二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器

1、一、 設(shè)計(jì)題目1.設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)2.已知條件：（1） 工作條件：兩班制，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35；（2） 使用折舊期：8年；（3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；（4） 動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220V；（5） 運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%；（6） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3.設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力F：2600N;運(yùn)輸帶工作速度v：1.1m/s；卷筒直徑D：220mm；二、方案及主要零部件選擇1. 設(shè)計(jì)方案：二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器輔助件：觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油

2、螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。2.各主要部件選擇目的分析結(jié)論動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)兩對(duì)斜齒輪軸承軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、電動(dòng)機(jī)的選擇工作機(jī)所需有效功率傳動(dòng)裝置總效率查文獻(xiàn)【1】P141 表二得各部分傳動(dòng)效率聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，（兩個(gè)彈性聯(lián)軸器）；滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率，（四對(duì)滾動(dòng)軸承）；圓柱斜齒輪傳動(dòng)效率，（兩對(duì)7級(jí)精度齒輪傳動(dòng)）；輸送機(jī)卷筒傳動(dòng)效率，；所以電動(dòng)機(jī)所需工作效率為：工作機(jī)卷筒軸轉(zhuǎn)速為：查文獻(xiàn)【1】P413 兩級(jí)式同軸式齒輪傳動(dòng)比范圍符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min、3000r/min三種，綜

3、合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，決定選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有文獻(xiàn)【2】P173查得，選用Y112M-4，方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg1Y112M-4414402.22.343四、傳動(dòng)比及各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計(jì)算總傳動(dòng)比：i1=i2=15.08=3.88各軸的轉(zhuǎn)速各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 各軸轉(zhuǎn)矩五、高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪（2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級(jí)精度（GB10095-88

4、）（3）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，二者硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)（5）初選取螺旋角2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)文獻(xiàn)【1】 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版高速級(jí)名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角14傳動(dòng)比i3.88齒數(shù)z26101基圓螺旋角14法面模數(shù)1.5端面模數(shù)1.55法面壓力角端面壓力角20.5法面齒距6.28mm端面齒距6.50mm法面基圓齒距5.90mm法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d40.54157.46基圓直徑52.40mm260.07mm齒頂高2mm齒根高2.5mm齒頂圓直徑43.5354160

5、.4646齒根圓直徑36.7854153.7146標(biāo)準(zhǔn)中心距a99齒寬b4540低速級(jí)名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角14傳動(dòng)比i3.88齒數(shù)z2099基圓螺旋角14法面模數(shù)2端面模數(shù)1.55法面壓力角端面壓力角20.5法面齒距6.28mm端面齒距6.50mm法面基圓齒距5.90mm法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d40.41157.59基圓直徑52.40mm260.07mm齒頂高2mm齒根高2.5mm齒頂圓直徑44.4082161.5918齒根圓直徑35.4082152.5918標(biāo)準(zhǔn)中心距a99齒寬b4540八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) （中間軸）1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的

6、設(shè)計(jì)目的過(guò)程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)輸入軸上的功率求作用在車輪上的按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-7查得，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=20mm,故取d1-2=20mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=58mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=38mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）低速軸的裝配方案如下圖所示： （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個(gè)定位軸肩，根據(jù)文獻(xiàn)【3】（P379）可知軸肩高度h=(0.07-0.1)d，所以取直徑d2-3=23mm ；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋

7、圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取1-2段的長(zhǎng)度比聯(lián)軸器轂孔稍短一些，取L1-2=35mm 。（3）初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)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)d2-3=23mm ，由文獻(xiàn)【2】中表6-7（P80）中初步選用圓錐滾子軸承30305型，其尺寸為內(nèi)徑d=25mm ，外徑 D=62mm ，軸承寬度 T=18.25mm，a=13mm；所以d3-4=25mm，d7-8=25mm，L7-8=18.25mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7（P80）查得 damin=32mm，所以取d6-7=32mm。（4）由于高速小

8、齒輪的齒根圓直徑df=41.53mm，所以安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=28mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為B=50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故取L4-5=46mm ；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=34mm 。由文獻(xiàn)【3】（P379）軸環(huán)寬度b>1.4h，所以取 L5-6=10mm。 （5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對(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l=30mm ，故取L2-3=50mm 。（6

9、）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=18.25mm，則L3-4=T+s+a+50-46=18.25+8+16+2=44.25mmL6-7=s+a-L5-6=8+16-10=14mm至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段直徑（mm）長(zhǎng)度（mm）1-220352-323503-42546.254-528465-634106-732147-82518.25總長(zhǎng)度249.5選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過(guò)程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)1、 鍵的設(shè)計(jì)根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1（P5

