機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器

1、 目錄一、題目及總體分析3二、各主要部件選擇3三、選擇電動(dòng)機(jī)4四、分配傳動(dòng)比4五、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算5六、齒輪的設(shè)計(jì)7七、傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)16(a)低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)17（b）高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 24(c)中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)26八、軸承的選擇和校核計(jì)算28九、鍵連接的選擇與校核計(jì)算30十、軸承端蓋的設(shè)計(jì)與選擇 33十一、滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑和密封33十二、聯(lián)軸器的選擇33十三、其它結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)34十四、參考文獻(xiàn)38一、題目及總體分析題目：用于帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置給定條件：由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，輸送帶的牽引力為2450n，輸送帶的速度為1.1m/s，輸送帶滾筒的直徑為24

2、0mm。工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平衡，室內(nèi)工作，有灰塵，使用期10年（每年300個(gè)工作日），大修期三年，生產(chǎn)10臺(tái)，一班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.96。傳動(dòng)裝置組成：由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、卷筒、運(yùn)輸帶等組成。減速器采用二級(jí)圓柱同級(jí)減速器。整體布置如下： 1.1 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖二、各主要部件選擇目的過(guò)程分析結(jié)論動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒傳動(dòng)平穩(wěn)高速級(jí)和低速級(jí)做成斜齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、 選擇電動(dòng)機(jī)目的過(guò)程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動(dòng)機(jī)選擇選用y系列（ip44）封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)功率工作機(jī)所需有效功率為2

3、4501.1/（10000.8854）3.04 kw電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為：=0.8854為聯(lián)軸器效率,為三對(duì)軸承的效率，為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，油潤(rùn)滑），為卷筒傳動(dòng)的效率。電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： pp/4.45/13.04 kw ,要求電動(dòng)機(jī)輸出功率為p3.04 kw型號(hào)卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為(6010001.1)/(2403.14)87.54 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比840，則總傳動(dòng)比合理范圍為840，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（840）87.547003502r/min按電動(dòng)機(jī)的額定功率p，要滿足pp以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的

4、尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為y112m4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率p為4.0 kw，額定電流8.77 a，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500 r/min。選用型號(hào)y112m4的三相異步電動(dòng)機(jī)四、 分配傳動(dòng)比目的過(guò)程分析結(jié)論分配傳動(dòng)比（1） 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：/1440/87.5416.45（2） 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：式中、分別為減速器高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比。對(duì)于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按查表分配：5.80 式中為高速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比，為低速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比。則減速器低速級(jí)傳動(dòng)比為：16.45/5.80=

5、2.485.802.48五、 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算目的 過(guò)程分析結(jié)論傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算按電動(dòng)機(jī)軸至工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速：高速軸 1440/11440 r/min中間軸 1440/5.80248.28 r/min低速軸 248.28/2.4887.42 r/min滾筒軸 =87.42r/min各軸輸入功率：高速軸 p3.040.993.0096 kw 中間軸 23.00960.990.982.92 kw 低速軸 22.920.990.982.83 kw滾筒軸 24=2.830.990.992.78 kw各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：9550

6、95503.04/144020.16 nm高速軸 955095503.0096/144019.96 nm中間軸 955095502.92/248.28112.32 nm低速軸 955095502.83/87.42309.16 nm滾筒軸 955095502.78/87.42303.69nm軸名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/（nm）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸3.0420.1614401.000.99軸3.00962.9819.9619.7614405.800.89軸2.922.89112.32111.20248.282.840.89軸2.832.80309.16306.068

7、7.421.000.98滾筒軸2.722.75303.69300.6587.42計(jì)算步驟結(jié)果六、 齒輪設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級(jí)齒輪比高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級(jí)齒輪。（a） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)a) 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb 1009588)。b) 材料選擇。由表10-1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。20o。c) 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)z2z1i2242.8468.16，取z268。d) 初選螺旋角14o

