1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書cad圖紙，聯(lián)系qq153893706 設(shè)計題目：帶式輸送機班級：機化2班學(xué)號：設(shè)計者：指導(dǎo)老師： 目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 選擇電動機54. 分配傳動比55. 運動和運動參數(shù)的設(shè)計66. 聯(lián)軸器的選擇和設(shè)計77. 圓柱齒輪傳動的設(shè)計168. 鏈傳動的設(shè)計189. 軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計34軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計24軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計29軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計3410. 潤滑與密封3411. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3612. 設(shè)計總結(jié)3713. 參考文獻37一.題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機的減速器給定

2、條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力，運輸帶速度，運輸機滾筒直徑為。單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為八年，每年300個工作日，每天工作16小時，具有加工精度7級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)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(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下： （1）圖示：5為電動機，4為聯(lián)軸器，為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速級齒輪傳動

3、，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪一般傳動高速級、低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大深溝球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、選擇電動機1、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式。 由于y系列三相異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型電動機是全國統(tǒng)一設(shè)計的產(chǎn)品，具有效率高，起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲底、震動小、性能優(yōu)良、外形美觀等優(yōu)點，并且廣泛應(yīng)用于各種機械設(shè)備驅(qū)動，因而選擇y系列全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機。2、選擇電動機的效率（容量）。1）、首先確定傳動裝置

4、的總體效率。查表得：開式鏈傳動的效率1=0.92，滾動軸承（球軸承一對）傳動效率2=0.99；閉式圓柱齒輪的傳動效率1=0.97；彈性套柱銷聯(lián)軸器的傳動效率1=0.99；輸送帶鼓輪的傳動效率1=0.97。 由公式 =1234 得：由電動機至工作電機主軸之間的總效率： = 工作機所須的功率：= 工作機所須的電動機的功率：又由于工作載荷穩(wěn)，因此選用y112m-4型號電動機，詳細如下表：額定功率型號滿載時堵轉(zhuǎn)電流額定電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩飛輪轉(zhuǎn)矩n質(zhì)量kg轉(zhuǎn)速（r/min）電流（a）功率功率因數(shù)（）4kwy112m-414408.7784.50.827.02.22.20.09543 安

5、裝及外型尺寸如下表：中心高 h外型尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑 k軸伸尺寸鍵公稱尺寸112 12 四、確定傳動裝置的總的出動比和分配傳動比1、1）計算鼓輪軸工作轉(zhuǎn)速 2）總傳動比 2、分配傳動比裝置各級傳動比 由于鏈傳動常取值為初取，則減速器的傳動比為 對于兩級圓柱齒輪減速器的傳動比，由于高速級的傳動比，所以初取所以 五、運動和動力參數(shù)計算令電機的軸為0軸，高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速軸為3軸，鼓輪軸為4軸；且相輪兩軸的傳動比分別為 、。1、 各軸的轉(zhuǎn)速分別為： 1 各軸的輸入功率： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩六、選擇聯(lián)軸器的類型和型號1、類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性套拄銷聯(lián)軸器2、 載荷計

6、算公稱轉(zhuǎn)矩：，其中電動機伸出的直徑由表14-1查得 ，故3、 型號選擇4、 從gb5014-85中查得tl4型彈性套拄銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為83，許用最大轉(zhuǎn)速為，軸控直徑為2028mm之間，故合用。七、圓拄齒輪傳動的設(shè)計1、高速級，此時的傳動比1）、選擇齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)按圖（1）所示的傳動方案，選用直齒輪圓拄齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，故7精度的（gb10095-85）。材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs；大齒輪材料圍45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差圍40hbs。選小齒輪的z1=19，則大齒輪的齒數(shù)，取2）、

7、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式 進行計算。（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒輪系數(shù)（不對稱分布）。由表查得材料的彈性影響系數(shù)由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)； 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得 （2） 計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值計算圓周速度v 計算齒寬計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高計算載荷系數(shù)k根據(jù)計算載荷系數(shù)k根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得直齒輪：由表查得使用系數(shù)由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由

