1、2010級模具專業課程設計機械設計課程設計2012-2013第2學期姓 名： 胡瑀 班 級： 模具一班 指導教師： 賈策 成 績： 日期：2013年6月 前 言 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。 選用減速器時應根據工作機的選用條件，技術參數，動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量，價格等，選擇最適合的減速器。 減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。 國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機

2、械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。 本設計是二級展開式減速器的設計。設計主要針對執行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產率，必須要求傳動系統具有一定的傳動精度并且各傳動元件之

3、間應滿足一定的關系，以實現各零部件的協調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執行機構的設計及設備零部件等的設計。 目錄1. 題目32. 傳動方案的分析43. 電動機選擇，傳動系統運動和動力參數計算54. 傳動零件的設計計算75. 軸的設計計算156. 軸承的選擇和校核167. 鍵聯接的選擇和校核258. 聯軸器的選擇279. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇2910. 減速器箱體設計及附件的選擇和說明3011. 設計總結3312. 參考文獻33§1題目設計一帶式輸送機使用的V帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數如下表所示。1、基本數據數據編號

4、QB-5運輸帶工作拉力F/N2300運輸帶工作速度v/(m/s)0.7卷筒直徑D/mm250滾筒效率0.962.工作情況： 兩班制，連續單向運轉，載荷平穩；3.工作環境： 室內 ，灰塵較大 ，環境最高溫度35度左右；4.工作壽命： 15年，每年300個工作日，每日工作16小時；5.制作條件及生產批量: 一般機械廠制造，可加工78級齒輪；加工條件：小批量生產。 生產30臺；6.部件： 1.電動機，2.V帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯軸器,5.輸送帶 6.輸送帶鼓輪；7.工作條件： 連續單向運轉，工作時有輕微振動，室內工作； 運輸帶速度允許誤差±5%； 兩班制工作，3年大修，使用期限

5、15年。 (卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已 考慮。）8.設計工作量： 1、減速器裝配圖1張(A0或sA1)；  2、零件圖13張；  3、設計說明書一份。 §2傳動方案的分析 1電動機，2彈性聯軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6剛性聯軸器 7卷筒方案分析:由計算(下頁)可知電機的轉速的范圍為: 674.4103372.04r/min由經濟上考慮可選擇常用電機為1500r/min .功率為4kw.又可知總傳動比為17.082.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為510,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大

6、,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯軸器與電機相連.兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速:  特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和

7、尺寸以及經濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.卷筒同輸出軸直接同聯軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗.§3電動機選擇，傳動系統運動和動力參數計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2300 X 0.7/1000 =1.61kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯軸器、工作機的效率，由2表2-2 P6查

8、得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.99，5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為總=1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 1.61/0.877=1.836kw3.選擇電動機轉速由2表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍 聯軸器傳動 i聯=1 兩級減速器傳動 i減=840(i齒=36)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總= i聯×i齒1×i齒2 i總=1×（840）=（840）電動機轉速的可選范圍為nw=60x1000x0.7/3.14x25053.5/minnd=i總×nw=

9、（840）×nw=8nw40nw=428.12140.1r/min根據電動機所需功率和同步轉速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0-電器設備-常用電動機規格，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉速為1000r/min，輸出軸直徑為28j6mm選定電動機型號為Y112M-6。二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=940/53.517.6式中nm-電動機滿載轉速，940r/min; nw-工作機的轉速，53.5r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i聯×i齒1×i齒2 分配原則：（1） i

10、齒=36 i齒1=（1.31.4）i齒2 減速器的總傳動比 i = i總/ i聯=17.6 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 i齒1 = = 4.78 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 =17.6/4.78 =3.68 三、運動參數和動力參數計算 1.各軸轉速計算 n0= nm =940r/min n= nm / i聯 =940r/min n= n / i齒1 = 940/4.78=196.65r/minn= n / i齒2 =196.65/3.68=53.44r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=1.836kwP= Pd4 = 1.836x0.99=1.818kw P= P23 =1

11、.818x0.98x0.99=1.764kwP= P23 =1.764x0.98x0.99=1.711kw3.各軸輸入轉矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.836/940=18.653T = 9550P/n=9550x1.818/940=18.470T = 9550P/n = 9550x1.764/196.65=85.666T = 9550P/n = 9550x1.711/53.44=305.764表1 傳動裝置各軸運動參數和動力參數表項目軸號功率轉速轉矩傳動比 0軸1.83694018.6531 軸1.81894018.4704.78 軸1.764196.6585.6663.68

