機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.doc

課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目 二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器學(xué)院：機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院專業(yè)：機(jī)械工程及自動(dòng)化班級(jí)：機(jī)械0902學(xué)號(hào)：姓名：指導(dǎo)老師： 目錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)4題目：帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置4帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理（如下圖）4工作情況：（已知條件）4二 動(dòng)力機(jī)的選擇5電機(jī)容量的選擇5三 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)61.運(yùn)動(dòng)參數(shù)62.動(dòng)力參數(shù)6四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）7A 高速齒輪的計(jì)算7B 低速齒輪的計(jì)算13五 軸的設(shè)計(jì)18A 高速軸18B 中間軸21C 低速軸25六 軸承的選擇和計(jì)算27（1）高速軸軸承的選擇和計(jì)算27（2）中間軸軸承的選擇和計(jì)算28（3）低速軸軸承的選擇和計(jì)算29七 鍵的選擇和計(jì)算30（1）高速軸的鍵30（2）中間軸的鍵31（3）低速軸第一個(gè)鍵：31八 聯(lián)軸器的選擇32a.聯(lián)軸器一32b.聯(lián)軸器二32九 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇33a.潤(rùn)滑方式和潤(rùn)滑油牌號(hào)的選擇33b.密封裝置的選擇33十 其他零件35（1）六角頭螺栓35（2）油標(biāo)35（3）通氣塞35（4）窺視孔35參考文獻(xiàn)36一 設(shè)計(jì)任務(wù)題目：帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)題號(hào)：8帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理（如下圖）（二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)示意圖）工作情況：（已知條件）A. 工作條件：兩班制，每班8小時(shí)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度350CB. 使用折舊期：8年C. 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修D(zhuǎn). 動(dòng)力來源：電力，三相交流電，電壓380/220VE. 運(yùn)輸帶速度允許誤差：+-5%及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)條件4）原始數(shù)據(jù)：（注：要求按照軟齒面設(shè)計(jì)）參數(shù) 題號(hào)運(yùn)輸帶輸出轉(zhuǎn)矩T(N.m)900運(yùn)輸帶工作速度V(m/s)0.75卷筒直徑D(mm)320F. 制造 二 動(dòng)力機(jī)的選擇 電機(jī)的動(dòng)力來源：電力，三項(xiàng)交流電，電壓380/220V；故選擇常用的封閉式系列的交流電動(dòng)機(jī)電機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需要的功率P輸入設(shè)計(jì)方案中總效率：（注：查2表1-7）2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率P輸出和P輸入P輸出 =2TVD=4218.75(W)P輸入 =P輸出/=4860.15(W)電機(jī)選擇查2表12-1: 要求電動(dòng)機(jī)的功率大于等于要求的理論計(jì)算的輸入功率，由表中數(shù)據(jù)，可以選擇電機(jī)型號(hào)為：Y132S-4 型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/r/min最大轉(zhuǎn)矩/Nm質(zhì)量/kgY132S-45.514402.22.3683)傳比的確定 因?yàn)?n3=60V/D =44.76(r/min) 且由經(jīng)驗(yàn)公式 已知i1=1.4i2 則 i=n1/n3=32.17 i1=6.71 i2=4.79三 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)1. 運(yùn)動(dòng)參數(shù)1) 各軸的轉(zhuǎn)速ni1=n1/n2=6.71n2= n1* i1=214.61(r/min)2. 動(dòng)力參數(shù)1) 各軸的輸入功率P1= P輸入聯(lián)=4811.5(W)P2= P1軸承齒輪=4668.16(W)P3= P2軸承齒輪=4529.05(W)P4= P3軸承聯(lián)=4438.92(W)2) 各軸的轉(zhuǎn)矩T1= 60* P1/(2n1)=31.91(Nm)T2=207.71(Nm)T3=966.25(Nm)T4=947.02(Nm)項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸中間軸低速軸卷筒轉(zhuǎn)速（r/min644.7644.76功率(W)55004811.554668.164529.054438.92轉(zhuǎn)矩(Nm)2.231.91207.71966.25947.02傳動(dòng)比116.714.791效率10.990.97020.97020.9801 四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪） A 高速齒輪的計(jì)算項(xiàng)目輸入功率轉(zhuǎn)速齒數(shù)比轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)值 