機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶式傳動(dòng)二級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)說(shuō)明書(shū)

1、2 選擇電動(dòng)機(jī)2.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；選用 Y 系列封閉式三相籠型異步電動(dòng)機(jī)， 電壓 380V。2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的功率工作機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速工作機(jī)所需的功率為傳動(dòng)裝置的總效率為 式中， 為V帶傳動(dòng)的效率0.96；為一對(duì)軸承的效率0.99；為一對(duì)圓柱斜齒輪嚙合傳動(dòng)0.97；為聯(lián)軸器的效率0.99；為帶式輸送機(jī)滾筒的效率0.96。則電動(dòng)機(jī)到輸送帶的傳動(dòng)總效率為電動(dòng)機(jī)所需輸出功率為由附表6-1或有關(guān)手冊(cè)選取額定功率Pe=5.5 kW的電動(dòng)機(jī)。2.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min 的電動(dòng)機(jī)。2.4 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，由附錄

2、VI或有關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6。查附表6-2或有關(guān)手冊(cè)可知，該電動(dòng)機(jī)的中心高H=132 mm，軸外伸長(zhǎng)度E=80 mm，軸外伸軸徑D=38 mm。3 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比由以上的電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y132M2-6，可得滿載轉(zhuǎn)速=960 r/min3.1 總傳動(dòng)比滾筒的速度范圍a = （1±0.05） = （1±0.05）×38.22= 36.30940.132 r/min3.2 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比按展開(kāi)式布置。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，根據(jù)表2-1，初步取，則齒輪傳動(dòng)比為25.12/2.5=10.05，初步取高速級(jí)傳動(dòng)比，低速級(jí)傳動(dòng)比

3、4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1 各軸輸入轉(zhuǎn)速 r/min r/min r/min r/min r/min4.2 各軸輸入功率4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩5 減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1 鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表515.2 箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過(guò)低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級(jí)大齒輪齒頂圓距離大于3050mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。5.3 減速器附件的選擇（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑情

4、況、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油檢查要開(kāi)在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞 放油孔設(shè)在箱座底面最低處,其附近留有足夠的空間,以便于放容器,箱體底面向放油孔方向傾斜一點(diǎn),并在其附近形成凹坑,以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋,在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）通氣器通氣器用于通氣,使箱內(nèi)外氣壓一致,以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)溫度升高,內(nèi)壓增大,而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上,其里面還有過(guò)濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入。（4）油標(biāo) 油標(biāo)用來(lái)指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（5

5、）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。 （7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。表5-1鑄造減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)數(shù)值機(jī)座壁厚8機(jī)蓋壁厚8機(jī)座凸緣厚度b12機(jī)蓋凸緣厚度12機(jī)座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑16地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑8聯(lián)接螺栓d2的間距150200（畫(huà)圖確定）軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑5定位銷直徑d6至外機(jī)壁距離25至外機(jī)壁

6、距離14至外機(jī)壁距離22至凸緣邊緣距離24至凸緣邊緣距離16軸承旁凸臺(tái)半徑22凸臺(tái)高度h40圓柱齒輪外圓與內(nèi)機(jī)壁距離16圓柱齒輪輪轂端面與內(nèi)機(jī)壁距離16機(jī)座肋厚m7機(jī)蓋肋厚7軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s畫(huà)圖而定6 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 確定計(jì)算功率由3表87查的工作情況系數(shù)，故 選擇V帶的帶型根據(jù)，由3圖811選用A型。 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由3表86和表88，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 。2.驗(yàn)算帶速。按3式（813）驗(yàn)算帶的速度因?yàn)椋蕩俸线m。3.計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。由3式（815a）,計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 確定V帶的中心距和基

7、準(zhǔn)長(zhǎng)度1.根據(jù)3式（820）初定中心距為。2.由3式（822）計(jì)算所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度由3表82選帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度。3.按3式（823）計(jì)算實(shí)際中心距中心距的變化范圍為。 驗(yàn)算小帶輪包角 計(jì)算帶的根數(shù)1.計(jì)算單根V帶的額定功率由和，查3表84a得根據(jù)，和A型帶，查3表84b得查3表85得，表82得，于是2.計(jì)算V帶的根數(shù)z取4根 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由3表83得A型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量，所以 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。 計(jì)算壓軸力最小值 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實(shí)心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照3表810圖814確定。大帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖另附圖紙

8、。6.2 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、選擇齒輪類型、精度等級(jí)，材料及齒數(shù)1.按圖示的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。3.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。5.選取螺旋角。初選螺旋角=14°。、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按3式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3) 由3表107選取齒寬系數(shù)4) 由3表106查得材料的彈性影響系數(shù)。5) 由3圖1021d按齒面

