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軸承vi設計（軸承設計圖）

發(fā)布時間：2023-05-01 13:01:19 稿源：創(chuàng)意嶺閱讀： 89

大家好！今天讓創(chuàng)意嶺的小編來大家介紹下關于軸承vi設計的問題，以下是小編對此問題的歸納整理，讓我們一起來看看吧。

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本文目錄:

什么是品牌CIS策劃？
ukg公司是美國的還是英國的
求助二級齒輪減速器的設計
螺旋千斤頂?shù)脑O計
一級減速器軸的設計過程中，各軸段長度尺寸如何確定

軸承vi設計（軸承設計圖）

什么是品牌CIS策劃？

我們的品牌CIS策劃就是以策劃品牌為核心，以企業(yè)現(xiàn)狀為基礎，為企業(yè)導入CIS形象設計，優(yōu)化企業(yè)內(nèi)部管理、塑造企業(yè)文化、展示全新形象。通過對企業(yè)運營管理狀況進行調(diào)查、分析和診斷，同企業(yè)一起找出企業(yè)存在的問題以及制約公司發(fā)展的障礙，分析問題和障礙產(chǎn)生的原因，提出切實可行的改善方案，并指導實施、追蹤完善。采用具體問題具體分析的對策，提出務實可行的方案為您的公司解決實際問題，圍繞策劃企業(yè)品牌這個核心，結(jié)合企業(yè)形象識別系統(tǒng)設計（Corporate Identity System 簡稱CIS）和品牌戰(zhàn)略系統(tǒng)策劃（Brand strategy system簡稱BTS）的先進方法和理念。我們不僅要照亮天空，同時必須命中目標，有強烈的震撼力和沖擊力，成為社會、市場的焦點…… 品牌CIS策劃能解決什么問題？國際、國內(nèi)市場競爭日趨激烈，21世紀更是競爭的世紀，企業(yè)參與競爭的焦點已從商品數(shù)量、質(zhì)量、服務的競爭，逐步進入企業(yè)形象競爭；突出從全方位、廣角度、寬領域展開高層次、體現(xiàn)綜合實力的競爭。CIS涵蓋了企業(yè)知名度、產(chǎn)品美譽度及企業(yè)形象力等諸多要素，企業(yè)積極導入CIS戰(zhàn)略，通過理念識別系統(tǒng)，在觀念上革故鼎新；通過行為識別系統(tǒng)，展示企業(yè)風采；通過視覺識別系統(tǒng)，凸現(xiàn)企業(yè)形象，進而讓企業(yè)成為永遠的形象立于公眾心中，使企業(yè)永遠立于不敗之地！面對市場競爭的殘酷，營銷戰(zhàn)略將如何調(diào)整和規(guī)劃？品牌整合傳播將如何演進和提升？營銷渠道將如何科學構架？網(wǎng)上營銷又將如何與傳統(tǒng)營銷相融合，實現(xiàn)贏利？ …… ？？？現(xiàn)在您所面臨的這些問題，我們可以協(xié)同你一起解決！我們的品牌CIS策劃做什么？作為專業(yè)的品牌與營銷策劃機構，我們的品牌CIS策劃主要做企業(yè)CIS策劃、品牌整合與營銷策劃、企業(yè)文化建設、戰(zhàn)略規(guī)劃咨詢四個方面的業(yè)務。一、企業(yè)CIS策劃企業(yè)CIS策劃（Corporate Identity System)即企業(yè)形象識別系統(tǒng)，是企業(yè)規(guī)?；?jīng)營而引發(fā)的企業(yè)對內(nèi)對外管理行為的體現(xiàn)，由理念識別（Mind Identity 簡稱MI）、行為規(guī)范（Behariour Identity 簡稱BI）和視覺設計（Visual Identity 簡稱VI）三方部分組成。 1．理念識別（MI）它是確立企業(yè)獨具特色的經(jīng)營理念，是企業(yè)生產(chǎn)經(jīng)營過程中設計、科研、生產(chǎn)、營銷、服務、管理等經(jīng)營理念的識別系統(tǒng)。