486015144067131911 選擇齒輪類型、齒輪精度、材料及齒數(shù)1) 齒輪類型： 由給定條件選擇斜齒圓柱齒輪2) 齒輪的精度等級(jí)和材料、熱處理方法： a齒輪的速度不高，可以選用7級(jí)精度； b小齒輪選用40Cr,硬度280HBS,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理; c大齒輪選用45鋼,硬度240HBS,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理,大小齒輪硬度差,有40HBS,小齒輪硬度高這樣對(duì)大齒輪有明顯的冷作硬化現(xiàn)象，提高了齒輪的疲勞強(qiáng)度3) 齒數(shù)選擇： 為防止根切保證強(qiáng)度，初定小齒輪齒數(shù)Z1=20,大齒輪齒數(shù)Z2=Z1*u=134.2,取Z2=1344) 初選螺旋角：一般在80到200，故初選螺旋角=1502 按照齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算：（見1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：1) 載荷系數(shù)Kt試選1.62) 由1圖10-30,選取ZH=2.4253) 由1表10-7，選取齒寬系數(shù)d=14) 計(jì)算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1圖10-26，可以計(jì)算的=1.6345) 計(jì)算H:先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108 由1圖10-19,可以查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.91 KHN2=0.99 齒輪按照失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1: 由1公式10-12可計(jì)算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH應(yīng)去兩者中較小的，故H=544.5Mpa 6） 選?。?由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 選取YFa1 YFa2: 先計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，V=Z1COS3 所以 ZV1=22.192 ZV2=148.687 由1表10-5，通過插值法可以得到 YFa1=2.733 YFa2=2.151(2) 計(jì)算1) 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1t：由上面的計(jì)算公式可以計(jì)算出分度圓直徑d1t=37.172) 計(jì)算圓周速度v:V=d1n160*1000=2.80m/s3) 計(jì)算齒寬b、齒高h(yuǎn)和法向模數(shù)mnt b=dd=37.17 mnt=d1cosz1=1.80 H=2.25mnt=4.04 bh=9.2024) 計(jì)算重合度：=0.318d1tan=1.7045) 計(jì)算載荷系數(shù)K:已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)速度V=2.80m/s，且齒輪的精度為7級(jí)，由1圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.11，由1表10-4查得KH=1.30,由1圖10-13查得KF=1.6，由1表10-3查得KH=KF=1.4，故載荷系數(shù)KK=KAKVKHKF=2.02026) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑d1:d1=d1t3KKt=40.1757) 計(jì)算法面模數(shù)mn： mn=d1cosz1=1.943 按照齒面彎曲強(qiáng)度校核 由1公式10-17 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF(1) 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=2.48642) 由=1.704，可以在1圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.8753) 有1表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.571 YSa2=1.9714) 計(jì)算彎曲疲勞壽命系數(shù)：先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108由1圖10-18可以查得 KFN1=0.85 KFN2=0.925) 計(jì)算大小齒輪YFaYSaF：首先確定F，由1圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞極限FE1=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限FE2=380Mpa去安全系數(shù)S=1.4F1=KFN1FE1s=303.57MpaF2=KFN2FE2s=249.71Mpa所以 YFa1YSa1F1=0.01414YFa2YSa2F2=0.01543為了保證兩個(gè)齒輪能夠同時(shí)滿足彎曲疲勞強(qiáng)度極限，故YFaYSaF值應(yīng)取 上面兩者中較大的值 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF=1.425由計(jì)算結(jié)果作比較，mn1mn2,所以為了保證足夠滿足兩者的疲勞強(qiáng)度要求，且模數(shù)作為標(biāo)準(zhǔn)齒輪的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)，應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)中選取。