機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器

1、目 錄一. 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1二.題目及總體分析 3三. 電動(dòng)機(jī)選擇 4四. 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配4五. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5六. 齒輪設(shè)計(jì) 6七. 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)13 (a)低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)13 （b）高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)18(c)中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)26八. 軸承的選擇和校核計(jì)算32九.鍵連接的選擇與校核計(jì)算33十. 軸承端蓋的設(shè)計(jì)與選擇35十一. 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑和密封36十二. 其它結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)36十三. 箱體38十四. 設(shè)計(jì)總結(jié)40十五. 參考文獻(xiàn)41一、設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)內(nèi)容：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)的二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)參數(shù)：輸送帶工作拉力

2、 f:3300 n輸送帶工作速度：1.2m/s輸送帶卷筒直徑 d： 350mm備注：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；使用折舊期：8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220v；運(yùn)輸帶速度允許誤差：5%；制造條件及生產(chǎn)批量:一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計(jì)工作量： 減速器裝配圖一張(a1圖紙)、零件工作圖1-3張（a3圖紙）、設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份二、題目及總體分析題目：設(shè)計(jì)一個(gè)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置給定條件：由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，輸送帶的牽引力為3300n，輸送帶的速度為1.2m/s，輸送帶滾筒的直徑為35

3、0mm。工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期8年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.96。傳動(dòng)裝置組成：由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、v帶、卷筒、運(yùn)輸帶等組成。減速器采用二級(jí)圓柱同級(jí)減速器。整體布置如下： 1.1 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖各主要部件選擇目的過(guò)程分析結(jié)論動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒傳動(dòng)平穩(wěn)高速級(jí)做成直齒，低速級(jí)做成斜齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大單列滾子軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、選擇電動(dòng)機(jī)根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動(dòng)機(jī)選擇工作機(jī)所需有效功率為33001.2/10003.96 kw查表1-7可得聯(lián)軸器的動(dòng)效率：1=0.9

4、9，每對(duì)軸承的傳動(dòng)效率：2，=0.993齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率：3=0.974輸送機(jī)滾筒效率：4=0.96電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為：=0.886電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： pp/3.96/0.8864.469 kw ,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的卷筒轉(zhuǎn)速為65.5 r/min查表12-1選取電動(dòng)機(jī)的額定功率kw電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩（堵轉(zhuǎn)）轉(zhuǎn)矩（最大額定）質(zhì)量y132s-45.5kw14402.22.36.8kg四、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配一、 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為二、 ：/1440/65.521.9三、 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：式中、分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。

5、對(duì)于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按下式分配： 式中為高速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比，為低速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比。為使v帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取2.5，則減速器傳動(dòng)比為：4.68五、 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算按電動(dòng)機(jī)軸至工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速：高速軸 1440r/min中間軸 307.69r/min低速軸 65.74 r/min滾筒軸 =65.74r/min各軸輸入功率：高速軸 p4.337 kw 中間軸 24.165kw 低速軸 24kw滾筒軸 24=4.425 kw各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：9550 95504.469/144029.638 nm高速軸

6、955029.34nm中間軸 9550131.86 nm低速軸 9550592.61nm滾筒軸 9550580.81nm項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)軸高速軸i中間軸ii低速軸iii卷同軸轉(zhuǎn)速（r/min6965.7465.74功率（kw）4.4254.3374.16543.96轉(zhuǎn)矩（nm）29.63829.34131.86592.61580.81傳動(dòng)比114.684.681效率10.990.970.970.96六、 齒輪設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級(jí)齒輪比高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級(jí)齒輪。低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 齒輪選材（1）按低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)（2）選用級(jí)精度（3）

7、材料選擇。小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280，大齒輪材料為45鋼（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)121，大齒輪齒數(shù)24.68取z2=99。選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選=1.3。2) 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 tnmm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為h

