課程設(shè)計(jì)--帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) (2)

1、<p><b>　　機(jī) 械 設(shè) 計(jì)</b></p><p><b>　　設(shè)計(jì)說明書</b></p><p>　　起止日期： 2011 年 12 月 15 日 至 2011 年 12 月 29 日</p><p><b>　　課程設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></

2、p><p>　　2010—2011學(xué)年第一學(xué)期</p><p>　　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) 092 班</p><p>　　課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) </p><p>　

3、　設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) </p><p>　　完成期限：自 2011 年 12 月 15 日至 2011 年 12 月 29 日共 2 周</p><p>　　指導(dǎo)教師: 李歷堅(jiān) 2011年

4、 12 月 </p><p>　　系（教研室）主任（簽字）： 年 月 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 設(shè)計(jì)任務(wù)書1</p><p>　　1.1 設(shè)計(jì)內(nèi)容1</p><p>　　1.2 原始數(shù)

5、據(jù)1</p><p>　　1.3 工作條件1</p><p>　　2 傳動(dòng)方案的擬定1</p><p>　　3 原動(dòng)機(jī)的選擇2</p><p>　　3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型2</p><p>　　3.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量2</p><p>　　3.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速

6、3</p><p>　　4 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比3</p><p>　　4.1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比3</p><p>　　4.2 傳動(dòng)比的分配4</p><p>　　5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算4</p><p>　　5.1 各軸的轉(zhuǎn)速4</p><p>　　

7、5.2 各軸的功率4</p><p>　　5.3 各軸的轉(zhuǎn)矩4</p><p>　　6 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算5</p><p>　　6.1 高速級(jí)直齒圓錐齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算5</p><p>　　6.2 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算10</p><p>　　6.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)16</p

8、><p>　　7 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算17</p><p>　　7.1 軸的布局設(shè)計(jì)17</p><p>　　7.2 低速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算18</p><p>　　7.3 低速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算28</p><p>　　7.4 高速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算32</p><p><b>　

9、　1 設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p>　　1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容</p><p>　　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。</p><p>　　1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)</p><p>　　已知條件：①運(yùn)輸帶的工作拉力：F=4500；</p><p>　　②運(yùn)輸帶的工作速度：

10、v=1.0m/s；</p><p>　?、劬硗仓睆剑篋=355mm；</p><p>　?、苁褂脡勖?年，每年工作日300天，2班制，每班8小時(shí)。</p><p>　　1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件</p><p>　　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%；</p><p>　?、诠ぷ髑闆r：

11、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作載荷較平穩(wěn)；</p><p>　?、壑圃烨闆r：大批量生產(chǎn)。</p><p><b>　　2 傳動(dòng)方案的擬定</b></p><p>　　帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示</p><p>　　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</p><p>　　

12、7-皮帶 8-滾筒 9-聯(lián)軸器 </p><p>　　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 </p><p><b>　　3原動(dòng)機(jī)的選擇</b></p><p>　　3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型</p><p>　　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

13、三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。</p><p>　　3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量</p><p>　　3.2.1工作機(jī)所需的有效功率</p><p>　　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</p><p><b>　　（KW）</b></p><p>　　式中： —工作機(jī)所需的有

14、效功率（KW）</p><p><b>　　—帶的圓周力（N）</b></p><p>　　V---帶的工作速度</p><p>　　3.2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率</p><p>　　設(shè):——聯(lián)軸器效率，（見參考資料【2】表3-3）；</p><p>　　——閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率（設(shè)齒輪精度為7級(jí)

15、），=0.98（見參考資料【2】表3-3）；</p><p>　　——一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=0.99（見參考資料【2】表3-3）；</p><p>　　——輸送機(jī)滾筒效率，=0.96（見參考資料【2】表3-3）；</p><p>　　——V帶傳動(dòng)效率，=0.95（見參考資料【2】表3-3）；</p><p>　　——輸送機(jī)滾筒軸（5軸）至輸送帶

16、間的效率</p><p>　　估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率為</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　即傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為</p><p>　　工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)所需的功率為</p><p><b>　　（KW）</b></p><p>　　

