機械設計課程設計熱處理車間清洗零件輸送設備的傳動裝置

1、學號課 程 設 計題 目機械設計課程設計教 學 院機電工程學院專 業(yè)機械設計制造及其自動化班 級姓 名指導教師 年12月16日一、 設計題目熱處理車間清洗零件輸送設備的傳動裝置二、運動簡圖1 電動機 2v帶傳動 3減速器 4聯(lián)軸器 5滾 筒 6輸送帶 圖1熱處理車間清洗零件輸送設備的傳動裝置運動簡圖三、工作條件該裝置單向傳送，載荷平穩(wěn)，空載起動，兩班制工作，使用年限5年（每年按300天計算），輸送帶速度允許誤差為5%。 四、原始數(shù)據(jù) 滾筒直徑d320 mm,輸送帶的速度v=0.8m/s,滾筒軸轉矩t=700 nm目 錄一、 概述運動簡圖及原始數(shù)據(jù) 二、 電動機的選擇三、 主要參數(shù)的計算四、 v

2、帶傳動的設計計算 （一）v帶的傳動設計 （二）v帶的結構設計五、 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算(一) 高速級齒輪的設計 （二） 低速級齒輪的設計六、 機座結構尺寸的計算七、 軸的設計計算（一）高速軸 （二）中間軸 （三）低速軸八、 鍵、聯(lián)軸器等的選擇與校核九、 滾動軸承及密封的選擇與校核十、 潤滑材料及齒輪軸承的潤滑方法（一）齒輪潤滑 （二）軸承潤滑 十、 齒輪軸承的配合的選擇十一、設計總結十二、參考文獻二、電動機的選擇1.計算工作機阻力f，由給定原始數(shù)據(jù)的2.計算工作機所需功率pw，其中v=0.8m/s 初選w=13.求總效率，查手冊取v帶的傳動效率0=0.96，取出輪1的傳動效率1=0

3、.97，取齒輪2的傳動效率為2=0.97,取滾動軸承的傳動效率為滾=0.98,取彈性聯(lián)軸器的效率聯(lián)=0.99.取卷筒的效率為卷=0.96 故可得到總=012滾3 聯(lián)卷=0.960.960.9830.9720.99=0.808 則 pd=pw/=3.5/0.808=4.332kw故選取電動機的型號:y132s-4(同步轉速1500r/min,4極)其相關參數(shù)如下：額定功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量4kw1440r/min2.22.368kg三、主要參數(shù)的計算1.確定總傳動比和分配各級傳動比（1） 計算滾筒轉速nw取nw=47.77r/min（2）計算總的傳動比，分配各級傳動比 i總=nm/nw

4、=1440/47.77=30.14查手冊，取i0=2.2(v帶的傳動比)，i1=1.3i2, i總=i0i1i2計算得i1=4.25 i2=3.252.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）計算各軸的轉速n1=nm/i0=1440/2.2(r/min)=654.5r/minn2=n1/i1=654.5/4.225(r/min)=155/minn3=n2/i2=155/3.25(r/min)=47.67r/min（2）計算各軸的功率。查手冊計算得01=0.96 12=0.98 23=0.98p1=pd01=5.50.96kw=5.174kwp2=p112=5.1740.970.98kw=4.92kw

5、p3=p223=4.920.970.98kw=4.68kw （3）計算各軸的轉矩td=9550=36.48 nmt1=tdi001=36.482.20.980.96=75.5 nmt2=t1i112=75.54.2250.970.98=303.2 nmt3=t2i223=303.23.250.970.98=936.8 nm將以上計算數(shù)據(jù)列表如下:項目電機軸高速軸中間軸低速軸轉速(r/min)1440654.515547.67功率(kw)5.55.1744.924.68轉矩(nm)36.4875.5303.2936.8四、v帶傳動的設計計算1.確定計算功率由于是兩班制工作，工作是載荷平穩(wěn)，即由材

