福建農(nóng)林大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書(二級圓柱圓錐齒輪減速器)

1、福建農(nóng)林大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書（二級圓柱圓錐齒輪減速器）Last revision on 21 December 20201傳動簡圖的擬定12電動機(jī)的選擇23傳動比的分配24傳動參數(shù)的計(jì)算35圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算37軸的設(shè)計(jì)計(jì)算118鍵連接的選擇和計(jì)算209滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算2110聯(lián)軸器的選擇2211箱體的設(shè)計(jì)22設(shè)計(jì)總結(jié)25參考文獻(xiàn)261傳動簡圖的擬定匕二技術(shù)參數(shù)：n 二碾輪上的阻力矩為2800N,p尸碾輪軸的轉(zhuǎn)速n=40 r/min ,n=1500r/min允許有±5%的偏差。電動機(jī)型號：工作條件：Y112M4混沙機(jī)由交流電動機(jī)帶動，單班制工作，工作時(shí)經(jīng)常滿載、有輕微振

2、動，工i總二作年限為五年。（設(shè)計(jì)時(shí)）。產(chǎn)1.3擬定傳動方案b =傳動裝置由電動機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級圓錐圓柱與二齒輪減速器。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。n,=1470r/min2電動機(jī)的選擇n2=min電動機(jī)的類型：三相交流異步電動機(jī)（Y系列）n3=min功率的確定n4=40r/min工作機(jī)所需功率匕（kw）:片二Pw =Tn</9550=2800*40/9550=外二電動機(jī)至工作機(jī)的總效率r：6 二P廣=x X X X x =（二 N-m為聯(lián)軸器的效率，小為軸承的效率，小為圓錐齒輪傳動的效率，小為心二.m圓柱齒輪的傳動效率，小為開式圓錐齒輪傳動的效率）所需電動機(jī)的功

3、率丹（kw）：7=-m2=Pw /r=Z產(chǎn)35確定電動機(jī)的型號22二107因同步轉(zhuǎn)速的電動機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價(jià)格高，但可使傳動滴油潤滑比和機(jī)構(gòu)尺寸減小，其中匕-4kN,符合要求，但傳動機(jī)構(gòu)電動機(jī)容易制造m =3 mm且體積小。4 二 mm由此選擇電動機(jī)型號：Y180M4J2=321 mm電動機(jī)額定功率匕-,滿載轉(zhuǎn)速nM-1470r/minZi=24電動機(jī)型號額定功率 (kw)滿載轉(zhuǎn)速 (r/min)起動轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩Zj=91m=石二30Z2=113a=B=-=90mm4=339, mmB2 =95mmJ12=30mm “23=35 mm 軸全長343mm/45

4、=105mm 軸總長：296mm4L60 mm "x =70mmJ67 =86mm，56=12nun 軸總長：477mmY180M-11470選取B35安裝方式3傳動比的分配總傳動比：i總二%I/n出二1470/40二設(shè)局速輪的傳動比為4,低速輪的傳動比為，開式圓錐齒輪傳動比為* 減速器的傳動比為&，開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4,選二, 誠二總/i3=12,選不二，i2 =貝IJ i =11 i2 z3=xx=Z = U F) /%=0符合要求。4傳動參數(shù)的計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸1的轉(zhuǎn)速：n1 = nm=1470 r/min中間軸 II 的轉(zhuǎn)速:n2 =

5、n1/z1=1470/= r/min低速軸 III 的轉(zhuǎn)速：n3=n2/2=490/=min碾輪軸IV的轉(zhuǎn)速：n4 = n3/3=140/=40 r/min各軸的輸入功率p (kw)小X小小x?14Xs各高速軸1的輸入功率：P：=Ph*7二*二 中間軸II的輸入功率：Po-Pi*r2*7；3 低速軸川的輸入功率：年* /二*二碾輪軸IV的輸入功率：PLP3*%*r2=*=軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(NM高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩：7； =9550 4/=.m 中間軸II的輸入轉(zhuǎn)矩：一 =9550瑪/% = m 低速軸川的輸入轉(zhuǎn)矩：7； =95506/3=皿碾輪軸IV的輸入轉(zhuǎn)矩：4 =9550巴/% = .5圓錐齒

6、輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制GB/712369-1990齒形角a = 201頂隙系數(shù)5=02齒頂高系數(shù)4=1,螺旋角色=。，軸夾角 S=90不變位，齒高用頂隙收縮齒。根據(jù)課本表10-1,材料選擇，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。根據(jù)課本表10-8,選擇7級精度。傳動比U=z2/ Z=3節(jié)錐角，& =90, -18.43° =71.57°不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)：Zmin = 2ha* cos/sin2 a -選q=35, Z2=uq=35*3= 1