8、。i. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選=1.6。2) 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 t112.32103 nmm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為hlim2550 mpa。6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。60nj 60248.281000（1830010）3.58108(3.58108)/2.841.261087) 由課本p207圖1

9、0-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn11.08；khn21.13。 8) 查課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433 。9) 由課本p215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.88。則+1.65。10) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=1.086006481.13550621.5則許用接觸應(yīng)力為：634.75 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得53.82 mm2) 計(jì)算圓周速度。0.70m/s3) 計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b53.82 mm計(jì)算摸數(shù) =2.18mm4) 計(jì)算齒寬與高之

10、比齒高 h2.252.252.184.90 10.985) 計(jì)算縱向重合度 =0.318=1.9036) 計(jì)算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1，根據(jù)0.70m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)k1.08；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，k1.420；由11，k1.428查圖10-13得 k1.35；由課本表10-3 得: k1.2。故載荷系數(shù)k kk k 11.081.21.4201.840327) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd53.8256.398) 計(jì)算模數(shù)2.28mmii. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式（1） 確定計(jì)算參數(shù)

11、1) 計(jì)算載荷系數(shù) k k k11.081.21.351.74962) 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.883) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)26.2774.444) 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.592；2.23 應(yīng)力校正系數(shù)1.596；1.76查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k0.90；k0.91。5) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4321.43 mpa247.00mpa6) 計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較0.012870.01589大齒輪的數(shù)值大，

12、故選用。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算=1.76 mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d56.39來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z27.35 取z27那么zuz12.842776.68 取z774. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距 a107.18將中心距圓整為110mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d57.11 d162.87（4） 計(jì)算齒輪

13、寬度 b157.1157.11 mm圓整后取55mm；60mm。（二） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb 1009588)。2) 材料選擇。由表10-1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。3) 選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)z2z1i1205.80116，取z21162. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(109a)進(jìn)行試算，即 （1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 t19.96103 n

14、mm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為hlim2550 mpa。6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60nj 6014401（1830010）2.071093.571087) 由課本p207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.97；khn21.08。8) 查課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433 。9) 由課本p215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.74 ，0.89。則+1.

15、63。10) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.976005821.08550594則許用接觸應(yīng)力為：588 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得30.49 mm2) 計(jì)算圓周速度vv2.30 m/s3) 計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b130.4930.49mm計(jì)算摸數(shù) =1.48mm4) 計(jì)算齒寬與齒高之比齒高 h2.252.251.483.33 9.165) 計(jì)算縱向重合度 =0.318=1.5866) 計(jì)算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1，根據(jù)2.30m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)k1.13；由課本

16、表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，k1.413；由9.16，k1.413查圖10-13得 k1.35；由課本表10-3 得: k1.2。故載荷系數(shù)k kk k 11.131.21.4131.9160287) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd30.4932.388) 計(jì)算模數(shù) 1.57mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式（1） 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù) k k k11.131.21.351.83062) 根據(jù)縱向重合度1.586，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.8753) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)21.89126.94) 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正

17、系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.70；2.16 應(yīng)力校正系數(shù)1.568；1.81查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k0.85；k0.90。5) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4303.57 mpa244.29mpa6) 計(jì)算大、小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1.14mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m1.5 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3

18、2.38來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z20.95 取z21那么zuz1215.80121.8 取z1224. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距 a110.53mm 將中心距圓整為110mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 d32.47 d188.66(4) 計(jì)算齒輪寬度 b132.4732.47 mm圓整后取30mm；35mm。七、 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)(a)低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)i. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p2.83 kw 87.42r/min 309.16nm2. 求作用在齒

19、輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 162.87而 f3796.40 nff3796.401461.40nfftan3796.401307.21n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.1所示圖8.1 軸的載荷分布圖3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11235.70mm（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.3309.16103401908