是企業(yè)對當前和未來一個時期的經(jīng)營目標、經(jīng)營思想、營銷方式和營銷形態(tài)所作的總體規(guī)劃和界定，屬于企業(yè)文化的意識形態(tài)范疇。主要內(nèi)容：企業(yè)精神、企業(yè)價值觀、企業(yè)信條、經(jīng)營宗旨、經(jīng)營方針、市場定位、產(chǎn)業(yè)構成、組織體制、社會責任和發(fā)展規(guī)劃等。 2．行為規(guī)范（BI）是企業(yè)實際經(jīng)營理念與創(chuàng)造企業(yè)文化的準則，對企業(yè)運作方式所作的統(tǒng)一規(guī)劃而形成的動態(tài)識別形態(tài)。主要內(nèi)容：它是以經(jīng)營理念為基本出發(fā)點，對內(nèi)是建立完善的組織制度、管理規(guī)范、職員教育、行為規(guī)范和福利制度；對外則是開拓市場調(diào)查、進行產(chǎn)品開發(fā)，透過社會公益文化活動、公共關系、營銷活動等方式來傳達企業(yè)理念，以獲得社會公眾對企業(yè)識別認同的形式。 3．視覺設計（VI）在CIS設計系統(tǒng)中，視覺識別設計（VI）是最外在、最直接、最具有傳播力和感染力的部分，它包括基本要素設計和應用要素設計。基本要素設計企業(yè)名稱企業(yè)標志企業(yè)標準字標準色彩象征圖案組合應用和企業(yè)標語口號企業(yè)吉祥物專用字體應用要素設計辦公事務用品信封、信紙、便箋、名片、徽章、工作證、請柬、文件夾、介紹信、帳票、備忘錄、資料袋、公文表格等。企業(yè)外部建筑環(huán)境建筑造型、旗幟、門面、招牌、公共標識牌、路標指示牌、廣告塔等。企業(yè)內(nèi)部建筑環(huán)境業(yè)內(nèi)部各部門標示、企業(yè)形象牌、吊旗、吊牌、Pop廣告、貨架標牌等。交通工具轎車、中巴、大巴、貨車、工具車等各類交通工具所傳播的視覺形象和色彩。服裝服飾經(jīng)理制服、管理人員制服、員工制服、禮儀制服、文化襯衫、領帶、工作冒、胸卡等。廣告媒體電視廣告、報紙廣告、雜志廣告、路牌廣告、招貼廣告等。產(chǎn)品包裝紙盒包裝、紙袋包裝、木箱包裝、玻璃包裝、塑料包裝、金屬包裝、陶瓷包裝、包裝紙等。贈送禮品企業(yè)禮品同使也是一種行之有效的廣告形式，主要有T恤衫、領帶、領帶夾、打火機、鑰匙牌、雨傘、記念章、禮品袋等。陳列展示櫥窗展示、展覽展示、貨架商品展示、陳列商品展示等。印刷出版物企業(yè)簡介、宣傳手冊商品說明書、產(chǎn)品（或業(yè)務）簡介、企業(yè)簡報、公司年歷等。二、品牌整合與營銷策劃充分調(diào)研，整合資源優(yōu)勢，借勢造勢；從細節(jié)入手，注重實效，以品牌帶動營銷，以營銷提升品牌。△ 品牌調(diào)研△ 平面廣告表現(xiàn)策劃△ 媒體策劃△ 招商會全程策劃△ 節(jié)假日促銷活動策劃△ 季節(jié)性產(chǎn)品上市促銷策劃△ 銷售管理工程導入△ 品牌文化傳播△ 終端管理建設維護三、企業(yè)文化建設最高層次的競爭即文化的競爭。企業(yè)文化實質(zhì)就是企業(yè)適應不斷變化的環(huán)境的能力和讓這種能力延續(xù)發(fā)展的能力，是一種適合于高度信息化與個性化的人性化管理方式，是企業(yè)經(jīng)營理論的人性的反映?！?戰(zhàn)略環(huán)境分析△ 企業(yè)戰(zhàn)略規(guī)劃△ 戰(zhàn)略管理顧問△ 競爭戰(zhàn)略顧問△ 職能戰(zhàn)略顧問△ 業(yè)務戰(zhàn)略顧問

ukg公司是美國的還是英國的

ukg公司是英國的。UKG人力資源公司vi系統(tǒng)設計。目前品牌ukg主要的經(jīng)營產(chǎn)品有：微型軸承,小軸承,油槽,法蘭軸承,不銹鋼軸承,型鋼,滾珠絲桿,滾珠絲杠,復合軸承,軸承油,角接觸球軸承,滾針軸承,微型電機,深溝球軸承,電機軸,陶瓷球,機械潤滑油,圓錐滾子軸承,滾珠軸承,推力球軸承等。