8、圖2查得故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得計算模數(shù)3）、按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式得計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù)由表查得查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2）、設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.48并就近圓整為標準值1.5。按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取這樣設(shè)計出的齒

9、輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4）、幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒寬取、結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪的零件圖2、低速級，此時的傳動比1）選取與高速級的齒輪類型、精度的級、材料。初取小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取2）按齒面強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即（1）確定公式各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表選取齒寬系數(shù)由表查得材料的彈性影響系數(shù)由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)； 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得 （3） 計

10、算試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值計算圓周速度v 計算齒寬計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高計算載荷系數(shù)k根據(jù)計算載荷系數(shù)k根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得直齒輪：由表查得使用系數(shù)由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由圖2查得故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得計算模數(shù)3）、按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式得計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù)由表查得查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得計算大小齒輪

11、的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2）、設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.67并就近圓整為標準值3。按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4）、幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒寬取、結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪的零件圖八、鏈傳動的設(shè)計初取鏈傳動的傳動比i=3，電動機的額定功率p=4kw，主動鏈輪的輪速1、選擇鏈輪的齒數(shù) 取小鏈輪的齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)為。2、確定計算功率由表9-6查得，由圖9-13查得，單排鏈，則計

12、算功率為3、選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)及查圖911，可選。查表91，鏈條節(jié)距為。1、 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為取鏈長節(jié)數(shù)。查表97得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為2、 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號，查圖914可知應(yīng)采用滴油潤滑。3、 計算壓軸力有效圓周力為： 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為4、 計算鏈輪的主要尺寸小鏈輪：分度圓直徑齒頂圓直徑 （其中為磙子外徑） 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑（ 其中為內(nèi)鏈板高度）大鏈輪：分度圓直徑齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑九、軸、軸承的設(shè)計一）、軸1的設(shè)計1、求出軸1上的功率、轉(zhuǎn)速

13、和轉(zhuǎn)矩 由上面的計算得=3.18kw =1440r/min =21.092求出作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為則 3、初步確定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca=kat1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取ka=1.3,則;查機械設(shè)計手冊，選用tl4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為83000n·。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度l62，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=44m軸的

14、結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取-3段的直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=44mm.，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，故的長度應(yīng)該比略短一點，現(xiàn)?。?）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號6205軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7-8的長度與軸承寬度相同,故取。左端滾動軸承采用軸肩定位，軸肩高度，故取，因此，取 （3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒斷面可靠地

15、壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故??；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 （4）軸承端蓋的總寬度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半連軸器右端面間的距離，故取。 （5）取齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，距右內(nèi)壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取，已知 滾動軸承寬度b=15mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）、軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，由表6-1 查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽刀加工，長為32mm，同時為了保證齒輪

16、與軸有良好對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；同樣由，軸與半聯(lián)軸器的連接，選擇用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端的倒角為，各軸肩出的圓角半徑見圖5、 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算圖。在確定軸承的支點位置時，對于6205型深溝球軸承，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面c出的、及m的值列于下表：載荷水平面垂直面支反力彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度

17、對危險截面才，根據(jù)式15-5及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)車應(yīng)力為脈動應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，故安全7、 校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷由，在表取x1，y=0。（其中=0）由表取則a軸承的當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。（） 校核軸承b和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。8、 選用鍵并進行校核鍵連接聯(lián)軸器：選單普通平鍵（c型） 齒輪：選普通平鍵 （a型） 聯(lián)軸器:由式，查表，得，鍵校核安全齒輪: 查表62，得，鍵校核安二

18、）、軸2的設(shè)計1、求出軸2上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上面的計算得=3.05kw =238.02r/min =122.372求出作用在齒輪上的力1）、已知高速級大齒輪的分度圓直徑為則 2）、已知底速級小齒輪的分度圓直徑為則3、初步確定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）和8-9段軸要裝軸承，取 （2）初步選擇滾動軸承因軸承只受徑向力的作用，并參照工作要求并根據(jù) ，初選型號6212軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，,軸段1-2和7-8的長度