17、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。</p><p>　　3.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速</p><p>　　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</p><p>　　為 </p><p>　　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

18、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=1440。查參考材料【2】表12-1電動(dòng)機(jī)中心高H=100。</p><p>　　4 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比</p><p>　　4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，</p><p>　　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<

19、;/p><p>　　為了便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，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)比為</p><p><b>　　4.2 分配傳動(dòng)比</b></p><p>　　高速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比</p><p>　　低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比：</p

20、><p>　　高速級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)比 ： </p><p>　　低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 ： </p><p>　　5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算</p><p>　　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。</p><p><b>　　5.1 各軸的轉(zhuǎn)速</b><

21、/p><p>　　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</p><p><b>　　0軸(電動(dòng)機(jī)軸)</b></p><p><b>　　KW</b></p><p>　　1軸（減速器高速軸） </p><p>　　2軸（減速器中間軸）</p><p

22、>　　3軸（減速器低速軸） </p><p>　　將5.1中的結(jié)果列入如下表</p><p>　　表5.1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　6傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p>　　6.1高速級(jí)直齒圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　6.1.1 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)</p>

23、<p><b>　　選用直齒圓柱輪傳動(dòng)</b></p><p><b>　　精度等級(jí)選7級(jí)精度</b></p><p>　　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。</p><p>　　選小齒

24、輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取</p><p>　　5.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　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</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　　試選載荷系數(shù)</b></p><p>　　計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p

25、><p>　　由參考資料【1】表10-7選取齒寬系數(shù)</p><p>　　由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　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</p><p>　　由參考資料【1】表10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p>

26、　　7）由參考資料【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得</p><p><b>　　（1）計(jì)算</b></p><p>　　1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p>

27、<p>　　2）計(jì)算圓周速度v </p><p>　　3)計(jì)算齒寬b </p><p>　　4）計(jì)算齒寬與齒高比</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p>　　齒高 </p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b&g

28、t;</p><p>　　根據(jù)v=3.59,7級(jí)精度，由參考資料【1】圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)</p><p><b>　　直齒輪 </b></p><p>　　由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) </p><p>　　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)</p>

29、<p>　　，由， 參考資料【1】查圖10-13得</p><p><b>　　故載荷系數(shù) </b></p><p>　　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</p><p>　　7）計(jì)算模數(shù) </p><p>　　5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p>

30、<p>　　由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為</p><p>　　（?。┐_定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p>　　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。</p><p>　　2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　3）計(jì)算

31、彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4由參考資料【1】式（10-12）</p><p>　　4）計(jì)算載荷系數(shù)K </p><p><b>　　5）查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由參考資料【1】表10-5查得 </p><p>　　6）查取應(yīng)力校正

32、系數(shù)</p><p>　　由參考資料【1】表10-5查得 </p><p>　　計(jì)算大小齒輪，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　?。?）設(shè)計(jì)計(jì)算 </b></p><p>　　對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算

33、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)0.84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) </p><p>　　大齒輪齒數(shù) 取</p><p>　　5.2.4幾何尺寸計(jì)算</p>

34、<p>　?。?）計(jì)算分度圓直徑 </p><p>　?。?）計(jì)算中心距 </p><p>　?。?）計(jì)算齒輪寬度 取 </p><p>　　5.2低速齒輪的計(jì)算</p><p>　　5.2.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)</p><p><b>　　選用直齒圓柱輪傳動(dòng)</b&

35、gt;</p><p><b>　　精度等級(jí)選7級(jí)精度</b></p><p>　　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。</p><p>　　選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取</p><p>　　5.

