机械设计课程设计-带式运输机的二级圆柱齿轮减速器传动装置.doc

1.机械设计课程设计任务书(3)一. 设计题目 设计某带式运输机的二级圆柱齿轮减速器传动装置。该传动装置的传动路线为：电动机联联轴器二级圆柱齿轮减速器套筒滚子链传动运输机鼓轮轴。配置如示意图所示。 单班工作， 实际工作时间为上班时间的70， 工作期限为五年。设运输机鼓轮轴上的阻力矩为，鼓轮的转速=60 rmin（设计时允许有的偏差），数据分组如下表。T（N.m）10001100120013001400150016001700180019002000任务分配T（N.m）210022002300任务分配二 设计要求、设计传动装置中的各传动零件；、完成二级圆柱齿轮减速器的设计、绘制装配图；3、用计算机绘图，绘制低速级大齿轮及其输出轴零件图；4、编制设计计算说明书一份。 注：链传动的传动比可取1.52，装配图应选择适当的比例绘制在0号图纸上。三 传动配置示意图1电动机2联轴器3减速器4链传动5运输机鼓轮6运输带2.传动装置的设计 2.1.各主要部件选择部件 因素 选择动力源 电动机齿轮斜齿传动平稳高低速级齿轮均做成斜齿轴承 减速器的轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链设计计算过程设计计算结果2.2 电动机的选择 2.2.1.各主要零部件效率的选择工作机所需的有效功率弹性联轴器传动效率为=0.99滚动轴承传动效率为=0.99圆柱齿轮的传动（8级精度）效率为=0.97链传动的效率为=0.96 2.2.2.电动机功率的计算与选择电动机的输出有效功率查得型号Y164M-4三相异步电动机参数为额定功率P=11kW满载转速1460r/min同步转速 1500r/min电机的输出有效功率为=10.137kW选用型号Y164M-4的三相异步电动机设计计算过程设计计算结果2.3计算总传动比及分配各级传动比 2.3.1.计算总传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；是电动机的满载转速，r/min； 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下， 2.3.2.分配各级传动比取=2 取 得 ：高速级齿轮传动比 ：低速级齿轮传动比 24.333 12.167 4.127 2.948设计计算过程设计计算结果2.4 传动系统的运动和动力参数运算传动装置从电机到工作机油三轴，依次为1,2,3轴1.各轴转速 1460r/min =1460/4.127=353.768r/min /353.768/2.948=120.003r/min2各轴功率 Kw kW kW 3各轴转矩电动机的输出转矩 =353.768r/min=120.003r/min设计计算过程设计计算结果3.传动零件的设计计算 3.1减速器内传动的传动零件的设计计算 3.1.1高速级齿轮传动设计计算 1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数122，大齿轮齿数2114.12722=90.794,取Z2=91。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数设计计算过程设计计算结果（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数设计计算过程设计计算结果 （）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数 由表查得 由图查得由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数设计计算过程设计计算结果（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 （）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图10-20C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大设计计算过程设计计算结果2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为148mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；=2mm设计计算过程设计计算结果3.1.2 低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数129，大齿轮齿数212.94829=85.492,取Z2=85。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数 设计计算过程设计计算结果（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数设计计算过程设计计算结果（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 设计计算过程设计计算结果（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算 设计计算过程设计计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为178mm）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后取；3.2 减速器内传动零件的基本参数 3.2.1 高速级齿轮的基本参数 =2.5mm设计计算过程设计计算结果序号名称符号参数1法面模数2螺旋角3分度圆直径 4齿顶高5齿根高6全齿高7齿顶圆直径8齿根圆直径9中心距3.2.2 低速级齿轮基本参数序号名称符号参数1法面模数2螺旋角3分度圆直径 4齿顶高5齿根高6全齿高7齿顶圆直径8齿根圆直径9中心距设计计算过程设计计算结果3.3 减速器外部传动件的设计计算 3.3.1 链传动的设计计算额定功率 1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为材料选择40钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为：3 选择链条型号和节距根据及查图911，可选28A-1。查表91，链条节距为。4 计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数为，取链长节数节。