8、lim2550 mpa。6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。60nj 6014401（283008）7.0891087) 由課本p207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.92；khn20.96 8) 查課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433 。9) 由課本p215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625。10) 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,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.926005520.96550528（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得68.897 mm2) 計(jì)算圓周速度。1.1m/s3)

9、 計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b68.897 mm計(jì)算摸數(shù) =3.281mm4) 計(jì)算齒寬與高之比齒高 h2.252.253.2817.382 9.335) 計(jì)算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1，根據(jù)1.1m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)k1.05；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，k1.497；由9.33，k1.497查圖10-13得 k1.32；由課本表10-3 得: k1。故載荷系數(shù)k kk k 11.0511.4971.5726) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd73.4017) 計(jì)算模數(shù)3.49mm 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度

10、的設(shè)計(jì)公式（1） 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù) k k k11.1211.321.4782) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)29 =4.6829=135.72 取 =1364) 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.76；2.178 應(yīng)力校正系數(shù)1.56；1.789查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k0.92；k0.96。5) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4328.57 mpa260.57mpa6) 計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較0.0131040.01495大齒輪的數(shù)值大，故選用。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)

11、算=2.35 mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2.5 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d73.401來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z29 取z29那么zuz134.6829135.72 取z1364. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d292.572.5 d1362.5340（2） 計(jì)算中心距 a=206.25（3） 計(jì)算齒輪寬度 b172.572.5 mm圓整后取75mm；80mm。（二） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 選定齒輪類型、精度等

12、級(jí)、材料及齒數(shù)1) 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb 1009588)。2) 材料選擇。由表10-1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。3) 選小齒輪齒數(shù)21，大齒輪齒數(shù)z2992. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(109a)進(jìn)行試算，即 （1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)=1.62) 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 t307.69103 nmm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)0.8。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-

13、21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為hlim2550 mpa。6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60nj 603841（2830010）1.11093.261087) 由課本p207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.90；khn20.95。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,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.906005400.95550522.5（2） 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=61.84mm2) 計(jì)算圓周速度vv=0.9953) 計(jì)算齒寬 4) 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 5) 計(jì)算縱向重

14、合度 =6) 計(jì)算載荷系數(shù)k根據(jù)v=0.995m/s，級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)；直齒輪，.4；由表查得使用系數(shù)由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，k1.497；查圖10-13得 k1.34；故載荷系數(shù)7) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得8) 計(jì)算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1） 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù) 2) 查取齒形系數(shù)由表查得；。3) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表查得；。4) 計(jì)算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) （3） 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由

15、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2.5 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d68.56來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 取z27大齒輪齒數(shù)4. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距 將中心距圓整為198mm（2） 安圓整后的中心距修正螺旋角 （3） 計(jì)算分度圓直徑 （4） 計(jì)算尺寬 七、傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)(a)低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)i. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p4 kw 65.74r/min 592.61nm2. 求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 326.09而 f3624.64 nff3624

16、.641370.88nfftan3624.64973.9n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.1所示圖8.1 軸的載荷分布圖3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）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)課本，取，于是得11244.05mm（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.3592.61103770393nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表17-4，選用lt10彈性

17、套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)軸器的孔徑d145 mm，故取45 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度l112 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l184mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑50mm；左端2) 用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑d55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l184 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些,現(xiàn)取82mm。3) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列

18、圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30217型，其尺寸為ddt55mm90 mm18 mm，故55 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則67mm。4) 取安裝齒輪處的軸段60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為70 mm，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66 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h5mm，則72 mm。軸環(huán)寬度,取10 mm。軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的

19、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,故取50mm。=55 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度圖8.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖 表 8.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm45 h7/k65255 m660 h7/n67266 55 m6長(zhǎng)度/mm82525566106718鍵bhl/mm14 9 70181162c或r/mm處245o處r2處r2.5處r2.5處r2.5處r2.5處2.545o（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按66mm由課本表6-1查得平鍵截面bh18