綜上所述，mn=2.54 幾何尺寸的計(jì)算1) 計(jì)算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=199.3 故將中心距圓整為a=2002) 中心距圓整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.7405503) 端面模數(shù)mt mt=mncos=2.59744) 齒輪的分度圓直徑d和齒寬b d1=z1mt=51.948 d2=348.0516 b1=dd1=51.948 b2=b2+2=545) 齒輪上載荷計(jì)算 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N)B 低速齒輪的計(jì)算項(xiàng)目輸入功率轉(zhuǎn)速齒數(shù)比轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)值 4668.16214.64.79207.711. 選擇齒輪類型、齒輪精度、材料及齒數(shù)1) 齒輪類型： 由給定條件選擇斜齒圓柱齒輪2) 齒輪的精度等級(jí)和材料、熱處理方法： a齒輪的速度不高，可以選用7級(jí)精度； b小齒輪選用40Cr,硬度280HBS,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理; c大齒輪選用45鋼,硬度240HBS,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理,大小齒輪硬度差,有40HBS,小齒輪硬度高這樣對(duì)大齒輪有明顯的冷作硬化現(xiàn)象，提高了齒輪的疲勞強(qiáng)度3) 齒數(shù)選擇： 為防止根切保證強(qiáng)度，初定小齒輪齒數(shù)Z1=30,大齒輪齒數(shù)Z2=Z1*u=143.7,取Z2=1444) 初選螺旋角：一般在80到200，故初選螺旋角=1502. 按照齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算：（見1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：1) 載荷系數(shù)Kt試選1.62) 由1圖10-30,選取ZH=2.4253) 由1表10-7，選取齒寬系數(shù)d=14) 計(jì)算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1圖10-26，可以計(jì)算的=1.6815) 計(jì)算H:先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1圖10-19,可以查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.92 KHN2=0.90 齒輪按照失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1: 由1公式10-12可計(jì)算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH應(yīng)去兩者中較小的，故H=544.5Mpa 若材料強(qiáng)度極限任然跟高速齒輪完全相同的話則會(huì)使得接觸疲勞強(qiáng)度有所降低，由于低速齒輪主要用于傳遞扭矩，受力相對(duì)比較大，這樣不利于受力的均勻和等壽命原則，所以在選用相同材料的情況根據(jù)實(shí)際情況，可以適當(dāng)選擇質(zhì)量高一點(diǎn)的同種材料，即在計(jì)算過程中認(rèn)為兩者的接觸疲勞強(qiáng)度是相同的。6） 選?。?由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 選取YFa1 YFa2: 先計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，V=Z1COS3 所以 ZV1=33.288 ZV2=159.783 由1表10-5，通過插值法可以得到 YFa1=2.474 YFa2=2.144YSa1=1.641 YSa2=1.837（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1) 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1t：由上面的計(jì)算公式可以計(jì)算出分度圓直徑d1t=69.912） 計(jì)算圓周速度v:V=d1n160*1000=0.78m/s3） 計(jì)算齒寬b、齒高h(yuǎn)和法向模數(shù)mnt b=dd=69.91 mnt=d1cosz1=2.251 h=2.25mnt=5.065 bh=13.8033. 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核該齒輪采用另外一種方法校核，即根據(jù)公式(1公式10-16) F=KFtYFaYYSabmn1) 計(jì)算重合度：=0.318d1tan=2.556由=2.556，可以在1圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.8752) 許用彎曲疲勞強(qiáng)度：先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1圖10-18,可以查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.92 KFN2=0.90F1=KFN1FE1s=328.57MpaF2=KFN2FE2s=244.286Mpa 為了能同時(shí)保證兩齒輪的強(qiáng)度，故F應(yīng)取兩者中的較小值，即F=244.286Mpa3) 模數(shù)選取mn：為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度，mn應(yīng)該大于2.251。在標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)中選擇大于它的座位實(shí)際用的模數(shù)，即mn=34) 校核計(jì)算： F=KFtYFaYYSabmn 顯然1受到的彎曲應(yīng)力大故只要對(duì)其校核即可 所以F=127.668MpaF 綜上所述，mn=3能夠滿足齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度要求4. 