機械設(shè)計課程設(shè)計-二級圓柱-圓錐齒輪減速器.docx

此文檔收集于網(wǎng)絡(luò)，如有侵權(quán)，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目：二級圓柱-圓錐齒輪減速器 學院： 機電工程學院 專業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班級： 132班 設(shè)計者： 郭永輝 學號： 20131940 指導(dǎo)老師：趙麗 2015年12月22日此文檔僅供學習與交流 目錄 一、設(shè)計任務(wù)書 二、傳動系統(tǒng)方案的分析 三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 四、傳動零件的設(shè)計計算 五、軸的設(shè)計計算 六、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核 七、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核 八、減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計 九、潤滑與密封 十、裝配圖和零件圖的設(shè)計 十一、設(shè)計小結(jié) 十二、參考文獻一、設(shè)計任務(wù)書1.1傳動方案示意圖 圖一、傳動方案簡圖 1.2原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D（mm）21000.4300 1.3工作條件 三班制，使用年限為10年，連續(xù)單向于運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。1.4工作量 1、傳動系統(tǒng)方案的分析； 2、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算； 3、傳動零件的設(shè)計計算； 4、軸的設(shè)計計算； 5、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核； 6、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； 7、減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計； 8、裝配圖和零件圖的設(shè)計； 9、設(shè)計小結(jié)； 10、參考文獻；二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 3.1 電動機的選擇 1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380V。 2、電動機容量選擇： （1）工作機所需功率=FV/1000 F-工作機阻力 v-工作機線速度 -工作機效率可取0.96 (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/ 為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 =0.776 -滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.95 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -聯(lián)軸器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 -V帶傳動效率取0.96 = （3）確定電動機的額定功率 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機的額定功率為1.5Kw。 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 =601000V/D=60X1000X0.4/3.14X300=25.5r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15，V帶傳動比為3，故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 =3(8-15） =612.01147.5r/min。 可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，750r/min 的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，750r/min的兩種電動機進行比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格、動力及總傳動比。 表2 電動機方案比較表方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置總傳動比同步滿載1Y100L-61.5100094036.86 由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比小，傳種裝置結(jié)構(gòu)尺寸小，因此可采用方案1，選定電動機型號為Y100L-63.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比 =940/25.5=36.86 2、分配各級傳動比傳送帶傳動比定為=3，高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取 =3.1 =43.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖中標出） =940r/min= =940/3=313.3r/min= /=313.3/3.1=101.1r/min =101.1/4=25.5r/min= 2、各軸輸入功率 =1.119kw =1.063kw =1.042kw =1.032kw =0.951kw =0.932kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩 =11.48N.m =11.37N.m =32.40N.m =31.76N.m =97.48N.m =356.16N.m =349.04N.m 將計算結(jié)果匯總列表如下 表3 軸的運動及參數(shù)項目電動機軸 1軸2軸3高速級軸4低速級軸5軸6軸7轉(zhuǎn)速（r/min）940940313.3313.3101.125.525.5功率（kw）1.131.1191.0631.0421.0320.9510.932轉(zhuǎn)矩()11.4811.3732.4031.7697.48356.16349.04 四、傳動零件的設(shè)計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第九版）已知輸入功率為=1.032kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=101.1r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年（設(shè)每年工作365天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由機械設(shè)計（第九版）表10-1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，二者材料硬度相差40HBS。（3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.32） 查教材圖表（圖10-20）選取區(qū)域系數(shù)=2.4333） 查教材表10-5選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材由式（10-21）計算接觸疲勞強度重合度系數(shù). = = =1.591 由式（10-23）可得螺旋角系數(shù). =0.9855） 齒寬系數(shù)=1.6） 由教材公式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nj =60101.11（3836510）=5.31410 N=7） 查教材圖10-13疲勞壽命系數(shù)得：K=0.90 K=0.958） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 550Mpa 9） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=97480N.mm10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.9650=585 =0.95550=522.5 許用接觸應(yīng)力為兩者中較小作為許用應(yīng)力 （2） 設(shè)計計算1） 按式計算小齒輪分度圓直徑=51.410mm 2） 計算圓周速度0.272m/s3） 計算齒寬b b=51.410mm 4) 計算載荷系數(shù)K 系數(shù)=1，根據(jù)V=0.272m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.005 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 所以載荷系數(shù) =1.9705) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =6) 計算模數(shù) = 3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式(10-7),試算模數(shù) （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 試選載荷強度系數(shù) 2） 由式（10-18）計算彎曲疲勞強度重合度系. 由式（10-19）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 3） 計算當量齒數(shù) =18.610 =74.4384） 查教材圖（10-17）取齒形系數(shù)=2.86 ，=2.235） 查教材圖（10-18）應(yīng)力校正系數(shù)=1.54 ，=1.726） 查教材圖（10-24c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380MPa 。7） 查教材圖（10-22）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85 K=0.88 8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得 = =9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 比較選用大值。（2） 設(shè)計計算1） 計算模數(shù) =2.0062)調(diào)整齒輪模數(shù) 圓周速度V V= 齒寬b b= 齒高h及寬高比 ， b/h=7.7883)計算實際載荷系數(shù)由v=0.186m/s,7級精度，圖10-8得動載系數(shù)。