20、 mm11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為14 mm9 mm70 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2，右端倒角為2.5。各軸肩處的圓角半徑為:處為r2，其余為r2.5。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖8.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a20 mm。因此，作為

21、簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距79+119198 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下： 載荷水平面h垂直面v 支反力 彎矩m 總彎矩 扭矩 6. 桉彎扭合成應(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（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(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0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 mpa 12.1mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險(xiǎn)截面截面a,b只受扭矩作

22、用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(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,b均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，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，但是應(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），而且這里軸的直徑最大,故截面c也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面左側(cè)抗彎截面

23、系數(shù) w0.10.1166637 抗扭截面系數(shù) 0.20.233275截面的右側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 592610截面上的彎曲應(yīng)力 7.85mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 17.81mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表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)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 2.0 1.31又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）

24、得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s12.45s10.427.99s1.5故可知其安全。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.121600抗扭截面系數(shù) 0.20.243200截面的右側(cè)的彎矩m為 m=130638n.mm截面上的彎曲應(yīng)力 6.05 mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 59261013.72 mpa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.16 0.83.162.53軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合

25、系數(shù)為3.33 2.68于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s13.92s8.477.27s1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(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。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。（b）高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1. 求輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩14.337 kw 1440 r/min 29.34x nm2. 求作用在齒輪上的力f809.38nff809.38 294.59n圓周力f，徑向力f如圖8.3所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）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)課本，取

26、，于是得11216.17 mm故圓整取17，輸入軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器 取半聯(lián)軸器的孔徑 l=42mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）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v帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑25 mm。v與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l130 mm，故-的長(zhǎng)度取28mm。2) 單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承（gb/t 2761994）30306型，其尺寸為ddb30 mm72 mm20mm，故30mm；左端深溝球軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬

27、為14 mm。軸段vi的長(zhǎng)度與軸承寬度相同,故取38mm。3) 取安裝齒輪處的軸段35mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75 mm，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70 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h4 mm，則43 mm。軸環(huán)寬度,取8 mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為27.25 mm(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,故取50 mm。=46 mm。至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長(zhǎng)度圖8.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖 段名參

28、數(shù)-直徑/mm18 h7/k62530 m635 h7/n6433830 m6長(zhǎng)度/mm2850467087620鍵bhl/mm6 62010858c或r/mm處245o處r2處r2.5處r2.5處r2.5處r2.5處2.545o（2）軸上的零件的周向定位齒輪、v帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按50 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh10 mm8 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為58 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，v帶輪與軸的連接，選用平鍵為6mm6 mm20 mm，v帶輪與軸的配合為。深溝球軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直

29、徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為1.6。各軸肩處的圓角半徑為:處為r1.2，其余為r1.5。5. 求軸上的載荷取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.4）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c出的、及的值列于下表載 荷水平面h垂直面v支反力534.77 n，274.61 n194.6 n，99.99n彎矩m30481.89 11092.2 11098.89 總彎矩32436.46扭矩t29340 圖8.4 軸的載荷分布圖6. 桉彎扭合成應(yīng)力校核軸的

30、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。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(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0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 mpa2.95mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。8. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（3） 判斷危險(xiǎn)截面截面a,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(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,b均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力

31、集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，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，但是應(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），而且這里軸的直徑最大,故截面c也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（4） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.12700 抗扭截面系數(shù) 0.20.25400截面的右側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 29340截面上的彎曲應(yīng)力 7.79mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 5.43mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論

32、應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 2.0 1.31又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s12.84s3412.14s1.5故可知其安全。（4） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.14287.5抗扭截面系數(shù) 0.20.28575截面的右側(cè)

33、的彎矩m為 m=21055n.mm截面上的彎曲應(yīng)力 4.91mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 293403.42 mpa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.16 0.83.162.53軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.25 2.62于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s17.23s33.9915.21s1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(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。至此，高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。(c)中間軸以及

