機(jī)械設(shè)計(jì)二級(jí)減速器模板

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)專業(yè)：車輛工程 班級(jí)：A1131 姓名：邵顯坤 設(shè)計(jì)題號(hào)：6目錄1 設(shè)計(jì)任務(wù)書22 電動(dòng)機(jī)選擇傳動(dòng)比分配及運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算33 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算74 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核（并簡(jiǎn)要說明軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）175 滾動(dòng)軸承的選擇及校核.246 鍵及聯(lián)軸器的選擇與校核.257 潤(rùn)滑密封及拆裝等簡(jiǎn)要說明278 參考資料.27一、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目:單級(jí)圓柱齒輪減速器(用于帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖:原始數(shù)據(jù):題 號(hào)12345678輸送帶工作拉力F(N)30002900260025002000300025001600輸送帶工作速度 (m/s)1.51.41.61.51.61

2、.51.61.26滾筒直徑D(mm)400400450450300320300250每日工作時(shí)數(shù)T/h2424242424242424傳動(dòng)工作年限/a55555555 工作條件：兩班制連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷輕微變化，使用期限年。輸送帶速度允差±。設(shè)計(jì)工作量：（一）、編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書份(附:內(nèi)容順序如下)1.目錄（標(biāo)題及頁次）2.設(shè)計(jì)任務(wù)書3.電動(dòng)機(jī)選擇傳動(dòng)比分配及運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.帶的選擇及計(jì)算5.齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算6.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核（并簡(jiǎn)要說明軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）7.滾動(dòng)軸承的選擇及校核8.鍵及聯(lián)軸器的選擇與校核9.潤(rùn)滑密封及拆裝等簡(jiǎn)要說明10.參考資料（二）、繪制減速器裝配圖1張(三

3、）、繪制減速器主要零件圖2張（軸，齒輪，箱體任選兩個(gè)）指導(dǎo)教師：陳愛霞 一、確定傳動(dòng)方案，選擇電動(dòng)機(jī)及計(jì)算運(yùn)動(dòng)參數(shù)（1） 方案選擇根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作特性和對(duì)它的工作要求，并查閱相關(guān)資料，可選擇兩級(jí)展開式減速器傳動(dòng)方案，如圖所示。傳動(dòng)裝置布置圖（2） 電動(dòng)機(jī)的選擇1. 計(jì)算帶式運(yùn)輸機(jī)所需功率（工作機(jī)傳動(dòng)效率為1）2. 初估電動(dòng)機(jī)額定功率P 減速器效率為齒輪、軸承效率之和：電動(dòng)機(jī)所需輸出的功率3. 選用電動(dòng)機(jī)選用Y132S-4電動(dòng)機(jī)，其主要參數(shù)如下:電動(dòng)機(jī)額定功率P5.5kw電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速1440（三）傳動(dòng)比的分配及轉(zhuǎn)速校核1. 總傳動(dòng)比工作機(jī)驅(qū)動(dòng)卷筒轉(zhuǎn)速為89.57總傳動(dòng)比2. 傳動(dòng)比分配與齒數(shù)

4、比考慮兩級(jí)齒輪潤(rùn)滑問題，兩級(jí)齒輪應(yīng)有相近的浸油深度。一般推薦i1=（1.31.5）i2，總傳動(dòng)比16.077，經(jīng)計(jì)算高速級(jí)傳動(dòng)比 低速級(jí)傳動(dòng)比齒輪不發(fā)生跟切的最大齒數(shù)為17因此閉式傳動(dòng)取高速級(jí)小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)齒數(shù)比低速級(jí)小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)齒數(shù)比實(shí)際總傳動(dòng)比3.核驗(yàn)工作機(jī)驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速誤差卷筒的實(shí)際轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差，合乎要求（四）減速器各軸轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩的計(jì)算1. 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)效率計(jì)算根據(jù)傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖，并由資料1表（2.3）查出彈性聯(lián)軸器效率8級(jí)精度圓柱齒輪傳動(dòng)效率一對(duì)滾動(dòng)軸承效率故傳動(dòng)裝置總效率與估計(jì)值相近，電動(dòng)機(jī)功率確定無誤。2. 各軸功率計(jì)算帶式運(yùn)輸機(jī)為通用工作機(jī)，取電動(dòng)機(jī)額定功率