圓周力： 查表10-3得齒面間分配系數(shù) 查表10-4用插值法查得,結(jié)合b/h=7.788,查圖10-13得 則實際載荷系數(shù)為 由式10-13，可得按實際載荷系數(shù)得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.25mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=509.050來計算應(yīng)有的齒數(shù).2） 計算齒數(shù) z=25.465 ， 取z=25 3） 那么z=425=100 4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a=144.930 考慮到模數(shù)從2.140mm增大到2.25，為此將中心距減小圓整為144mm.（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos（3） 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d=57.60 d=230.40（4） 計算齒輪寬度 B= 大齒輪寬度一般比小齒輪大510mm，即(5) 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后，、和、均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1） 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式 10-22 中的各參數(shù)。結(jié)果相差很小，所以：,，,，.將他們代入式10-22 得： 406.24MPa 滿足齒面接觸疲勞強度條件。2） 齒根彎曲疲勞強度校核3） 按前述類似做法，先計算10-17中的各參數(shù)。由于計算結(jié)果相差很小可以忽略不計，所以計算結(jié)果為：=1.592，,，.將他們代入10-17 得： 110.3MPa96.93MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。（6） 主要設(shè)計結(jié)論： 齒數(shù)、,模數(shù)m=2.25mm,壓力角，螺旋角，變位系數(shù),中心距a=144mm,齒寬，。選用7級精度，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。 4.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第九版）已知輸入功率為kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為r/min、齒數(shù)比為3.1由V型傳送帶驅(qū)動。工作壽命10年（設(shè)每年工作365天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） （2） 材料選擇 由機械設(shè)計（第八九版）表10-1 小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 設(shè)計計算公式： （1） 、確定公式內(nèi)的各計算值1） 試選載荷系數(shù)=1.32） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=31760N.mm3） 取齒寬系數(shù)4） 查圖10-25d齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限600Mpa , 大齒輪的接觸疲勞極限550Mpa .5） 查表10-5選取彈性影響系數(shù)=189.8 6） 由教材公式10-15計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =609601（3836510=1.64710 N=7) 查教材10-23圖得：K=0.95 K=0.98) 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-14）得: =0.95600=570 =0.9550=495 （2） 設(shè)計計算1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 =60.899mm2） 計算圓周速度V 51.764mm 0.849m/s 當量齒輪的齒寬系數(shù)。 =29.755mm =0.5753） 計算載荷系數(shù) 由表10-2的使用 系數(shù)=1 根據(jù)V=0.849m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.012 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.342. 由此，得實際載荷系數(shù) =1.3584） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（2） 設(shè)計公式： （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) K=1.32） 計算當量齒數(shù) 由分錐角， 即： =21.02 =201.953） 由教材表10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力校正系數(shù) 4) 由教材圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限5) 由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85 K=0.886) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-14得 = =7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.(2)設(shè)計計算 = 1)調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度V： 齒寬b: 2） 計算實際載荷系數(shù) . 根據(jù)V=0.397m/s，八級精度，由圖10-8查得動載系數(shù). 直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)。 由表10-4用插值法查得。 則載荷系數(shù)為： 3)由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的模數(shù)為： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=61.792mm. 4) 計算齒數(shù): 小齒輪齒數(shù) z=30.896 , 取z=31 , 那么大齒輪齒數(shù)z=3.131=96.1，取=96. 4、計算幾何尺寸（1） 計算分度圓直徑： d=62mm d=192mm（2） 計算分錐角： = （3） 計算齒輪寬度b： ?。?） 主要設(shè)計結(jié)論： 齒數(shù)、,模數(shù)m=2mm,壓力角，分錐角，變位系數(shù),齒寬。選用7級精度，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.5、 軸的設(shè)計計算 5.1輸入軸（4軸)的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =1.042 kw =313.3r/min =31.76N.M 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖二所示 圖四、輸入軸載荷圖 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)機械設(shè)計（第九版）表15-3，取，得 mm 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計（第九版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3X31760=41288N.mm 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4，選LT4型彈性套柱聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63N.m，而電動機軸的直徑為28mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取=28mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖五） 圖五、輸入軸軸上零件的裝配（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，查機械設(shè)計表15-2，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當小于L所以取=60mm2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為 35mm80mm22.75mm所以而=22.75mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1查得30307型軸承的定位軸肩高度，因此取3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，故取=22mm，4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取=50mm。5） 錐齒輪輪轂寬度為40mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，計算得，故?。?）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時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；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為與軸的配合為；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k5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷（30307型的a=16.8mm。所以倆軸承間支點距離為124mm 右軸承與齒輪間的距離為62mm。）（見圖四）載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=100970.1N.mm扭矩T =49.24N.M 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(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，軸的計算應(yīng)力為= 16.44Mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。