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(2)、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合

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合理公配速比,设计计算齿轮,轴及各零部件的强度,刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。3 传动方案的分析与拟定减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。4 电动机的选择5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算5.1 传动装备的总

图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。传动装置的总效率=0.96×××0.97×0.96=0.759;为V带的效率,为第一对轴承的效率,为第二对轴承的效率,为

1、减速器的安装 (1)减速器输入轴直接与原动机连接时,推荐采用弹性联轴器;减速器输出轴与工作机联接时,推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 (2)减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上,排油槽的油应能

轴Ⅰ(减速器高速轴) 14.379 574.20 239.15 6 0.97轴Ⅱ(减速器低速轴) 13.669 95.70 1364.07 五、传动零件的设计计算1. 普通V带传动得设计计算① 确定计算功率 则: ,式中,工作情况系数取 =1.3② 根据计算功率 与小带轮的转速 ,查

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下

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简单的说：涡轮增压 发动机是依靠涡轮增压器来加大发动机进气量的一种发动机。好处：发动机的进气量就相应地得到增加，就可以增加发动机的输出功率了。最大优点是它可在不增加发动机排量的基础上，大幅度提高发动机的功率和扭矩。

而使用AVG技术的涡轮会产生1000摄氏度的高温。涡轮增压发动机是依靠涡轮增压器来加大发动机进气量的一种发动机，涡轮增压器(Turbo)实际上就是一个空气压缩机。它是利用发动机排出的废气作为动力来推动涡轮室内的涡轮(位于排气道内

涡轮的工作原理是：采用专门的压气机将气体在进入气缸前预先进行压缩，提高进入气缸的气体密度，减小气体的体积，这样，在单位体积里，气体的质量就大大增加了，进气量即可满足燃料的燃烧需要，从而达到提高发动机功率的目的。在

涡轮增压原理如下：1、涡轮增压装置其实就是一种空气压缩机，通过压缩空气来增加发动机的进气量；2、利用发动机排出的废气惯性冲力来推动涡轮室内的涡轮，涡轮带动同轴的叶轮，叶轮压缩输送由空气滤清器管道来的空气，使之增压之后

所谓的涡轮增压，其实就是一种利用内燃机运作所产生的废气驱动空气压缩机的技术。而涡轮增压的作用，简而言之就是提高发动机的进气量，从而提高发动机的功率和扭矩，让车子更有劲。涡轮增压的工作原理，其实也简单，它是利用发动

涡轮增压技术,它的实现原理与特点是什么?

9，11—增压空空气管；10—升压器空气体冷却器；12—压力空气体压力温度传感器；13—进气歧管示意图:图▲ 如上图所示， 宝马 N55发动机中的循环空空气减压阀是由DME直接控制的电动执行器。安装在废气涡轮增压器上的循环空

汽车的涡轮增压器都装在发动机上面。如下图 涡轮增压装置其实就是一种空气压缩机，通过压缩空气来增加发动机的进气量，一般来说，涡轮增压都是利用发动机排出的废气惯性冲力来推动涡轮室内的涡轮，涡轮带动同轴的叶轮，叶轮压缩

大众 / 奥迪 E A2 111.4T横置发动机空进气系统▼ 大众/奥迪EA2111.4T纵置发动机空进气系统▼ 大众/奥迪EA2111.4T纵置发动机进气歧管▼ 1—进气消声器；2-废气涡轮增压器；3-循环空气体减压阀；4—热膜式空气体质量

实际上，涡轮增压器可以看作是在普通的自然吸气发动机上增加了一套鼓风机。鼓风机的动力源是发动机废气。只要发动机运转，排气就会带动涡轮的叶轮转动，叶轮就会带动同轴的涡轮。涡轮转动后，会像风扇一样不断地将空空气吹入进

废气涡轮增压系统示意图 废气涡轮增压器通常安装在进气歧管上。废气涡轮增压器安装位置 涡轮增压器主要由蜗壳、涡轮、压气机叶片和增压调压器组成。蜗壳的入口与发动机的排气口相连，出口与排气歧管相连。压缩机的进口与空气滤

废气增压系统利用发动机排出的废气的惯性冲力推动涡轮室内的涡轮，进而带动同轴的叶轮，叶轮将空气过滤管送来的空气加压送入气缸。增压器与发动机没有机械连接。其实就是空气压缩机，压缩空气增加进气量。当发动机转速增加时，废气

废气增压系统利用发动机排出废气的惯性冲量，驱动涡轮室内的涡轮，涡轮驱动同轴叶轮，对空气体过滤管送来的空气体加压，使之进入气缸。增压器与发动机没有机械连接。其实是空气体压缩机，通过压缩空气体来增加进气量。当发动机转速

涡轮增压进气系统示意图

这种电动机结构较简单,因此有些常见故障可在业余条件下进行修复。 1.电动机通电后不启动 该故障除了电源回路、电机绕组不良外,大多是电机的启动电路异常。电扇、排风扇、洗衣机等电机一般采用电容器启动运转;而电冰箱、冷柜等的电机多