6、料表8-7查得工作情況系數(shù)ka=1.1。pca=kapd=1.15.5kw=6.05kw2.選擇v帶帶型根據(jù)pca=6.05kw,小帶輪的轉速nm=1440r/min, 由教材圖8-11選用a型。3.確定帶輪的基本直徑dd并驗算帶速v 1)初選小帶輪的基準直徑dd1由教材表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=100mm 2）驗算帶速 按式（8-13）驗算帶速度v=dn601000=3.141001440601000m/s=7.536m/s一般v帶的速度保持在525m/s,所以帶速適合。3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪基準直徑dd2dd2=idd1=2.2100

7、mm=220mm 查表8-8，可取dd2=224mm4.確定v帶中心距a和基準長度ld1) 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=500mm2) 確定相關帶長 =2800+ 1509.2mm 查表選帶的基準直徑長度ld0=1600mm3) 計算中心距a并確定其變化范圍 aa0+=(500+amin=a-0.015ld=843.5-0.0152500=806mmamax=a+0.03ld=843.5+0.032500=918.5mm中心距變化范圍為806mm918.5mm5.驗算小帶輪的包角 =167o120o6.確定帶的根數(shù) 1）計算單根v帶額定功率pr由dd1=100mm和nm=1440r/m

8、in，查表（8-4a）得p0=1.3128kw根據(jù)nm=1440r/min，i=2.2和a型帶，查表8-4b得p0=0.17kw查表8-5得ka=0.968,查表8-2得kl=0.99,則pr=(p0+p0) kakl=（1.3128+0.17）0.9680.99kw=1.421kw2) 計算v帶的根數(shù)z 故，可取z=5 7. 計算單根v帶得初拉力的最小值（f0）min由表8-3得a型帶的單位長度質量q=0.10kg/m,則 =144.2n應使帶的實際初拉力f0（f0）min。8. 計算帶傳動的壓軸力fp9.帶輪的結構設計（具體尺寸見繪圖）小帶輪 采用是實心式，材料ht200, 大帶輪 采用輪

9、輻式，材料為ht200,.五、減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（一）高速級齒輪的設計 已知圓柱斜齒輪傳動p1=5.174kw, n1=654.5r/min, u=4.225, h=24000h，工作平穩(wěn)，t1 = 75.5nm（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按運動簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動2）零件輸運設備為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度等級即可3）材料選擇，選擇小齒輪的材料為40（調質），硬度為280hbs，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。4）選小齒輪的齒數(shù)z1=24，則大齒輪的齒數(shù)z2=244.225=102，取=1025）選取螺旋角。（）

10、 按齒面接觸強度設計（1）確定公式內的各計算值1)試選載荷系數(shù);2)由圖10-13選取區(qū)域系數(shù)=2.433;3)由圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度， 1=0.84,2=0.9,=1+2=1.74;4)由表10-7選取圓柱齒輪的齒寬系數(shù)=1;5)由表10-8查得彈性影響系數(shù);6)由計算應力循環(huán)次數(shù) n1=60jn1lh=603601(283005)=2.9108 n2 =7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.93 , khn2=0.978) 計算接觸疲勞許用應力由計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,查圖10-21d調質處理的鋼，小齒輪接觸疲勞強度極限，

11、大齒輪的 。 則h=h1+h22=hlim1khn1s+hlim2khn2s2 =6001.0281+5500.9612 mpa =572.4 mpa(2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t321.610.1910411.593.556+143.556(2.425189.8572.4)2mm 55.38mm2)計算圓周速度 v = d1tn1601000 = 55.38360601000 m/s=1.043m/s3)計算齒寬b及模數(shù) b= d1t = 55.38mm = d1tcosz1 = 55.38cos15018 = 2.972mm = 2.25= 2.252.972mm= 6.687

12、mm b/ = 55.386.687 = 8.2824)計算縱向重合度 =0.138z1tan=0.138118tan150=1.5345)計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)，根據(jù)v=1.043m/s，7級精度;由圖10-8查得動載系數(shù);kv=1.06由圖10-4查得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)=1.4205;由圖10-13查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)kf =1.34由圖10-3查得齒向載荷分配系數(shù)1.5故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.51.42051.06=2.25866)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1=d1t3kkt=55.3832.25861.6=62.12mm7

