機械設(shè)計大作業(yè)(參考)

55/55機械設(shè)計CAD設(shè)計班級：2013級模具設(shè)計與制造1班學(xué)生：劉鷺學(xué)號：20130626指導(dǎo)教師：吳飛完成時間：2014年12月20日重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院《機械設(shè)計實訓(xùn)》任務(wù)書課程代碼：01030039題號：A22發(fā)給學(xué)生：劉鷺題目：設(shè)計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器1—V帶傳動2—運輸帶3—一級直齒圓柱齒輪減速器4—聯(lián)軸器5—電動機6—卷筒題號A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10運輸帶工作拉力F/N1100112511501175120012251250127513001325運輸帶工作速度v/(m.s-1)1.501.551.601.651.701.501.501.551.551.60卷筒直徑D/mm250255260265270240245250255260題號A11A12A13A14A15A16A17A18A19A20運輸帶工作拉力F/N1350137514001425145014751500152515501600運輸帶工作速度v/(m.s-1)1.601.551.601.551.551.601.651.701.701.80卷筒直徑D/mm265260250255250240245270280300已知條件：1.卷筒效率0.96(包括卷筒與軸承的效率損失)；2.工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，運輸帶速度允許誤差為±5％；3.使用折舊期10年；4.制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1.減速器裝配圖1張(A0或A1)；2.低速軸和低速軸齒輪的零件圖各1張(比例1：1)；3.設(shè)計說明書1份，約30頁，1萬字左右。說明書要求：1.說明書既可手寫也可打印，紙張為A4打印紙，頁邊距為左2.5cm、右2cm、上2cm2.說明書包括封面、任務(wù)書、目錄、正文和總結(jié)，請按該順序裝訂目錄總論一．課程設(shè)計的目的二．課程設(shè)計的內(nèi)容和任務(wù)三．課程設(shè)計的步驟四．課程設(shè)計實施過程中注意事項第二章傳動裝置的總體設(shè)計一．分析和擬定傳動方案二．選擇電動機型號三．計算總傳動比和合理分配傳動比四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)第三章傳動零件的設(shè)計一．選擇聯(lián)軸器的類型和型號二．設(shè)計減速器外傳動零件三．設(shè)計減速器內(nèi)傳動零件第四章減速器箱體的設(shè)計第五章潤滑方式和密封類型的選擇個人總結(jié)6計算及說明結(jié)果第一章總論一、機械設(shè)計課程設(shè)計的目的機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程培養(yǎng)學(xué)生設(shè)計能力的一個重要教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的是：進一步加深學(xué)生的課本知識，并運用所學(xué)理論和方法進行一次綜合性設(shè)計訓(xùn)練。從而培養(yǎng)學(xué)生獨立分析問題和解決問題的能力。使學(xué)生具有初步的設(shè)計機械運動方案以及設(shè)計機械傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與強度的能力，增強對機械設(shè)計中有關(guān)運動、動力學(xué)和主要零部件的工作能力分析與設(shè)計的完整概念；提高學(xué)生綜合運用知識的能力，增強對機械設(shè)計工作的了解和認(rèn)識，使學(xué)生具備計算、制圖和使用技術(shù)資料的能力，并初步掌握計算機程序的編程，能利用計算機解決有關(guān)工程設(shè)計的問題。二、機械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容

機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計一般選擇由機械設(shè)計基礎(chǔ)課程所學(xué)過的大部分零部件所組成的機械傳動系統(tǒng)或結(jié)構(gòu)較為簡單的機械作為設(shè)計題目，較常采用的是以減速器為主體的機械傳動系統(tǒng)，其主要設(shè)計內(nèi)容如下：

1.傳動方案的分析和擬定;

2.電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算;

3.傳動件(如齒輪傳動、帶傳動)的設(shè)計計算；

4.軸的設(shè)計;

5.軸承及其組合部件設(shè)計；

6.鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇與校核；

7.潤滑設(shè)計；

8.箱體、機架及附件的設(shè)計；

9.裝配圖和零件圖的設(shè)計與繪制；

10.設(shè)計計算說明書的編寫。

1總圖和傳動裝置部件裝配圖（A1號或A0號圖紙）1～2張；

2零件工作圖若干張（傳動件、軸和箱體、機架等，具體由老師指定）；

3設(shè)計計算說明書一份約30頁，約1萬字。

三、設(shè)計課程機械設(shè)計的步驟以前述常規(guī)設(shè)計題目為例，課程設(shè)計大體可按以下幾個階段進行。

1.設(shè)計準(zhǔn)備：認(rèn)真閱讀設(shè)計任務(wù)書，明確設(shè)計要求、工作條件、設(shè)計內(nèi)容、通過閱讀有關(guān)資料、圖紙、參觀實物和模型，了解設(shè)計對象：準(zhǔn)備好設(shè)計需要的圖書、資料和用具；擬定設(shè)計計劃等；

2.傳動裝置的總體設(shè)計；

確定傳動系統(tǒng)的傳動方案；計算電動機的功率、轉(zhuǎn)速、選擇電動機的型號；計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)（確定總傳動比，分配各級傳動比，計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩等）計算及說明結(jié)果3.傳動零件的設(shè)計計算：減速器以外的傳動零件設(shè)計計算（帶傳動、鏈傳動等）；減速器內(nèi)部的傳動零件設(shè)計計算（齒輪傳動、蝸桿傳動等）；