查表98得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中心距为：设计计算过程设计计算结果5 计算链速v，确定润滑方式 由和链号28A-1查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6 计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为设计计算过程设计计算结果4减速器轴及其轴承装置、键的设计 4.1. 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。由表15-3，取，由式初步估算轴的最小直径考虑到轴上有两个键，所以直径增加5%,故取最小直径37mm4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初选型号7208AC的角接触球轴承参数如下，基本额定动载荷基本额定静载荷 故，轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，考虑到安装及定位，两端轴设计计算过程设计计算结果承均采用套筒定位，。2). 轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。3) 轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。4）在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，低速级小齿轮左端面也应距离箱体内壁一段距离a，取a=16mm，所以，同样高速级大齿轮取距离内壁距离c=17mm，则。至此，已经初步确定轴的各段直径和长度，取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（3）轴上零件的周向定位 两个齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，低速级小齿轮的键按查表6-1查得圆头平键（A型），键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，高速级大齿轮的键为，配合也选择一样。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来决定的，此处的轴的直径尺寸公差为j6。设计计算过程设计计算结果（4）确定轴上倒角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯矩的计算(1)齿轮的轴向力平移到到轴上所产生的弯矩（2）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上总支承反力：设计计算过程设计计算结果(3).计算弯矩在水平面上：在垂直面上：总弯矩(4).计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图设计计算过程设计计算结果7.选用校核键().低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全().高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，设计计算过程设计计算结果查表，得 ，键校核安全.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，根据式及数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选轴的材料为钢，调质处理，由表查得，校核安全.精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面既不受扭矩作用，也不受弯矩作用；只受弯矩作用，所以无需校核。由于的直径是最大的，受到的弯矩与扭矩不是很大，所以不需校核。由弯矩图和扭矩图可以看出轴段中心左端及轴段中心右端只受弯矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定，所以均不需校核。在轴段中间处受到的弯矩最大同时还有扭矩的作用，虽然轴段也受到弯矩与扭矩的作用，但是两个齿轮的轴直径都是一样的，所以只需校核轴段的中心处即2处端面，2截面的左右截面是一样的。（2）2截面抗弯系数 W=0.1=0.1=9733.6抗扭系数 =0.2=0.2=19467.2截面2弯矩M为 截面2上的扭矩为 =278140截面上的弯曲应力W=9733.6=19467.2设计计算过程设计计算结果截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由表15-1查得： 过盈配合处的，由附表插值法求出，于是得 =3.49 =2.79轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。=K=3.58K=2.88S=15.8S=6.05=5.67设计计算过程设计计算结果10.校核轴承和寿命（1）计算轴承的力1）轴承径向载荷和派生轴向力轴承A径向载荷派生轴向力为 轴承B径向载荷派生轴向力为2）轴承的轴向载荷外加轴向载荷两个轴承均采用正装，所以轴承A的轴向力为 （2）计算当量动载荷 由表查得基本额定动载荷，基本额定静载荷 轴承A ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87,按表13-6,取,故，校核安全。设计计算过程设计计算结果轴承B ,查表13-5得X=1,Y=0,故，校核安全。 （3）.校核轴承寿命 因为,故只需校核轴承A的寿命，该轴承寿命该轴承寿命预期计算寿命，故安全。4.2 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1.输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力设计计算过程设计计算结果3.初定轴的最小直径 选轴的材料为40Cr，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径考虑到轴上有两个键，所以直径增加5%,故取最小直径23mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩250000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L52，半联轴器与轴配合的毂孔长度轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图），根据齿轮的结构，此轴只有做成齿轮轴才符合强度要求，因此此轴为齿轮轴。