13、)計算模數(shù) =d1cosz1=62.12cos15018mm=3.33mm（）按齒根彎曲強度設計(1)確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù) =kakvkfkf=11.061.51.34=2.13062)根據(jù)縱向重合度=1.534知，由圖10-28螺旋角影響系數(shù)知，y=0.8753)計算當量齒數(shù)zv1 = z1cos3 = 18cos3150 = 19.973 zv2 = z2cos3 = 96cos3140 = 71.0154)查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 由表10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)知， yfa1 = 2.80, yfa2 = 2.236 , ysa1 = 1.55 , ysa2 = 1.752

14、 。5)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.5由和齒輪的彎曲疲勞強度極限知，由圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù)知，kfn1 = 0.93,kfn2 = 0.95則f1 = kfn1fe1s = 0.93x5001.5 = 310mpa f2 = kfn2fe2s = 0.95x3801.5 = 240.7mpa6)計算大、小齒輪的并加以比較知， yfa1ysa1f1 = 2.801.55310 = 0.014yfa2ysa2f2 = 2.236x1.752240.7 = 0.0163大齒輪的數(shù)值大。（2)設計計算mn322.130610.191040.875cos215011821.5

15、90.0163=2.238mm 對比計算可知,由齒面接觸疲勞強度設計計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故可取mn=2.5按接觸強度算得的分度圓的直徑d1 = 62.12mm則小齒輪的齒數(shù)z1 = d1cos/mn = 62.12cos15o/2.5 = 24取z1=24,則z2 = 243.556=85 （）.幾何尺寸計算(1)計算中心距 = (z1+z2)mn2cos = 24+852.52cos15o = 141.06mm故中心距圓整為141mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 = arccos(z1+z2)mn2a = arccos(24+85)2.52141 = 14

16、o5436因值變化不多,故系數(shù)都不必修正(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 d1 = z1mncos = 242.5cos14o5436 = 62.09mmd2 = z2mncos = 1202cos14o3533 = 219.91mm(4)計算齒輪寬度b = d1 = 162.09mm = 62.09mm圓整后取b2 = 63mm,b1 = 68mm 。( 二)低速級齒輪的設計 已知圓柱斜齒輪傳動p2=3.7632kw, n1=101.647r/min, u=i2=2.549, h=24000h 工作平穩(wěn)，t1 = 353.562nm1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按運動簡圖所示的傳

17、動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動2）零件輸運設備為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度等級即可3）材料選擇選擇小齒輪的材料為40（調質），硬度為280hbs，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。4）選小齒輪的齒數(shù)z3=24，則大齒輪的齒數(shù)z4=z3u=242.45=61，取z4=615）選取螺旋角=152. 按齒面接觸強度設計（1）確定公式內的各計算值1)試選載荷系數(shù);2)由圖10-13選取區(qū)域系數(shù)=2.425;3)由圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度， 3=0.0.77,4=0.84,=3+4=1.61;4)由表10-7選取圓柱齒輪的齒寬系數(shù)=1;5)由表10-8查得彈

18、性影響系數(shù);6)由計算應力循環(huán)次數(shù) n3=60jn2lh =60101.647124000=1.4637108 n4=n3i2 = 1.4637108/2.54=5.7631077)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) khn3=01.09 , khn4=1.008) 計算接觸疲勞許用應力由計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,查圖10-21d調質處理的鋼，小齒輪接觸疲勞強度極限 hlim3=600mpa，大齒輪的hlim4=550mpa 。 則h = h3+h42=hlim3khn3s+hlim4khn4s2 = 1.09600+1.005002 = 602mpa(2)計算1)

19、試算小齒輪分度圓直徑 d3t321.63.5356210511.612.54+12.54(2.425189.8602)2mm 89.41mm2)計算圓周速度 v = d3tn1601000 = 83.03101.647601000m/s = 0.442m/s3)計算齒寬b及模數(shù) b=d3t=83.03mm = d3tcosz3 = 83.03cos15024 mm= 3.342mm =2.25 = 2.253.342 = 7.52mm b/ = 83.037.52 = 11.0414)計算縱向重合度 = 0.138z1tan = 0.138124tan150 = 2.0455)計算載荷系數(shù)k已