4.減速器裝配工作草圖設(shè)計：繪制減速器裝配工作草圖，選擇聯(lián)軸器，初定軸徑；選擇軸承類型并設(shè)計軸承組合的結(jié)構(gòu)，定出軸上力作用點的位置和軸承支承跨距；校核軸及輪轂連接的強度；校核軸承壽命；箱體和附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計；5.工作圖設(shè)計：裝配工作圖設(shè)計；零件工作圖設(shè)計；6.整理編寫編寫設(shè)計計算說明書，總結(jié)設(shè)計的收獲和經(jīng)驗教訓(xùn)。四、課程設(shè)計實施過程中注意事項（1）機械設(shè)計是一個循序漸進、逐步完善和提高的過程。設(shè)計者應(yīng)充分認(rèn)識到設(shè)計過程是一項復(fù)雜的系統(tǒng)工程，要從機械系統(tǒng)整體需要考慮問題。成功的設(shè)計必須經(jīng)過反復(fù)的推敲和認(rèn)真的思考才能獲得，設(shè)計過程不會是一帆風(fēng)順，要注意循序漸進，逐步完善。通常設(shè)計和計算、繪圖和校核、方案設(shè)計與結(jié)構(gòu)設(shè)計要交叉結(jié)合進行。

(2)鞏固機械設(shè)計基本技能，注重設(shè)計能力的培養(yǎng)。機械設(shè)計的內(nèi)容繁多，而所有的設(shè)計內(nèi)容都要設(shè)計者將其明確無誤的表達為圖樣或軟件形式，并經(jīng)過制造、裝配方能成為產(chǎn)品。機構(gòu)設(shè)計、工作能力能力計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計等是機械設(shè)計中必備的知識和基本技能。學(xué)生應(yīng)自覺加強理論與工程實踐的結(jié)合、掌握認(rèn)識、分析、解決問題的基本方法，提高設(shè)計能力。（3）汲取傳統(tǒng)經(jīng)驗，發(fā)揮主觀能動性，勇于創(chuàng)新。機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計題目多選自工程實際中的常見問題，設(shè)計中有很多前人的設(shè)計經(jīng)驗可供借鑒。學(xué)生應(yīng)注意了解、學(xué)習(xí)和繼承前人的設(shè)計經(jīng)驗。同時又要發(fā)揮主觀能動性，勇于創(chuàng)新，鍛煉發(fā)現(xiàn)問題、分析問題和解決問題的能力。（4）從整體著眼，提高綜合設(shè)計素質(zhì)。在設(shè)計過程中，注意先總體設(shè)計，后零部件設(shè)計；先概要設(shè)計，后詳細(xì)設(shè)計；先運動設(shè)計，后結(jié)構(gòu)設(shè)計。遇到設(shè)計難點，要從設(shè)計目標(biāo)出發(fā)，在滿足工作能力和共走環(huán)境的前提下，首先解決主要矛盾，逐漸化解其他矛盾；鼓勵使用成熟軟件和計算機輔助設(shè)計。（5）正確處理傳統(tǒng)設(shè)計與創(chuàng)新設(shè)計的關(guān)系，優(yōu)先選用標(biāo)準(zhǔn)化、系列化產(chǎn)品，力求做到技術(shù)先進、安全可靠、經(jīng)濟合理、使用維護方便。適當(dāng)采用新技術(shù)、新工藝和新方法，以提高產(chǎn)品的的技術(shù)經(jīng)濟性和市場競爭能力。計算及說明結(jié)果第二章傳動裝置的總體設(shè)計一．分析和擬定傳：一般工作機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三個基本職能部分組成。傳動裝置傳送原動機的動力、變換其運動，以實現(xiàn)工作裝置預(yù)定的工作要求，它是機器的主要組成部分．

傳動裝置的設(shè)計方案通常由運動簡圖表示。它直觀的反映了工作機、傳動裝置和原動機三者間的運動和力的傳第關(guān)系。。如下圖即為帶式運輸機運動簡圖；傳動裝置首先應(yīng)滿足工作機可靠。此外，還應(yīng)該結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊、成本低，效率高和易維護等。同時要滿足上述要求是困難的，因此，應(yīng)該根據(jù)具體要求，選用具體方案。分析和選擇傳動機構(gòu)的類型及其組合是擬定傳動方案的重要一環(huán)，這時應(yīng)綜合考慮工作裝置載荷、運動以及機器的其他要求，再結(jié)合各種傳動機構(gòu)的特點適用范圍，加以分析比較，合理選擇。為便于選型，將常用傳動機構(gòu)的特點及其應(yīng)用列于表2-1和表2-2傳動裝置中廣泛采用減速器。常用減速器型式、特點及其應(yīng)用列于表2-3傳動系統(tǒng)應(yīng)有合理順序和布局。除必須考慮各級傳動機構(gòu)所適應(yīng)的速度范圍外，下列幾點可供參考。

1．帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較嚙合傳動大；但帶傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，應(yīng)盡量置于傳動系統(tǒng)的高速級．

2．錐齒輪(特別是大模數(shù)錐齒輪)的加工比較困難，一般宜置于高速級，以減小其直徑和模數(shù)。但需注意，當(dāng)錐齒輪的速度過高時，其精度也需相應(yīng)提高，此時還應(yīng)考慮能否達到所需制造精度以及成本問題。3.斜齒輪傳動較直齒輪傳動平穩(wěn)，相對應(yīng)用于高速級