7、05 選取Z2=107按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)試選載荷系數(shù)（二2計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩人會心 nrxloXmm選取齒寬系數(shù)四二由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Zf = I88MR/2由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=60°何產(chǎn)處 大齒輪的接觸疲勞極限。碣2 =550加外。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2 =N/ = 2.76x108由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力試算小齒輪的分度圓直徑代入%中的較小值得四(1 0.5% )2 111m計(jì)算圓周速度V4M = 4.(1 0.5%) = 88.663 x(10.5 x 0,3) = 75.364 mm=(

8、xx 1470) / (60x1000) s計(jì)算載荷系數(shù)齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得K/。由圖10-8查得動載系數(shù)Ky二。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)K/Kp/。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10T9得軸承系數(shù)由公式KK = K即二接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K =Ka Kv Klla K“產(chǎn) xlx =按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 & 二 dulK/Kl =x V2.13/1.3 = mm m- dJ / q=35=取標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm o計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)cl 1 "m 號=3 x 35105 mind, 二in z,尸 3 x 10 /

9、二 321 nun=arctan(l/M)=18.43°=18°6,47" J2=90°-J,=71° 53'13"校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)K二K八Kv KFa 尸計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z門二 4 /cos =35/cos 18.10 =ZV2 -24COS (52 =107/° -查表 io-5 得 l尸，/h=，2二，丫“二計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KfnKfN2 =取安全系數(shù)%二由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500Mpa(jFN2 =380Mpa按脈動循環(huán)變應(yīng)力確

10、定許用彎曲應(yīng)力校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式滿足彎曲強(qiáng)度要求，所選參數(shù)合適。柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。根據(jù)課本表10T,選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBs ,根據(jù)課本表10-8,混沙機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。試選小齒輪齒數(shù)4 =26,則與二口號=G Z=24*r91 初選螺旋角懺按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：2Ktz(±D痣 11試選載荷系數(shù)K尸計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T =xl()56/r'xloKmm由表10-7選取齒寬系數(shù)。，產(chǎn)1由表10-6查

11、得材料的彈性影響系數(shù)Z£ = 188MPa1由圖10-30查的區(qū)域系 數(shù) Z=。由圖 10-26 查的%=。.780=0.885 則%+72=4=L72需用接觸應(yīng)力/=應(yīng)匕哂 =55:522.5 = 540.25 Mpa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限11m尸600Mpa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b. 11ml =600Mpa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)M =60“2/4=60xxlx (8x250x5) =x10s/V2=,/u=x108/=x108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.93 , K2=095。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1取失效概率1%?二K&

12、#39;v0Hm=x600=576MPa s6/J =勺/."而2 =x600=588MPa s試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入b中的較小值得>Zz2Kz (±1)="一 V b念分 U計(jì)算圓周速度研八 3.14x79.08x459,375 ,V =- =m/s=s60 x 100060 x 1000計(jì)算齒寬bb = d ,dx=x=計(jì)算齒寬與齒高之比9 n模數(shù)?,=&：上些小cosl4 /24=齒圖力=2.25/nn/ =x=b =h計(jì)算縱向重合度分=0.318 d4 tan/? = 0.318*1*26* tan° = 2.06計(jì)算載荷

13、系數(shù)根據(jù)v=s,由圖10-8查得動載荷系數(shù)二；直齒輪，由標(biāo)10-3查的K產(chǎn)KFa = 由表10-2查得使用系數(shù)K由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí) K/力二。由，-，K即-查圖10-13得K/-;故載荷系數(shù)K =Ka Kv Kna "lxxx二按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑45腎79.082、 =計(jì)算模數(shù)m ：mn = 4"* =xcosM，/24= 出按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為韶由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限6的 =450MRj大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度bg=45OM&據(jù)縱向重合度分 =2.06,從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)

14、 =0.88計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)和齒形系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20C查的小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度b陽=550Mpa小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度b歸=600 Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)長網(wǎng)尸，Kfn廣取彎曲疲勞安全系數(shù)s二,則=二刖。一二x500/=325 Mpa scrj2 = Knv4上二X380/= Mpa s計(jì)算載荷系數(shù)KK =Ka Kv KFa K/二lxxx二查取齒形系數(shù)由表10-5查得小廣，YFa2 =查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得4廣，Y =計(jì)算大、小齒輪的午午并加以比較大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算x0.0145 = 2.374mm2xL3x2.98xlOxO.686 lx2