10、6）按d4-5=28mm,查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b×h×l=8×7×28，配合為H7/n6；鍵的型號(hào)為GB/T1096鍵A8×7×28。聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b×h×l=6×6×18， 配合為H7/k6；鍵的型號(hào)為GB/T1096鍵A6×6×18。2、 軸的受力分析根據(jù)軸的尺寸確定L1、L2、L3的長(zhǎng)度L1=L1-2+L2-3+a=35+50+13=98mmL2=L3-4-a+L4-5-12B1=46.25-13+46-12×50=54.25mmL3=L5

11、-6-a+L6-7+12B1+L7-8=10-13+14+12×50+18.25=54.25mm（1）在水平面上hht（2）在垂直面上所以（3）求彎矩 所以合成后的彎矩 （4）計(jì)算扭矩 T=19130Nmm3、 軸的強(qiáng)度校核由文獻(xiàn)【3】（P380）可知進(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。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5ca=M2+(T)2W=25211.062+(0.6×5524.16)20.1×283=11.58MPa 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表

12、15-1查得。因此，故安全。4、 軸強(qiáng)度的精確校核截面A，2，3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(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，2，3，B均無(wú)需校核。 應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近，但截面5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)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，鍵

13、槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。（1） 分析截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩：截面4上的扭矩：T=19130Nmm截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表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,由文獻(xiàn)【3】附表3-2查取， 因，經(jīng)插值后可查得，又由文獻(xiàn)【3】附圖3-1（P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【3】附表3-4可得k=1+q-1=1+0.82×1.74-1=1.61k=1+q-1=1+0.85×1.28-1=1.238

14、由文獻(xiàn)【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為=0.9，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：又由文獻(xiàn)【3】3-1（P25）取碳鋼的計(jì)算安全系數(shù)Sca,由式15-6,15-7和15-8得到目的過(guò)程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)）計(jì)算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力a) 畫彎矩圖 故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.精確校核軸

15、的疲勞強(qiáng)度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩：目的過(guò)程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 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)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取目的過(guò)程

16、分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全8 校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠.齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計(jì)算 按表13-6,取按表13-5注1,對(duì)深溝球軸承取,則相對(duì)軸向載荷為 在表13-5中介于1.031.38之間,對(duì)應(yīng)的e值為0.280.3,Y值為1.551.45線性插值法求Y值 故 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命鍵校核安全軸校核安全軸承校核安全壽命（）為3.軸（輸出軸）及

17、其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-7查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm,故取d1-2=38mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=60mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和

18、長(zhǎng)度目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)（） 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)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)，獻(xiàn)【2】中表6-7（P80）中初步選用圓錐滾子軸承30309型，其尺寸為內(nèi)徑d=45mm ，外徑 D=100mm ，軸承寬度 T=27.25mm，a=21.3mm；所以d3=45mm，d7=45mm，L7=27.25mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7（P80）查得 damin=54mm，所以取d6=54mm。軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝

19、,應(yīng)略大與,可取 ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為B=45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故取L4=41mm ；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d5=60mm 。由機(jī)械設(shè)計(jì)（P379）軸環(huán)寬度b>1.4h，所以取 L5=10mm。 （5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對(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l=30mm ，故取L2=50mm 。（6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)

20、壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=27.25mm，則L3=T+s+45-41=27.25+8+16+4=55.25mmL6=s+-L5-6=8+16-10=14mm5、 鍵的設(shè)計(jì)根據(jù)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中表4-1（P56）按d4=50mm,查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b×h×l=14×9×32，配合為H7/n6；鍵的型號(hào)為GB/T1096鍵C14×9×32。聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b×h×l=10×8×45， 配合為；鍵的型號(hào)為GB/T1096鍵C10×8×45。6、

21、 軸的受力分析根據(jù)軸的尺寸確定L1、L2、L3的長(zhǎng)度L1=L1+L2+a=58+50+21.3=129.3mmL2=L3-a+L4-12B1=55.25-21.3+41-12×45=52.45mmL3=L5-a+L6+12B1+L7=10-21.3+14+12×45+27.25=52.45mm（1）在水平面上（2）在垂直面上所以（3）求彎矩 所以合成后的彎矩 （4）計(jì)算扭矩 T=Fa×d2=966×157.42=76024Nmm7、 軸的強(qiáng)度校核由文獻(xiàn)【3】（P380）可知進(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。因?yàn)閱蜗?/p>