幾何尺寸的計(jì)算1) 計(jì)算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=270.207 故將中心距圓整為a=2712) 中心距圓整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.613403) 端面模數(shù)mt mt=mncos=3.1154) 齒輪的分度圓直徑d和齒寬b d1=z1mt=93.448 d2=448.56 b1=dd1=93.448 b2=b2+2=955) 齒輪上載荷計(jì)算 Ft=2T1d1=4445.467N Fr=Fttgncos=1680.011(N) Fa=Fttg=1242.317(N)五 軸的設(shè)計(jì)A 高速軸項(xiàng)目轉(zhuǎn)矩T功率P轉(zhuǎn)速n數(shù)據(jù)31.914811.551440齒輪受力情況項(xiàng)目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數(shù)據(jù)1228.536464.572346.2641. 初步確定軸的直徑dmin根據(jù)1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故軸的最小直徑dmin=17.192，即直徑大于dmin扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度就可以得到保證。下面通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸的大致直徑和結(jié)構(gòu)分布，最后對(duì)軸進(jìn)行彎扭合成校核，看結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能否通過，如不行則需再次進(jìn)行上述步驟的設(shè)計(jì)，直至滿足強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)要求。2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 根據(jù)軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度a. 滿足聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)要求已知聯(lián)軸器與高速軸和電機(jī)相連，所以聯(lián)軸器的直徑應(yīng)該與已經(jīng)選定的電機(jī)軸的直徑相符合。根據(jù)2表12-3可知，電機(jī)的直徑為38mm,故聯(lián)軸器的主動(dòng)端直徑應(yīng)為38mm,又知道從動(dòng)端的直徑應(yīng)該大于等于dmin，又因?yàn)椴?表14-1，可以選擇工作情況系數(shù)KA=1.5，所以Tca=KAT1=47.865Nm,故根據(jù)2表8-7可以選擇型號(hào)為L(zhǎng)X3的彈性柱銷聯(lián)軸器。型號(hào)公稱扭矩許用轉(zhuǎn)速主動(dòng)端直徑從動(dòng)端直徑軸孔長(zhǎng)度L1軸孔長(zhǎng)度L與軸配合長(zhǎng)度LX3125047003830828260根據(jù)L的長(zhǎng)度確定與聯(lián)軸器配合的軸段長(zhǎng)度取80mmb. 滿足軸承的結(jié)構(gòu)要求已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以軸承內(nèi)徑可取40mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7008AC406815故軸承的軸段，長(zhǎng)度大于等于15mm。c. 滿足齒輪的結(jié)構(gòu)要求由上面齒輪設(shè)計(jì)過程已知，齒輪寬度為54mm。又因?yàn)檩S的直徑已經(jīng)到達(dá)40mm，所以齒輪應(yīng)該與軸連成一體，故該高速軸應(yīng)為齒輪軸。因而可以設(shè)計(jì)出的高速軸的基本尺寸，如下圖。d. 對(duì)軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核由上面的齒輪計(jì)算已知 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N) 將軸等價(jià)當(dāng)做一根簡(jiǎn)支梁，軸承作為兩個(gè)簡(jiǎn)支點(diǎn)的位置。對(duì)兩軸承運(yùn)用材料力學(xué)的只是，分別對(duì)軸承的兩點(diǎn)進(jìn)行彎矩合成得到。這樣就可以求作用在軸承上的合力。這樣就可以做出彎扭合成圖。已知抗彎截面系數(shù)，許用彎曲疲勞強(qiáng)度，根據(jù)材料力學(xué)的知識(shí)就可以求出危險(xiǎn)截面的。故軸的強(qiáng)度滿足要求。B 中間軸項(xiàng)目轉(zhuǎn)矩T功率P轉(zhuǎn)速n數(shù)據(jù)207.714668.16214.61齒輪受力情況項(xiàng)目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數(shù)據(jù)11228.536464.572346.264數(shù)據(jù)24445.4671680.0111242.3173. 初步確定軸的直徑dmin根據(jù)1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=117故軸的最小直徑dmin=32.366，即直徑大于dmin扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度就可以得到保證。下面通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸的大致直徑和結(jié)構(gòu)分布，最后對(duì)軸進(jìn)行彎扭合成校核，看結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能否通過，如不行則需再次進(jìn)行上述步驟的設(shè)計(jì)，直至滿足強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)要求。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(2) 根據(jù)軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度a. 滿足軸承的結(jié)構(gòu)要求已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。