15、42對比計(jì)算結(jié)果.由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)叱大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取也，已可滿足彎曲強(qiáng)度,但為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由芍二空吆二瞅79-14： = "597 .30 /3大齒輪齒數(shù)：Z2=30x=,即取6=113這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)，幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距(z. +z,)mn (38 + 133)x3_a 二= = 214.5 nun2cos/7 2xcosl4°圓整 a=265mm按圓整后的中心距修正螺旋角因B值改變不多，

16、故參數(shù)分、Kp、z等不必修正計(jì)算分度圓直徑和齒輪寬度4 二哥叫/ cos夕二30x3/，=90mm4= 111ft/ cos夕二113x3/ =339nun b二電 4=lx90mm=90mm取華=95mm,100mm7軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 輸入軸設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速小和轉(zhuǎn)矩7；Pi =n1 =1470r/minT= N-m求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為d,n = J|(l-O.50r) = 102 x(l-0.5x0.3) = 86.7nin mm 工=4 tana cosg = 2491xtan20cxeosl6.38° = 869.9 XFn = Ft

17、- tan a - sin = 2491x tan 20s xsin 16.38° = 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，根據(jù)課 本表15-3,取A)= U5,得因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%15%,取力2=35 mm左右。輸入 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑42，為了使所選的軸直徑42與聯(lián) 軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Q=K,Z，查課本表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化較大， 故取K/1.3,則Q = K J = L3xlO813O = 140569 N - mm = 140.569 Nm,因輸入軸與電 動機(jī)相連，轉(zhuǎn)速

18、高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機(jī)型號為 Y200L4,由指導(dǎo)書表12-4查得，電動機(jī)的軸伸直徑D=48 mm。查 指導(dǎo)書表8-5,選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 25QN-m,半聯(lián)軸器長度4= 112恤,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 為 84mmc擬定軸上零件的裝配方案為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3m6o確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,全部倒角為2x45。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的M及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7；=10

19、8000N-mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算 Fc作用下的受力分析如圖f 由受力平衡的K 作彎矩圖Me,如圖g所示 A/總=M +M,.，如圖 h綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處 M二206778N/mm, T=108000N/mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取c = 0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力。前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,由課本表15T查得許用彎曲 應(yīng)力b_= 60MP“，因此. <%,故安全。中間軸設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率外、轉(zhuǎn)速%和轉(zhuǎn)矩與求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑4二90 mm外二 2Z幽= 749

20、0.9N90已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑clin2 = d2l (1- 0.5四)=339 X (1 - 0.5 x 0.33) = 288.15 mmFrl = Ftl tanacosb = 2443.8x tan 20° xcos69.1T =316.3 N 初步確定軸翦最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3,取4=114,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%15%,故4nhi =40擬定軸上零件的裝配方案如圖初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子 軸承，參照工作要求并根據(jù)

21、九二46>40加，由指導(dǎo)書表6-7中初步 選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為 4x0x7 = 40x90x25.25,所以這對軸承均采用套筒 進(jìn)行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此 取套筒外直徑55mli1,內(nèi)直徑50mll1。取安裝圓錐齒輪的軸段由3 =5。 ,錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定 位，已知錐齒輪輪轂長L = 60，為了使套筒端面可靠地壓緊端 面.此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取G=58"，齒輪的右端采用軸肩 定位，軸環(huán)處的直徑為24 = 60削。已知圓柱直齒輪齒寬4=106mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸

22、段 應(yīng)略短于輪轂長，故取/石二105噸。箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推 算出，箱體對稱則：取軸肩& = 14“ /56 = 64, /r= 55 mm軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按，自由課本表6-1查得平鍵截面bxh = 4x9mni,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為51mm,同時(shí)為保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為生；圓柱齒輪的周向定 位采用平鍵連接，按，5由課本表6-1查得平鍵截面。x/? = 16xio?"鍵槽 用鍵槽銃刀加工，長為97mm,同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為

23、坦；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6o確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2x45。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)危險(xiǎn)截面，計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的用、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7； =370800NmmT 二370800Nm綜上可知:危險(xiǎn)截面在按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 2 = 0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲 應(yīng)力b_= 60MP

24、a ,因此故安全。輸出軸的設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（R =n3=min 7=m求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑c/,=339mm三二 2,136。= 76儆'd, 339F taim 7619tan20e =2773,3cas/3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3,取4=112,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%15%,故4nhi =60擬定軸上零件的裝配方案如圖。由圖可得為整個(gè)軸直徑最小處選&2=60 mm。為了滿足齒輪的軸向定位，取出3 =65。根據(jù)

25、鏈輪寬度及鏈輪距 相體的距離綜合考慮取In - 104，G - 55/加。初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸 承，參照工作要求并根據(jù)九二48>70"，由指導(dǎo)書表6-7中初步選 取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸 為4x0x7 = 70x150x38,所以4M=4羽二70mm。這對軸承均采用套筒 進(jìn)行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度.因此取 d45= 82mm。去安裝支持圓柱齒輪處直徑九=86加？。已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段 應(yīng)略短于輪轂長，故取4廣93m

