【正文】 衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。通過兩個星期的設(shè)計實踐。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。Tca = Nm ≤ T = 2000 Nmn3 = r/min ≤ n = 2300 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。5 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 1018300 = 24000 h 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表125查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1960+0 = 960 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 960 = 9716 N3）選擇軸承型號: 查課本表115，選擇:6207軸承，Cr = KN，由課本式113有：Lh = = = 105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。d[sF] = 126075120/1000 = 1620 NmT≥T3，故鍵滿足強度要求。 = 9012 = 78 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 39。 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm50mm，接觸長度:l39。根據(jù)公式（144），取a = ，則有：sca = = = MPa = MPa≤[s1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。截面C處的合成彎矩：M = = 411693 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VIVII段的直徑d67 = 75 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。 2）初步選擇滾動軸承。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = ，則:Tca = KAT3 = = Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 43232002或手冊，選用LT10型聯(lián)軸器。根據(jù)公式（144），取a = ，則有：sca = = = MPa = 55 MPa≤[s1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 290720 NmmM2 = = 467568 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 97 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 95 mm。軸環(huán)寬度b≥，取l34 = mm。參照工作要求并根據(jù)dmin = mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d12 = d56 = 35 mm。= N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 92 mm 則:Ft2 = = = NFr2 = Ft2tana = tan20176。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 97 mm，則l45 = b3+c+Δ+s15 = 97+12+16+815 = 118 mml67 = Δ+s15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 2）初步選擇滾動軸承。代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2367齒寬b97mm92mm分度圓直徑d92mm268mm齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高hamha4mm4mm齒根高hfm(ha+c)5mm5mm全齒高hha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2ha100mm276mm齒根圓直徑dfd2hf82mm258mm 輸入軸的設(shè)計、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = KW n1 = 480r/min T1 = 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 66 mm 則:Ft = = = NFr = Fttana = tan20176。（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = ≤ [σF]1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YeYe = ++②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = YFa2 = YSa1 = YSa2 = ③計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)aKFa = 根據(jù)KHb = ，結(jié)合b/h = = = 則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb= 1 = ④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。③齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000382/= NKAFt3/b = 1 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 。)]/2π = 重合度系數(shù)：Ze = = = ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。端面重合度：ea = [z3(tanaa1tana)+z4(tanaa2tana)]/2π = [23(176。端面壓力角：aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[23cos20176。②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 382N/m③選取齒寬系數(shù)φd = 1。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 23，大齒輪齒數(shù)z4 = 23= ，取z4= 67。 齒數(shù)z1 = 2z2 = 87，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20176。④由表104用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6048011030028 = 109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 109/ = 108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 、KHN2 = 。tan20176。/(22+21)] = 176。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 。（4）壓力角a = 20176。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。1） 計算單根V帶的額定功率。 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v1） 初選小帶輪的基準直徑。分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。~4395r/min，且3000r/min的電動機的轉(zhuǎn)速過高。 ——工作機所需的輸入功率且傳動裝置的總效率公式為：式中，為傳動系統(tǒng)中各級傳動機構(gòu)、軸承以及聯(lián)軸器的效率。 電動機的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。（2）為了保護電動機，其輸出端選用帶式傳動，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機，皮帶可以打滑，保證電動機的安全。