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取。2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号7206AC轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，设计计算过程设计计算结果故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取。3)让高速级小齿轮齿宽中心与大齿轮中心对准，取滚动轴承到内壁的距离为s=8mm，齿轮中心岛内壁的距离是相等的，则为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据7206AC的角接触球轴承的定位轴肩直径确定。4）该轴为齿轮轴，所以，mm，取轴承到内壁的距离为s=8mm，为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据7206AC的角接触球轴承的定位轴肩直径确定,即，小齿轮中心到右端距离与中间轴的大齿轮到右端面是一样的，故。5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，（3）轴上零件的周向定位 齿轮不用周向定位，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得圆头平键(A型)，键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承的周向定位是由过渡配合来决定的，此处的轴的直径尺寸公差为j6。（4）确定轴上倒角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为。 输入轴的结构布置设计计算过程设计计算结果5受力分析、弯距的计算 （1）)齿轮的轴向力平移到到轴上所产生的弯矩（2）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上总支承反力：(3).计算弯矩在水平面上： 垂直面弯矩图 合成弯矩图 (4).计算转矩并作转矩图设计计算过程设计计算结果6作受力、弯距和扭距图7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 由式，查表，得 ，键校核安全.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，但是这是齿轮轴，在该处直径是最大的，所以危险截面为的右端面根据式及数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为设计计算过程设计计算结果已选轴的材料为40Cr，调质处理，由表查得，校核安全.精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面只受扭矩作用，右端只受弯矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定，所以均不需校核。在最大的弯矩处同时又扭矩的作用，但是该轴为齿轮轴，直径较大，所以也不需校核，段轴均不需校核，在最右截面为最大弯矩处，同时也有扭矩作用，因此最危险的截面为的右截面。2）右截面抗弯系数 W=0.1=0.1=4665.6抗扭系数 =0.2=0.2=9331.2截面弯矩M为 截面上的扭矩为 =70520截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因 经插值后可查得 又由图3-1可得轴的材料的敏性系数为W=4665.6=9331.2=70520=7.56MPa设计计算过程设计计算结果 =0.83所以有效应力集中系数按式表3-4为 k=1+=k=1+（-1）=由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 K=合金钢的特性系数 取0.2 取0.1于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。10.校核轴承和寿命（1）计算轴承的力1）轴承径向载荷和派生轴向力轴承A径向载荷派生轴向力为k=2k=1.66K=2.19S=23.26S=9.99=9.18设计计算过程设计计算结果轴承B径向载荷派生轴向力为2）轴承的轴向载荷外加轴向载荷两个轴承均采用正装，所以轴承的轴向力为 （2）计算当量动载荷 由表查得基本额定动载荷，基本额定静载荷 轴承A ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87,按表13-6,取,故，校核安全轴承B ,查表13-5得X=1,Y=0,故，校核安全。（3）.校核轴承寿命因为,故只需校核轴承A的寿命， 设计计算过程设计计算结果该轴承寿命该轴承寿命预期计算寿命，故安全。4.3 3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 1.输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力3.初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。由表15-3，取，由式初步估算轴的最小直径考虑到轴上有两个键，所以直径增加5%,故取最小直径55mm这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取设计计算过程设计计算结果4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）根据初选型号7212AC的角接触球轴承参数如下，基本额定动载荷基本额定静载荷 故，轴段3和8的长度与轴承宽度相同,故取，考虑到安装及定位左端采用套筒定位mm，考虑到轴承的安装，轴承端盖的长度，取，。2)轴段6上安装齿轮,低速级大齿轮安装时，齿宽中心应对准小齿轮的中心，轴承距内壁的距离为s=8mm，则。为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段6的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取.3）大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取。4)右轴承距内壁的距离s=8mm，考虑到三根轴在箱体内壁的长度是一样，右轴承采用的是轴肩定位，因此，。