2的孔，他后边会告诉你在哪个视图上找这个尺寸 是A-A 还是B-B或者是别的哪个视图上，宏观上看起来图纸是很乱，但是你要在脑子里呈现出这个零件的大致轮廓，找到你要加工的尺寸，这样就不会觉得看不懂了

自然吸气：这个概念跟手动变速箱一样，直接解释不清楚，还是先说说非自然吸气吧，也就是强制进气，也就是增压。增压有两种，涡轮增压和机械增压，不同之处是涡轮增压是用废气做动力带动涡轮向发动机送气，而机械增压是发动机直

目测是旧的机械工业部标准 JB923-66 里面规定的 锯齿形螺纹的代号 锯齿形螺纹 外径150 螺距24 7H是公差代号

图一是摇臂钻。手动柄是可调整钻头高度位置的蜗杆机构，内部转动的是涡轮。图二是汽车伞齿轮机构。涡轮是带不动蜗杆转动的。这和相互啮合传动原理及其啮合的角度有关。自锁是蜗轮蜗杆重要功能，许多机械就是要利用这个特性。

机械制图蜗轮箱 这是个什么结构?看不懂啊

丰田凯美瑞的2.5L自然吸气发动机，最大扭矩250牛米，最大扭矩转速是5000转，相比大众来1.4T来说它的最大扭矩来得更晚，推背感没有1.4T来的明显。一般来说1.4T的涡轮增压发动机扭矩相当于2.5L自然吸气发动机，功率相当于2

速腾 是所有速腾中油耗最高的。至于1.8的速腾也是带增压的，价格比1.4T的高2W.至于 涡轮增压器 ，看你怎么开了，爱护好的话15W公里换一个您也应该接受的了。最后我介意你市内开开的话，也可以考虑下 斯柯达明锐 2.0

同时，大众速腾1.4t动力还采用了双涡轮增压发动机，性能强劲，油耗低，是一款非常值得入手的车型。四、配置丰富 大众速腾1.4t动力配置也比较丰富，除了一般的安全配置外，还配备了全景天窗、电动座椅记忆、电动车窗、自动空调等

大众1.4TSI发动机增压器耐用度同发动机寿命相同。款发动机的涡轮增压器是免维护的，不存在涡轮增压器的保养成本高的问题，而且这套系统和发动机的寿命相同。1.4TSI发动机的一大核心技术就是采用了涡轮增压系统，和大多数涡轮增

大众速腾是几个缸的发动机一汽大众速腾是几缸发动机大众速腾是4缸的发动机，该车搭载了两款发动机，一款是1.2T涡轮增压发动机，另一款是1.4T涡轮增压发动机，其中1.4T发动机的最大功率为110kW，最大马力为150PS，最大扭矩为

速腾涡轮增压只有一种。大众速腾采用的是来自博格华纳的涡轮增压。这是一个应用在最大功率为96kW的大众1.4L EA211发动机上的涡轮。从废气涡轮的入口我们可以看出大众EA211的汽缸盖已经采用了集成式进气歧管技术，减轻发动机重

1.4大众速腾原厂的涡轮增压是啥样子的

断面图与剖视图类似，假设将零件在某个面上切断后，能够切得着的地方打剖面线。剖视图是断面后面（切不着）的零件轮廓仍然需要画出，而断面图则只需绘制断面轮廓即可。
A-A是一个方头截面，B-B是一个半圆键的截面
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机械设计课程设计 说明书 学院：西安交通大学机械学院 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设0602 姓名：XXX 教师：XXX 目 录 一、设计数据及要求 2 1.工作机有效功率 2 2.查各零件传动效率值 2 3.电动机输出功率 3 4.工作机转速 3 5.选择电动机 3 6.理论总传动比 3 7.传动比分配 3 8.各轴转速 4 9.各轴输入功率： 4 10.电机输出转矩： 4 11.各轴的转矩 4 12.误差 5 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5 四、齿轮传动校核计算 5 （一）、高速级 5 （二）、低速级 9 五、初算轴径 13 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14 （一）、中间轴 14 （二）、输入轴 20 （三）、输出轴 24 七、选择联轴器 28 八、润滑方式 28 九、减速器附件： 29 十一 、参考文献 29 一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班； 二、 确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 故： 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取1000 5.选择电动机 选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸 D×E 建联接部分尺寸 F×CD 132 216×140 12 38×80 10×8 6.理论总传动比 7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩： 11.各轴的转矩 12.误差 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 η/ % 电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99 Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。 选用8级精度。 四、齿轮传动校核计算 （一）、高速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =19, 则 式中： ——大齿轮数； ——高速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 ．计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为105mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3．校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 （二）、低速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =23, 则 式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为145mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3.校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 五、初算轴径 由参考文献[1]P193公式10.2可得： 齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： （一）、中间轴 1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为： 5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2 ，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。 7.计算应力 初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。 由 ，故齿轮3可与轴分离。 又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 9．校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 10.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm 联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 七、选择联轴器 由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。 八、润滑方式 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。 九、减速器附件： 1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。 6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。 十一 、参考文献 1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006 2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005 3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003 4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004 5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003 6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

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