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目錄
第一節(jié)? 設計任務-------------------------------(3)
?
第二節(jié)? 電動機的選擇和計算----------------------(4)
?
第三節(jié) 齒輪的設計和計算------------------------(9)
第四節(jié).具體二級齒輪減速器軸的方案設計----------(14)
?
第五節(jié) 軸承的校核-------------------------------(22)
?
第六章 鍵的選擇與校核---------------------------(25)
第七節(jié) 軸承的潤滑及密封?-----------------------(27)
第八節(jié). 箱體結(jié)構(gòu)的設計計算-?------------------- (30)
第九節(jié)? 設計結(jié)果?-------------------------------(30)
第十節(jié)、設計小結(jié) ----------------------------(32)
參考文獻 -----------------------------------(32)
第一節(jié) 設計任務
?
推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機構(gòu)如下：
推力機傳動裝置設計
1.原始數(shù)據(jù)和條件
1)推力F=10kn；
2)推頭速度V=1.2m/min；
3)工作情況： 三班制，間歇工作，單向負載，載荷平穩(wěn)；
4)工作環(huán)境：有灰塵，環(huán)境最高溫度為35°C左右；
5)使用折舊期20年，4年大修一次；
6)制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。
2..參考傳動方案
第二節(jié)．電動機的選擇
一 滑動螺旋傳動的計算
1. 螺桿的耐磨性計算
螺桿材料選擇 鋼-青銅
滑動螺旋的耐磨性計算主要是限制螺紋工作面上的壓力P，使其小于材料的許用壓力。螺紋工作面上的耐磨性條件為校核用。為了導出設計計算式，
令，則H=代入上式得螺紋中徑
選用梯形螺紋，h=0.5p
螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故φ值一般在1.2～2.5.故可取φ=1.2
材料的許用壓力范圍（11～18）取[p]=11MPa 則
d =0.8 =19.40mm 取d=30.00mm
查機械設計手冊 得螺距P=10mm ,中徑d=25 mm,大徑D=31mm,小徑
螺母高度 H==1.225=30 mm 螺紋角 =30
為側(cè)角
為螺紋升角 取
2.螺桿的強度計算
危險截面的計算應力，其強度條件
注：F螺桿所受的軸向壓力，單位為N.這里
A螺桿螺紋段的危險截面積
d 螺桿螺紋小徑為19mm
T螺桿所受的扭距 T=Ftan()
=23750N·mm
[] 螺桿許用應力3.7Mpa
得
3.螺母螺紋牙的強度計算
螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。
如果將一圈螺紋沿螺紋大徑D（單位mm）處展開，則可看作寬度為的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為，并作用在以螺紋中徑D（單位為mm）為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件為
螺紋牙危險截面a-a的彎曲條件
式中螺紋牙根部的厚度，單位為mm.b=0.65p=6.5mm,p為螺紋螺距。
L—彎曲力臂，單位為mm
[]螺母材料的許用切應力 mp
[]—螺母材料的許用彎曲應力，單位為mp
因為螺桿和螺母的材料相同，螺桿的小徑d小于螺母螺紋的大徑D。故應校核螺桿螺紋牙的強度。
4.螺母外徑與凸緣的強度計算
螺母懸置部分危險截面b-b內(nèi)的最大拉伸應力
凸緣與底座接觸表面的擠壓強度計算
[]=(1.5～1.7)[]
凸緣根部的彎曲強度計算
凸緣根部很少發(fā)生剪斷，強度計算（略）
1.選擇電動機
（1）選擇電動機類型
按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。
（2）選擇電動機的容量
電動機所需功率
由電動機至運輸帶的傳動總效率為
其中：分別為聯(lián)軸器，滾動軸，齒輪傳動，螺旋傳動，滑動傳動的傳動效率，其值分別為（齒輪聯(lián)軸器），（滾子軸承），（齒輪精度為8級），（滾動絲杠），。
所以
（3）確定電動機轉(zhuǎn)速
螺旋傳動中根據(jù)《機械設計手冊》導距,傳送速度。
根據(jù)《機械設計課程指導》圓柱齒輪轉(zhuǎn)動傳動比一般為8～40，所以電動機轉(zhuǎn)速一般為960～4800r/min.