求助二級齒輪減速器的設計

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式2級圓柱齒輪減速器
目錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結(jié)………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一．總體布置簡圖
1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器
二．工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)
三．原始數(shù)據(jù)
鼓輪的扭矩T（N•m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四．設計內(nèi)容
1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五．設計任務
1．減速器總裝配圖一張 2．齒輪、軸零件圖各一張3．設計說明書一份
六．設計進度
1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、第二階段：軸與軸系零件的設計
3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結(jié)構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1）工作機所需功率Pw Pw＝3.4kW
2）電動機的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝＝0.904 Pd＝3.76kW
3．電動機轉(zhuǎn)速的選擇 nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩
項目電動機軸高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓輪
轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉(zhuǎn)矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1．選精度等級、材料及齒數(shù)
1）材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2）精度等級選用7級精度；
3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；
4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算
按式（10—21）試算，即 dt≥
1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1）試選Kt＝1.6 （2）由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
（3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1
（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa
（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7）由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
（9）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2）計算
（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ = =67.85
（2）計算圓周速度 v= = =0.68m/s
（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
（4）計算縱向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5）計算載荷系數(shù)K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7）計算模數(shù)mn mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計由式(10—17 mn≥
1）確定計算參數(shù)
（1）計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2）根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88
（3）計算當量齒數(shù)
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4）查取齒型系數(shù)
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取應力校正系數(shù) 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7）計算大、小齒輪的并加以比較 = =0.0126 = =0.01468
大齒輪的數(shù)值大。
2）設計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1）計算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圓整后取255mm
2）按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm d2 =425mm
4）計算齒輪寬度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5）結(jié)構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．軸的結(jié)構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4．求軸上的載荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2）截面IV右側(cè)的
截面上的轉(zhuǎn)切應力為
由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數(shù)的計算
由，經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，，
（[2]P38附表3-2經(jīng)直線插入）
軸的材料敏感系數(shù)為，，（[2]P37附圖3-1）故有效應力集中系數(shù)為
查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為
b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，
c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑 3．軸的結(jié)構設計
1）確定軸上零件的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2）各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm T=39400N.mm
45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結(jié)構設計
1）軸上零件的裝配方案
2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、軸承30206的校核
1）徑向力 2）派生力 3）軸向力由于，所以軸向力為，4）當量載荷
由于，，所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為
5）軸承壽命的校核
II軸：
6、軸承30307的校核
1）徑向力 2）派生力 3）軸向力由于，所以軸向力為，
4）當量載荷由于，，所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為
5）軸承壽命的校核
III軸：
7、軸承32214的校核
1）徑向力 2）派生力 3）軸向力
由于，所以軸向力為，
4）當量載荷由于，，所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為
5）軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號直徑
（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N•m）極限應力（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它
高速軸用聯(lián)軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯(lián)軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器選用游標尺M16
起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5
二、潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結(jié)構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。
設計小結(jié)
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。