12、軸1.711 53.44305.764 §4傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查1P208 表10-8傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇查1P180 表10-1小齒輪40Cr(調質)大齒輪45鋼(調質)小齒輪280HBS,大齒輪240HBS3選擇齒數ZZ1=24Z2=4.78x24=114.72U=114/24=4.75個24114U4.755按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選Kt試選1.3Kt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩T1T=9550XP1/n1T=9550x

13、1818/940=1.847X10NmmT1=1.847x 10(3)齒寬系數d由1P201表10-7d=0.71.15d=1(4)材料的彈性影響系數ZE由1 P198表10-6鍛鋼MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由1P207圖 600550600550（6）應力循環次數N由1式N1=60n1jLh=60X940X16X300X154.0608X109 =4.06X109/4.78=0.85X109N1=4.06X109N2=0.85X109（7）接觸疲勞強度壽命系數KHN由1P203圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2

14、 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數為S=1，由1式得H1= =0.90X600/1=540 H2= =0.95X550/1=522.5 H1= 540H2= 522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算37.3076mm37.308（10）計算圓周速度vV=3.14X37.308X940/60X1000=1.83530m/sV=1.84（11）計算齒寬Bb = dd1tB1=1×37.308mmB1=37.308（12）模數37.8308/241.555h = 2.25mnt =3.499b/h =37.308/3.499=10.662

15、5度=1.576h =3.546b/h= 10.663（13）計算載荷系數K由1表10-2查得使用系數根據v= 1.84級精度，由1P190圖10-8查得動載荷系數1.10由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X37.308=1.417由1圖P195查得KF=1.34假定，由1P193表10-3查得1.2故載荷系數K=KAKVKHKH=1X1.10X1.2X1.417=1.870K=1.870（14）按實際的載荷系數校正分度圓直徑由1式10-10d1=d1t=42.115d1=4

16、2.12（15）計算模數42.12/24=1.755mmmn=1.766按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688K1.769(2)齒形系數Fsa由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正系數YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齒輪的彎曲疲勞強

17、度極限由1P204 圖500380500380（5）彎曲疲勞強度壽命系數由1P202 圖0.840.880.840.88（6）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數S1.35，由式10-12得F1= 0.85X500/1.35=314.8148F2= 0.88X380/1.35=247.7037F1=314.815F2=247.704（7）計算大小齒輪的并加以比較2.65x1.58/314.815=0.0132992.166x1.804/247.704=0.01577499結論：取0.015770.01330=0.01577大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由1式5=1.09551mm1.

18、096結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 42.70應有的齒數。于是由=42.12/2 =21.06，取Z1=21,Z2 = Z1×i齒1 =21x4.78=100.38取Z2 =1003幾何尺寸計算（1）計算中心距aA=(21+100)2/2=121mma=121（2）計算齒輪的分度圓直徑dd=zmnd1=2x21=42d2=2x100=200mmd1=42d2=2003）計算齒輪的齒根圓直徑df=42-5=37=200-5=195

19、mmdf1=37df2=195（4）計算齒輪寬度Bb = dd1圓整后取：B1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45（5）驗算=2x20960/42N =998.10N=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mm合適（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查1表10-8傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇小齒輪40Cr(調質)大齒輪45鋼(調質)小齒輪280HBS,大齒輪240HBS）3選擇齒數Z=23=3.68x23=84.6U=84/23=3.6522個=23=84U=3.652

20、5按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩TT=9550P/nT=9550x1764/196.65=85665.9NmmT=85.67X103(3)齒寬系數d由1P203表10-7d=0.70.115d=1(4)材料的彈性影響系數ZE由1P198表10-6鍛鋼MPa1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由1P207圖10-21600550600550（6）應力循環次數N由1式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i齒2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.2

21、8X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數KHN由1P203圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數為S=1，由1式得H3= =600X0.90/1540H4= 0.95x550/1522.5 H3=540H4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算64.2183mm64.218（10）計算圓周速度vv=3.14x64.218x196.65/60x1000=0.66089m/sv=0.661（11）計算齒寬Bb = dd3t B=1X64.2

22、18=64.218mmB=64.5218（12）模數mnt=64.218/23=2.792h=2.25mnt =6.282b/h =64.218/6.282=10.223度mnt=2.792h=6.282b/h =10.223（13）計算載荷系數K由1P190表10-2查得使用系數根據v= 0.998級精度，由1P192圖10-8查得動載荷系數1.06由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X103X64.218=1.42由1圖10-13P195查得KF=1.35假定，由1P193表查得1.2故

23、載荷系數K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806K=1.806（14）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3由1式10-10D3=d3t=71.655D3=71.655（15）計算模數=71.655/23=3.115mm=3.1156按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數KK=KAKVKFKFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172K=1.717（2）齒形系數YFa由1P197表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數YSa由1P197表10-5YSa