功率P略大于0.26W，轉(zhuǎn)速960～4800r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1390r/min和2825r/min。比較得到1390r/min轉(zhuǎn)速比較合理。
取電動機： Y810-4
功率（KW）
型號
電流(A)
轉(zhuǎn)速（r/min）
效率（%）
功率因數(shù)
額定轉(zhuǎn)距
額定轉(zhuǎn)距
額定電流
0.55
Y801-4
1.5
1390
73
0.76
2.2
2.2
6.5
2.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為
＝n/n＝＝11.6
（2）傳動裝置各級傳動比分配
兩級傳動比的分配中根據(jù)《機械傳動設計手冊》總傳動比在8～12.5時，低級傳動比。
因為= 所以
3.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算
（1）各軸轉(zhuǎn)速
（2）各軸輸入功率
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
Ⅲ軸：
螺旋絲杠：
（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩
電動機輸出轉(zhuǎn)距：
各軸輸出轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
Ⅲ軸：
螺旋絲杠：
運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下表
軸名
效率P（KW）
轉(zhuǎn)距T (NM)
轉(zhuǎn)速n
傳動比
效率
η
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機
0.26
1.79
1390
1
0.97
Ⅰ軸
0.252
0.247
1.73
1.70
1390
2.9
0.95
Ⅱ軸
0.240
0.235
4.78
4.68
479.31
4
0.95
Ⅲ軸
0.228
0.223
20.10
19.61
120
1
0.86
螺旋軸
0.203
0.199
17.38
17.03
120
注：Ⅰ～Ⅲ軸輸出效率=輸出效率×軸承效率98%
第三節(jié).齒輪的設計計算
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
１．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1）按照推力機機構(gòu)的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動
2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。
3）材料的選擇： 查機表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為230HBS。二者材料硬度差10HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=2.9，故取=58；
2.按齒面接觸強度
設計計算公式
d
確定公式內(nèi)的各計算值：
⑴試選定載荷系數(shù)1.3
⑵計算小齒輪的轉(zhuǎn)距：
⑶由表10-7齒寬系數(shù)
⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)
⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的
(6)由公式計算壓力循環(huán)次數(shù)
N=60=60
⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
⑼ 計算接觸疲勞許用應力：
取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得，
[]=
2） 計算：
⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，
d，可取30mm
⑵計算圓周速度v：
⑶計算齒寬b
b= d1
⑷計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)：
齒高： 則
⑸計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=2.18m/s ，8級精度，由圖10-8得動載系數(shù)K=1.15；直齒輪假設假設K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K
查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：K
代入數(shù)據(jù)得：
結(jié)合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4
故載荷系數(shù)
⑹按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，
d=
⑺計算模數(shù)：m=36.42/20=1.82mm
3.按齒根彎曲強度設計
⑴得彎曲強度的設計公式為m
1)確定各項計算值
(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為
(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，
則可得： []=
[]=
（4）計算載荷系數(shù)K
K=KKKK=1
查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應力校正系數(shù)得：
,
（5）計算大小齒輪的，并加以比較
；
2）設計計算
m=
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓。
則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)，取
4.幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑；
2）計算中心距：a=
3）計算齒輪寬度：b=
取B
5.驗算：F=
所以設計符合條件。
（二）低速級齒輪傳動的設計計算
１．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1）按照推力機機構(gòu)的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動
2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。
3）材料的選擇： 查機表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為230HBS。二者材料硬度差30HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=4， 故取=80；
2.按齒面接觸強度
設計計算公式
d
確定公式內(nèi)的各計算值：
⑴試選定載荷系數(shù)1.3
⑵計算小齒輪的轉(zhuǎn)距：
⑶由表10-7齒寬系數(shù)
⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)
⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的
(6)由公式計算壓力循環(huán)次數(shù)
N=60=60
⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
⑼ 計算接觸疲勞許用應力：
取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得，
[]=
2） 計算：
⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，
d
取30mm
⑵計算圓周速度v：
⑶計算齒寬b
b= d1
⑷計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)： 齒高：
則
⑸計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.76m/s ，8級精度，由圖10-8得動載系數(shù)K=1.08；直齒輪假設假設K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K由表10-4查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：
K
代入數(shù)據(jù)得：
結(jié)合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4
故載荷系數(shù)
⑹按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，
d=
⑺計算模數(shù)：m=35.63/20=1.78mm
3.按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式： m
1)確定各項計算值
(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為
(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，
則可得 []=
[]=
（4）計算載荷系數(shù)K
K=KKKK=1
查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應力校正系數(shù)得：,
（5）計算大小齒輪的，并加以比較
2）設計計算
m=
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓。
則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)， 取
4.幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑；
2）計算中心距：a=
3）計算齒輪寬度：b=
取B
5.驗算：
F=
所以設計符合條件。
第四節(jié).具體二級齒輪減速器軸的方案設計
中間軸的設計
1. 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.235，n=479.31r/min, T=4.68N
2. 求作用在軸上的力：
已知小齒輪的分度圓直徑為d=40mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=160mm,
F==,
F==,
F= F
F= F
3. 初步確定軸的最小直徑：
軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取
d。取d為17mm.。
顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同，
即。
1. 軸的結(jié)構(gòu)設計：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。
（1）為了滿足軸向定位要求，在軸I-II處右邊和軸V-VI設一軸肩，
取左右兩端用軸承端蓋封閉。
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d選取型號為6003，基本尺寸為d齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，取其寬度為24mm,齒輪端面距機壁內(nèi)側(cè)8mm,并考慮齒輪固定可得。
(3)由于小齒輪的輪觳寬度為42mm,為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L。由于大齒輪左側(cè)和小齒輪右側(cè)均用軸肩固定，得h=2.故可取。
至此該軸上的各端長度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有表6-1查得平鍵截面，兩鍵的尺寸均為b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，1.0mm，1.0mm，0.8mm.