。

4．傳動裝置的布局應(yīng)使結(jié)構(gòu)緊凄、勻稱，強度和剛度好．并適合車間布置情況和工人操作，便于裝拆和維修。5.在傳動裝置總體設(shè)計中，必須注意防止因過載或操作疏忽而造成機器損壞和人員工傷，可視具體情況在傳動系統(tǒng)的某一環(huán)節(jié)加設(shè)安全保險裝置。二．選擇電動機型號：1．選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)型式生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)常起動和反轉(zhuǎn)等)，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)的Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風(fēng)機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。由于Y系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉(zhuǎn)矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經(jīng)常起動，制動和反轉(zhuǎn)的場合，要求電動機轉(zhuǎn)動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相異步電動機。計算及說明結(jié)果2.選擇電動機 電動機的容量(功率)選得合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當(dāng)容量小于工作要求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞，容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。

電動機容量主要由電動機運行時的發(fā)熱情況決定，而發(fā)熱又與其工作情況有關(guān)．

用于長期連續(xù)運轉(zhuǎn)、載荷不變或很少變化的、在常溫下工作的電動機。選擇這類電動機的容量，只需使電動機的負(fù)載不超過其額定值，電動機便不會過熱。這樣可按電動機的額定功率Pm等于或略大于電動機所需的輸出功率Po，即Pm≥Po，從手冊中選擇相應(yīng)的電動機型號，而不必再作發(fā)熱計算通常按Pm=(1～1.3)Po選擇，電動機功率裕度的大小應(yīng)視工作裝置可能的過載情況而定。（1）確定工作機功率(2)確定電動機功率η總—電機到工作機之間的總效率η總=η帶×η軸承×η軸承×η齒輪×η連軸器η帶=0.96～0.98（V帶取0.96）η軸承=0.98～0.99η齒輪=0.96～0.99齒輪聯(lián)軸器：η聯(lián)軸器=0.99（根據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書p6表2.3選取，一般取中間值）。根據(jù)電動機功率 η總=0.96×0.98×0.98×0.98×0.99=0.89電動機功率為：Pd=2.4552÷0.89=2.75kwPw=2.4552kw計算及說明結(jié)果(3)確定電動機轉(zhuǎn)速總傳動比:i總=n電動機÷n滾筒i總=i帶·i齒輪普通V帶：i帶=2～4單級齒輪：i齒輪=3～5i總=（2～4）×（3～5）=6～20n滾筒=60×1000×1.55÷3.14×255=116.1r/minn電動機=（6×116.1）～（20×116.1）=696.6～2322r/min電動機轉(zhuǎn)速：696.6～2322r/min電動機功率：2.75kw（根據(jù)電動機的功率和轉(zhuǎn)速范圍選擇合適的電動機。Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)附表8-1p119）選擇電動機型號有：Y112M-6Y100L-4Y132S-8滿載轉(zhuǎn)速1420r/min.所選電動機的主要外型尺寸和安裝尺寸如下表所示。（《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》-P10）η總=0.89Pd=2.75kwn滾筒=116.1r/minn電動機=696.6～2322r/minn=1420r/min計算及說明結(jié)果中心高H外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD100380×282.5×245160×1401028×608×41三．計算總傳動比及分配傳動比：根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm及工作軸的轉(zhuǎn)速nw即可確定傳動裝置的總傳動比i＝nm/nw?？倐鲃颖葦?shù)值不大的可用一級傳動，數(shù)值大的通常采用多級傳動而將總傳動比分配到組成傳動裝置的各級傳動機構(gòu)。若傳動裝置由多級傳動串聯(lián)而成，必須使各級分傳動比i1、i2、i3…、ik乘積與總傳動比相等，即i=i1·i2·i3·…·ik原則：各級傳動比應(yīng)在合理的范圍內(nèi):i帶=2～4i齒輪=3～5各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，傳動比應(yīng)滿足:i帶<i齒輪i總=n電動機÷n滾筒=1420÷116.1=12各級平均傳動比：i平==3.5注：二級圓柱齒輪展開式推薦：i1=(1.3～1.5)i2若取i帶=3則：根據(jù)上述原則分配傳動比：i齒輪=i總÷i帶=12÷3=4四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：為進行傳動件的設(shè)計計算，應(yīng)首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。一般按由電動機至工作機之間運動傳遞路線推算各軸的運動及動力參數(shù)。I軸nI=n電動機÷i帶=1420÷3=473r/minII軸nII=n電動機÷（i帶×i齒輪）=118r/minIII軸nIII=nII=118r/min(聯(lián)軸器連接）各軸功率：ＰI＝p電動機×η帶=1.96kwＰII＝p電動機×η帶×η軸承×η齒輪=1.88kwＰIII＝p電動機×η帶×η軸承×η軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器=1.83kwi總=12i齒輪=4nI=473r/minnII=118r/minnIII=118r/min各軸功率：ＰI＝1.96kwＰII＝1.88kwＰIII＝1.83kw計算及說明結(jié)果6.計算各軸的轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pd÷nm=13.72N·m各軸轉(zhuǎn)矩:T1=Td×i帶×η帶=39.51N·mT2=T1×i齒輪1×η齒輪×η軸承=151.79N·mT卷筒軸=T2×η聯(lián)軸器×η軸承=147.27N·m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表：軸名參數(shù)電動機軸I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速n(r/min)1420473118118輸入功率P(kw)2.041.961.881.83輸入轉(zhuǎn)矩T(N.m)13.7239.51151.79147.27傳動比i1341效率η10.960.940.97第三章．傳動零件的設(shè)計一．選擇聯(lián)軸器的類型和型號：一般在傳動裝置中有兩個聯(lián)軸器：一個是連接電機軸與減速器高速軸的聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器如彈性柱銷聯(lián)軸器另一個是連接減速器低速軸與工作機的聯(lián)軸器選用撓性聯(lián)軸器如十字滑塊聯(lián)軸器。對于標(biāo)準(zhǔn)聯(lián)軸器主要按傳遞轉(zhuǎn)矩的大小和轉(zhuǎn)速選擇型號，注意聯(lián)軸器孔尺寸必須與軸的直徑相適應(yīng)。最小孔徑應(yīng)滿足所連接兩軸的尺寸要求。二．設(shè)計減速器外傳動零件：減速器外傳動件的設(shè)計計算方法按機械設(shè)計基礎(chǔ)教材所述，下面僅就注意問題作簡要說明。帶傳動要明確各傳動件與其他機件的配裝或協(xié)調(diào)關(guān)系。