22、旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5ca=M2+(T)2W=126992+(0.6×305000)20.1×503=14.67MPa 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得。因此，故安全。8、 軸強(qiáng)度的精確校核截面A，2，3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(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，2，3，B均無(wú)需校核。 應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5的應(yīng)

23、力集中的影響和截面4的相近，但截面5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)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。（2） 分析截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩：截面4上的扭矩：截面4上的彎曲應(yīng)力：截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表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,由文獻(xiàn)【3】附表3-2查取， 因，經(jīng)插值后可查得，

24、】 又由文獻(xiàn)【3】附圖3-1（P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【3】附表3-4可得k=1+q-1=1+0.82×1.96-1=1.7872k=1+q-1=1+0.85×1.30-1=1.255由文獻(xiàn)【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為=0.75，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：又由文獻(xiàn)【3】3-1（P25）取碳鋼的計(jì)算安全系數(shù)Sca,由式15-6,15-7和15-8得到S=-1Ka+m=2752.136×5.68

25、+0.1×0=22.67S=-1Ka+m=1552.546×15.712+0.05×15.712=7.60 （3） 分析截面4右側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4右側(cè)的彎矩：截面4上的扭矩：T=76024Nmm截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 由文獻(xiàn)【3】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出過(guò)盈配合處的k=2.60,取k=0.8×k=2.60×0.8=2.08。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：計(jì)算截

26、面4右側(cè)安全系數(shù)Sca,由式15-6,15-7和15-8得到 S=-1Ka+m=2753.687×4.14+0.1×0=18.02S=-1Ka+m=1553.157×11.462+0.05×11.462=8.43所以截面4的右側(cè)也是安全的。綜上所述，軸的截面4是安全的，由文獻(xiàn)【3】（P383）可知該軸因無(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。軸的尺寸（）：目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)9、校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。齒輪: 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。6、校核軸承壽命（1）計(jì)算支反

27、力（2）計(jì)算徑向力 （3）計(jì)算軸向力由文獻(xiàn)【2】表6-7（P80）查得30309型軸承的=15°，e=0.35。所以可得 Fd1=Fr1×tan=2421×tan14°=603NFd2=Fr2×tan=1937×tan14°=482N 因?yàn)镕d2+Fa=442+603=1085N>550N=Fd1，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是有 Fa1=Fd2+Fa=1085N Fa2=Fd2=482N所以 ，由文獻(xiàn)【3】表13-5查得X=0.4;由文獻(xiàn)【2】表6-7查得Y=1.7。 ，有文獻(xiàn)【3】表13-5查得X=1 Y=0

28、。 （4）計(jì)算當(dāng)量載荷按文獻(xiàn)【3】表13-6,取 ，所以按照式13-8a得 （4），軸承壽命的校核因?yàn)檩S承1的當(dāng)量載荷比軸承2的當(dāng)量載荷大，所以按軸承1來(lái)進(jìn)行壽命校核。有文獻(xiàn)【2】表6-7得30309型軸承 Cr=108KN，由文獻(xiàn)【3】（P319）可知對(duì)于圓錐滾子軸承=103，所以 根據(jù)工作要求可知軸承的預(yù)期壽命L=2×8×365×8=46720hLh， 所以高速級(jí)選擇30309型軸承合適，滿足壽命要求。中速軸的設(shè)計(jì)1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩2、求作用在齒輪上的力高速級(jí)大齒輪:低速小齒輪: 1、 初定軸的軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】表15-3，取于是由式

29、15-2初步估算軸的最小直徑所以軸的最小直徑4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬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(zhǎng)度1）初選型號(hào)30305型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得其參數(shù)：，基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷，故。 2） 軸段2加工成低速級(jí)小齒輪,已知齒寬,所以2軸段的長(zhǎng)度L2=48mm。 3）大齒輪裝在4段，取齒輪的安裝孔直徑為30mm，則軸段4的直徑d4=30mm,因?yàn)樽?，為保證齒輪的右端的可靠定位，軸5的長(zhǎng)度應(yīng)該略短與大齒輪齒寬，所以L4=38mm。大齒輪的左端用軸肩固定,由文獻(xiàn)【3】軸肩高度,所以取。為了減小應(yīng)力集中，取軸段3-4的直徑。 4） 取齒輪端面與