5)確定軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。
計算
根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
高速軸的設計
1.確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.247KW，n=1390r/min, 。
2.求作用在軸上的力：
已知低速級齒輪的分度圓直徑,
F==,
F= F
1）初步確定軸的最小直徑：
低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，根據(jù)表15-3取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K
TN。
采用彈性塊聯(lián)軸器TL2型，半聯(lián)軸器的孔徑d長度27mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=12mm。
2. 軸的結(jié)構(gòu)設計：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。
（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑20mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取L
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d根據(jù)《機械設計手冊》選取軸承代號 為6004型，基本尺寸為故??；而其右端采用軸肩進行定位，故可取
(3)由于輪觳寬度為42mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以，取。
(4)軸承蓋的總寬度由前可知為18mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.則。
(5)齒輪距左端箱體的距離為12mm。軸承端面距機箱內(nèi)端面距離為8mm則可算得L
至此，此軸的各端長度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為36mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長度25mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。由表15-2得從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，0.8mm，1.0mm，1.2mm，1.2mm，1.0mm.
5)求軸的載荷，首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。
計算
在確定支點位置后根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
低速軸的設計
1． 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.223KW，n=120r/min, T=19.61NM。
2． 求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=160mm, F==,
F=
3. 初步確定軸的最小直徑：
低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K T
查機械設計手冊采用彈性塊聯(lián)軸器TL3型，半聯(lián)軸器的孔徑d聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=16mm。
4. 軸的結(jié)構(gòu)設計：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。
（1）為了滿足軸向定位要求，在軸VII-VIII處左邊設一軸肩，取d左端用軸肩，取,；為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取。
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d軸承選取為6005，基本尺寸為故取左端采用軸肩進行定位，取h=2.5mm,故d取.
(3)由于輪觳寬度為40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h=2所以;右端采用軸肩定位h>0.07d得到h=3,
(4)軸承蓋的總寬度取為18mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.齒輪距左端箱體的距離為12mm，所以取；
(5)至此該軸 的各端長度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長度32mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸的倒角為2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.0mm，1.0mm，1.2mm，1.0mm，1.0mm,0.8mm.
5)確定軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。
軸的受力計算：
在確定支點位置后根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
第五節(jié) 軸承的校核
（一） 高速軸的軸承的校核
設近聯(lián)軸器的軸承為軸承A，近齒輪處的軸承為軸承B。
初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6004，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FH1` F H FV1 F v2
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F9.38N；F19.74N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=28.73N；F=56.27N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計算與校核
因：，則按軸承B來計算軸承壽命。
實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。
中間軸的軸承的校核
設近小齒輪處的軸承為軸承A，近大齒輪處的軸承為軸承B。
初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6003，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FV1 F v2 FH1`
F H
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F67.10N；F41N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=139.57N；F=39.93N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計算與校核
因：，則按軸承A來計算軸承壽命。
實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。
低速軸的軸承的校核
設近齒輪處的軸承為軸承A，近聯(lián)軸器處的軸承為軸承B。
初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6005，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FV1 F v2
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F66.37N；F31.81N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=-165.63N；F=-79.37N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因為根據(jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計算與校核
因：，則按軸承A來計算軸承壽命。