如各傳動件需和軸、鍵配裝；裝在電動機軸上的小帶輪直徑與電動機中心高應(yīng)相稱；大帶輪不要過大。以免與機架相碰；展開式兩級圓柱齒輪減速器中高速級大齒輪不能過大，以免與低速軸相碰等。（1）應(yīng)注意帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸及安裝尺寸的關(guān)系。例如，裝在電動機軸上的小帶輪外圓半徑應(yīng)小于電動機的中心高，帶輪軸孔的直徑、長度應(yīng)與電動機軸的直徑、長度相對應(yīng)，大帶輪的外圓半徑不能過大，否則會與機器底座相干涉等。各軸的轉(zhuǎn)矩：Td=13.72N·mT1=39.51N·mT2=151.79N·mT卷筒軸=147.27N·m計算及說明結(jié)果（2）帶輪的結(jié)構(gòu)型式主要取決于帶輪直徑的大小，其具體結(jié)構(gòu)及尺寸可查教材或設(shè)計手冊。應(yīng)注意的是，大帶輪軸孔的直徑和長度應(yīng)與減速器輸入軸軸伸的尺寸相適應(yīng)。帶輪輪轂的長度L與輪緣的寬度可以不相同，一般輪轂長度L按軸孔的直徑d確定，取L二(1．5～2)d，而輪緣寬度則取決于傳動帶的型號和根數(shù)。（3）帶輪的直徑確定后，應(yīng)驗算實際傳動比和大帶輪的轉(zhuǎn)速，并以此修正減速器的傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩。三．設(shè)計減速器內(nèi)傳動零件：減速器內(nèi)傳動件的設(shè)計計算及結(jié)構(gòu)設(shè)計方法依據(jù)教材有關(guān)內(nèi)容進行，下面僅就注意問題作簡要說明。齒輪傳動：(1)在選用齒輪的材料前，應(yīng)先估計大齒輪的直徑。如果大齒輪直徑較大，則多采用鑄造毛坯，齒輪材料應(yīng)選用鑄鋼或鑄鐵材料。如果小齒輪的齒根圓直徑與軸頸接近，齒輪與軸可制成一體，選用的材料應(yīng)兼顧軸的要求。同一減速器的各級小齒輪(或大齒輪)的材料應(yīng)盡可能一致，以減少材料的牌號，降低加工的工藝要求。(2)計算齒輪的嚙合幾何尺寸時應(yīng)精確到小數(shù)點后2到3位，角度應(yīng)精確到“””’(秒)，而中心距、和結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)盡量圓整為整數(shù)。斜齒輪傳動的中心距應(yīng)通過改變β角(螺旋角)的方法圓整為以0、5結(jié)尾的整數(shù)。(3)傳遞動力的齒輪，其模數(shù)應(yīng)大于1.5—2mm。(4)各齒輪的參數(shù)和幾何尺寸的計算結(jié)果應(yīng)及時整理并列表備用。傳動件設(shè)計齒輪：（1）齒輪材料及熱處理方法的選擇，要考慮到齒輪毛坯的制造方法。當(dāng)齒輪的頂圓直徑da小于等于400—500m時，一般采用鍛造毛坯；當(dāng)da大于400—500時,因受鑄造設(shè)備能力限制,多采用鑄造毛坯。當(dāng)齒輪直徑與軸徑接近時，齒輪與軸作成一體。（2）由工作條件及材料表面硬度確定齒輪計算方法。設(shè)計閉式直齒輪傳動需確定出模數(shù)、齒數(shù)、分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒寬和中心距等。設(shè)計時要注意不斷調(diào)整有關(guān)參數(shù)值。（3）由強度計算出的中心距a，為便于制造和測量，應(yīng)盡量圓整尾數(shù)為0或5.直齒圓柱齒輪傳動可通過調(diào)整模數(shù)m和z來達到。（4）在數(shù)據(jù)處理上，一般結(jié)構(gòu)尺寸要圓整（如中心距、齒寬等）以便制造和測量。幾何關(guān)系尺寸要精確到小數(shù)點后2—3位，單位mm（如分度圓、齒頂圓和齒根圓直徑等）。（5）各級齒輪幾何尺寸，參數(shù)計算結(jié)果，可整理列表備查。計算及說明結(jié)果（6）閉式直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算方法可參考有關(guān)手冊。1.齒輪傳動的設(shè)計計算：設(shè)計一單級直齒圓柱齒輪減速器中的齒輪傳動。已知：傳遞功率P=kw，電動機驅(qū)動，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=473r/min,傳動比i=4，單向運動，在和較平穩(wěn)，使用折舊期10年，兩班制工作。解：（1）選擇齒輪材料及精度等級：小齒輪選用40鋼調(diào)制，硬度為220～250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170～210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選8級精度，要求齒面粗糙度Ra小于等于3.2～6.3um。2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：