20、知使用系數(shù)，根據(jù)v=0.442m/s，7級精度;由圖10-8查得動載系數(shù)kv = 1.03;由圖10-4查得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)=1.41776;由圖10-13查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)kf=1.36;由圖10-3查得齒向載荷分配系數(shù)1.2故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.031.21.41776=1.75235;6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d3 = d3t3kkt =83.0331.752351.6 = 85.59mm 7)計算模數(shù) =d3cosz3=85.59cos15024mm=3.445mm（3）.按齒根彎曲強度設計(1)確定計算參數(shù)1)計算載

21、荷系數(shù) =kakvkfkf =11.031.21.36 =1.68;2)根據(jù)縱向重合度=2.045知，由圖10-28螺旋角影響系數(shù)知，y=0.8753)計算當量齒數(shù) zv3 = z3cos3 = 24cos3150 = 26.63 zv4 = z4cos3 = 61cos3150 = 67.6864)查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 由表10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)知， yfa3 = 2.65 , yfa4 = 2.276 , ysa3 = 1.58, ysa4 = 1.732 。5)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)， 由和齒輪的彎曲疲勞強度極限知，fe3 = 500mpa, fe4 =

22、380mpa由圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù)知，kfn3 = 0.95,kfn4 = 1.0 則f1 = kfn3fe3s = 0.95x5001.5 = 316.7mpa f2 = kfn4fe4s = 0.95x3801.4 = 253.3mpa6)計算大、小齒輪的并加以比較知， yfa3ysa3f3 = 2.651.58316.7 = 0.013221 yfa4ysa4f4 = 2.2761.732253.3 = 0.015563大齒輪的數(shù)值大。（2)設計計算mn321.683.535621050.875cos215012421.610.015563 2.53mm對比計算可知,由齒面接觸疲

23、勞強度設計計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故可取mn = 3 按接觸強度算得的分度圓的直徑d3 = 85.89mm則小齒輪的齒數(shù)z3 = d3cos/mn = 85.89cos15o/3 = 27.56取z3=28,則z4 = 2.4528= 714.幾何尺寸計算(1)計算中心距 = (z3+z4)mn2cos = 287132cos15o = 153.74mm故中心距圓整為154mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 = arccos(z3+z4)mn2a = arccos28+7122154 = 15o2136因值變化不多,故系數(shù)都不必修正(3)計算大小齒輪的分度圓直徑d

24、3 = z3mncos = 283cos15o2136 = 87.1mmd4 = z4mncos = 713cos15o2136 = 220.9mm(4)計算齒輪寬度b = d1 = 187.1mm = 87.1mm圓整后取b4 = 88mm,b3 = 92mm 。六、機座結構尺寸的計算箱體設計箱座壁厚0.025154+3=6.85mm8mm,取=8mm; 箱蓋壁厚0.02154+3=6.08mm8mm,取1=8mm;箱蓋凸緣厚度1.58mm=12mm;箱座凸緣厚度b=1.5=1.58mm=12mm;箱座底凸緣厚度2.58mm=20mm;地腳螺釘直徑0.036154+12=17.554mm,取

25、df=18mm;地腳螺釘數(shù)目 a250mm, n=4;軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=0.7518=13.5mm,取d1=14mm;蓋與座連接螺栓直徑d2=0.5df=0.518mm=9mm,取d2=10mm;連接螺栓的間距l(xiāng)=150200;軸承端蓋螺釘直徑d3=0.4df=0.418mm=7.2mm,取d3=8mm;視孔蓋螺釘直徑d4=0.4df=0.418mm=7.2mm,取d4=8mm;定位銷直徑d=0.8d2=0.810=8mm;至外箱壁的距離c1 df:c1=24mm, d1:c1=20mm, d2:c1=16mm;至凸緣邊緣的距離c2 df:c2=22mm, d1:c2=18