根據(jù)強(qiáng)度要求，所以軸承內(nèi)徑可取45mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7209AC4510025故軸承的軸段，長(zhǎng)度大于等于25mm。b. 滿足齒輪的結(jié)構(gòu)要求中間軸要安裝兩個(gè)齒輪，由上面齒輪設(shè)計(jì)過程已知，齒輪寬度分別為52mm和95mm。由于齒輪定位的要求，所以安裝的軸段需要比齒輪寬短4mm左右?？紤]到軸承等軸上零件的定位要求，故對(duì)中間軸做出如下圖的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。c. 軸強(qiáng)度校核（1） 按彎扭合成強(qiáng)度校核首先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定下來的中間軸的尺寸，以及作用在兩個(gè)齒輪上的力畫出軸的受力簡(jiǎn)圖。根據(jù)材料力學(xué)知識(shí)，進(jìn)行彎扭合成計(jì)算，求出每個(gè)危險(xiǎn)截面上的彎矩，然后在進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度的校核。已知軸為45鋼，進(jìn)行調(diào)制處理，這樣可以得到軸的彎曲疲勞強(qiáng)度為。彎扭校核的彎矩圖，如下圖所示。軸的受力簡(jiǎn)圖，如下圖所示首先求軸承對(duì)軸的支反力，由材料力學(xué)公式有：畫出各個(gè)方向的彎矩圖，然后合成中的彎矩圖，然后根據(jù)強(qiáng)度理論求當(dāng)量彎矩所以，危險(xiǎn)截面的危險(xiǎn)截面 彎曲應(yīng)力M截面一270.88129.726截面二291.66320743截面三208.60714.836截面四208.60722.892 由上表可以得出，即此結(jié)構(gòu)的軸滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求。（2） 按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精密校核由于中間承受主要載荷，故其安全強(qiáng)度尤為重要。為了保證其設(shè)計(jì)的安全，我們需要確定在變應(yīng)力的情況下軸的安全程度。在已知軸的外形，尺寸和載荷的基礎(chǔ)上，可通過分析確定危險(xiǎn)截面（這時(shí)不僅要考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的大小，而且要考慮應(yīng)力集中和絕對(duì)尺寸等的因素影響的程度），按照1公式3-35計(jì)算出該軸的安全系數(shù)，并且應(yīng)該使其稍大于或者至少等于設(shè)計(jì)的安全系數(shù)s。 由1374頁(yè)可以查得s=1.5，由125頁(yè)查得，。由132頁(yè)公式有 因?yàn)?，減速在工作過程中只會(huì)受到輕微叢集載荷，沒有很大的瞬時(shí)過載，而且是單向轉(zhuǎn)動(dòng)，沒有非常嚴(yán)重的應(yīng)力不對(duì)稱性，故而不需要對(duì)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度的校核。C 低速軸項(xiàng)目轉(zhuǎn)矩T功率P轉(zhuǎn)速n數(shù)據(jù)966.254529.0544.76齒輪受力情況項(xiàng)目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數(shù)據(jù)4445.4671680.0111242.3171. 初步確定軸的直徑dmin根據(jù)1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故軸的最小直徑dmin=53.588，即直徑大于dmin扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度就可以得到保證。下面通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸的大致直徑和結(jié)構(gòu)分布，最后對(duì)軸進(jìn)行彎扭合成校核，看結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能否通過，如不行則需再次進(jìn)行上述步驟的設(shè)計(jì)，直至滿足強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)要求。2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度a. 滿足軸承的結(jié)構(gòu)要求已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以軸承內(nèi)徑可取60mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7012AC609518故軸承的軸段，長(zhǎng)度大于等于18mm。b. 滿足齒輪的結(jié)構(gòu)要求由上面齒輪設(shè)計(jì)過程已知，齒輪寬度為93mm。于齒輪定位的要求，所以安裝的軸段需要比齒輪寬短4mm左右?？紤]到軸承等軸上零件的定位要求來決定軸段的長(zhǎng)度要求。c. 滿足聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)要求已知聯(lián)軸器與高速軸相連，所以聯(lián)軸器的直徑應(yīng)該與所在的軸的直徑相符合。根據(jù)2表12-3可知道從動(dòng)端的直徑應(yīng)該大于等于dmin，又因?yàn)椴?表14-1，可以選擇工作情況系數(shù)KA=1.5，所以Tca=KAT1=1231.126Nm,故根據(jù)2表8-7可以選擇型號(hào)為L(zhǎng)X3的彈性柱銷聯(lián)軸器。型號(hào)公稱扭矩許用轉(zhuǎn)速主動(dòng)端直徑從動(dòng)端直徑軸孔長(zhǎng)度L1軸孔長(zhǎng)度L與軸配合長(zhǎng)度LX3125047004842112112100根據(jù)L的長(zhǎng)度確定與聯(lián)軸器配合的軸段長(zhǎng)度取110mm，由此可以對(duì)軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如下圖。六 軸承的選擇和計(jì)算（1） 高速軸軸承的選擇和計(jì)算a. 