傳動比i齒=4

取小齒輪齒數(shù)Z1=25。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4×25=100

實際傳動比I0=100/25=4

傳動比誤差：（i-i0）/I=（4-4）/4<2.5%可用

齒數(shù)比：u=i0=4

由課本取φd=1（3）轉(zhuǎn)矩T1T1=9.55×106P/n1=9.55×106×1.96/473=4×104N·m（4）載荷系數(shù)k

由課本p192表10.11取k=1（5）許用接觸應(yīng)力[σH]

[σH]=σHlimYNT/SH由課本P188查得：σHlim1=560Mpa

σHlim2=530Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×473×1×(10×52×48)=7.08×108N2=N1/i=7.08×108/4=1.74×108由課本圖10.27查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1.05

ZNT2=1.14

通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.05/1.0Mpa=588Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.14/1.0Mpa=604.2Mpa=46.86mmd1≥76.433(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=46.86mm

模數(shù)：m=d1/Z1=46.86/25=1.87mm

小齒輪齒數(shù)：Z1=25大齒輪齒數(shù)：Z2=100轉(zhuǎn)矩T1T1=4×104N·mN1=7.08×108N2=1.74×108[σH]1=588Mpa[σH]2=46.86MPa計算及說明結(jié)果根據(jù)課本表10.3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm（6）校核齒根彎曲疲勞強度

根據(jù)課本式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFYS≤[σH]確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=2×25mm=50mm

d2=mZ2=2×100mm=200mm

齒寬：b=φd×d1=1×50mm=50mm取b=50mm

中心距：a=1/2m(Z1+Z2)=125mm（7）齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS由式（10.24）得出σF，如σF≤[σF]則校核合格確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)，根據(jù)齒數(shù)Z1=25,Z2=100由表相得eq\o\ac(○,1)齒形系數(shù)YFP195查表10.13得

YF1=2.65

YF2=2.18eq\o\ac(○,2)應(yīng)力修正系數(shù)YS

查表10.14得YS1=1.59

YS2=1.80（8）許用彎曲應(yīng)力[σF]由課本圖10.25查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由圖10.26查得：YNT1=0.9

YNT2=0.98按表10.10一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.3

計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力

[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×0.9/1.3Mpa=145Mpa

[σF]2=σFlim2YNT2/SF=190×0.98/1.3Mpa=143Mpa

將求得的各參數(shù)代入式中：σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1YS1=(2×1×4.12×104/50×22×25)×2.65×1.59Mpa=69.4Mpa<[σF]1=145MpaσF2=σF1（YF2YS2/YF1YS1）

=69.4×（2.18×1.8/2.65×1.59）=64.6Mpa<[σF]2=143Mpa

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠模數(shù)：m=2mm分度圓直徑：d1=50mmd2=200mm

中心距：a=125mm齒形系數(shù)YF查表10.13得

YF1=2.65

YF2=2.18應(yīng)力修正系數(shù)YS查表10.14得YS1=1.59

YS2=1.80許用彎曲應(yīng)力[σF]1=145Mpa

[σF]2=143MpaσF1=69.4MpaσF2=64.6Mpa計算及說明結(jié)果（9）驗算齒輪的圓周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×473/60×1000=1.24m/s由表10.22知，選8級精度是合適的。（10）幾何尺寸計算：小齒輪序號名稱符號計算公式及準(zhǔn)確值1齒頂高h(yuǎn)aha=m=22齒根高h(yuǎn)fhf=(ha*+c*)·m=2.53齒全高h(yuǎn)h=ha+hf=4.54頂隙cc=c*·m=0.55分度圓直徑d小d小=mz=506齒頂圓直徑dada=d小+2ha=547齒頂圓直徑dfdf=d小-2hf=458齒矩pp=nm=6.289齒厚ss=p/2=3.1410齒槽寬ee=p/2=3.1411標(biāo)準(zhǔn)中心距aa=1/2(d小+d大)=12512基圓直徑dbdb=d小cos200=47齒輪的圓周速度VV=1.24m/s計算及說明結(jié)果大齒輪序號名稱符號計算公式及準(zhǔn)確值1齒頂高h(yuǎn)aha=m=22齒根高h(yuǎn)fhf=(ha*+c*)·m=2.53齒全高h(yuǎn)h=ha+hf=4.54頂隙cc=c*·m=0.55分度圓直徑d小d大=mz=2006齒頂圓直徑dada=d大+2ha=2047齒頂圓直徑dfdf=d大-2hf=1968齒矩pp=nm=6.289齒厚ss=p/2=3.1410齒槽寬ee=p/2=3.1411標(biāo)準(zhǔn)中心距aa=1/2(d小+d大)=12512基圓直徑dbdb=d大cos200=932.皮帶輪傳動的設(shè)計計算：由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課本的表8.21得：kA=1.2（1）選擇普通V帶截型：Pd=KAP=1.2×2.1=2.52KW（2）選取普通V帶型號：根據(jù)Pc=2.52kwn電動機=1420r/min,由圖8.12選用A型普通V帶（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2，并驗算帶速v.