26、mm, d2:c軸承旁凸臺半徑凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外經確定，以便于扳手操作為準。外箱壁至軸承座端面的距離l1 l1=c1+c2+(510)=37.4mm;鑄造過度尺寸見表1-38大齒輪頂圓與內壁距離齒輪端面與內箱壁的距離箱蓋，箱座肋厚 軸承端蓋外徑軸承旁連接螺栓離sd2.七、軸的設計計算（一）高速軸 已知：， 選擇軸的材料查表15-1，選41cr，調質處理，硬度為241286hbs。 初步估算軸的最小直徑由式（15-2）知，查表15-3，取，取軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案圖可參見裝配圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 初步選擇滾動軸承，根據(jù)，由軸承產品目錄中初選寬度系列為

27、窄系列，0組游隙的角接觸球軸承7207ac。其尺寸為，軸承左端采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得7213ac型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此取。2) 由于左軸承的左端、右軸承的右端均由端蓋進行周向定位，所以，齒輪的右端與右軸承之間均采用軸肩定位，軸肩的高度，故。3) 軸承端蓋總寬度為25mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離l=25mm，故取4）取齒輪距箱體內壁的距離為，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知軸承寬度b=17mm，ii軸上的小齒輪輪轂長l=92mm,則 5）因為安裝齒輪的軸段

28、最小直徑為，輪轂鍵槽深為。所以故此處選用齒輪軸。輪轂寬度為b=68mm,故（3）軸上零件的周向定位帶輪的周向定位采用圓頭普通平鍵連接，按，由手冊查得平鍵的截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為50mm,同時為了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，選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見零件圖 按彎矩合成應力進行強度校核計算畫出軸的計算簡圖（如圖1） 求軸承的支承反力。水平面的支承反力（如上圖）垂直面內的支承反力（如上圖）作用在兩軸承上的徑向力為：畫出水平面內彎矩圖（如圖

29、）畫出垂直面內彎矩圖（如圖）畫出合成彎矩圖（總彎矩圖，如圖）畫出扭矩圖（如圖）綜合分析，c截面為危險面校核軸的彎矩合成強度 取=0.6該軸彎矩合成強度符合要求。鍵的選擇與校核已知：軸的材料為40cr，大帶輪的材料為ht200，傳遞的轉矩為，載荷平穩(wěn)， 選擇鍵的類型和尺寸選用圓頭普通平鍵，由，查手冊，平鍵的截面為，由輪轂寬度，鍵長為 校核鍵的連接強度軸、鍵的材料都是鋼，查表6-2，取軸、鍵、齒輪三者的許用擠壓應力為鍵的工作長度為鍵的連接強度足夠。滾動軸承的選擇和壽命計算已知：軸頸d=35mm,載荷平穩(wěn)。初選7207ac型軸承，查手冊，求軸承總軸向力。 求派生軸向力 判斷軸承是壓緊還是放松 a軸承

30、壓緊，b軸承放松。 求軸承總軸向力（正裝）2）求當量動載荷查表13-6，取查表13-5，取。 3）校核軸承壽命查表13-4，取選7207ac型軸承合適。（二）中間軸 已知：， 選擇軸的材料查表15-1，選45鋼，調質處理，硬度為217255hbs。 初步估算軸的最小直徑由式（15-2）知，查表15-3，取，取軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案裝配方案見裝配圖及零件圖所示根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承，根據(jù)，由軸承產品目錄中初選寬度系列為窄系列，0組游隙的角接觸球軸承7210ac。其尺寸為，故取。2） 取安裝小齒輪的軸段，小齒輪的右端由軸肩進行軸向定位，左端與左軸

31、承之間用套筒進行軸向定位，故取。齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，右端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為，同樣可有3） 軸環(huán)寬度故取。取齒輪距箱體內壁的距離為，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知軸承寬度b=20mm，則 4） 因為安裝小齒輪的軸段直徑為，輪轂鍵槽深為。所以故此處選用齒輪與軸分開合適。（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接，按，由手冊查得平鍵的截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，小齒輪處鍵長為80mm,大齒輪處鍵長為80mm,大齒輪處的鍵長為56mm，同時為

