【正文】 面H垂直面V支反力FR1H=R1V=R2H=R2V=彎矩MMaH=mm=m按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第九版）》表151查得，故安全。軸按磨削加工，由《機械設計（第就版）》附圖34得表面質(zhì) 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值 故可知安全。2） 初步軸承。 4），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離L=28mm，故取 L2= 5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取L4=118mm，L7=33mm。mMaV=mm=軸段①、⑤上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d7=40mm,L7=B＋B1=18＋15=33mm 高速軸軸承壽命校核（1）計算軸承的軸向力 由表119查7208C軸承得C=36800N,Co=，則軸承2的內(nèi)部軸向力分別為 S1=== S2===外部軸向力A=,各軸向力方向如圖46所示 S2＋A=＋=﹤S1則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S2＋A = Fa2=S2=（2）計算當量動載荷 由Fa1/ Co=，查表得119得e=,因Fa1/ R1=﹥e,故X=，Y=，則軸承1的當量動載荷為 P1=XR1＋YFa1=＋=由Fa2/ Co=，查表得119得e=,因Fa2/ R2=,故X=1，Y=0，則軸承2的當量動載荷為 P2=XR2＋YFa2=1＋0=(3)校核軸承壽命 因P1﹥P2，故只需校核軸承1的壽命，P=，查表得fT==軸承1的壽命為 Lh=[106/(60n1)][ fTC/(fPP)]3=[106/(60576)][136800/()]3h=45931hLh﹥L‘h,故軸承壽命足夠 中間軸軸承選用7210C進行設計計算，由表119得軸承內(nèi)徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm，定位軸肩直徑da=57mm,外徑定位直徑Da=83mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=,故d1=50mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d5=50mm 中間軸軸承壽命校核（1）計算軸承的軸向力 由表119查7210C=42800N,CO=，則軸承2的內(nèi)部軸向力分別為 S1=== S2===外部軸向力A=Fa3－Fa2=－=,各軸向力方向如圖43所示 S2＋A=＋=﹤S1則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S1= Fa2=S1－A=－=因R1﹥R2，F(xiàn)a1﹥Fa2，故只需校核軸承1的壽命（2）計算軸承1的當量動載荷 由Fa1/ CO=，查得119得e=,因Fa1/ R1=﹤e,故X=1，Y=0，則當量動載荷為 P=XR1＋YRA1=1＋0=(3)校核軸承壽命 軸承在100oC以下工作，查表8得fT=，得載荷系數(shù)fP=軸承1的壽命為 Lh=[106/(60n2)][fTC/(fPP)]3=[106/(60)][142800/()]3h=38195h減速器預期壽命為 L‘h=282508h=32000hLh﹥L‘h,故軸承壽命足夠 低速軸軸承選用7212C,由表119得軸承內(nèi)徑d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=69mm,外圈定位直徑Da=101mm,軸上定位端面圓角半徑最大為ra=,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=,故軸段的直徑d3=60mm。 (5)啟蓋螺釘 為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. (7)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。螺塞選用螺塞M20 GB/T6170，螺塞墊2416 JB/T17182008，由表可查相關尺寸。在張老師悉心教導的這段時間里，她嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，淵博的知識，正直的人格，給我留下了極為深刻的印象，為我今后的工作、生活樹立了良好的榜樣。參考文獻；[1] 王世剛，2003[2] . 北京：機械工業(yè)出版社，2001 [3] 陸玉,何在洲,. 北京：機械工業(yè)出版社，2000[4] 孫桓，. 北京：高等教育出版社，2001[5] ：機械工業(yè)出版社，2004[6] 林景凡，王世剛，. 北京：中國科學技術出版社，1999[7] . 北京：機械工業(yè)出版社,1992[8] 陳國定， 北京；。最后，我要感謝我的家人，他們給予了我無私的愛，對我的成人本科學習給予了大力的支持，使我順利的完成了學業(yè)。 圖41中間軸結構的構想圖圖42中間軸的結構與分析圖43中間軸軸承的布置及受力圖44高速軸結構的構想圖圖45高速軸的結構與受力分析圖46高速軸軸承的布置及受力圖47低速軸結構的構想圖圖48低速軸的結構尺寸與受力分析圖49低速軸軸承的布置及受力第一部分寫減速器的研究發(fā)展現(xiàn)狀第二部分寫減速器參數(shù)化設計及仿真的總體方案第三部分寫減速器的參數(shù)化設計：首先是零件模型庫的建立，然后是參數(shù)化造型第四部分減速器的裝配第五部分減速器的運動仿真分析致謝。齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用油LAN68潤滑油潤滑，,箱體內(nèi)所裝潤滑油量為 V== dm3該減速器所傳遞的功率P0=，每傳遞1KW的功率，需油量為V0=～ dm3，則該減速器所需油量為 V1=P0V0=(～) dm3=～ dm3 1. 檢查孔尺寸為140mm120mm,位置在中間軸的上方2. .油面指示裝置選用帶過濾網(wǎng)的通氣器，由表可查相關尺寸。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,裝上二個螺釘,便于調(diào)整. （6）定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。 (1)窺視孔蓋與窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可、以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,. (2)放油螺塞 放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。m中間軸的設計計算 已知條件 中間軸傳遞的功率P2=,轉速n2=,齒輪分度圓直徑d2=,d3=,齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表826選用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 初算軸徑 查表得c=106～135,考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較小值c=110,則 dmin=c(P2/n2)1/3=110()1/3mm= 結構設計軸的結構構想如下圖41 （1）軸承部件的結構設計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從dmin開始設計 （2）軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設計 該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行。mm=（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FR1H=R1V=R2H=R2V=彎矩MMaH=齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為d5=。m求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑d1= Ft= Fr= Fa=Ft圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖45所示　初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。由表151查得σB=650MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第九版）》附表32查取。mm=mMaV=軸環(huán)寬度。 2初步軸承。mm=1077495 N9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為 Fa3= Ft3tanβ==其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=Ft3/cosancosβ=(cos20o)N= 3齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反六、軸的設計計算 低速軸的設計計算求輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T P=,n= 1齒面接觸疲勞強度校核按之前類似做法，先計算1022的參數(shù)T1=229810N/mm，Фd=，d3=，等帶入式子 滿足齒面接觸疲勞強度計算條件 2