由課本得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm.則取dd1=90mm>dmin=75mm

dd2=n電動機/n1·dd1=（1420/473）×90=270mm

由課本P130表8.16，取dd2=280mm實際從動輪轉(zhuǎn)速：n2=n1dd1/dd2=1420×90/280=456r/min

轉(zhuǎn)速誤差為：(n2-n2)/n2=(456－473)/473=-4.8%在±5%以內(nèi)，為允許值。

Pd=2.52KWdd1=90mmdd2=280mm

實際從動輪轉(zhuǎn)速：n2=456r/min計算及說明結(jié)果驗算帶速v帶速V：V=πdd1n1/60×1000=π×90×1420/60×1000=6.68m/s在5～25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（4）確定帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a根據(jù)課本得P134知道傳動中心距小則結(jié)構(gòu)緊湊，但傳動帶較短，包角減小，且?guī)У睦@轉(zhuǎn)次數(shù)增多，降低了帶的壽命，致使傳動能力降低。如果中心距過大則結(jié)構(gòu)尺寸增大，當(dāng)帶速較高時帶會產(chǎn)生顫動。所以根據(jù)下列不等式就可以準(zhǔn)確的確定中心距：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7×(90+280)≤a0≤2×(90+280)

所以有：259mm≤a0≤740mm故a0=600mm由課本P136式8.15得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0

=2×600+1.57(90+280)+(280-90)2/4×600

=1200+580.9+15.0=1795mm

根據(jù)課本表8.4取Ld=1600mm

根據(jù)課本P135式（8.16）實際中心距得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（1600-1795）/2

=502.5mm中心距a的變動范圍為：amin=a–0.015Ld=478.5mmamax=a+0.03Ld=550.5mm（5）驗算小帶輪包角

α=1800-dd2-dd1/a×600

=1800-(280-90)/502.5×600

=157.30>1200（適用）（6）確定V帶的根數(shù)Z由式Z≧Pc/(po+△po)KaKl

根據(jù)dd1=90mm，n1=1420r/min

查p127表8.9用插入法得：

所以Po=0.93+（1.07-0.93）/（1460-600）×（1420-600）=0.93+0.12=1.05KW由p132表8.18查得kb=1.0275×10-3,8.19查得ki=1.1373,p118，8.4查得帶長度修正系數(shù)kL=0.99,由圖8.11查得包角系數(shù)ka=0.97(P131)△Po=kbn1(1-1/ki)=1.0275×10-3×1420（1-1/1.1373）KW=0.176KW帶速V：V=6.68m/s確定中心距：a0=600mmL0=1795mm取Ld=1600mm實際中心距得：a=502.5mm小帶輪包角

α=157.30>1200（適用）Po=1.05KW△Po=0.176KW計算及說明結(jié)果Z=PC/(P0+△P0)KαKL

=2.52/(1.05+0.176)×0.97×0.99根=2.14根取整=3（根）（7）計算軸上壓力FQ及初拉力FO由課本8.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.1kg/m，由式8.19單根V帶F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.52/3×6.68×(2.5/0.97-1)+0.1×6.682]N

=44.3N

則作用在軸承的壓力FQ：FQ=2·Z·F0·sinα1/2=2×44.3×3sin157.30/2=260.6N（8）設(shè)計結(jié)果：選用3根A-1800GB11544-89V帶，中心距a=502.5mm，帶輪直徑為90mm，280mm,軸上壓力FQ=260.6N3.輸入軸的設(shè)計計算一、高速軸設(shè)計1、按扭矩初算軸徑由前面的設(shè)計有結(jié)果：Z小=25Z大=100m=2mmha*=1a=200P1=2.4552kwn1=473r/minT1=40000N.mmd1=50mm選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表14.4查得強度極限σB=650mPa，再由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表14.2取許用彎曲應(yīng)力【σ-b】=60mPa硬度217～255HBS根據(jù)課本并查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表14.1，取c=107～118d≥C·=(107～118)×=17.66～19.47mm考慮到軸的最小直徑處要安裝套筒，會有有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%～5%，則

d=（17.66～19.47）×mm=18.19～20.44所以選d=20mm

2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

Z=3根F0=44.3N作用在軸承的壓力FQ：FQ=260.6NZ小=25Z大=100m=2mmd=20mm

計算及說明結(jié)果（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度

工段：d1=20mm

長度取L1=50mm

因為h=2c

c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm

所以d2=26mm

初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,

寬度為16mm.

