【正文】 二．高速軸軸承的選擇與校核（1）根據前面設計，選取左右軸承都為深溝球軸承6406，查本設計任務書表8得：基本額定動載荷Cr=, 查參考文獻[2]~，取fp=。（2）軸上受力分析前面已經求得以下數據：軸上傳遞的扭矩：齒輪圓周力：齒輪徑向力：軸上的垂直支撐反力：軸上的水平支撐反力：；計算合力： （3）計算當量動載荷①求比值軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻[2]，可見比值:Fa/Fr＜e②計算當量動載荷P查參考文獻[2]表135得：徑向動載荷系數X=1。 軸向動載荷系數Y=0，根據參考文獻[2]得=1+0 =。=1+0 =.為確保安全，選用較大的進行校核。③由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h。④根據參考文獻[2]，求軸承應該有的基本額定動載荷值：則按照參考文獻[1]表132，較充裕地選擇C=47500的深溝球軸承6406。⑤驗算軸承6208軸承的壽命，根據參考文獻[2]得可見,所以軸承6208合格。fp=Fa/Fr=0＜e。 38400h,合格二．低速軸的滾動軸承選擇及校正因為軸承端蓋的部分數據需要根據與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻[2]表61，選取滾動軸承6212，其數據如表14：表14 滾動軸承6212的數據軸承代號基本尺寸安裝尺寸6212dDB601102269101基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉速Cr/KN/KN脂潤滑8000低速軸軸承的選擇與校核（1）根據前面設計，選取左右軸承都為深溝球軸承6212，查本設計任務書表8得：基本額定動載荷Cr=, 查參考文獻[1]~，取fp=。（2）軸上受力分析前面已經求得以下數據：軸上傳遞的扭矩：T2=齒輪圓周力:Ft=齒輪徑向力:Fr=軸上的垂直支撐反力:軸上的垂直支撐反力：計算合力:=（3）計算當量動載荷①求比值軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻[1]，可見比值:Fa/Fr＜e① 算當量動載荷P查參考文獻[1]表135得：徑向動載荷系數X=1。 軸向動載荷系數Y=0。根據參考文獻[1]得P=P2=P1==（1+0） =。② 由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h③ 根據參考文獻[1]，求軸承應該有的基本額定動載荷值:=則按照參考文獻[2] 表61，較充裕地選擇C=29500的深溝球軸承6208。④ 算軸承6212軸承的壽命，根據參考文獻[1]得=可見,所以軸承6212合格。fp=P1=P2=38400h第七章．鍵聯(lián)接的選擇及校核計算一．高速軸的鍵查參考文獻[2]表41選取軸段Ⅰ上的鍵為普通平鍵A型。表8 鍵的數據如下表軸鍵鍵槽公稱直徑d公稱尺寸bh寬度深度公稱尺寸b軸t公稱尺寸轂t1公稱尺寸30878因為=58mm，則查參考文獻[1] 表1211中鍵的長度系列，選取=50mm鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖4圖4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝高速軸的鍵選擇和校核（1）根據前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻[2]表41選用鍵850GB10962003,其中bh=87。(2)鍵連接的強度校核根據工作件查參考文獻[2]表62的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力，對于鍵850GB10962003有：鍵與輪轂的接觸高度：k==7= 鍵的工作長度：l=Lb=508=42mm 鍵的擠壓應力：σp=2T 帶輪/d1lk=2104800/(3042) =可見,故安全。至此，高速軸的設計與校核結束。 二．低速軸的鍵根據軸段的直徑和長度，軸段上的鍵為普通平鍵A型，其部分數據見表11：表11 鍵的部分數據軸的直徑鍵寬鍵高(bh)軸深 t轂深t鍵的長度L4814970低速軸的鍵選擇和校核（1）軸段上的鍵①根據前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據其所在軸段的直徑=44mm，查參考文獻[2]表47選用鍵1236 GB10962003,其中bh=1811④ 連接的強度校核根據工作件查參考文獻[2]表62的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力，對于鍵1856 GB10962003有：鍵與輪轂的接觸高度：k==11=鍵的工作長度：l=Lb=5618=38mm鍵的擠壓應力:2481300/(6438)=可見,故安全。（2）軸段上的鍵①根據前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據其所在軸段的直徑=48mm，查參考文獻[2]表41選用鍵1470 GB10962003,其中bh=149⑤ 連接的強度校核根據工作件查參考文獻[2]表62的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力，對于鍵1470 GB10962003有：鍵與輪轂的接觸高度：k==9=鍵的工作長度：l=Lb=7014=56鍵的擠壓應力：2481300/(4856)=可見,故安全。=50mmk=l=42mmσp=,安全 ,安全,安全第八章 聯(lián)軸器的選擇按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻[1]初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號鋼（調質），硬度為217~255HBS，選取240HBS。根據參考文獻[2]表153取A=118，得：dmin=A0=118=輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=。因為≥=。由于軸段直徑應該與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉矩，查參考文獻[1]表141，考慮到轉矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數則計算轉矩：=481300= 半聯(lián)軸器的選擇：按照計算轉矩應該小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查參考文獻[2]表87，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩Tn=，半聯(lián)軸器的孔徑=48mm，故取=48mm，半聯(lián)軸器的長度L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm查參考文獻[1]可以確定軸段的軸伸長度為82mm,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面 型號公轉轉矩許勇轉速r/min軸孔直徑mmY型LmmLmmL1mmDmmD1mmBmmsmm質量kgLX312504700481128411216075368,安全第九章 減速器潤滑與密封 潤滑的選擇確定 ＜12 m/s，選用浸油潤滑,因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于30～50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=～。2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?要加設輸油溝。，最低～最高油面距10～20mm，選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。齒輪浸油潤滑軸承油潤滑齒輪軸承均用AN150全系統(tǒng)損耗油計 算 及 說 明結果箱體主要結構尺寸計算箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看《機械設計課程設計》（第三版）箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚δ8機蓋壁厚δ18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑Df16地腳螺釘數目N4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d28軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑D6凸臺高度h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準箱體外壁至軸承座端面距離l1 C1+C2+(5—8)=34大齒輪頂圓與內機壁距離△112齒輪端面與內機壁距離△2 12機蓋、機座肋厚m1 ,m29， 9軸承端蓋外徑（凸緣式）D2101， 120δ=8mmδ1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mmDf=16mmN=4 個d1=12mmd2=8mmd3=8mmd4=6mmD=6mml1=34mm△1=12mm△2=12mmm1= 9mm m2=9mm 圖一 齒輪 圖二 裝配圖 圖三 裝配圖