36、2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　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</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　　試選載荷系數(shù)</b></p><p>　　計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　由參考資料【1】表10-7選取齒寬系數(shù)

37、</p><p>　　由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　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</p><p>　　由參考資料【1】表10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　7）由參考資料【1】表10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) </

38、p><p>　　8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得</p><p><b>　?。?）計(jì)算</b></p><p>　　1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p><p>　　2）計(jì)算圓周速度v </p>

39、<p>　　3)計(jì)算齒寬b </p><p>　　4）計(jì)算齒寬與齒高比</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p>　　齒高 </p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=1.08,7

40、級(jí)精度，由參考資料【1】圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)</p><p><b>　　直齒輪 </b></p><p>　　由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) </p><p>　　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)</p><p>　　，由 參考資料【1】查圖10-13得<

41、/p><p><b>　　故載荷系數(shù) </b></p><p>　　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</p><p>　　7）計(jì)算模數(shù) </p><p>　　5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公

42、式為</p><p>　?。ǎ。┐_定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p>　　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。</p><p>　　2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲

43、勞安全系數(shù) S=1.4由參考資料【1】式（10-12）</p><p>　　4）計(jì)算載荷系數(shù)K </p><p><b>　　5）查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由參考資料【1】表10-5查得 </p><p>　　6）查取應(yīng)力校正系數(shù)</p><p>　　由參考資料【1】表1

44、0-5查得 </p><p>　　計(jì)算大小齒輪，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　?。?）設(shè)計(jì)計(jì)算 </b></p><p>　　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

45、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) </p><p>　　大齒輪齒數(shù) 取</p><p>　　5.2.4幾何尺寸計(jì)算</p><p>　?。?）計(jì)算分度圓直徑 </p>

46、<p>　?。?）計(jì)算中心距 </p><p>　?。?）計(jì)算齒輪寬度 取 </p><p><b>　　主要參考資料</b></p><p>　　濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).8版.北京：高等教育出版社，2006</p><p>　　王洪，劉楊.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).1版.北京：北京交通大學(xué)出版社，2

47、010</p><p>　　朱理.機(jī)械原理.1版.北京：高等教育出版社，2010</p><p>　　6 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p>　　6.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p>　　6.1.1 軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速N3和轉(zhuǎn)矩T3的計(jì)算</p><p><b>　　在前面的設(shè)計(jì)中得到</b

48、></p><p>　　6.1.2 求作用在齒輪上的力</p><p>　　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</p><p>　　而 </p><p>　　因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無軸向力，故</p><p>　　圓周力、徑向力的方向如（圖6-1）所示。<

49、/p><p>　　6.1.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　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</p><p>　　輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖6-2）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)。</p><p><b&g

50、t;　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　由文獻(xiàn)【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　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)軸器長度L

51、=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　6.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　由于在此軸上只有一個(gè)齒輪，左邊需空出一長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。</p><p>　　6.1.4.2根據(jù)軸

52、向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參

53、照工作要求并根據(jù)，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6207，其尺寸為</p><p>　　故，而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【2】可以知道6206型的定位軸肩的高度</p><p>　　由于，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。</p><p>　　3）根據(jù)文獻(xiàn)【1】P364所敘述的理論可得</p

54、><p>　　齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。在前面的設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為42mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩高度h（）可取一個(gè)合適的值h=3mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的

55、外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離(文獻(xiàn)【1】圖15-21)，故取。</p><p>　　5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為16mm(文獻(xiàn)【1】圖15-21),齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm(文獻(xiàn)【1】圖15-21),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm(文獻(xiàn)【1】圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為，高速級(jí)上小直齒輪輪轂的長度為L=42mm，則<

56、/p><p>　　至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6.1.4.3軸上零件的周向定位</p><p>　　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)軸器與軸的配

57、合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。</p><p>　　6.1.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　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圖6-2</p><p>　　6.1.5 求軸上的載荷 </p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6-2

58、）做出軸的計(jì)算簡圖（圖6-1）</p><p>　　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。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1）</p><p>　　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6-1所示（參看圖

59、6-1）</p><p><b>　　表 6-1 </b></p><p>　　6.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　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</p><

60、;p>　　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。</p><p>　　6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p>　　6.1.7.1判斷危險(xiǎn)截面</p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(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，

61、所以上述截面無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來看，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

62、第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。</p><p>　　6.1.7.2截面Ⅳ左側(cè)</p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 </p><p>　　截面

63、Ⅳ上的扭矩為 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表15-1查得，，。</p><p>　　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)椋?，?jīng)插值后可查得</p

64、><p><b>　　，</b></p><p>　　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</p><p><b>　　，</b></p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表3-4所示為</p><p>　　由文獻(xiàn)【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)