24、3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.776（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1P204圖10-20500380500380（5）彎曲疲勞強度壽命系數由1P202圖10-180.850.880.850.88（6）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數S1.35，由式10-2得F3= =0.85x500/1.35=314.8148F4= =0.88x380/1.35=247.7037F3=314.815F3=247.704（7）計算大小齒輪的并加以比較=(2.69+1.575)/314.815=0.013

25、547=2.208+1.776/247.704=0.016083結論：大齒輪值大大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由1式=1.89191.89結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 71.655mm來計算應有的齒數。于是由=71.655/2.5= 28.7 取29，則Z4 = Z3×i齒2 = 29x3.68=106.7 取Z4 = 1073幾何尺寸計算（1）計算中心距aA=(29+107)2.5/2=170將中心距圓整為173mma

26、=170（2）計算齒輪的分度圓直徑dd3=29x2.5=72.5d4=107x2.5=267.5mmd3=72.5d4=267.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑df=72.5-6.25=66.25=267.5-6.25=261.25mmdf1=66.25df2=261.25（4）計算齒輪寬度Bb = dd3圓整后取：B3 =80B4 = 75mm B3 =80B4 = 75（5）驗算=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm 合適（三）直齒輪設計參數表傳動類型模數齒數中心距齒寬高速級直齒圓柱齒

27、輪2211001215045低速級直齒圓柱齒輪2.5291071708075§5聯軸器的選擇I軸聯軸器：由于電機的輸出軸軸徑為28mm查1表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.31.3×18.470=24.011N.m又由于電機的輸出軸軸徑為28mm查2p128表13-5，選用彈性套柱銷聯軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩n=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為2028之間，由于電機的軸徑固定為28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。故聯軸器合用。軸聯軸器：查1表14-1轉矩變化很小可取KA=1.31.3×305.764=397.493N.m查

28、2p128表13-5，選用彈性套柱銷聯軸器:TL7,其許用轉矩n=500N.m,許用最大轉速為3600r/min, 軸徑為4048之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯軸器合用。§6軸的設計計算減速器軸的結構草圖一、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為40Cr；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1式15-2的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：=13.954mm再查 1表15-3，A0=(112 97)D13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D13.954×（1+5）=14.65mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據單位確定結果

29、大于軸的最小直徑14.65且考慮與聯軸器內孔標準直徑配合20大帶輪定位d2= d1+2（0.070.1）d1=20+2.84=22.824考慮密封圈查2表15-8 P143得d=2525考慮軸承d3> d2選用6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6230考慮軸承定位查表2 9-7da3636考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=4646>查表2 9-736（同一對軸承） 304選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =

30、3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表名稱依據單位確定結果箱體壁厚查3表3P26 小于8選88地腳螺栓直徑及數目n查3表3P26df=0.036a+12a<250時,n=4=204n=4軸承旁聯接螺栓直徑查3表3P26=0.75=0.75×20=15=16軸承旁聯接螺栓扳手空間、查3表3P26=22=20軸承蓋聯接螺釘直徑查3表4 P27=(0.4-0.5)=0.5x20=1010軸承蓋厚度查 2表14-1 e=(11.2) =(11.2)×10=101212小齒輪端面距箱體內壁距離查3表4 P27（或1015）10軸承內端面至箱體內壁距離查3P4

31、3=354.5軸承支點距軸承邊端面距離a查機械手冊軟件版85.計算各軸段長度。名稱計算公式單位計算結果(聯軸器)=38-（23）36L2=8+22+20+（58）-4.5-16+8+29=70.570.5=16(軸承B)16 2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102102=B1=50502+(3-5)10+4.5=14.514.5B-2=16-2=1414L（總長）L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5303L(支點距離)L=303-36-71.5-16+2=178.5181.5二、軸的結構設計1選擇軸的材料

32、及熱處理方法查1表14-1選擇軸的材料為優質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：=23.27再查 1表15-2， 考慮鍵：d23.27×（1+5%）=24.43mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據單位確定結果大于軸的最小直徑24.43且考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207B=17,da=42,D=7235與鍵bxh=10x835+2x(0.070.1)x35=39.94240軸環定位= d2+2（0.070.1）d2=40+2(0.070.1)40=45.648查表29-7p73取4048=40=（一對同型

33、號軸承）354選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =2.91，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表名稱依據單位確定結果軸承支點距軸承邊端面距離a查機械手冊軟件版8.55.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果17+（53）+10+233.533.580-27878 （815）1045-2434317+（35）+10+2.5+23434L（總長）L 33.5+78+10+43+34198.5198.5L（支點距離）L 198.517+2183.5183.5三、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材