5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，（3）轴上零件的周向定位 大齿轮与轴的周向定位采用平键连接，低速级大齿轮的键按查表6-1查得圆头平键（A型），键槽用键槽设计计算过程设计计算结果铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，链轮与轴的配合，也采用平键连接，按查表6-1查得圆头平键（A型），长度L=80mm，配合为，滚动轴承的周向定位是由过渡配合来决定的，此处的轴的直径尺寸公差为j6。 （4）确定轴上倒角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为。 输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯矩的计算(1)齿轮的轴向力平移到到轴上所产生的弯矩（2）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上设计计算过程设计计算结果总支承反力：（3）计算弯矩水平面弯矩 在C处，在B处，垂直面弯矩在C处 合成弯矩图 在C处在B处，（4）计算转矩，并作转矩图6作受力、弯距和扭距图设计计算过程设计计算结果7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级链轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全设计计算过程设计计算结果.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据式及数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选轴的材料为钢，调质处理，由表查得，校核安全.精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面既不受弯矩也不受扭矩，故不需校核。左段不受扭矩的作用，只受弯矩的作用，也不需校核。右段既有弯矩的作用也有扭矩的作用，但是在B截面有最大的弯矩，所以B截面是危险截面，B截面的左右两个面是一样的。（2）B截面抗弯系数 W=0.1=0.1=32850.9抗扭系数 =0.2=0.2=65701.8截面B弯矩M为 截面2上的扭矩为 =786040截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由表15-1查得： 过盈配合处的，由附表插值法求出，于是得=3.77 =3.016W=32850.9=65701.8=786040设计计算过程设计计算结果轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。10.校核轴承和寿命（1）计算轴承的力1）轴承径向载荷和派生轴向力轴承A径向载荷派生轴向力为轴承B径向载荷派生轴向力为K=3.86K=3.10S=14.7S=5.63=5.26设计计算过程设计计算结果2）轴承的轴向载荷外加轴向载荷两个轴承均采用正装，所以轴承的轴向力为（2）计算当量动载荷 由表查得基本额定动载荷，基本额定静载荷 轴承A ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故，校核安全轴承B ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87，故，校核安全。3）.校核轴承寿命因为,故只需校核轴承A的寿命， ,该轴承寿命该轴承寿命。设计计算过程设计计算结果预期计算寿命，故安全5减速器润滑与密封 5.1.减速器的润滑方式1润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑，两个大齿轮的直径相差不大，均可以润滑到。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2.润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油LAN-100.5.2.减速器的密封方式1.由于1、2、3轴与轴承接触处的速度都不大，所以采用毡圈密封和半粗羊毛毡加以密封。2.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。3.观察孔和油孔等出接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封设计计算过程设计计算结果6.机座箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a1.230mm齿轮端面与箱体内壁距离16mm箱盖、箱座肋厚，6.8mm，6.8mm设计计算过程设计计算结果7.设计总结经过三个星期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次设计过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，本设计是根据设计任务的要求，设计一个展开式二级圆柱减速器。首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动轴箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。尽管这次设计的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、AutoCAD软件有了更进一步的掌握 ，Word输入、排版的技巧也有所掌握，对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。因此对我们来说，严谨的态度是非常重要。总体来说,我觉得做这种类型的设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作的。对于培养我们理论联系实际的设计思想;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。设计计算过程设计计算结果参考文献1吴宗泽，罗圣国，高志，李威.机械设计课程设计手册M.4版.北京:高等教育出版社,20122濮良贵，纪名刚.机械设计M.8版.北京：高等教育出版社，20063龚溎义.机械设计课程设计图册M.3版北京：高等教育出版社，19894孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理M.7版.北京：高等教育出版社，20065大连理工大学工程图学教研室.机械制图M.6版.北京：高等教育出版社，20076刘鸿文.材料力学M.5版.北京：高等教育出版社，20117王伯平.互换性与技术测量M.2版.北京：机械工业出版社，201246