65、【1】中的附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。</p><p>　　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</p><p>　　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</p><p>　　又由文獻(xiàn)【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)</p><p><b

66、>　　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　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</p><p><b>　　故可知其安全。</b></p><p>　　6.1.7.3截面Ⅳ右側(cè)</p><

67、;p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </

68、p><p>　　過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 </p><p>　　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</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)為</b></p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～

69、（15-8）則得</p><p>　　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)，所以就無大的瞬時(shí)過載及其嚴(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。</p><p>　　6.1.8 繪制軸的工作圖（見附圖1）</p><p>　　4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p>　　4.2

70、.1 軸上的功率、、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計(jì)算</p><p>　　在考慮中間軸上的傳動(dòng)的穩(wěn)定性和方便裝配時(shí)，將中間軸上的低速級(jí)（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。</p><p><b>　　在前面的設(shè)計(jì)中得到</b></p><p>　　4.2.2 求作用在齒輪上的力</p><p>　　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

71、為</p><p>　　而 </p><p>　　因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無軸向力，故</p><p>　　圓周力、徑向力的方向如（圖7-1）所示。</p><p>　　4.2.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　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

72、料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有</p><p>　　選取軸承代號(hào)為6205的軸承，，故。</p><p>　　4.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　4.2.4.1擬定軸上零件的裝配方案（如圖所示）</p><p>　　4.2.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。</p>&

73、lt;p>　　1）由高速級(jí)確定，和</p><p>　　2）由兩齒輪的寬度則，</p><p><b>　　3）再取，和</b></p><p>　　4.2.4.3軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪的周向定位均采用平鍵連接。齒輪與軸的連接，選用平鍵截面和。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選

74、軸的直徑尺寸公差為。</p><p>　　4.2.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　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圖4-2</p><p>　　4.2.5 求軸上的載荷 </p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-2）做出軸的計(jì)算簡圖（圖4-1）,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，

75、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</p><p><b>　　表 4-2 </b></p><p>　　4.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p>　　4.3.1 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

76、的計(jì)算</p><p><b>　　在前面的設(shè)計(jì)中得到</b></p><p>　　4.3.2 求作用在齒輪上的力</p><p>　　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</p><p>　　而 </p><p>　　因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無軸向

77、力，故</p><p>　　圓周力、徑向力的方向如（圖4-3）所示。</p><p>　　4.3.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　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</p><p>　　輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖7-2）與

78、聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號(hào)。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　由文獻(xiàn)【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　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

79、，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)軸器長度L=54mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　4.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　4.3.4.1擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　通過初步計(jì)算，,所以選用齒輪軸。</p><p>　　4.1.4.2根據(jù)軸向定位的

80、要求確定軸的各段直徑和長度方案。</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要

81、求并根據(jù)，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6207，其尺寸為</p><p>　　故，而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【2】可以知道6207型的定位軸肩的高度</p><p>　　由于，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。</p><p>　　3）根據(jù)文獻(xiàn)【1】P364所敘述的理論可得</p>

82、<p>　　齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。在前面的設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為42mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩高度h（）可取一個(gè)合適的值h=3mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與

83、半聯(lián)軸器右端面間的距離(文獻(xiàn)【1】圖15-21)，故取。</p><p>　　5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為16mm(文獻(xiàn)【1】圖15-21),齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm(文獻(xiàn)【1】圖15-21),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm(文獻(xiàn)【1】</p><p>　　圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為，高速級(jí)上小直齒

84、輪輪轂的長度為L=42mm，則</p><p>　　至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　4.1.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　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圖4-3</p><p>　　4.1.5 求軸上的載荷 </p><p&g

85、t;　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7-2）做出軸的計(jì)算簡圖（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。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7-1）。</p><p>　　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。現(xiàn)將計(jì)</p><p>　　算出截

86、面C處的、及的值如表7-1所示（參看圖 7-1）</p><p><b>　　表 4-1 </b></p><p>　　4.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　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

87、的計(jì)算應(yīng)力</p><p>　　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。</p><p>　　4.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p>　　4.1.7.1判斷危險(xiǎn)截面</p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由

88、于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來看，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

89、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)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。</p><p>　　4.1.7.2截面Ⅳ左側(cè)</p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 </

