷面 =65=129

37、.24X 在XAZ平面上： + 183.5=（59+66） 353.97959+x183.5=996.023125 所以，=561.47N =80.574N 所以，C斷面 =59=3.868X =65=35.373X 合成彎矩C斷面 ===79.662X 合成彎矩D斷面 ===133.99X 因?yàn)? , 所以D斷面為危險(xiǎn)截面。 ===22.91MPa 查表15-1得[]=60mpa,因?yàn)?[],所以安全。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M

38、 總彎矩 扭矩T 7.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 7.3.1 軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速N3和轉(zhuǎn)矩T3的計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)中得到 7.3.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故 圓周力、徑向力的方向如（圖6-1）所示。 7.3.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見(jiàn)圖6-2）

39、與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 由文獻(xiàn)【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 則：s 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為190000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.3.4.1擬定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個(gè)齒輪，左邊需空出一長(zhǎng)段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻(xiàn)【1】P368所述，故采用文獻(xiàn)中的圖15-22a所示裝配方案。 7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度方案。

40、 ①、：=d=40mm ②、：這里為定位軸肩，應(yīng)在的基礎(chǔ)上加上兩倍軸肩的高度，所以 。考慮到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應(yīng)該符合密封圈的標(biāo)準(zhǔn)，取=45mm ③、：此處為非定位軸肩，所以，由于這里安裝軸承，故取軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)=55mm ④、： ⑤、：==40mm； ⑥、=38mm； ⑦、=35mm 2）、各軸段的長(zhǎng)度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6208；其尺寸為。軸承座孔L應(yīng)該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補(bǔ)償軸受熱伸長(zhǎng)量，則=33mm； ③、： =30mm；

41、 ④、：此處的長(zhǎng)度等于齒輪的寬度+2mm，=52mm； ⑤、： =40mm ⑥、：齒輪端面至箱體內(nèi)表面的距離大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對(duì)大齒輪大，所以大齒輪肯定不會(huì)碰到內(nèi)壁，反而會(huì)離得更遠(yuǎn)）。=43mm； ⑦、、此處連接聯(lián)軸器長(zhǎng)度，所以=60mm。 至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 7.3.4.3軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為36mm，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，半聯(lián)軸器與軸

42、的配合為。滾動(dòng)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。 7.3.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖6-2 7.3.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6-2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6-1） 在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊(cè)中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖15-23）。對(duì)于6207型深溝球軸承，由手冊(cè)中可查得e=8.5mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1） 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出截面C處的

43、、及的值如表6-1所示（參看圖 6-1） 表 6-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.3.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式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)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。 7.3.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 7.3.7.1判斷危險(xiǎn)截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡

44、配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 7.3.7.2截面Ⅳ左側(cè)

45、 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-2查取。因?yàn)?，，?jīng)插值后可查得 ， 又由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表3-4所示為 由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工

46、，由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由文獻(xiàn)【1】中的3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故可知其安全。 7.3.7.3截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表3-8用

47、插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～（15-8）則得 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn)，所以就無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計(jì)基本上就這樣了。 7.4 各軸軸承校核 1.高速級(jí)軸承，深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為。， 兩軸承的徑向力： 由于深溝球軸承的軸向力

48、很小，所以忽略 取=1 則當(dāng)量載荷 軸承1的Fr 大于軸承2，故軸承1危險(xiǎn)，校核軸承1即可： 驗(yàn)算軸承壽命： =25年 滿足要求 2.低速軸軸承校核： 深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為 ， 兩軸承徑向力： 同理 驗(yàn)算軸承壽命： =10.4年 滿足要求 3、中間軸軸承校核： 深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為 ， 同理： 則