5.2輸出軸（軸）的設(shè)計 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =0.951 kw =25.5r/min =356.16N.M 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示 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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計（第九版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3356.16=463.0N.M 圖六、輸出軸的載查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4選LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500N.M半聯(lián)軸器的孔徑，所以取40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1) 擬定軸上零件的裝配方案（見圖七） 圖七、輸出軸軸上零件的裝配（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取2段的直徑=45mm，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=45mm，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為，因而可以取。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程表13-1查得30309型軸承的定位軸肩高度，因此取mm。3） 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為51mm，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50mm,齒輪的輪轂直徑取為50mm所以50mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為=56mm。軸環(huán)寬度，取。4） 軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故5） 齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm，大錐齒輪與大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm?？汕蟮?3.25mm，由,算得72mm （3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒 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；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m5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30309型的支點距離a=21.3mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=57.95mm，L2=115.9mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=155050N.mm扭矩T =390.92N.M 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 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，軸的計算應(yīng)力=16.9mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第九版）表15-1查得，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應(yīng)力最大，從應(yīng)力集中對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴重，且影響程度相當。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故也不要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核齒輪右端處的截面。（2） 截面右側(cè)校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=390.92N.M 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)及按機械設(shè)計（第九版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得 又由機械設(shè)計（第九版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由機械設(shè)計（第九版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設(shè)計（第九版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為1.612.801.26又取碳鋼的特性系數(shù)為 計算安全系數(shù)值故可知安全。（3） 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=406.5N.M74326.9 截面上的彎曲應(yīng)力4.48MPa406500截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力12.22MPa過盈配合處取 則故有效應(yīng)力集中系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為計算安全系數(shù)值 故可知安全。5.3中間軸（5軸）的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T =101.1r/min =97.48N.M 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 N 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如圖八所示 圖八、中間軸受載荷圖 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40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第九版）表15-3，取，得 ，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖九） 4 圖九、中間軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度25mmX62mmX18.25mm1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1查得30305型軸承的定位軸肩高度32mm，因此取套筒直徑32mm。30mm25mm2）取安裝齒輪的軸段，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，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，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱斜齒輪齒寬，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）大錐齒輪與大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi) 壁一段距離s=8mm。則取 （3）軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm，同時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；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時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；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k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30305型的支點距離a=13mm。所以軸承跨距分別為L1=38.6mm，L2=68.64mm。L3=70.25mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=171853N.mm扭矩T =101.88N.mm 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 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，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第九版）表15-1查得，故安全。6、 軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算35mmX80mmX22.75mmm 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力 ， ，Y=1.9，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 N,N則各部分的徑向力：則542.3N685.95Ne則，0.4x680.3+1.9x685.95=1575.4則 2060.9N 故合格。6.2中間軸滾動軸承計算599.6N 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305。軸向力 ， ，Y=2，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 則 則 則 則 則故合格。6.3輸出軸軸滾動軸承計算919.8N 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309. 軸向力 ， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F1656.9N2695.9則 則 792.9N1712.7N則 則 2695.9N則 0.4X1656.7+1.7X1712.7=3574.3 則故合格。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1輸入軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。7.2中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