考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mm

III段直徑d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+3×2）=36mm

因此將Ⅳ段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mm

Ⅴ段直徑d5=30mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm

(3)按彎矩復(fù)合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=50mm

②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=40000N·mm

③求圓周力：Ft1

根據(jù)課本式得：

Ft1=2T1/d1=2×40000/50=1600N

內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm

圓周力：Ft1Ft1=1600N

計算及說明結(jié)果

④求徑向力Fr1根據(jù)課本式得：Fr1=Ft1·tanα=1600×tan200=582.35Neq\o\ac(○,5)求法向力Fn1=Ft1/cos200=619.72Neq\o\ac(○,6)因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=59mm軸的載荷分析圖如下圖：徑向力Fr1Fr1=582.35N法向力Fn1=619.72NLA=LB=59mm計算及說明結(jié)果軸的受力、彎矩、轉(zhuǎn)矩及合成彎矩圖（4）按彎扭合成強度校核軸徑①畫出軸的受力圖②作水平面內(nèi)的彎矩圖。支點反力為FHA1=FHB1=Ft1=1600/2=800NⅠ-Ⅰ截面處的彎矩為:MHⅠ=(800×118)/2MHⅠ=47200N.mmⅡ-Ⅱ截面處的彎矩為:MHⅡ=800×31=24800N.mm③作垂直面內(nèi)的彎矩圖,支點反力FVA1=FAV1=FR1=582.35/2=291.18NⅠ-Ⅰ截面左側(cè)彎矩為:MVⅠ左=FVA·L/2=291.18×118/2=17179.62N.mmⅠ-Ⅰ截面右側(cè)彎矩為:MVI右=FVB·L/2=291.18×118/2=17179.62N.mm支點反力為FHA1=FHB1=800NMH1=47200N.mmMHⅡ=24800N.mm支點反力FVA1=FAV1=FR1=291.18NMVⅠ左=17179.62N.mm計算及說明結(jié)果Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為：MVⅡ=FVB·31=291.18×31=9029.58N.mm④作合成彎矩圖M=Ⅰ-Ⅰ截面MⅠ左==50229N.mmMⅠ右==50229N.mmⅡ-Ⅱ截面MⅡ==26393N.mm⑤作轉(zhuǎn)矩圖T=9.55×P/N=9.55××1.96/473=4×⑥求當(dāng)量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),故可認(rèn)為轉(zhuǎn)矩為動循環(huán)變化,修正系數(shù)a為0.6Ⅰ-Ⅰ截面MeⅠ==60000N.mmⅡ-Ⅱ截面MeⅡ==40700N.mm由圖可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受轉(zhuǎn)矩相同,但彎矩MeⅠ＞MeⅡ,且軸上還有鍵槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能為危險截面,但由于軸徑d3>d2,故也應(yīng)對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核.Ⅰ-Ⅰ截面σeⅠ=MeⅠ/W=60000/0.1×=14MpaⅡ-Ⅱ截面σeⅡ=MeⅡ/W=40700/0.1×26X26X26=23.16Mpa查表14.2得「σ-1b」=60mPa,滿足σe≤「σ-1b」的條件，故設(shè)計的軸有足夠強度并有一定裕量。二、低速軸的設(shè)計（1）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表14.4查得強度極限σB=650Mpa，再由表14.2得許用彎曲應(yīng)力【σ-b】=60mPa。（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)表14.1得C=107～118。又由式d≥C·=(107～118)×=26.75～29.5mmMVⅡ=9029.58N.mmMⅠ左=50229N.mmMⅠ右=50229N.mmMⅡ=26393N.mm修正系數(shù)a為0.6MeⅠ=60000N.mmMeⅡ=40700N.mmσe=14MpaσeⅡ=23.16Mpa計算及說明結(jié)果考慮到軸的最小直徑處要安裝套筒，會有有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%～5%，則

d=（26.75～29.5）×mm=27.55～30.98

所以選d=30mm

2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度

工段：d1=30mm

長度取L1=60mm

II段:d2=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm

初選用7207c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.

考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為60mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=65mm

III段直徑d3=40mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+3×2）=36mm

因此將Ⅳ段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mmⅤ段直徑d5=45mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復(fù)合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=200mm

