【正文】 也讓我們認識到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識內(nèi)涵，同時，也非常感謝老師對我們悉心的指導，得已讓我們能更好的設計。通過三個星期的設計實踐，我們真正感受到了設計過程的謹密性，為我們以后的工作打下了一定的基礎。我想這也是這次設計我們是喲應該達到的。 箱體的密封選擇 箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。 滾動軸承潤滑劑的選擇 滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 直 齒 圓 柱 齒 輪 上 的 鍵 ： 56919 ????? Lhb 則：mmbLl 371956 ????? σp = 2T3103hl^ =256663056937=[σp]=125MPa 故：該鍵安全。 m h=7mm l=Lb=168=8mm d=23mm 于是 得 σp = 2T2103hl^ =21474907823 =[σp]=125MPa 故該鍵安全。 m h=7mm l=Lb=408=32mm d=23mm 于是 得 σp = 2T2103hl^ =214749073223 =[σp]=125MPa 故該鍵安全。 m h=5mm l=Lb=20mm d=28mm 于是得 σp = 2T1103hl^ =23981052028=[σp]=125MPa 故該鍵安全。 m h=5mm l=Lb=15mm d=28mm 于是得， σp = 2T1103hl^ =23981051528= MPa[σp]=125MPa 故該鍵安全。 所以：由表 107，表 108 查得： .1,1 ?? pt ff 由上圖知，6311 深溝球軸承的額定動載 NCr 71500? . 故： L10h1=16667200 (17150011302 )3=107 h L10h1=16667200 (1715001683 )3=107 h 所以該對軸承的壽命為 107 h 故軸承絕對安全。 67846111 ??RAFF 。 低速軸齒輪的載荷計算 由之前的低速級齒輪設計可知： 分度圓直徑： d=304 mm 圓周力： Ft=3728N 徑向力： Fr=1357N 軸向力： NFa 0? 軸承的徑向載荷計算 低速軸上的深溝球軸承，其基本額定動載荷NCr 71500? ，基本額定靜載荷 NCor 44800? 。 六． 軸承的壽命校核 為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。 公差說明： k6 滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來實現(xiàn)。 至此，經(jīng)過步驟①②③④基本確定了軸的各段直徑和長度，各參數(shù)如下圖所示： 高速軸的參數(shù)值 參數(shù)名稱 參數(shù)符號 軸的截面（ mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 軸段長度 l 28 37 15 79 15 47 軸段直徑 d 28 31 32 40 32 28 軸肩高度 h — 4 4 2 — 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。進而可以確定 軸Ⅳ Ⅴ段的長度。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聯(lián)軸器右端面間的距離 14?l mm ，故取 37? ?II IIIl mm 。 兩滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位。根據(jù)文獻 2中表 131 中參照工作要求并 根據(jù) mmd IIIII 31?? ，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表 所示 由 已知 可知該軸承的尺寸為 mmmmmmTDd 175832 ????? ，故 mmdd VIVIVIII 32?? ?? ；而為了使?jié)L子軸承被封油環(huán)和端蓋可靠夾緊，與之配合的軸的長度要略小于軸承的寬度，因此去15????III IV V VIl l mm，此時便確定了Ⅲ處的軸肩高度機械設計課程設計 25 / 33 mmddh I I IIIIVI I II I I 31322 ????? ?? 。 ②初步選擇滾動軸承。Ⅰ Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑 mmd IIIII ????? 式中： hII — 軸Ⅱ處軸肩的高度（ mm ），根據(jù)文獻 1 中 P283 頁的知識知：定位軸肩的高度 ? ? ? ?0 .0 7 ~ 0 .1 0 .0 7 ~ 0 .1 1 6 1 .1 2 ~ 1 .6?? ? ? ?I I Ih d m mII ，故取?h mmII 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 24?D mm擋 圈 。由 上 表 可 知 ， 選 取 半 聯(lián) 軸 器 孔 徑 mmd 281? ，故取mmd III 28?? ，半聯(lián)軸器的長度 mmL 44? ，與軸配合的轂孔長度 1 30?L mm 。 