5、為設(shè)計(jì)功率。軸輸入功率：軸輸入功率：軸輸入功率：P3=p23. 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算軸的轉(zhuǎn)速：軸的轉(zhuǎn)速：軸的轉(zhuǎn)速：4. 各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算：軸轉(zhuǎn)矩：軸轉(zhuǎn)矩：軸轉(zhuǎn)矩：各軸運(yùn)功動(dòng)力參數(shù)列入下表軸名稱功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩軸5.445144036111軸5.229302.204164544軸5.02189.547535502三、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（1） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算注：本部分所設(shè)計(jì)圖表、公式均來自資料21. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料1） 按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88） 3） 材料選擇 小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS

6、，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） 小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(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） 軸傳遞轉(zhuǎn)矩3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5） 由圖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） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。8） 計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得（2） 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較

7、小的值。2） 計(jì)算圓周速度。3） 計(jì)算齒寬b4) 計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)齒高5） 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，。由，查圖10-13得；故載荷系數(shù)6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得7） 計(jì)算模數(shù)m。，3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 由圖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

8、曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得4） 計(jì)算載荷系數(shù)K。5) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得;6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得；7） 計(jì)算大、小齒輪的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)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.384并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，

9、又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。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 齒頂圓直徑齒根圓直徑 2. 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸歸于下表名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm模數(shù)mn2.0法面壓力角分度圓直徑48228齒頂圓直徑52232齒根圓直徑43223中心距138齒寬48553.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算如下表代號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式結(jié)果輪轂處直徑61輪轂軸向長(zhǎng)L46倒角尺寸n1齒根圓處厚度6腹板最大直徑221板孔分部圓直徑136板孔直徑37.5腹板厚 14.4根據(jù)軸端擋圈標(biāo)準(zhǔn)尺寸選擇d

10、=38mm（2） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算注：本部分所設(shè)計(jì)圖表、公式均來自資料21.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料1）按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88） (見表10-8)3）材料選擇 小齒輪材料為40Cr（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。4）小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)Z4=812.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(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）中間軸傳遞轉(zhuǎn)矩3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由表10-6查得材料的彈性

11、影響系數(shù)5）由圖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）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。8）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得（2）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。3）計(jì)算齒寬b4）計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)齒高5）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)；由表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)，。，查圖10-13得；故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（

12、10-10a）得7）計(jì)算模數(shù)m。，3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由圖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，由式（10-12）得4）計(jì)算載荷系數(shù)K。5）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得;6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得；7）計(jì)算大、小齒輪的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

13、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)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.272并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 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)算齒輪寬度齒頂圓直徑齒根圓直徑 2.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸歸于下表名稱計(jì)算公式結(jié)果模數(shù)2.5法面壓力角分度圓直徑82.5280齒頂圓直徑87.5285齒根圓直徑76.25273.75中心距181.25齒寬

14、82.589.53.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪3由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪4的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算如下表代號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式結(jié)果輪轂處直徑92.8輪轂軸向長(zhǎng)L69.6倒角尺寸n.51.25齒根圓處厚度.57.5腹板最大直徑285.75板孔分部圓直徑175.78板孔直徑41.49腹板厚24.75四、 軸的設(shè)計(jì) 在兩級(jí)展開式減速器中，三根軸跨距應(yīng)該相等或相近，而中間軸跨距確定的自由度較小，故一般先進(jìn)行中間軸的設(shè)計(jì)，以確定跨距。（1） 中間軸設(shè)計(jì)1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為40Cr調(diào)質(zhì)，查表得，2. 軸的初步估算 查表得，因此因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵槽,直徑小于100mm,其軸頸