軸承vi設計（軸承設計圖）

螺旋千斤頂?shù)脑O計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產(chǎn)。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結(jié)構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯(lián)軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)無過載。
1、傳動方案的擬定
采用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：采用Y系列三相異步電動機
（2）、容量選?。汗ぷ鳈C有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯(lián)軸器效率
：卷筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉(zhuǎn)速
滾筒轉(zhuǎn)速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉(zhuǎn)速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉(zhuǎn)速越高，價格越低，尺寸越小，結(jié)構更緊湊，故選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率：7.5
滿載轉(zhuǎn)速：1440
啟動轉(zhuǎn)矩：2.2
最大轉(zhuǎn)矩：2.2
由電動機具體尺寸參數(shù) ，得
中心高： 132mm
外型尺寸： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸：216 178
地腳螺孔直徑：12
軸外伸尺寸：38 80
裝鍵部位尺寸：10 33 38
2、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
1、各軸轉(zhuǎn)速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉(zhuǎn)速為 1440r／min。每天運轉(zhuǎn)時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉(zhuǎn)速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1）、確定計算功率每天運轉(zhuǎn)時間為16小時的帶式輸送機的工況系數(shù) =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、選擇V帶型號
查表知選A型帶
并考慮結(jié)構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑和
I、初選小帶輪直徑
一般取，并取標準值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標準值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉(zhuǎn)速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】由式，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標準長度 Ld=2500mm
【3】確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據(jù)SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數(shù)
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數(shù) Ka=0.964
【2】、計算帶的根數(shù)z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數(shù)為1-6，故符合要求。
VI、確定初拉力
單位長度質(zhì)量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調(diào)節(jié)中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結(jié)構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對于小帶輪，由于其與電動機輸出轉(zhuǎn)軸直接相連，故轉(zhuǎn)速較高，宜采用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結(jié)構。
對于大帶輪，由于其轉(zhuǎn)速不甚高，可采用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結(jié)構。
（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉(zhuǎn)速為 n1=514.286 r/min，齒數(shù)比 u=4，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、采用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數(shù)
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、計算齒輪轉(zhuǎn)矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、取齒寬系數(shù)
齒數(shù)比為u=4
D、取 ,則大齒輪的齒數(shù): =84
E、接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環(huán)次數(shù)
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數(shù)為 =1, =1.1
取安全系數(shù)SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數(shù)
查表得使用系數(shù)
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數(shù)
查表得齒間載荷分配系數(shù)
查表得齒向載荷分布系數(shù) （非對稱布置，軸剛性?。?br/>得
3、確定模數(shù)： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標準模數(shù)為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數(shù)的含義
1、的值同前
2、查表齒形系數(shù) Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數(shù) Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數(shù)為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數(shù)
，取安全系數(shù) ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結(jié)構設計
小齒輪的分度圓直徑為，故可采用實心結(jié)構
大齒輪的分度圓直徑為，故應采用腹板式結(jié)構
（6）、速度誤差計算
經(jīng)過帶輪和齒輪設計后，
滾筒的實際轉(zhuǎn)速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉(zhuǎn)速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉(zhuǎn)矩為 =499.286Nm，輸出軸轉(zhuǎn)速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數(shù)： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調(diào)質(zhì)處理的45鋼，查得
2、求輸入軸的功率，轉(zhuǎn)速及扭矩
已求得，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器。
聯(lián)軸器的扭矩 ,查表得，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩。
從《機械設計基礎課程設計》查得采用型彈性套柱聯(lián)軸器。
該聯(lián)軸器所傳遞的公稱轉(zhuǎn)矩
取與該軸配合的半聯(lián)軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯(lián)軸器長，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結(jié)構設計
裝聯(lián)軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯(lián)軸器與軸配合部分的長度為，為保證軸端擋板壓緊聯(lián)軸器，而不會壓在軸的端面上，故略小于，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯(lián)軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘?shù)姆秶ú鹧b空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由于圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內(nèi)壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內(nèi)壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm，軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環(huán)段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環(huán)進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環(huán)寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內(nèi)壁距離，軸環(huán)距箱體內(nèi)壁距離決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內(nèi)壁距離決定，取。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯(lián)軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選。
4考慮軸的結(jié)構工藝性
軸端倒角取 .為便于加工，齒輪、半聯(lián)軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
并找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、水平面上的彎矩

b、垂直面上的彎矩
c、合成彎矩M
d、扭矩
T=T =499286Nmm
e、畫計算彎矩
因單向運轉(zhuǎn)，視扭矩為脈動循環(huán)，，則截面B、C處的當量彎矩為
=299939Nmm
f、按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得，因，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得，因，故安全。
g、判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。
（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉(zhuǎn)矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉(zhuǎn)速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數(shù)： z1=21，z2=84，m=3.5，。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由表查得
1、求輸出軸的功率，轉(zhuǎn)速及扭矩。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、軸的結(jié)構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據(jù)大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故略小于，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯(lián)軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘?shù)姆秶ú鹧b空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由于圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內(nèi)壁距離，等尺寸決定：。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內(nèi)壁的距離。
取，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使，取，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為。同理由，選用平鍵為，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選。
4、考慮軸的結(jié)構工藝性
軸端倒角取。
為便于加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，并找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、水平面上的彎矩

2、垂直面上的彎矩

3、合成彎矩M

4、扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、計算彎矩
因單向運轉(zhuǎn)，視扭矩為脈動循環(huán)，，則截面C、A、D處的當量彎矩為
6 、按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得，因，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因，故安全。
5、判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。
六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑，輪轂長度為，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為。
現(xiàn)校核其強度：
, ，。

查手冊得，因為，故滿足要求。
II、小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現(xiàn)校核其強度：
TI=128872Nmm, ，。