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可以確定高速軸的軸承型號(hào)已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以軸承內(nèi)徑可取40mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7008AC406815b. 對(duì)軸承的壽命進(jìn)行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計(jì)算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷壽命校核的方法 當(dāng) 當(dāng) 所以利用這個(gè)公式計(jì)算出軸承的當(dāng)量載荷(查表)。查2表6-6,7008AC的基本額定動(dòng)載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設(shè)計(jì)要求。（2） 中間軸軸承的選擇和計(jì)算a. 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可以確定高速軸的軸承型號(hào)已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。根據(jù)強(qiáng)度要求，所以軸承內(nèi)徑可取45mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7209AC4510025b. 對(duì)軸承的壽命進(jìn)行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計(jì)算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷壽命校核的方法 當(dāng) 當(dāng) 所以利用這個(gè)公式計(jì)算出軸承的當(dāng)量載荷。查2表6-6,7008AC的基本額定動(dòng)載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設(shè)計(jì)要求。（3） 低速軸軸承的選擇和計(jì)算a. 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可以確定高速軸的軸承型號(hào)已知軸承的內(nèi)徑是5的倍數(shù)，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以軸承內(nèi)徑可取60mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數(shù)。項(xiàng)目型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度參數(shù)7012AC609518b. 對(duì)軸承的壽命進(jìn)行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計(jì)算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷壽命校核的方法 當(dāng) 當(dāng) 所以利用這個(gè)公式計(jì)算出軸承的當(dāng)量載荷。查2表6-6,7008AC的基本額定動(dòng)載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設(shè)計(jì)要求。七 鍵的選擇和計(jì)算 鍵是標(biāo)準(zhǔn)件，它只要根據(jù)連接軸的直徑在2表4-1中查出鍵的寬和高（）。然后選擇鍵的長(zhǎng)度,鍵的長(zhǎng)度是根據(jù)鍵的被連接件的寬度（如齒輪的寬度，聯(lián)軸器的寬度等），同時(shí)為了保證載荷的均勻分布，故鍵的長(zhǎng)度應(yīng)該比被連接件的長(zhǎng)度短5mm左右。當(dāng)間的基本尺寸確定以后，應(yīng)該由軸上的扭矩對(duì)鍵進(jìn)行強(qiáng)度的校核。已知鍵的需用強(qiáng)度（1） 高速軸的鍵根據(jù)軸的設(shè)計(jì)過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑30mm。所以見的擠壓強(qiáng)度所以強(qiáng)度滿足要求（2） 中間軸的鍵a. 中間軸第一個(gè)鍵：根據(jù)軸的設(shè)計(jì)過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑52mm。所以見的擠壓強(qiáng)度所以強(qiáng)度滿足要求b. 中間軸的第二個(gè)鍵：根據(jù)軸的設(shè)計(jì)過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑52mm。所以見的擠壓強(qiáng)度所以強(qiáng)度不滿足要求，所以要對(duì)鍵進(jìn)行重新選擇和計(jì)算。改用鍵,經(jīng)過計(jì)算，故強(qiáng)度滿足要求。所以換用鍵。（3） 低速軸第一個(gè)鍵：根據(jù)軸的設(shè)計(jì)過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑70mm。所以見的擠壓強(qiáng)度所以強(qiáng)度滿足要求c. 低速軸的第二個(gè)鍵：根據(jù)軸的設(shè)計(jì)過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑48mm。所以見的擠壓強(qiáng)度所以強(qiáng)度不滿足要求，所以要對(duì)鍵進(jìn)行重新選擇和計(jì)算。改用鍵,經(jīng)過計(jì)算，故強(qiáng)度滿足要求。所以換用鍵。八 聯(lián)軸器的選擇a. 聯(lián)軸器一聯(lián)軸器的選擇是根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)確定的，作為標(biāo)準(zhǔn)件可以在2表8-7根據(jù)軸徑和電機(jī)等直徑選擇即可。已知聯(lián)軸器與高速軸和電機(jī)相連，所以聯(lián)軸器的直徑應(yīng)該與已經(jīng)選定的電機(jī)軸的直徑相符合。根據(jù)2表12-3可知，電機(jī)的直徑為38mm,故聯(lián)軸器的主動(dòng)端直徑應(yīng)為38mm,又知道從動(dòng)端的直徑應(yīng)該大于等于dmin，又因?yàn)椴?表14-1，可以選擇工作