20、 nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表17-4，選用tl73彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為500。半聯(lián)軸器的孔徑d142 mm，故取42 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度l112 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l184 mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑60 mm； 2) 左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑d65 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l184 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度

21、應(yīng)比l1略短一些,現(xiàn)取82 mm。3) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)60 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213型，其尺寸為ddt65 mm120 mm24.75 mm，故65 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為10 mm，則34.75 mm。4) 取安裝齒輪處的軸段75 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為55 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取51 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸

22、肩高h(yuǎn)0.07d，故取h6 mm，則87 mm。軸環(huán)寬度,取10 mm。5) 軸承端蓋的總寬度為25 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取55 mm。=24.75+10+(55-51)=38.75 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度 圖8.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按75 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh20 mm12 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂

23、與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm8 mm70 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為2.0。各軸肩處的圓角半徑為:處為r2，處r1.5,其余為r2.5。表 8.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm42 h7/k66065 m675 h7/n68765 m6長(zhǎng)度/mm825538.75511034.75鍵bhl/mm12 8 70201245c或r/mm處1.245o處r2處r1.5處r2.5處r2.5處r2.5處2

24、.045o5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖8.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30213型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a24 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距38.25+38.2576.5 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：38.25+38.2576.5 mm1898.20n1898.20 n2122.23 n1461.40-2122.23-660.83n1898.2038.2572606.15 2122.2338.2581175.30-660

25、.8338.25-25276.75108908.6076880.216. 桉彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 mpa 5.10mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險(xiǎn)截面截面a,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面a,b均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲

26、勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面c也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.127462.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.254925 截面的右側(cè)的彎矩m為 =66911.17截面上的扭矩為 309160截面上的彎曲應(yīng)

27、力 2.44mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 5.63mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 2.14 1.50又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為=1+0.84（2.14-1）1.9576由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-

28、6） (15-8)則得s52.61 s14.3813.87s1.5故可知其安全。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.142187.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.284375 截面的右側(cè)的彎矩m為 =66911.17截面上的彎曲應(yīng)力 1.59 mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 309160 3.66 mpa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得2.52 0.82.522.016軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為2.612.10于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s

29、70.71s15.1614.82s1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。（b）高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1. 求輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩3.0096 kw 1440 r/min 19.96 nm2. 求作用在齒輪上的力f1229.44nff1229.44458.96nfftan1229.44280.22n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.3所示。3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11214.3

30、2mm（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.319.9610325948 nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表17-4，選用lt33彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為31.5。半聯(lián)軸器的孔徑d120 mm，故取20 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度l52 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l138 mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的

31、軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑22 mm；2) 左端用軸端擋圈定位, 按軸端直徑取擋圈直徑d40 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l138 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些,現(xiàn)取36 mm。3) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)22 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30205型，其尺寸為ddt25 mm52 mm16.25 mm，故25 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為1

32、0 mm，則26.25 mm。 4) -段設(shè)計(jì)為齒輪軸，齒輪分度圓直徑32.47 mm；齒輪軸左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為35 mm，故取35 mm。則26 mm。軸環(huán)寬度,取6mm。5) 軸承端蓋的總寬度為25 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取55 mm。=16.25+10=26.25 mm。至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖8.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖（2）軸上的零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為6 mm6 m

33、m28 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.0，右端倒角為1.0。各軸肩處的圓角半徑為:、 、處為r1.0，其余為r0.6。表 8.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm20h7/k62225 m632.472625 m6長(zhǎng)度/mm365526.2535626.25鍵bhl/mm6 6 28c或r/mm處1.045o處r0.6處r1.0處r1.2處r1.2處r0.6處1.045o5. 求軸上的載荷取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎

34、矩圖和扭矩圖（圖8.4）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c出的、及的值列于下表載 荷水平面h垂直面v支反力1 297.59 n，1 387.08 n472.28 n，504.86n彎矩m75 260.22 27 392.24 31 301.32 總彎矩80 090.17,81 509.96扭矩t120 810 圖8.4 軸的載荷分布圖6. 桉彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 mpa 8.