查手冊得，因為，故滿足要求。
鍵連接設計
III、大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現(xiàn)校核其強度：
TII=499.286 Nm，，。

查手冊得，因為，故滿足要求。
IV、半聯(lián)軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑，半聯(lián)軸器的長度為，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現(xiàn)校核其強度：
, ，。

查手冊得，因為，故滿足要求。
七、滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
采用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結(jié)構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作狀態(tài)溫度不甚高，故采用兩端固定式支承結(jié)構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內(nèi)圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置采用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，采用過盈配合，為。
軸承外圈與座孔的配合采用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時借助于壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對于輸出軸承，內(nèi)徑為d=55mm，轉(zhuǎn)速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環(huán)油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對于輸入軸承，內(nèi)徑為35，轉(zhuǎn)速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環(huán)油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對于輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可采用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉(zhuǎn)速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、確定值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷。
7、確定e值
對于深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取；查表可得（常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數(shù)為，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷。
2、確定e值
對于深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取；查表10-6可得（常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數(shù)為，則
> ,故滿足要求。
八、聯(lián)軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為，其公稱轉(zhuǎn)矩為，而計算轉(zhuǎn)矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結(jié)構設計
箱體采用灰鑄鐵鑄造而成，采用剖分式結(jié)構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內(nèi)零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由于速度較小，故采用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪采用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結(jié)構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8螺釘緊固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.
E 定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
F 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.
總結(jié)：機箱尺寸
名稱符號結(jié)構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸臺的高度
39
軸承旁凸臺的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘直徑
M16
數(shù)目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環(huán)螺釘直徑
M8
箱體內(nèi)壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離
12
齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離
15
十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結(jié)構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定
十一、設計小結(jié)
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖第六版》朱輝、陳大復等編上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》陳立德主編高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊第一版》王三民主編化學工業(yè)出版社
4、《機械設計第四版》邱宣懷主編高等教育出版社
我的設計作業(yè)F=3000N V=2m/s D=300mm

一級減速器軸的設計過程中，各軸段長度尺寸如何確定

根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：

軸段1：L1= （根據(jù)大帶輪寬確定的）

軸段2：L2= m+e+螺釘頭部厚度+5~10

軸段3：L3=軸承寬度B+結(jié)構確定

軸段4：L4=結(jié)構確定

軸段5：L5=小齒輪齒寬

軸段6：L6=結(jié)構確定

軸段7：L7＝軸承寬度B+結(jié)構確定

擴展資料：

一、減速器軸按承受載荷的情況可分為：

1、轉(zhuǎn)軸

既支承傳動件又傳遞動力，承受彎矩和扭矩兩種作用。我們實測的減速器中的軸就屬于這種軸。

2、心軸

只起支承旋轉(zhuǎn)機件的作用而不傳遞動力，即只承受彎矩作用。

3、傳動軸

主要傳遞動力，即主要承受扭矩作用。

二、減速器使用方法：

1、在運轉(zhuǎn)200~300小時后，應進行第一次換油，在以后的使用中應定期檢查油的質(zhì)量，對于混入雜質(zhì)或變質(zhì)的油須及時更換。一般情況下，對于長期連續(xù)工作的減速機，按運行5000小時或每年一次更換新油，長期停用的減速機，在重新運轉(zhuǎn)之前亦應更換新油。

減速機應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用，牌號相同而粘度不同的油允許混合使用；

2、換油時要等待減速機冷卻下來無燃燒危險為止，但仍應保持溫熱，因為完全冷卻后，油的粘度增大，放油困難。注意：要切斷傳動裝置電源，防止無意間通電；

3、工作中，當發(fā)現(xiàn)油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產(chǎn)生不正常的噪聲等現(xiàn)象時應停止使用，檢查原因，必須排除故障，更換潤滑油后，方可繼續(xù)運轉(zhuǎn)；

4、用戶應有合理的使用維護規(guī)章制度，對減速機的運轉(zhuǎn)情況和檢驗中發(fā)現(xiàn)的問題應作認真記錄，上述規(guī)定應嚴格執(zhí)行。

參考資料來源：機械設計手冊

參考資料來源：百度百科-齒輪軸

參考資料來源：百度百科-單級減速機

以上就是關于軸承vi設計相關問題的回答。希望能幫到你，如有更多相關問題，您也可以聯(lián)系我們的客服進行咨詢，客服也會為您講解更多精彩的知識和內(nèi)容。