34、料為優質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：=35.56再查 1表15-2， 考慮鍵： d35.56×（1+5）37.4mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據單位確定結果大于最小直徑37.4mm且考慮到與聯軸器內孔標準直徑配合, =4040>,考慮聯軸器定位查,并考慮與密封墊配合查附表：158接觸式密封d=4545考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210B20 da5750d4=da5757考慮到齒輪定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 504選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的

35、參數。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” =0.9<2，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 名稱依據單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a從機械手冊軟件版105.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果與聯軸器配合長度短23mm84-（23）82828+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5軸肩1275-27373 20-2+4.5+10+2.5+23737L（總長）L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支點距離)L 354-82-67.5-2

36、0+2186.5mm186.5四、校核軸的強度齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N972.549*=353.979N0齒輪3上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N2736.552*=996.023N01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=8.5+17+=48 CD=+10+=72.5BD=8.5+4.5+10+40=63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 =4

37、8=79.568X D斷面 =63=129.24X在XAZ平面上：x48+X183.5=x（48+72.5）353.979x48+x183.5=996.023x120.5 所以，=561.47N =80.574N所以，C斷面 =X48=3.868X =X63=35.373X合成彎矩C斷面 =79.662X合成彎矩D斷面 =133.99X因為> , 所以D斷面為危險截面。=22.91MPa查表15-1得=60mpa,因為<,所以安全。§7軸承的選擇和校核 軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對6207軸承，查機械手冊軟件版校核軸承，軸承使用壽命為15年，每年按300

38、天計算。2根據滾動軸承型號，查出和。Cr=25500NCor=15200N3校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、= =1657.674N=2051.427N（b）水平面支反力、=80.574N=561.47N（c）合成支反力、=1659.631N=2126.876N（3）計算軸承的當量載荷、由于Fa=0查1 表13-5 ：X11.41,Y10查1表13-6取載荷系數 1.1P1fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N查1 表13-5 ：X21 ,Y20P2fPFr21.1×2126.876=233.

39、95636N（4）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承P2計算，查1表13-6取載荷系數 1 ，查1表13-4取溫度系數 1 ，計算軸承工作壽命：=109742.5h>(16×300×15)h=72000h結論：所選的軸承滿足壽命要求。§8鍵聯接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵1鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查1表6-1，得寬度b=12mm,高度h=8mm2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 45 ,根據鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查1表6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查16-2得

40、許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=3612=24mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm由式16-1得p=51.67Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。二、軸聯軸器鍵1鍵的選擇選用單圓頭普通平鍵 C型,軸徑d=20mm ,查1表6-1，得寬度b=6mm,高度h=6mm2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，根據鍵的長度系列選鍵長L=28mm 。(查1表6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查16-2得許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=283=25mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.

41、5h=0.5×6=3mm由式16-1得p=27.95Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。三、軸鍵1鍵的選擇軸段1選用單圓頭平鍵C型,軸徑d=40mm ,查1表6-1，得寬度b=12mm,高度h=8mm軸段6選用普通圓頭平鍵A型,軸徑d=57mm ,查1表6-1，得寬度b=16mm,高度h=10mm2鍵的校核軸段1鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，根據鍵的長度系列選鍵長L=70mm 。(查1表6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查16-2得許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=7012=58mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8

42、=4mm由式16-1得p=77.84Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。軸6鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，根據鍵的長度系列選鍵長L=63mm 。(查1表6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查16-2得許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=6316=47mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由式16-1得p=53.93Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。 §9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑因為I軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,

43、滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。二、減速器密封1.軸外伸端密封I軸：與之組合的軸的直徑是25mm，查2表15-8P143，選d=25mm氈圈油封II軸：無需密封圈III軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查2表15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封2.箱體結合面的密封軟鋼紙板§10減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱計算依據計算過程計算結果箱座壁厚0.025*123+36.0758箱蓋壁厚×8=0.8x8=6.48箱座凸緣厚度1.5×812箱蓋凸緣厚度1.5×812箱座底凸緣厚度2.5×820地腳螺栓直徑0.036a+12=0.036x123+12=16.428查3表3P2620地腳螺釘數目4軸承旁聯接螺栓直徑0.75×20=1516箱蓋與箱座聯接螺栓直徑0.5x20=1010聯接螺栓d2的間距查3表3P26150200160軸承端蓋螺釘直徑查3表3P26(0.4-0.5)df0.4x20=88定位銷直徑（0.70.8）×108、至外箱壁距離查3表4262216、至凸緣邊緣距離