90、p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表15-1查得，，。</p><p>　　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

91、查取。因?yàn)?，，?jīng)插值后可查得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　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</p><p><b>　　，</b></p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表3-4所示為</p><p>　　由文

92、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)。</p><p>　　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</p><p>　　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</p><p>　　又由文獻(xiàn)【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)</p

93、><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　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</p><p><b>　　故可知其安全。</b></p><p>　　4.1.7.3

94、截面Ⅳ右側(cè)</p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 </p><p>　　

95、截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 </p><p>　　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</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)為</b></p><p>　　于是，計(jì)算安全系

96、數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（15-6）～（15-8）則得</p><p>　　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)，所以就無大的瞬時(shí)過載及其嚴(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。</p><p>　　4.1.8 繪制軸的工作圖（見附圖1）</p><p>　　5 箱體的設(shè)計(jì)及計(jì)算</p>

97、<p>　　6 減速器的潤滑計(jì)算</p><p>　　6.1 齒輪的潤滑計(jì)算</p><p>　　減速器的齒輪傳動(dòng)，除少數(shù)低速、小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)都采用油潤滑，其主要潤滑方式為浸油潤滑。對(duì)于高速運(yùn)動(dòng)，則為壓力噴油潤滑。本次所設(shè)計(jì)的減速器轉(zhuǎn)速不大，則潤滑方式為浸油潤滑。浸油潤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)行潤滑，同時(shí)油池中的油也被甩上

98、箱壁，借以散熱。</p><p>　　為了保證輪齒粘合的充分潤滑，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：</p><p>　　高速級(jí)：約為0.7個(gè)齒高，但不小于10mm;</p><p>　　低速級(jí)：按圓周速度大小而定，速度大者取小值；</p><p>　　當(dāng)時(shí)，約為1個(gè)齒高（不

99、小于10mm）～齒輪半徑；</p><p><b>　　當(dāng)時(shí)，齒輪半徑；</b></p><p>　　經(jīng)查表，常用潤滑油的主要性質(zhì)和用途，一般選擇機(jī)械油，主要用于對(duì)潤滑油無特殊要求的錠子、軸承、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)（開口）不低于200℃，凝點(diǎn)不高于-9℃，是機(jī)械油作為齒輪潤滑油。&l

100、t;/p><p>　　6.2 軸承的潤滑計(jì)算</p><p>　　滾動(dòng)軸承常采用油潤滑和脂潤滑。減速器軸承采用油潤滑，其潤滑和冷卻效果較好，也可利用箱內(nèi)的潤滑油，與脂潤滑相比，其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，密封要求較高。故采用脂潤滑。脂潤滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡單，維護(hù)方便。在較長的時(shí)間內(nèi)無須補(bǔ)充及更換潤滑劑，采用脂潤滑時(shí)，滾動(dòng)軸承的內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速的積一般不宜超過。但潤滑脂脂粘性大，高速時(shí)摩擦大，散熱效果差，且潤滑脂在

101、較高溫度下，易變稀流失，所以潤滑脂只使用軸承轉(zhuǎn)速較低，溫度不高的場合。</p><p><b>　　7 密封</b></p><p>　　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)。</p><p><b>　　軸伸出端的密封：</b></p><p>　

102、　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。</p><p>　　氈圈密封的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，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滑軸承場合。</p><p>　　軸承考箱體內(nèi)壁的密封：</p><p>　　采用封油環(huán)，封油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封。其作用是防止箱

103、內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，使?jié)櫥兿《魇А?lt;/p><p><b>　　箱體結(jié)合面的密封：</b></p><p>　　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)合面上開回油溝以提高密封效果。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。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p&

104、gt;<p>　　《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</p><p>　　《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</p><p>　　《工程圖學(xué)》 趙大興主編 高等教育出版社</p><p>　　《材料力學(xué)》 劉鴻文主編 高等教育出版社</p>

105、<p>　　《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 </p><p>　　《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</p><p>　　《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》 徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社</p><p>　　《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 </

106、p><p><b>　　結(jié)束語</b></p><p>　　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)過程中，我通過自己親自計(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。</