19、與軸承寬度相同,故取 。 （3）初取安裝小齒輪處的軸段3-4的直徑；因為低速級小齒輪的分度圓，所以該軸段要做成齒輪軸；已知齒輪輪轂的寬度為，所以，齒頂圓，齒根圓。 所以。（4）、取安裝大齒輪處的軸段的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，所以。已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故??；齒輪的左端采取軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度。 （5）則大、小齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，（為軸1的小齒輪的中心距箱體的距離，s為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,?。?；已知 滾動軸承寬度b=22mm 至此，已初步確定了

20、軸的各段直徑和長度。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端的倒角為，各軸肩出的圓角半徑見圖6、 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算圖。 對于6205型深溝球軸承作為簡支梁的軸的支承跨距： 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面c出的、及m的值列于下表：載荷水平面垂直面支反力彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對危險截面才，根據(jù)式15-5及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)車應(yīng)力為脈動應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，故安全9、 校核軸承和計算壽命（

21、） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷由，在表取x1，y=0。（其中=0）由表取則a軸承的當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。（） 校核軸承b和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。10、 選用鍵并進行校核大齒輪與軸：選普通平鍵（a型） 大齒輪: 查表62，得，鍵校核安三）、軸3的設(shè)計1、求出軸3上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上面的計算得=2.93kw =53.49r/min =523.122求出作用在齒輪上的力1）、已知低速級大齒輪的分度圓直徑為則 2）、已知小鏈輪分度圓直徑為有效圓周力為： 鏈輪水平布置時

22、的壓軸力系數(shù)，則壓軸力：3、初步確定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）、輸出軸的最小直徑顯然是安裝在鏈輪處軸的直徑，由于軸89裝鏈輪，單鍵，則 取（2）、軸78為軸肩，取 則 ，軸承端蓋的總寬度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與小鏈輪的左端面間的距離，故取。（3）、軸1-2和67段裝軸承，軸肩高度，取 =， 選擇深溝球滾動軸承6211， 基本額定動載荷基本額定靜載荷，則。（4

23、）、軸23段的直徑和軸承直徑大一樣，??；軸34裝齒輪，為了易于安裝，取，則，已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。則 齒輪左端面距箱體的內(nèi)壁之距離為（其中為軸2小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離），考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取，則 （5）、齒輪右端用軸肩定位，取，則。軸環(huán)寬度，取。（6）、由前面兩條軸長度確定，（7）、軸8-9裝鏈輪，鏈輪孔 則取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）、軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按、，由表6-1 查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽刀加工，長為63mm，同時為了保證齒

24、輪與軸有良好對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；滾動軸承與軸的周向定位是過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端的倒角為，各軸肩出的圓角半徑見圖5、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算圖。 對于6211型深溝球軸承作為簡支梁的軸的支承跨距： 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面c出的、及m的值列于下表：載荷水平面垂直面支反力彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對危險截面才，根據(jù)式15-5及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)車應(yīng)力為脈動應(yīng)力，取

25、，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，故安全11、 校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷由，在表取x1，y=0。（其中=0）由表取則a軸承的當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。（） 校核軸承b和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。12、 選用鍵并進行校核齒輪與軸：選普通平鍵（a型） 查表62，得，鍵校核安十、 潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。i，ii，iii軸的速度因子，查機械設(shè)計手冊可

26、選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油n200號潤滑，軸承選用zgn2潤滑脂十.箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱代號尺寸取值底座壁厚箱蓋壁厚底座上部凸緣厚度箱蓋凸緣厚度底座下部凸緣厚度平底座軸承座連接螺栓凸緣高度（34）軸承座連接螺栓孔徑吊環(huán)螺釘座凸緣吊環(huán)螺釘孔深+（1015）底座加強肋厚度箱底加強勒厚度地腳螺栓直徑地腳螺栓數(shù)目66軸承座連接螺栓直徑底座與箱蓋連接螺栓直徑軸承蓋固定螺釘直徑視孔蓋固定螺釘直徑吊環(huán)螺釘直徑軸承蓋螺釘分布圓直徑軸1 軸2軸3軸承底座凸緣端面直徑軸1 軸2軸3螺栓孔凸緣的配合尺寸選地腳螺栓孔凸緣的配合尺寸選m20鑄造壁相交