26、m0由于輸出軸在箱體內(nèi)部長為235mm,軸承30214寬為38mm,可以得出 /34 = 36 nun , /45 = 94, /78 = S3 mm。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按47由課本表6-1 查得平鍵截面/"/? = 25x14，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為88nlm,同時(shí)為 保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為與；鏈 mo輪的周向定位采用平鍵連接，按（由課本表6-1查得平鍵截面0x/? = 18xll"，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為92mm,同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪

27、轂與軸的配合為斗；滾動軸承與軸的 mo周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15 2,取軸端倒角為2x45。求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和 扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T4 二 1360000Nmm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算 Fc作用下的受力分析如圖（5）由受力平衡的&=13738.6N62=4672.6%作彎矩圖如上圖所示 加總=M + M,.,如上圖所示 綜上可知：危險(xiǎn)截面在

28、靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M=m, T=1360N/m按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,2=06,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15T查得許用彎曲 應(yīng)力口_=60MP”，因此a a < * .故安全。8 鍵連接的選擇和計(jì)算輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑"12 =30，選取的平鍵界面為/"/ylOxS""* 長L=70mmo由指 導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t二，輪轂深度t1=Q圓角半徑尸。查課本表 6-2得，鍵的許用應(yīng)力qJ=110MPa。有k二，/二L-b。滿足強(qiáng)度要求。2Txl

29、O3 2x108863”一“<Jn = 30.24Mpa < crnp dx/xk 30x60x4pJ輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑467 =35?？，選取的平鍵界面為x/? = 10x8?，長L=42mm。由指 導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度圓角半徑尸。查課本表 6-2 得，鍵的許用應(yīng)力bp=110MPa0 有 k=，1 二L-b。2Txl03 2x108000r一口一喉說文% =三 - = 48.29/Wpa 4bp湎足強(qiáng)度要求。dx/xk 35 x 32 x 4中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑“23 = 5。?？，選取的平鍵界面為x/? = 14x9，長L=51mm。由指

30、 導(dǎo)書4-1得，鍵在軸的深度輪轂深度1=。圓角半徑片。查課本表6-2 得，鍵的許用應(yīng)力hJ=110MPa。有k=, 1=L-b。冊一-71.42Mpa< p 滿足強(qiáng)度要求。1 dx/xk 50x37 x4.5'中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑“45 = 55?，選取的平鍵界面為。x/? = 16x10"，長L=97mm。由 指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度L=。圓角半徑廠。查課本 表6-2得，鍵的許用應(yīng)力hJ=110MPa0有kq 1=L-b。2Txl03 2x370800 w, j 1 -上bp 一乂 7 1 一R <一35.02Mpa"b 澗足

31、強(qiáng)度要求。dx/xk 55x77x51輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑467 = 82?，選取的平鍵界面為x = 25x14，長L=88mm。由 指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度L=°圓角半徑尸。查課本 表6-2得.鍵的許用應(yīng)力匕J=110MPa0有kq 1=L-b。=答辭 = 7521"pa"k滿足強(qiáng)度要求。輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑選取的平鍵界面為x/? = 18x11"明 長L=92mm。由指 導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度=。圓角半徑片。查課本表 6-2得，鍵的許用應(yīng)力qJ=110MPa。有k=，1二L-b。2Txi()32x13

32、60000 1外 /1 一 口呼喉說文4=力=l°21MpaK %湎足強(qiáng)度要求。dx/xk 60 x 74 x 5.59滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算輸入軸上的軸承計(jì)算(30308圓錐軸承)由已知可得：n|=1470r/min,Fr = 1662 TV , Ft 2 = 4295 N ,%=300N C0= 108/CN Cr = 90.8 KN求兩軸承的軸向力 “ = Frl /(2K) = 1662 /(2x L7)N = 4883NFd2 =耳2«2Y) = 4295 /(2xl.7)AT = 1263 2V, Fa=Fd2 + Fn= 1518.6 N&=1263N 求軸承當(dāng)量動載荷R和P, 區(qū)=更%=0.9> 耳 I1662由指導(dǎo)書表 6-7 查的 R=0.4F“+L7%= ,P2=Fr2=4295N驗(yàn)算軸的壽命106 (c106108000x 10/3-6017； 60x1470k 4295= 5.9xl05/>14600h故可以選用。中間軸上的軸承計(jì)算（30308圓錐軸承）由已知可得：叫二432”加11,廣“=亞；+死” =4698N%=Jr3+&2 =5295