mm 機械設計課程設計 24 / 33 因此： Tca=KAT0= 39810=59715 N 軸的最小直徑 根據(jù)下述計算公式可初步估算軸的最小直徑， 03min 00? PdAn 式中： 0A — 最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻 1中表 123按 45 鋼查得0 112?A 0P — 高速軸的功率（ KW）， P= 0n — 高速 軸的轉(zhuǎn) 速（ r/min）， 由表 可知：n0=710r/min 因此 : dmin=A0√P2n23 =112 √ =18 mm 輸 入 軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑 ?IId 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 對于 k6， 查表 34 得：下偏差 ei=0 機械設計課程設計 23 / 33 查表 3 2標準公差的數(shù)值查得： IT6=13 m? 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13 m? =+ 確定軸上圓角和倒角尺寸 由 表 122 查得，取軸端倒角為 2 45??，各軸肩處的圓角半徑見圖 。由 表 41 按 dⅣ Ⅴ =33mm 查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面87? ? ?b h mm mm。故： LⅡ Ⅲ =B2=692=67mm 2 8 m m2302 ???? 輪轂LL VIV 由前面的低速軸設計知：低速軸的兩軸承之間的長度57+57+7+67+39=227mm 機械設計課程設計 22 / 33 而： LⅡ Ⅲ +LⅢ Ⅳ +LⅣ Ⅴ =67+4+28=99mm 軸承的寬度為 則： LⅠ Ⅱ =LⅤ Ⅵ = 22799/2=64 mm ③取非定位軸肩 ??II Vh h mm，則 dⅡ Ⅲ =dⅣ Ⅴ =30+2 =33 mm 。由表可知該軸承的尺寸為， d ? D ? T=30mm72mm 。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用 ,由 表 102可選 3 型圓錐滾子軸承。 中間軸的設計 （ Ⅱ 軸） 軸端齒輪的分度圓直徑 由前面的中高速級齒輪設計可知： 小圓柱齒輪的分度圓直徑： d1=76 mm 大圓錐齒輪的大端分度圓直徑： d2=270 mm 軸的材料的選擇 取軸的材料為 45 優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼，調(diào)質(zhì)處理。 所以軸在截面 IV右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面 IV右側的強度也是足夠的。 mm 機械設計課程設計 20 / 33 τT = T3Wt=56663043200 = MPa 過盈配合處由手冊查得過盈配合處的 , ?? ?? KK 。2461 =31043 N （ 3） 截面 IV 右側 由 公式知： 抗彎截面系數(shù) 333 2 1 6 0 mmdW ???? 抗彎截面系數(shù) 34 3 2 0 mmdW T ???? 彎矩 M 及彎矩應力為 M=Mv61。??? 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ??? 。因 2 5560, ?????? r dDdr，經(jīng)插值后可查得 。 mm 截面上的彎矩應力 σb = MW=3104316683= MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 τT = T3Wt=56663033275 =17 MPa 軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。2461 =31043N由于機械設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 IV 左右兩側即可。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合劑鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，截面 C 也不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最大。 （ 1）判斷危險截面。 mm 按彎扭校核軸的疲勞強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面機械設計課程設計 18 / 33 （即危險截面 C）的強度。 mm 總彎矩 Mv=51179 N 低速軸的參數(shù)值 表 低速軸的參數(shù)值 軸的參數(shù) 參數(shù)符號 軸的截面（ mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 軸段長度 L 80 60 57 57 7 67 39 軸段直徑 d 45 50 55 60 65 60 55 軸肩高度 h — 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 — 1）齒輪上的作用力的大小 α = 200 機械設計課程設計 16 / 33 Ft=2021T3^2 =3728 N Fr=Fttanα=1357 N 利用受