30、機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見的距離S=8mm,由文獻(xiàn)【2】表6-7查得軸 承B=18.25mm.所以軸段1-2的長(zhǎng)度為 L1-2=+s+B+45-41=16+8+17+4=45mm同理軸段6-7的長(zhǎng)度 L6-7=45mm。 5） 輸入軸和輸出軸的跨距之和為197.25mm，所以中間軸的跨距必須大于197.25mm,為了保證中間軸上兩齒輪之間不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，取兩齒輪之間的距離為140mm.軸段直徑mm長(zhǎng)度mm12545229483381404303852545 6）為了保證小齒輪一端軸承的可靠定位，其右端使用軸套定位，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得，所以軸套的外

31、徑d外=32mm,軸套裝在軸段1上，所以其內(nèi)徑d外=25mm。左端靠軸承端蓋定位，由文獻(xiàn)【2】表6-7查，所以軸承端蓋凸緣的內(nèi)徑為54mm，凸緣厚度趣味10mm。 7）為了保證大齒輪的右端面的可靠定位和軸承左端面的可靠定位，此處使用一個(gè)階梯軸套，取外徑d外小=32mm，d外大=36mm，軸套裝在軸段5上，所以其內(nèi)徑d外=25mm。5、軸的受力分析 根據(jù)軸的基本尺寸，取兩齒輪的中點(diǎn)為力的作用點(diǎn)，得到 L1=d1-2-a+B12=41-13+502=53mm L2=d3+B12+B22=140+502+452=187.5mm L3=d6-7-a+d5-6-B12=45-13+38-452=47.5

32、mm 計(jì)算支承反力在水平面上 在垂直面上 總支承反力3 ) 畫彎矩圖 故 4)計(jì)算扭矩 T=80900N.mm1、 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度由文獻(xiàn)【3】（P380）可知進(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的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5ca=M2+(T)2W=144760.242+(0.6×80900)20.1×303=53.61MPa已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得。因此，故安全。2、 軸強(qiáng)度的精確校核低速小齒輪左端面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)： 抗扭

33、截面系數(shù)： 左端面的彎矩：截面4上的扭矩：T=80900Nmm截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 由文獻(xiàn)【3】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出過(guò)盈配合處的k=2.10,取k=0.8×k=2.10×0.8=1.68。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：計(jì)算截面4右側(cè)安全系數(shù)Sca,由式15-6,15-7和15-8得到 S=-1Ka+m=2753.19×48.95+0.1×0=1.76S=-1Ka+m=1552.767&

34、#215;23.692+0.05×23.692=4.65所以軸是安全的。3、 鍵的選擇及校核鍵連接強(qiáng)度根據(jù)小齒輪安裝處的軸徑d2=29mm，據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1（P56），查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b×h×l=8×7×36，配合為H7/n6；鍵的型號(hào)為GB/T1096鍵C10×8×36。由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠根據(jù)大齒輪安裝處的軸徑d4=36mm，據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1（P56），查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b×h×l=10×8×32，配合為H7/n6；鍵的型號(hào)為GB

35、/T1096鍵C10×8×32。由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。6、校核軸承壽命（1）計(jì)算支反力（2）計(jì)算徑向力 （3）計(jì)算軸向力由文獻(xiàn)【2】表6-7（P80）查得30305型軸承的=15°，e=0.3。所以可得 Fd1=Fr1×tan=1269×tan14°=316.4NFd2=Fr2×tan=×tan14°=1108.4N 因?yàn)镕d2+Fa=1108.4+（986-234）=1860N>435.16N=Fd1，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是有 Fa1=Fd2+Fa=1860N Fa2=

36、Fd2=11084N所以 ，由文獻(xiàn)【3】表13-5查得X=0.4;由文獻(xiàn)【2】表6-7查得Y=2。 ，有文獻(xiàn)【3】表13-5查得X=1 Y=0。 （4）計(jì)算當(dāng)量載荷按文獻(xiàn)【3】表13-6,取 ，所以按照式13-8a得 （4），軸承壽命的校核因?yàn)檩S承1的當(dāng)量載荷比軸承2的當(dāng)量載荷大，所以按軸承1來(lái)進(jìn)行壽命校核。有文獻(xiàn)【2】表6-7得30305型軸承 Cr=46.8KN，由文獻(xiàn)【3】（P319）可知對(duì)于圓錐滾子軸承=103，所以 根據(jù)工作要求可知軸承的預(yù)期壽命L=2×8×365×8=46720hLh， 所以高速級(jí)選擇30309型軸承合適，滿足壽命要求。潤(rùn)滑與密封 1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇（1）結(jié)合以上計(jì)算結(jié)果根據(jù)文獻(xiàn)【3】式10-20可知，高速級(jí)齒輪的齒面接觸疲勞應(yīng)力為H高=KFtbd1+1ZHZE =2.3397×