35、64mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同低速軸。經(jīng)計(jì)算該軸在截面左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)s1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。(c)中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1. 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩2.92 kw 248.28 r/min 112.32 nm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=188.66f1190.71nff1190.71444.50nfftan3796.40271.40n低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=57.11mm 3933.46n ff3933.461514.

36、16 nftan3933.461354.40n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.5所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11225.47mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取35 mm。2) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型，其尺寸為ddt35 mm72 m

37、m18.25 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm。3) 取安裝齒輪處的軸段40 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知小齒輪的寬度為60m，大齒輪輪轂寬度為=30mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取26mm，=56mm，則36.25，=36.25mm。兩齒輪之間采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h3 mm，則46 mm。軸環(huán)寬度。所以=94mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖8.5 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 8.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm35m640 h7/n64640 h7/n6 35

38、 m6長(zhǎng)度/mm36.2526945636.25鍵bhl/mm181160181190c或r/mm處1.245o處r2處r2處r2處r2處1.2x45o（2）軸上的零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按40 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh10 mm8 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為20 mm，50mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為1.22。各軸肩處的圓角半徑為r2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)

39、構(gòu)圖(圖8.5）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8.6）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a20 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)155.25 mm l2174.25 mm l363.25 mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下計(jì)算支承反力 +55.25+174.25+63.25292.75 mm在水平面上 =4094.98 n =7665.89 n在垂直面上 故1621.17 n 226247.65 484867.54153022.06 102539273136.87 九、軸承的選擇和校核計(jì)算已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=24000h1輸入軸承

40、的選擇與計(jì)算由軸i的設(shè)計(jì)知，初步選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30205型， =280.22，fr=458.96n ，=10/3 ，轉(zhuǎn)速n=1440r/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書(shū)表15-5）知單列圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷c=32.2n，基本額定靜載荷=37.0n 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p 因?yàn)?288.22n，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1（1458.96+1x280.22）n =739.18n 3）驗(yàn)算軸承壽命 lh=10660n（cp）=33664

41、47.2h=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承302052中間軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸ii的設(shè)計(jì)已知，初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型 =271.40，fr=444.50 轉(zhuǎn)速n=248.28 r/min,=10/31）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書(shū)表15-5）知單列圓錐滾子軸承30210的基本額定動(dòng)載荷c=54.2kn，基本額定靜載荷=63.5kn2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p 因?yàn)?271.40n，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1.0（1

42、444.50+1x271.40）n =715.9n3）驗(yàn)算軸承壽命 lh=10660n（cp）=108717839.9h72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型。3輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸的設(shè)計(jì)知，初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213型， =1307.2n，fr=1461.40n =10/3 ，轉(zhuǎn)速n=87.42/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書(shū)表15-3）知單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213的基本額定動(dòng)載荷c=120kn，基本額定靜載荷=152kn 2）

43、求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p 因?yàn)?1307.2n，fr=1461.40n徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1.（11461.40 +11307.2）n=2768.61n 3）驗(yàn)算軸承壽命 lh=10660n（cp）=54530082.78h=72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213取z27z77中心距a110螺旋角分度圓直徑d57.11 d162.87齒輪寬度55mm60mm取z21z122分度圓直徑d32.47d188.66 螺旋角中心距a110齒輪寬度35mm30

44、mm42 mm60 mm65 mm75 mm87 mm65 mm82 mm=55 mm=38.75mm51 mm10 mm=34.75 mm20 mm22 mm25 mm32.47 mm26 mm25 mm36 mm=55 mm=26.25mm35 mm6 mm=26.25 mm十、鍵連接的選擇與校核計(jì)算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇a型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長(zhǎng)根據(jù)皮帶輪寬度b=108選取鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)l=28mm. 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力，取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1095-20032、輸出軸鍵連接選擇鍵連