兩級(jí)圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車傳動(dòng)

1、一、課程設(shè)計(jì)方案1傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示 圖12原始數(shù)據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的圓周力f/n帶速v/（m/s）滾筒直徑d/mm15502 3003工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.傳動(dòng)方案： 圖2二、電動(dòng)機(jī)的選擇（1）選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求用y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380v。（2）選擇電動(dòng)機(jī)容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率，按參考文獻(xiàn)1的（2-1）為由式（2-1）得 kw根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率 0.96傳動(dòng)裝置的總效率 查參考文獻(xiàn)1第10章中表10-2機(jī)械傳動(dòng)和

2、摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）開式齒輪傳動(dòng)效率,代入得 所需電動(dòng)機(jī)功率為 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由參考文獻(xiàn)1第19章所示y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為4 kw。（3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻(xiàn)1表2-2可知，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為840，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)1表19-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表1中 表1 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型 號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/()總傳動(dòng) 比

3、同 步轉(zhuǎn) 速滿 載轉(zhuǎn) 速1y112m-441500140011.32y112m-243000289022.7表1中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y112m-4。 三傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配計(jì)算總傳動(dòng)比： 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比：對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近（即兩個(gè)大齒輪分度園直徑接近），且低速級(jí)大齒

4、直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即式中：高速級(jí)傳動(dòng)比 減速器傳動(dòng)比又因?yàn)閳A柱齒輪傳動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為35，所以選,。 四計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速（2）各軸輸入功率工作機(jī)軸（3）各軸輸入轉(zhuǎn)距工作機(jī)軸表2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率p/kw轉(zhuǎn)距t/(n.m)轉(zhuǎn) 速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電動(dòng)機(jī)軸3.64 24.14 1440 1 0.99高速軸3.60 23.90 14403.98 0.97中速軸 3.50 92.20 361.81 2.84 0.97低速軸 3.39 253.99 127.43 1 0.99工作機(jī)軸 3.37 251.45 12

5、7.43五齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)參數(shù)：兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。1選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）2）材料及熱處理：由參考文獻(xiàn)2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，二者材料硬度差為40hbs。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4）選取螺旋角。初選螺旋角=14。2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式（10-21）計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選kt=1.62

6、）由參考文獻(xiàn)2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.4333）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻(xiàn)2圖10-26查得5）小齒輪轉(zhuǎn)距23.90n.mm6）由由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得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8）由參考文獻(xiàn)2式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；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，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得（2）計(jì)算1）試計(jì)算

7、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已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)取根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相同故；由參考文獻(xiàn)2圖10-13查得由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)2式（10-10a）得 7）計(jì)算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2式（10-17） （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，從參考文獻(xiàn)2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yb=0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表

8、10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得； 6）由參考文獻(xiàn)2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限7）由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.4，由文獻(xiàn)2式（10-12）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)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=40.25mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=26，則，取=103。4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中

9、心距 將中心距圓整為100mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 mm圓整后??；。（二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)：1選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）3）材料及熱處理：選擇參考文獻(xiàn)2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，二者材料硬度差為40hbs。4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)

10、2式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選kt=1.32）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距4）由參考文獻(xiàn)2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得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）由參考文獻(xiàn)2式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；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，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得（2）計(jì)算1）試計(jì)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 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算

11、載荷系數(shù)k已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)??；根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻(xiàn)2圖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)， ；由，查參考文獻(xiàn)2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a）得 7）計(jì)算模數(shù)3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2式（10-5） （1）計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由參考文獻(xiàn)2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；2）由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.

12、4，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得 4）計(jì)算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得；。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)2表10-5查得；。7）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大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=74。4幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算大、小齒輪的分

13、度圓直徑 2）計(jì)算中心距 3）計(jì)算齒輪寬度 mm則??；。小結(jié)： 表 3項(xiàng)目d/mmzmn/mmb/mmb材料旋向高速級(jí)齒輪140.20261.55040gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級(jí)齒輪365262.57040gr齒輪4185746545鋼六軸的設(shè)計(jì)齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表4級(jí)別高速級(jí)低速級(jí)261032674 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm；（一）高速軸的設(shè)計(jì)。已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小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3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步

14、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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（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

15、聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=22mm。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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。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)，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30205，其尺寸為的,故。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，

16、因此，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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。5）已知高速級(jí)齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度t=16.25mm，低速級(jí)大齒輪輪轂長l=70mm，套筒長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按

17、由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處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參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=12.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距

18、圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。表5載荷水平面h垂直面v支反力fn，n，彎距m總彎距扭距t5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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。（二）中速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對(duì)稱性，則中速軸大齒輪的力為，圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5

19、所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）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(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)軸的最小直徑，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30207，其尺寸為的,故。2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，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70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，

20、此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對(duì)稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度t=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）

21、軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處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參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于3

22、0207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=15.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面b和c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面b和c處的的值列于下表（參看圖6）。 表6載荷水平面h垂直面v支反力fn，彎距m總彎距扭距t5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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得

23、。因此，故安全。（三）.低速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對(duì)稱性可知 ，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為56

24、0000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（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)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=45mm。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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，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6309，其尺寸為的,故

25、；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了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。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 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20mm，（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。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是

26、s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度b=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長l=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）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平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，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渡配合來保證的，此處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參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖

27、7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取b值。對(duì)于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得b=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7載荷水平面h垂直面v支反力fn，n，彎距m總彎距扭距t5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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸

28、的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。七.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長l=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。（二）中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒

29、輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長l=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。 2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長l=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,

30、取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長l=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（

31、6-1）可得 mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長l=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得八.軸承壽命的驗(yàn)算(一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷c=32200n。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由

32、圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的y值。查參考文獻(xiàn)1可知y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動(dòng)載荷c=54200n。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的y值。查參考文獻(xiàn)1可知y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文