32、了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，選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見cad零件圖按彎矩合成應力進行強度校核計算畫出軸的計算簡圖（如下圖） 求軸承的支承反力。水平面的支承反力（如上圖）垂直面內的支承反力（如上圖）作用在兩軸承上的徑向力為：畫出水平面內彎矩圖（如圖）畫出垂直面內彎矩圖（如圖）畫出合成彎矩圖（總彎矩圖，如圖）畫出扭矩圖（如圖）綜合分析，3截面為危險面校核軸的彎矩合成強度 取=0.6該軸彎矩合成強度符合要求。滾動軸承的選擇和壽命計算已知：軸頸d

33、=50mm,載荷平穩(wěn)。初選7210ac型軸承，查手冊，求軸承總軸向力。 求派生軸向力 判斷軸承是壓緊還是放松 b軸承壓緊，a軸承放松。 求軸承總軸向力2）求當量動載荷查表13-6，取查表13-5，取。3）校核軸承壽命查表13-4，取 選7210ac型軸承合適。鍵的選擇與校核已知：軸，大齒輪的材料為45鋼，小齒輪材料為40cr,傳遞的轉矩為，載荷平穩(wěn)， 選擇鍵的類型和尺寸由中間軸的設計可知，兩處均選用圓頭普通平鍵，大齒輪處平鍵的截面為，鍵長為，小齒輪處平鍵的截面為，鍵長為。 校核鍵的連接強度大齒輪處：軸、鍵、大齒輪的材料都是鋼，查表6-2，取軸、鍵、大齒輪三者的許用擠壓應力為鍵的工作長度為鍵的連

34、接強度足夠。大齒輪處：軸、鍵、大齒輪的材料都是鋼，查表6-2，取軸、鍵、大齒輪三者的許用擠壓應力為鍵的工作長度為鍵的連接強度足夠。（三）低速軸 已知：， 選擇軸的材料查表15-1，選45鋼，調質處理，硬度為217255hbs。 初步估算軸的最小直徑由式（15-2）知，查表15-3，取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算扭矩，查表14-1，考慮到轉矩變化不大，故取則有。按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查手冊，選用hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度為l=112mm,半聯(lián)軸器與軸配

35、合的轂孔長為軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如圖所示2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，vi-vii軸段左端需制出一軸肩，故取v-vi段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，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vi-vii段的長度應比略短一些，取。3)初步選擇滾動軸承，根據(jù)，由軸承產品目錄中初選寬度系列為窄系列，0組游隙的角接觸球軸承7213ac。其尺寸為，軸承左端采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得7213ac型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此取，同樣可確定4）取安裝齒輪的軸段

36、ii-iii的直徑，齒輪的左端與左軸承之間用套筒進行軸向定位，已知齒輪的輪轂寬度為88mm，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為，軸環(huán)寬度故取。5） 軸承端蓋總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離l=25mm，故取6） 取齒輪距箱體內壁的距離為，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知軸承寬度b=23mm，則 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵連接，按，由手冊查得平鍵的截面，同時為了保證

37、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截面，鍵長為80mm,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，選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑cad零件圖及轉配圖所示 按彎矩合成應力進行強度校核計算畫出軸的計算簡圖（如下圖） 求軸承的支承反力。水平面的支承反力（如上圖）垂直面內的支承反力（如上圖）作用在兩軸承上的徑向力為：畫出水平面內彎矩圖（如圖）畫出垂直面內彎矩圖（如圖）畫出合成彎矩圖（總彎矩圖，如圖）畫出扭矩圖（如圖）綜合分析，4截面為危險面校核軸的彎矩合成強度 取=0.6 該軸彎矩合成強度符合要求。鍵的選擇與校核已知：軸，大齒輪的材料為45鋼，聯(lián)軸器的材料為灰鑄鐵，傳遞的轉矩為，載荷平穩(wěn)， 1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的設計可知，齒輪處選用圓頭普通平鍵，平鍵的截面為，鍵長為聯(lián)軸器處選用單頭普通平鍵，平鍵的截面為，鍵長為。2)校核鍵的連接強度齒輪處：軸、鍵、齒輪的材料都是鋼，查表6-2，取軸、鍵、齒輪三者的許用擠壓應力為鍵的