實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。
由此可得六個軸承均合格。
第六章 鍵的選擇與校核
設定高速級輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪與中間軸之間的鍵為鍵2；中間軸上與低速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3，與高速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3；低速級與中間軸連接的齒輪處的鍵為鍵5，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵6。
鍵的類型
圖
1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵
根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：
鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 5 mm h=5mm L=25mm
鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=36mm
鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm
鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm
鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=32mm
鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=5mm h=5mm L=32mm
2、校核鍵的承載能力
因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=1.70N·m
鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=1.70N·m
鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=4.68N·m
鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=4.68N·m
鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=19.61N·m
鍵6受到的轉(zhuǎn)距
鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp
鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）
所以：
校核第一個鍵：≤[]
校核第二個鍵：≤[]
校核第三個鍵：≤[]
校核第四個鍵：≤[]
校核第五個鍵：≤[]
校核第六個鍵：≤[]
由此可得六鍵均合格。
第七節(jié) 軸承的潤滑及密封
根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑эw濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。
第八節(jié). 箱體結(jié)構(gòu)的設計計算
已知：中心距 a=178mm
1、機座壁厚
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8mm，故取=8mm
2、機蓋壁厚
取=8mm
3、機座凸緣厚度
4、機蓋凸緣厚度
5、機座底凸緣厚度
6、地腳螺釘直徑
取=16mm。
由機械設計手冊上查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（16）
7、地腳螺釘數(shù)目
因為，
所以n=4
8、軸承旁連接螺栓直徑
；取mm。
查的標準件六角頭螺栓─C級 其螺紋規(guī)格 d為M（12）
9、機蓋與機座連接螺栓直徑
查的標準件六角頭螺栓─C級 其螺紋規(guī)格 d為M（8）
10、連接螺栓的間距
，取
11、軸承蓋螺釘直徑
查得標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘，其螺紋規(guī)格為M（8）
12、窺視孔蓋螺釘直徑
查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6）
13、定位銷直徑
查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6）
14、至外機壁距離
有表4得
15、至凸緣邊緣距離
同樣取
16、軸承旁凸臺半徑
17、外機壁至軸承座端面距離
18、大齒輪頂圓與內(nèi)機壁的距離
取=10mm
19、齒輪端面與內(nèi)機壁的距離
取
20、機蓋、機座肋厚
取
21、軸承端蓋凸緣厚度
取t=10mm
22、外機壁至軸承座端面距離
23、軸承端面外徑
24、軸承旁聯(lián)接螺栓距離
第九節(jié)? 設計結(jié)果
?
1. 最終實際傳動比 i
高速級齒輪
低速級齒輪
2.9
4
?
2. 各軸轉(zhuǎn)速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
1390
479.31
120
?
3. 各軸輸入功率 P
（kW）
（kW）
（kW）
0.0.247
0.0.235
0.233
?
4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
1.73
4.78
20.10
?
5. 鍵的尺寸參數(shù)
鍵
b (單位 mm)
h (單位 mm)
L (單位 mm)
1
5
5
25
2
8
7
32
3
6
6
32
4
6
6
32
5
8
7
32
6
5
5
32
6．高、低速級齒輪參數(shù)（單位 mm）
?
名稱
高速級
低速級
中心距a(mm)
78
100
摸數(shù) (mm)
2
2
齒
數(shù)
20
20
58
80
分度圓
直徑
（mm）
40
40
(mm)
116
160
齒頂圓
直徑
（mm）
44
44
(mm)
120
164
齒根圓
直徑
(mm)
35
35
(mm)
111
155
齒
寬
（mm）
42
42
（mm）
40
40
齒輪等級精度
8
8
材料及熱處理
20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC
45鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度40~50HRC
?
7.軸承的代號及尺寸參數(shù)
軸承
軸承尺寸
代號
高速級軸承
6004
中間軸軸承
6003
低速級軸承
6005
第十節(jié)、設計小結(jié)
經(jīng)過十幾天的艱苦奮戰(zhàn)，我終于完成了本次《機械設計基礎》課程設計的任務。回頭看看這十幾天的生活，感觸頗深。
通過課程設計，我不但再次熟悉了本學期學過的內(nèi)容，而且還通過《機械設計》、《機械設計課程設計指導書》等參考書目等查閱學到了許多沒有學到過的知識，在很大程度上擴大了我們的認知范圍，鞏固了以前的知識。更為重要的是本次課程設計在一定程度上也培養(yǎng)了我們的耐心和毅力以及團結(jié)合作的精神，以及設計能力。
機械課程設計是從理論的對減速器進行設計，使我們更加了解了他的結(jié)構(gòu)。并叢冢掌握了一定的設計技巧。
慶幸自己終于認真獨立地做了一次全面的機械設計，真的，從中學到了很多很容易被忽視的問題、知識點，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細心用心的性格。從一頁頁復習課本，一次次計算數(shù)據(jù)，一遍遍修改草圖，一遍遍打印裝配圖，這些都是我從來未曾獨立做過的。確定電動機傳動方案迫使我復習控制電機，選擇聯(lián)軸器又費了番功夫，軸和齒輪更使我翻爛了《機械設計》。
最后，感謝老師耐心地指導！
參考文獻
1．《機械設計課程設計指導書》（第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等
2．《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德
3．《機械設計》（第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛
4．《機械設計手冊》（軟件版）
5. 《機械傳動設計手冊》
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