15、增加6%，dmin=29.12*（1+6%）=30.87mm3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）各軸段直徑的確定由深溝球軸承內(nèi)徑系列選擇軸頸直徑d1=d5=35mm，選擇齒輪2處軸頭直徑齒輪2定位軸肩高度，由資料1P17表1-29查出，軸環(huán)寬度b=1.4a=5mm。該處直徑齒輪3的直徑：，由資料1P68表6-1查出軸承的安裝尺寸4. 按許用彎曲應(yīng)力校核軸（1） 軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)在齒寬的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸頸上安裝的6207軸承從資料1P68表6-1可知B=17mm。取齒輪與箱體內(nèi)壁之距離為12.5mm，考慮到箱體的制造誤差，取軸承與箱體

16、內(nèi)壁之距離為7mm。軸上各軸段尺寸確定完畢。（2） 繪軸的受力圖。（3） 計(jì)算軸上的作用力：齒輪2：齒輪3：（4） 計(jì)算支反力垂直面支反力，參考繞支點(diǎn)A的力矩和,得由，得FAZ=Fr3-FBZ-Fr2=152.2N水平平面（XY平面）同樣，由繞A點(diǎn)力矩的，得由，得FAY=Ft2-Ft3-FB=2531.8N （5） 轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖：C處彎矩 D處彎矩 水平面彎矩圖：C處彎矩 D處彎矩 （6） 合成彎矩：C處：D處：（7） 扭矩：（8） 校核軸徑按軸的最大應(yīng)力作用于其最小截面直徑校核其強(qiáng)度，若強(qiáng)度滿足要求，則整根軸的強(qiáng)度必然滿足要求：強(qiáng)度足夠5. 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由資料1P56

17、表4-1查出鍵槽尺寸 ；由資料1P57表4-2查出鍵長(zhǎng)L=36mm由資料1P16表1-25查出各倒角為1.6，圓角半徑1。（2） 高速軸的設(shè)計(jì)1. 軸的材料由于該軸為齒輪軸，與齒輪1的材料相同，為40調(diào)質(zhì)。2. 按切應(yīng)力估算軸徑由資料2查出系數(shù)A0=112軸伸出段直徑考慮與電機(jī)軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）劃分軸段軸伸段；過密封圈處軸段；軸頸；軸承安裝定位軸段；齒輪軸段。2） 確定各軸段的直徑由于軸伸直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可能以較小值增加，因此軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑。選擇滾動(dòng)軸承6207

18、.，軸徑直徑（資料1）根據(jù)軸承的安裝尺寸（資料1）齒輪段照前面齒輪的安裝尺寸分度圓直徑；齒頂圓直徑；齒根圓直徑。3） 確定各軸段的軸向長(zhǎng)度兩軸承頸間距（跨距）;A為箱體內(nèi)壁間距離，由中間軸段設(shè)計(jì)知A=172.5mm。軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁面之距取=7mm；B為軸承寬B=17mm軸伸段長(zhǎng)度由聯(lián)軸器軸向長(zhǎng)查 P97表8-1 為44mm軸頸段長(zhǎng)度由軸承寬確定為17mm齒輪段軸向長(zhǎng)度決定于齒輪寬度為55mm，軸向位置由中間軸2齒輪所需嚙合位置確定；直徑為軸段長(zhǎng)度在齒輪尺寸和位置確定后，即可自然獲得。直徑為軸段長(zhǎng)由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組成；端蓋處尺寸為：,h為端蓋螺釘（M8）六角厚度，。端蓋內(nèi)尺寸，根據(jù)其

19、中，壁厚軸承旁聯(lián)接螺栓扳手位置尺寸見資料1表7.1.，7.2端蓋凸緣厚度 資料1表7.17軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離。B軸承寬度，6207軸承 B=17mm軸段長(zhǎng)度高速軸的強(qiáng)度校核，跟中間軸一樣：經(jīng)計(jì)算合格（3） 低速軸的設(shè)計(jì)1、 軸的材料由于該軸為齒輪軸，與齒輪1的材料相同，為40調(diào)質(zhì)。2、 按切應(yīng)力估算軸徑由資料2查出系數(shù)A0=112軸伸出段直徑考慮與電機(jī)軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取。用金屬滑塊聯(lián)軸器 資料1表8-93.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）劃分軸段軸伸段；過密封圈處軸段；軸頸；軸承安裝定位軸段；齒輪軸段d5。4） 確定各軸段的直徑由于軸伸直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大許多，考慮軸的緊湊