②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=1.5×N·mm

③求圓周力：Ft1工段：d1=30mm

長度取L1=60mm

II段:d2=35mmL2=65mm

d3=40mmd4=50mmL3=48mmd4=50mmL4=20mm左段直徑為36mmⅤ段直徑d5=45mm.長度L5=19mmT1=1.5×N·mm

計算及說明結(jié)果根據(jù)課本式得：Ft1=2T1/d1=2×150000/200=1500N④求徑向力Fr1根據(jù)課本式得Fr1=Ft1·tanα=1500×tan200=546Neq\o\ac(○,5)求法向力Fn1=Ft1/cos200=581Neq\o\ac(○,6)因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=42mm（4）按彎扭合成強度校核軸徑①畫出軸的受力圖②作水平面內(nèi)的彎矩圖。支點反力為FHA1=FHB1=Ft1=1500/2=750NⅠ-Ⅰ截面處的彎矩為:MHⅠ=-(750×84)/2=-31500N.mmⅡ-Ⅱ截面處的彎矩為:MHⅡ=-750×20=-15000N.mm③作垂直面內(nèi)的彎矩圖,支點反力：FVA1=FAV1=FR1=546/2=273NⅠ-Ⅰ截面左側(cè)彎矩為:MVⅠ左=FVA·L/2=-273×84/2=-11466N.mmⅠ-Ⅰ截面右側(cè)彎矩為:MVI右=FVB·L/2=-273×84/2=-11466N.mmⅡ-Ⅱ截面處的彎矩為：MVⅡ=FVB·31=273×31=8463N.mm④作合成彎矩圖M=Ⅰ-Ⅰ截面MⅠ左==33522N.mmMⅠ右==33522N.mmFt1=1500NFr1=546NFn1=581NLA=LB=42mmFHA1=FHB1=750NMHⅠ=--31500N.mmMHⅡ=--15000N.mmFVA1=FAV1=FR1=273NMVⅠ左=-11466N.mmMVI右=-11466N.mmMVⅡ=8463N.mmMⅠ左=MⅠ右=33522N.mm計算及說明結(jié)果Ⅱ-Ⅱ截面MⅡ==17223N.mm⑤作轉(zhuǎn)矩圖：T=9.55×P/N=9.55××1.88/118=1.5×N.mm⑥求當(dāng)量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),故可認(rèn)為轉(zhuǎn)矩為動循環(huán)變化,修正系數(shù)a為0.6Ⅰ-Ⅰ截面MeⅠ==121000N.mmⅡ-Ⅱ截面MeⅡ==117000N.mm⑦確定危險截面及校核強度由圖可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受轉(zhuǎn)矩相同,但彎矩MeⅠ＞MeⅡ,且軸上還有鍵槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能為危險截面,但由于軸徑d3>d2,故也應(yīng)對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核.Ⅰ-Ⅰ截面：σeⅠ=MeⅠ/W=121000/0.1×=18.91MpaⅡ-Ⅱ截面：σeⅡ=MeⅡ/W=117000/0.1×=18.28Mpa查表14.2得「σ-1b」=60mPa,滿足σe≤「σ-1b」的條件，故設(shè)計的軸有足夠強度并有一定裕量。⑧修改軸的結(jié)構(gòu)因所設(shè)計軸的強度裕度不大，此軸不必再做修改。（5）聯(lián)軸器的設(shè)置聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT2由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表16.1取K=1.5所以Tc=KT2=1.5×1.5×=2.25×根據(jù)的出的結(jié)論數(shù)據(jù)，查《機械零件設(shè)計手冊》HLL1聯(lián)軸器，GB5014-85帶制動輪彈性柱銷聯(lián)軸器。下圖為HLL1型帶制動輪彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)和主要尺寸：MⅡ=17223N.mmT=1.5×N.mmMeⅠ=121000N.mmMeⅡ=117000N.mmσeⅠ=18.91MpaσeⅡ=18.28MpaK=1.5Tc=2.25×計算及說明結(jié)果型號公稱扭矩軸孔d1d2d3軸孔長度L\L1\LD0h8DD1*D2*Bb*HLL1315560030.32.35200160125758528s*n*d3（H9）M轉(zhuǎn)動慣量kg.質(zhì)量kg2.5820M62.18114.滾動軸承的設(shè)計通過前面計算，已知FHA=FHB=800NFVB=FVA=291.18Nn1=473r/min.由FA=FB=得出FA=FB=851N又因為FA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851N（1）計算軸承的軸向力Fa1、Fa2由表15.16查得7207AC軸承內(nèi)部軸向力的計算公式為Fs=0.68Fr則Fs1=Fs2=0.68Fr1=0.68×851=578.68NFA+FS2=1600+578.68=2178.68＞Fs1所以軸承1為壓緊端故有：FS2=Fa2=578.68NFa1=FA-FS2=1600-578.68=1021.32N（2）計算軸承的當(dāng)量動載荷P1、P2由表15.13查得7207AC軸承的e=0.68Fa1/Fr1=1021.32/851=1.2Fa2/Fr2=578.68/851=0.68FA=FB=851NFA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851NFs1=Fs2=578.68NFS2=Fa2=578.68NFa1=1021.32NFa1/Fr1=1.2Fa2/Fr2=0.68計算及說明結(jié)果查表15.13可得X1=0.41，Y1=0.87;X2=1,Y2=0。根據(jù)表15.12取fp=1.5，則軸承的當(dāng)量動荷載為P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.5×（0.41×851+0.87×1021.32）=1856NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.5×（1×851+0×578.68）=1277N（3）計算軸承壽命L10h因為兩個軸承的型號相同，所以其中當(dāng)量動荷載大的軸承壽命短。因P1>P2,所以只需計算軸承一的壽命就可以了查手冊得7207AC軸的Cr=29000N，取E=3,fT=1L10h==134415h軸承預(yù)期壽命36000h因此可見軸承的壽命大于軸承的預(yù)期壽命，所以所造軸承型符合要求。同理第二軸承第四章減速器箱體的設(shè)計

1、結(jié)構(gòu)設(shè)計采用鑄造的方法制造?？紤]到安裝方便，采用剖分式結(jié)構(gòu)，使剖分面通過軸心線。箱體要有足夠的剛度。首先保證足夠的壁厚，取為保證箱體的支撐剛度，軸承座應(yīng)有足夠的厚度，并設(shè)置加強肋，選用外肋結(jié)構(gòu)。另外，箱座底凸緣寬度應(yīng)超過箱體的內(nèi)壁應(yīng)超過箱體內(nèi)壁為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近軸承，為此軸承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。

2、箱體結(jié)構(gòu)要有良好的工藝性

采用鑄造箱體，所以注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單，以便拔模方便等。設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)形狀時，應(yīng)盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應(yīng)盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。箱體的加工面與非加工面必須嚴(yán)格分開，加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。3、附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計要設(shè)計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。P1=1856NP2=1277NL10h=134415h軸承預(yù)期壽命36000h所以符合要求計算及說明結(jié)果為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設(shè)一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠(yuǎn)，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應(yīng)大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。

為了拆卸及搬運減速器，在箱蓋上裝有吊環(huán)，直接在箱蓋上鑄出；在箱座兩端凸緣下面直接鑄出吊鉤，用于調(diào)運整臺減速器。根