9、硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由3式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由3圖1019取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，8）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，由3式（10-12）得9）由3圖10-30選取區(qū)域系數(shù)10）由3圖1026查的，,則11）許用接觸應(yīng)力（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由3圖108查的動(dòng)載系數(shù)；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由3式（1010a）得

10、7）計(jì)算模數(shù)、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由3式（1017）（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從3圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù) 由3表105查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由3表105查得；6）由3圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7）由3圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由3式 (1012)得9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，以可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞

11、強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是取，則。、幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距將中心距圓整為155mm。2.按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不大，故參數(shù)等不必修正。3.計(jì)算大小齒輪分度圓直徑4.計(jì)算齒輪寬度圓整后取。、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按3圖1039薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)。大齒輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖另附圖紙。6.3 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、選擇齒輪類型、精度等級(jí)，材料及齒數(shù)1.按圖示的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。3.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為

12、280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。5.選取螺旋角。初選螺旋角=14°。、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按3式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）由3表107選取齒寬系數(shù)4）由3表106查得材料的彈性影響系數(shù)。5）由3圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由3式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由3圖1019取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，8）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，由3式（10-12）得9）由

13、3圖10-30選取區(qū)域系數(shù)10）由3圖1026查的， 則11）許用接觸應(yīng)力（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由3圖108查的動(dòng)載系數(shù)；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由3式（1010a）得7）計(jì)算模數(shù)6.3.3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由3式（1017）（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從3圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由3表105查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由3表1

14、05查得；6）由3圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7）由3圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由3式 (1012)得9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，以可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。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(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是取，則。6.3.4、幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距將中心距圓整為173mm。2.按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不大，故參數(shù)等不必修正。3.計(jì)算大小齒輪分度圓直徑4.計(jì)算齒輪寬

15、度圓整后取。6.3.5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按3圖1039薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)。大齒輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖另附圖紙。7 軸的計(jì)算7.1低速軸3軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、3軸的計(jì)算軸的輸入功率為，軸的轉(zhuǎn)速為，軸的輸入轉(zhuǎn)矩為。2、求作用在齒輪上的力由前面齒輪計(jì)算所得：低速大齒輪的分度圓直徑 ,則3、初步確定軸的最小直徑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)3表15-3，可查得，于是得取最小直徑為。輸出軸的最小直徑軸段安裝半聯(lián)軸器，需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，由傳動(dòng)平穩(wěn)，查3表14-1 可查得= 1.5，故按照

16、計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50142003或手冊(cè)，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑，故取。半聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長(zhǎng)度。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案選用3圖15-22a所示的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足軸向定位要求，I-II軸段右端要制出一軸肩，故取II - III段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。為使軸端擋圈能夠有效工作，取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受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)，由1附表54初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度

17、級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故；。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由30313的安裝高度可知，則3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的右端面與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為，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。齒輪的左端面采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。4）軸承端蓋的總寬度為（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為，故取。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離，2軸上的大齒輪與3軸上的大齒輪端面間應(yīng)保持一定的距離，取?？紤]到

18、鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取，已知滾動(dòng)軸承寬度,2軸上的大齒輪輪轂長(zhǎng)度，則則有。至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按由3表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位由過(guò)渡配合保證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考3表15-2，取聯(lián)軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7-1。5、求軸上的載荷在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查得30313

19、型圓錐滾子軸承。因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 圖 7-1圖 7-2（1）計(jì)算支反力（2）計(jì)算彎矩M （3）計(jì)算總彎矩（4）計(jì)算扭矩T6、按彎矩合成應(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。由上表中的數(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，則軸的計(jì)算應(yīng)力根據(jù)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由3表151查得。因此，故安全。7.2 高速軸1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、1軸的計(jì)算軸的輸入功率為，軸的轉(zhuǎn)速為，軸的輸入轉(zhuǎn)矩為。2、求作用在齒輪上的

20、力由前面齒輪計(jì)算所得：高速級(jí)齒輪的分度圓直徑，則3、初步確定軸的最小直徑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)3表15-3可查得，于是取最小直徑為。應(yīng)該設(shè)計(jì)成齒輪軸。取。大V帶輪軸孔長(zhǎng)度，大帶輪與軸的配合的轂孔長(zhǎng)度。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案此軸為齒輪軸，無(wú)須對(duì)齒輪定位。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足軸向定位要求，I-II軸段要制出一軸肩，故取II-III段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。為使軸端擋圈能夠有效工作，取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受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

21、根據(jù)，由1附表54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30307，其尺寸為，故；。 滾動(dòng)軸承都采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由30307的定位安裝高度可知，則。3）軸承端蓋的總寬度為（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，取端蓋的外端面與大帶輪右端面間的距離為，故取。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離，2軸上的大齒輪與3軸上的大齒輪端面間應(yīng)保持一定的距離，取?？紤]到鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取，則 聯(lián)合軸2，軸3的計(jì)算設(shè)計(jì)可得則可得至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。圖7-3（3）軸上零件的周向定位帶輪的周向定位采用平鍵連接。