20、性，其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可能以較小值增加，因此軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑。選擇滾動(dòng)軸承6211.，軸徑直徑，根據(jù)軸承的安裝尺寸，齒輪段照前面齒輪的安裝尺寸，分度圓直徑；齒頂圓直徑；齒根圓直徑。5） 確定各軸段的軸向長(zhǎng)度兩軸承頸間距（跨距）;A為箱體內(nèi)壁間距離，由中間軸段設(shè)計(jì)知A=172.5mm。軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁面之距取=7mm；B為軸承寬B=21mm軸伸段長(zhǎng)度由聯(lián)軸器軸向長(zhǎng)決定為84，軸頸段長(zhǎng)度由軸承寬確定為21齒輪段軸向長(zhǎng)度決定于齒輪寬度，軸向位置由中間軸2齒輪所需嚙合位置確定；直徑為軸段長(zhǎng)度在齒輪尺寸和位置確定后，即可自然獲得。直徑為軸段長(zhǎng)由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組

21、成；端蓋處尺寸為：,h為端蓋螺釘（M8）六角厚度，。端蓋內(nèi)尺寸，根據(jù)其中，壁厚軸承旁聯(lián)接螺栓扳手位置尺寸，端蓋凸緣厚度，軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離。B軸承寬度，6211軸承 B=21mm軸段長(zhǎng)度低速軸的強(qiáng)度校核，跟中間軸一樣經(jīng)計(jì)算合格五、 滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算考慮軸受力較小，且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承中間軸6207兩個(gè)，高速軸6207兩個(gè)，低速軸6211兩個(gè)壽命計(jì)算：中間軸滾動(dòng)軸承校核計(jì)算選用的軸承型號(hào)為6207，所以1.計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此減速器不受軸向力，故Fa=0，F(xiàn)r=Fr

22、3-Fr2=926.5NP=1.20.56926.5=622.608查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定功率C=2550N。2.計(jì)算軸承預(yù)期壽命L=2430015=108000h。3.驗(yàn)算軸承壽命:據(jù)式13-5Lh=3789003L, 具有足夠使用壽命。高速軸軸承校核計(jì)算：1.計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此減速器不受軸向力，故Fa=0，F(xiàn)r1=547NP=1.20.56547=367.6查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定功率C=2550N。2.驗(yàn)算軸承壽命:據(jù)式13-5 Lh=3863494L, 具有足夠使用壽命。低速軸

23、軸承校核計(jì)算：1.計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此減速器不受軸向力，故Fa=0，F(xiàn)r3=1392NP=1.20.561392=935.4查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定功率C=2550N。2.驗(yàn)算軸承壽命:據(jù)式13-5 Lh=1833984L, 具有足夠使用壽命。六、 鍵及聯(lián)軸器的選用和計(jì)算鍵的選擇及計(jì)算1. 鍵類型的選擇選擇45鋼，其許用擠壓應(yīng)力高速軸右端聯(lián)接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分軸徑為28mm，軸段長(zhǎng)44mm，所以選擇雙圓頭普通平鍵（A型）鍵b=8mm,h=7mm,L=28mm.低速軸軸徑為48mm，軸段84mm，所以選擇雙圓頭普通平鍵（A型）鍵b=14mm,h=9mm,L=50mm.中間軸軸徑為38mm，軸段長(zhǎng)45mm，所以選擇雙圓頭普通平鍵（A型）鍵b=10mm,h=8mm,L=36mm.2. 鍵類型的校核高速軸鍵的接觸長(zhǎng)度 ，接觸高度 ，則強(qiáng)度足夠，合