【正文】 ==145mm8級精度（GB1009588）小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS=26=71=300MPa=200MPa=== ==========3mm.=78mm=213mm=a=d2=19mm= =32 mm 2． 軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配方案。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。查圖表（86），取=112 ，于是得=112mm= 。查圖表（P表153）取=112，于是得 112mm= 。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=40mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=，取=45mm 2）初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為dDB=50mm90mm20mm 故=50mm 3）取=55mm，=28mm 4）根據(jù)軸頸取安裝齒輪處軸段=60mm，齒輪左端采用軸肩定位，取h=，則=63mm ，軸環(huán)寬度b≥=3mm=，取10mm5）已知=75mm。八、 軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=10000h 1．輸入軸承的選擇與計算由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=== N，=0，ε=3 ，轉(zhuǎn)速n=960r/min1）查滾動軸承樣本（GB/T2761994）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=17000N，基本額定靜載荷=11800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（），取=，則 P=（X+Y）=（1+0）N = 3）驗算軸承壽命 h==10000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。鍵的工作長度=Lb=28mm10mm=18mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==8mm=4mm。鍵的工作長度=Lb=78mm12mm=66mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==11mm=。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M10緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。選用全損耗系統(tǒng)用油 LAN22。 附錄參考文獻：1.《機械原理》 孫桓、陳作模、葛文杰主編 高等教育出版社 2. 《機械設計》 程志紅主編 東南大學出版社4.《機械設計課程上機與設計》程志紅 唐大放主編 東南大學出版社 7.《中國機械設計大典》 中國機械工程學會、中國機械設計大典編 鍵C10872==110MPa L=68mm K=4mm確定選用鍵C10872鍵10828==110MPa確定選用鍵10828鍵181168===110MPa=50mmk=確定選用鍵181168鍵121178===110MPa=66mm確定選用鍵121178。選用滾動軸承脂ZGN6923．密封方法的選取 由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸承兩端采用凸緣式端蓋。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。鍵的工作長度=Lb=68mm18mm=50mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==11mm=。鍵的工作長度=Lb/2=72mm5mm=68mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==8mm=4mm。其受力====0，ε=10/3，n=1）查滾動軸承樣本（GB/T2761994）知圓錐滾子軸承30306的基本額定動載荷C=52500N，基本額定靜載荷=60500N2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（），取P=（X+Y）=（1+0）N =3）驗算軸承壽命 h=23042246h=10000h 故所選用軸承滿足壽命要求。 1） 軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖知，圓錐滾子軸承30306， a=23mm, 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險截面， L=225mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 其中彎矩合成公式 當量彎矩公式 計算應力公式 表4 危險截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F= =彎矩=====36450總彎矩M ==42078 =扭矩T T=2.） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力，取α=1，軸的計算應力 = = = 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表151）得=60MPa，因此＜，故軸安全。 根據(jù)式，查圖表（P173表112），取= ，則==根據(jù)=，查標準GB501485考慮到起重機運輸機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。 又由于箱體內(nèi)壁之間距離相等，故21+8+15++3=,軸的兩端倒角，取52mm 取軸承端蓋的總寬度為45mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按=43mm，=80mm ==35mm ==36mm 查圖表（表111）取各鍵的尺寸為 23段和67段=10x8x28 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 ，各軸肩處的圓角半徑為R2（三）低速軸（軸IV）的設計 已知= ，= ，= 1．求作用在軸上的力 = = 2．初步確定軸的最小直徑 按初步確定軸的最小直徑。4） 由機械設計課程上機與設計查箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=65mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為50mm，到聯(lián)軸器的距離為15mm，則=68mm.5）34段裝配軸承，取軸徑長度小于軸承寬度3mm，故=153=12mm， 同理1011段裝配軸承，并需倒角，故=18mm， =80+205=95mm6）56和78段為