49、 驗(yàn)算軸承壽命：=10.12年 符合要求。 7.5連接部件設(shè)計(jì)計(jì)算 7.5.1 鍵的選擇 ①、按一般使用情況選擇采用A型普通評(píng)鑒聯(lián)接，得參數(shù)于表： d l 電動(dòng)機(jī)軸 20 30 軸 20 30 軸 35 38 軸 30 50 軸 45 44 軸 35 50 卷筒軸 40 100 7.5.2強(qiáng)度校核 電動(dòng)機(jī)軸、軸、軸d=20的鍵、卷筒軸的鍵安裝在聯(lián)軸器上，聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊， 其余安裝齒輪，齒輪材料為鋼，載

50、荷性質(zhì)為輕微沖擊， 靜聯(lián)接校核擠壓強(qiáng)度： 電動(dòng)機(jī)軸： 軸： 軸: 軸 ： 卷筒軸： 均符合強(qiáng)度要求。 8 箱體的設(shè)計(jì)及計(jì)算 名 稱 符 號(hào) 減速器尺寸mm 機(jī)座壁厚 16 機(jī)蓋壁厚 15 機(jī)座凸緣厚度 21 機(jī)蓋凸緣厚度 21 機(jī)座底凸緣厚度 35 地腳螺釘直徑 37 地腳螺釘數(shù)目 n 6個(gè) 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 27.75 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 18.5 聯(lián)接螺栓的間距 160 軸承端蓋螺釘直徑 15

51、 窺視孔蓋螺釘直徑 12 定位銷直徑 7 、、至外機(jī)壁距離 13 、至凸緣邊緣距離 22 軸承旁凸臺(tái)半徑 16 凸臺(tái)高度 8 外機(jī)壁軸承座端面的距離 40 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 18 機(jī)蓋、機(jī)座脛厚 、 12、12 軸承端蓋外徑 80 軸承端蓋凸緣厚度 20 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 70 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 16 9 減速器的潤(rùn)滑計(jì)算 9.1 齒輪的潤(rùn)滑計(jì)算 減速器的齒輪傳動(dòng)，除少數(shù)低速、小型減速器采用脂潤(rùn)滑外，絕大多數(shù)都采用油潤(rùn)滑，其主要潤(rùn)滑方式為浸油

52、潤(rùn)滑。對(duì)于高速運(yùn)動(dòng)，則為壓力噴油潤(rùn)滑。本次所設(shè)計(jì)的減速器轉(zhuǎn)速不大，則潤(rùn)滑方式為浸油潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑是將齒輪浸入油中，當(dāng)傳動(dòng)件轉(zhuǎn)時(shí)，粘在上面的油液被帶至粘合面進(jìn)行潤(rùn)滑，同時(shí)油池中的油也被甩上箱壁，借以散熱。 為了保證輪齒粘合的充分潤(rùn)滑，控制攪油的功耗損失和發(fā)熱量，傳動(dòng)件浸入油中的深度不宜太淺和太深，二級(jí)圓柱齒輪減速器合適的浸油深度如下： 高速級(jí)：約為0.7個(gè)齒高，但不小于10mm; 低速級(jí)：按圓周速度大小而定，速度大者取小值； 當(dāng)時(shí)，約為1個(gè)齒高（不小于10mm）～齒輪半徑； 當(dāng)時(shí)，齒輪半徑； 經(jīng)查表，常用潤(rùn)滑油的主要性質(zhì)和用途，一般選擇機(jī)械油，主要用于對(duì)潤(rùn)滑油無(wú)特殊要求的錠子、軸承、