22、按由3表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，帶輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位由過(guò)渡配合保證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考3表15-2，帶輪端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑為C2。7.3 中速軸2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、2軸的計(jì)算軸的輸入功率為，軸的轉(zhuǎn)速為，軸的輸入轉(zhuǎn)矩為。2、求作用在齒輪上的力因?yàn)楦咚佥S的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的力都是作用力與反作用力，則中速軸的大齒輪所受的力為同理有中速軸的小齒輪所受的力為3、初步確定軸的最小直徑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)3表15-3可查得，于是取最小直徑為。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

23、（1）擬定軸上零件的裝配方案選用下圖所示的草圖裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力作用，選擇角接觸7008AC。則其尺寸為，故。2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為，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。3）取安裝大齒輪處的軸段-的直徑；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為，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。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離，2軸上的大齒輪

24、與3軸上的大齒輪端面間應(yīng)保持一定的距離，取?？紤]到鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取，則則有至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位中速級(jí)齒輪的與軸采用平鍵連接。按由3表6-1查得平鍵截面都為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為，同時(shí)為了保證齒輪與軸有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位由過(guò)渡配合保證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸圖7-45、軸的強(qiáng)度校核（1）軸的載荷分析圖7-5（2）大小齒輪截面處的力及力矩?cái)?shù)據(jù)由上軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的兩個(gè)截面處的，

25、的值列于表7-1（3）按彎扭合成應(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（小齒輪）中心線截面的強(qiáng)度。根據(jù)3式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表3151查得。因此，。故安全。表7-1載荷水平面垂直面支反力 彎矩 總彎矩扭矩（4）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度從軸的受載情況來(lái)看及來(lái)看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應(yīng)力集中的影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校

26、核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側(cè)截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由3表151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3附表32查取。因，經(jīng)插值可查得又由3附圖31可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附表34）為由3附圖32尺寸系數(shù)，又由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由3附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及，按3式（32）及式（312a）得綜合系數(shù)為由3§31及§32得碳的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按3

27、式（156）（158）則得故可知其安全。2）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù)按3表154中的公式計(jì)算彎矩及彎曲應(yīng)力為圖7-5 彎矩扭矩受力圖扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為過(guò)盈配合處的，由3附表38用插值法求出，并取于是得軸按磨削加工由3附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為故該軸在截面II右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。8 鍵的選擇與校核8.1 高速軸1軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。當(dāng)軸的直徑為，根據(jù)從3表61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。 由帶輪與軸的配合的轂孔長(zhǎng)度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。（2）鍵聯(lián)

28、接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。8.2 中速軸2軸（1）大齒輪1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)，從3表61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。 由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。（2）小齒輪1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由

29、于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)，從3表61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。 由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得：可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。8.3 低速軸3軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)，從3表61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。 由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。（2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料

30、都是鋼，由3表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由計(jì)算公式可得可見(jiàn)聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。9 軸承的的選擇與壽命校核9.1 低速軸3軸的軸承計(jì)算已知： 軸承預(yù)期計(jì)算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為查1可知圓錐滾子軸承30313的基本額定動(dòng)載荷（1）選擇軸承型號(hào)為30313。（2）求兩軸承受到的徑向載荷和。將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。由力分析可知、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷；、分別為左右軸承的徑向載荷。(3) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于30313型軸承，按3表13-7，軸承派生軸向力查1附表5-4得， 。則按3式1

31、3-11得圖9-1（4）求當(dāng)量載荷、由3表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷變動(dòng)較小，按3表13-6， 故左右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為：因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算：故所選軸承可滿足壽命要求。10 聯(lián)軸器的選擇1、低速軸聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）為了隔離震動(dòng)與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計(jì)算由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為。由公稱轉(zhuǎn)矩計(jì)算轉(zhuǎn)矩為（3）型號(hào)選擇按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50142003或手冊(cè)，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其許用轉(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)速為，軸徑為之間，故結(jié)合前面軸的設(shè)計(jì)可知，此聯(lián)軸器合用。 11 潤(rùn)滑方法、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封11.1潤(rùn)滑由于兩對(duì)嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大,且它們的速度都不大,所以齒輪傳動(dòng)可采用浸油潤(rùn)滑,查1表4-14和表4-16,選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T 433-1989），代號(hào)為L(zhǎng)-AN46。 由于滾動(dòng)軸承的速度較低，所以可用脂潤(rùn)滑。查1表4-17，選用鈣基潤(rùn)滑脂（GB/T 491-91），代號(hào)為L(zhǎng)-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