34、傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1. 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩4.165kw 307.69r/min 13186 nmm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=340f775.64nff282.3n低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=69.87mm 3767.43n ff1420.97 n ftan1009.36n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.5所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）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)課本，取，于是得11226.69mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取3

35、0 mm。2) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有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)48 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30306型，其尺寸為ddt30 mm72 mm20 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則52 mm。3) 取安裝齒輪處的軸段35 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75m，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75mm，則48。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h6 mm，則35 mm

36、。軸環(huán)寬度。-段為小齒輪，其寬度為95 mm，故75 mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖8.5 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 8.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm30 m635 h7/n64035 h7/n6 30 m6長(zhǎng)度/mm48752007552鍵bhl/mm1086310863c或r/mm處245o處r2處r2處r2處r2處r2（2）軸上的零件的周向定位齒輪、v帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按35 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh10 mm8 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣

37、，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2。各軸肩處的圓角半徑為r2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖8.5）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8.6）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a16mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)177.5 mm l2275 mm l381.5mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下 +77.5+275+81.5434 mm載 荷水平面h垂直面v支反力1344 n，3194 n582 n，1121n彎矩m104

38、160 45105 47433 總彎矩 扭矩t131860 7. 桉彎扭合成應(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（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(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0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 mpa7.94mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。9. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（5） 判斷危險(xiǎn)截面截面a,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(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,b均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影

39、響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，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，但是應(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），而且這里軸的直徑最大,故截面c也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（6） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.16400 抗扭截面系數(shù) 0.20.212800截面的右側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 131860截面上的彎曲應(yīng)力 35.53mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

40、力 10.3mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表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)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 2.0 1.31又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s2.78s43.062.77s1.5故可知其安全。（5

41、） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) w0.10.14287.5抗扭截面系數(shù) 0.20.28575截面的右側(cè)的彎矩m為 m=227386n.mm截面上的彎曲應(yīng)力 43.05 mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 13186015.37mpa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.16 0.83.162.53軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.33 2.68于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s2.5s20.524.7s1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)

42、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。至此，中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。八、軸承的選擇和校核計(jì)算已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=70080h1輸入軸承的選擇與計(jì)算由軸i的設(shè)計(jì)已知，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（gb/t 2971994）30306型 =0，fr=809.38 n 轉(zhuǎn)速n=1440r/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書表15-5）知單列圓錐滾子軸承30360的基本額定動(dòng)載荷c=59kn，基本額定靜載荷=63kn2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.2，則 p=（x+y）=1.2（

43、1809.38+0）n =971.26n3）驗(yàn)算軸承壽命 =3.0470080h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30306型。2中間軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸ii的設(shè)計(jì)已知，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（gb/t 2971994）30306型 =0，fr=282.31n 轉(zhuǎn)速n=307.69r/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書表15-5）知單列圓錐滾子軸承30306的基本額定動(dòng)載荷c=59kn，基本額定靜載荷=63kn2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6

44、），取=1.2，則 p=（x+y）=1.2（1282.31+0）n =338.77n3）驗(yàn)算軸承壽命 =2.8772000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30306型。3輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸的設(shè)計(jì)知，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（gb/t 2971994）30311型， =973.9n，fr=1370.88n =3 ，轉(zhuǎn)速n=65.74/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（指導(dǎo)書表15-3）知單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30311的基本額定動(dòng)載荷c=152kn，基本額定靜載荷=188kn 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷

45、p 因?yàn)?973.9n，fr=1370.88徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1.（1973.9 +11370.88）n=2344.78n 3）驗(yàn)算軸承壽命 =6.870080h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）303011九、鍵連接的選擇與校核計(jì)算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇a型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長(zhǎng)根據(jù)輪轂寬度b=80選取鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)l=58. 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器

46、的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力，取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1095-20032、輸出軸鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般7級(jí)以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）。據(jù)，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-2003 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-85。選用lt10彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)軸器孔徑 選擇鍵連接的類型及尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑，聯(lián)軸器y型軸孔，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度l112 m