53、齒輪和其他低負(fù)荷機(jī)械，根據(jù)所設(shè)計(jì)的參數(shù)，綜合考慮可選代號(hào)為46，運(yùn)動(dòng)粘度40℃時(shí)，41.4～50.6，閃點(diǎn)（開(kāi)口）不低于200℃，凝點(diǎn)不高于-9℃，是機(jī)械油作為齒輪潤(rùn)滑油。 9.2 軸承的潤(rùn)滑計(jì)算 滾動(dòng)軸承常采用油潤(rùn)滑和脂潤(rùn)滑。減速器軸承采用油潤(rùn)滑，其潤(rùn)滑和冷卻效果較好，也可利用箱內(nèi)的潤(rùn)滑油，與脂潤(rùn)滑相比，其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，密封要求較高。故采用脂潤(rùn)滑。脂潤(rùn)滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維護(hù)方便。在較長(zhǎng)的時(shí)間內(nèi)無(wú)須補(bǔ)充及更換潤(rùn)滑劑，采用脂潤(rùn)滑時(shí)，滾動(dòng)軸承的內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速的積一般不宜超過(guò)。但潤(rùn)滑脂脂粘性大，高速時(shí)摩擦大，散熱效果差，且潤(rùn)滑脂在較高溫度下，易變稀流失，所以潤(rùn)滑脂只使用軸承轉(zhuǎn)速較低，溫度不高的場(chǎng)合

54、。 10 密封 減速器需密封的部位很多，密封結(jié)構(gòu)種類復(fù)雜，應(yīng)根據(jù)不同的工作條件和使用要求進(jìn)行選擇和設(shè)計(jì)。 軸伸出端的密封： 軸伸出端密封的作用是防止軸承處的油流出和箱外污物、灰塵、水氣等進(jìn)入軸承腔內(nèi)。選用氈圈密封和O型橡膠圈密封。 氈圈密封的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格低廉，安裝方便，但接觸面的摩擦磨損大，氈圈壽命短，一般用于軸頸圓周速度的脂潤(rùn)滑軸承場(chǎng)合。 軸承考箱體內(nèi)壁的密封： 采用封油環(huán)，封油環(huán)用于脂潤(rùn)滑軸承的密封。其作用是防止箱內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，使?jié)櫥兿《魇А? 箱體結(jié)合面的密封： 通常在箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠和水玻璃，同時(shí)也可在箱座結(jié)合面上開(kāi)回油溝以

55、提高密封效果。為了保證箱體座孔和軸承的配合，結(jié)合面上嚴(yán)禁加墊片密封。 參考文獻(xiàn) 《機(jī)械設(shè)計(jì)》 紀(jì)名剛等主編 高等教育出版社（第八版） 2006年5月第8版 《機(jī)械原理》 朱理等主編 北京：高等教育出版社 2010年5月第1版 《工程圖學(xué)》 趙大興主編 高等教育出版社 《材料力學(xué)》 劉鴻文主編 高等教育出版社 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 王洪等主編 北京交通大學(xué)出版社 2010年3月第1版 《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 《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》 徐雪林主編

56、 湖南大學(xué)出版社 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）》 成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社 結(jié)束語(yǔ) 為其兩個(gè)星期的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)就要結(jié)束了，在短短的兩個(gè)星期里，我感覺(jué)學(xué)到了很多，比如：如何審題，如何選擇材料，查閱設(shè)計(jì)手冊(cè)，查閱設(shè)計(jì)圖書等相關(guān)資料。同時(shí)在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我通過(guò)自己親自計(jì)算，審查，知道自己懂的和不懂的，而且遇到不懂的再去學(xué)習(xí)，并且強(qiáng)化學(xué)過(guò)的內(nèi)容，這樣使我們的學(xué)習(xí)更加的有意義，我更加能夠掌握。 這次設(shè)計(jì)把我以前不懂的東西，通過(guò)實(shí)際的設(shè)計(jì)，更容易的理解，也知道了所學(xué)的東西，大體上知道可以運(yùn)用到哪些方面，通過(guò)實(shí)際設(shè)計(jì)，更容易的掌握到了所學(xué)的知識(shí)，來(lái)完成以后的設(shè)計(jì)。 此次機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)我最大的收獲就是：要通過(guò)多次計(jì)算，多方面的考慮，還有選擇所要的效果，做多方面的比較后，才能拿出自己最后的成果。 50