畢業(yè)設(shè)計(jì)：二級(jí)圓柱斜齒傳動(dòng)減速箱備用設(shè)計(jì)

1、目 錄封面-01目錄-02第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書- 031.1 分析和確定傳動(dòng)方案-03 1.2 選擇電動(dòng)機(jī)-041.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比-051.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參-06第二章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)-07 2.1 減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)-07 2. 2 箱體內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)-08 2.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)-08 2.2.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)-13 2.2.3 驗(yàn)算運(yùn)輸帶速度-18 2.2.4 選擇齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑方式-19 2.2.5 齒輪受力分析-19第三章 減速器裝配設(shè)計(jì)準(zhǔn)備與計(jì)算-193.1軸的初步設(shè)計(jì)-193.1.1初定各軸最小直徑-193.1.2初步確定軸的階梯段-2

2、03.2滾動(dòng)軸承-203.2.1滾動(dòng)軸承的型號(hào)選擇-203.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑和密封方式-203.3選擇軸承端蓋的結(jié)構(gòu)型式 -213.4減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)-213.41減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)方案確定-213.4.2減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算-21第四章 軸的設(shè)計(jì)和校核-234.1 減速器輸入軸（軸）的設(shè)計(jì)-23 4. 2 減速器低速軸（軸）的設(shè)計(jì)-284. 3 減速器中間軸（軸）的設(shè)計(jì)-37第五章 減速器箱體及其附件設(shè)計(jì)-43設(shè)計(jì)體會(huì)與小結(jié)- -43參考文獻(xiàn)-44附錄-44第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 分析和確定傳動(dòng)方案1設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的減速器。工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟

3、動(dòng)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度最高35度。使用期限8年，檢修間隔期為：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修。小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5%。設(shè)工作機(jī)效率為。2列出原始數(shù)據(jù)如表1.1，以備查用。表1.1 原始數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力f/kn輸送帶工作速度v/(m/s)滾筒直徑4.01.64003根據(jù)任務(wù)書要求，選擇方案二，即二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，方案簡(jiǎn)圖如圖1-1所示。 圖1-1 方案簡(jiǎn)圖1.2 選擇電動(dòng)機(jī)1選擇電動(dòng)機(jī)類型按照工作要求和工作條件選用y系列三相鼠籠型異步電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380v。2選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率為式

4、中，分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)和卷筒的傳動(dòng)效率。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9.1可知，則所以電動(dòng)機(jī)所需工作功率為 3. 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速按照機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9.2推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為因此電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(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，由電機(jī)產(chǎn)品目錄或相關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y132m-4，其主要性能如表1.2所示，電動(dòng)機(jī)的主

5、要外形和安裝尺寸如表1.3所示。表1.2 y160m 4型電動(dòng)機(jī)的主要性能電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）y132m-47.514402.22.2 mm型號(hào)habcdefgdgkbbbhaabbhaly132m13221617889388010833122802101353156023818515表1.3 y160m 4型電動(dòng)機(jī)的外形和安裝尺寸1.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比1. 總傳動(dòng)比 2. 分配傳動(dòng)比 考慮潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取，故1.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 卷筒軸 2. 各軸的輸入功率 軸 軸 軸 卷筒軸

6、 3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩為故軸 軸 軸 卷筒軸 將上述計(jì)算結(jié)果匯總于表1.4，以備查用。表1.4 帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸 名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(nmm)轉(zhuǎn)速n/(r/mm)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸7.27144010.99 軸7.2014405.000.97 軸6.982883.770.97 軸6.7776.410.98卷筒軸6.6476.4第二章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 2.1 減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)聯(lián)軸器的初選由設(shè)計(jì)任務(wù)書可知，此減速裝置需用兩個(gè)聯(lián)軸器，電動(dòng)機(jī)與減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器和減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器。電動(dòng)機(jī)與減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器的選擇1）選擇聯(lián)軸器的類

7、型由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動(dòng)載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器。此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2）計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由于機(jī)器起動(dòng)時(shí)的動(dòng)載荷和運(yùn)轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)的過(guò)載現(xiàn)象，所以應(yīng)當(dāng)按軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩。公稱轉(zhuǎn)矩 由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查的，故計(jì)算轉(zhuǎn)矩3）確定聯(lián)軸器的型號(hào)根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩及所選的聯(lián)軸器類型，按照的條件由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)（gb/t5014-2003）中選定該聯(lián)軸器型號(hào)為lt6。上式t為該聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。lx3型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩1，許用最大轉(zhuǎn)速4750r/min軸孔直徑3048mm之間。4)校核最大轉(zhuǎn)速被連接軸的轉(zhuǎn)速n小于所選聯(lián)軸器允許的最高轉(zhuǎn)速

8、，合用。5）協(xié)調(diào)軸孔直徑所選電機(jī)的軸直徑為38mm，而所選聯(lián)軸器軸孔直徑3048mm之間，故合適。6）lx3聯(lián)軸器主動(dòng)端：d1=38mm,y型軸孔，l1=82mm a型鍵槽；從動(dòng)端：j型軸孔，a型鍵槽；軸孔直徑與深度在高速級(jí)軸的設(shè)計(jì)時(shí)確定。減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器的選擇1）選擇聯(lián)軸器的類型由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因?yàn)闇p速器與工作機(jī)不在同底座上，要求有較大的軸線偏移補(bǔ)償，因此常選用無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器。此處選用gcl型鼓形齒式聯(lián)軸器。2）載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩 由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查的，故計(jì)算轉(zhuǎn)矩3）確定聯(lián)軸器的型號(hào)根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩及所選的聯(lián)軸器類型，按

9、照的條件由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)（jb/t8854.2-2001）中選定該聯(lián)軸器型號(hào)為gcl4。上式t為該聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。gcl4型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速4000r/min(材料為鋼)，軸孔直徑3865mm之間。4)校核最大轉(zhuǎn)速被連接軸的轉(zhuǎn)速n小于所選聯(lián)軸器允許的最高轉(zhuǎn)速，故合用。5）gcl4型鼓形齒式聯(lián)軸器的其他數(shù)據(jù)根據(jù)低速軸尺寸確定。2.2 箱體內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)采用二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器。2.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按照要求，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)（小齒輪旋向?yàn)樽笮?）傳送帶為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）。3）材料選

10、擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為220hbs，二者材料硬度相差為30hbs。4）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按下式計(jì)算（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選。2） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-26查得，則。4） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。5） 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7選取齒寬系數(shù)。6） 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7） 由機(jī)械設(shè)計(jì)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） 計(jì)算

11、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取解除疲勞壽命系數(shù)，。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，故11） 許用接觸應(yīng)力（2） 計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計(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。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-4查得；由圖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得7） 計(jì)算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即（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，從機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28查

12、得螺旋角影響系數(shù)。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。4）查取齒形系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得；6)由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，故9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（3） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面解除疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(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)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。又由于設(shè)計(jì)需要，小齒輪直徑不夠大，這里需取

13、于是有取，則。4. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為174mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值變化不大，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)算齒輪寬度圓整后?。?。 （5）計(jì)算大、小齒輪的齒頂高（6）計(jì)算大、小齒輪的齒根高（7）計(jì)算大、小齒輪的全齒高（8）計(jì)算大、小齒輪的齒頂圓直徑（9）計(jì)算大、小齒輪的齒根圓直徑5. 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小齒輪（齒輪1）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪齒頂圓直徑，小于，因此做成實(shí)心結(jié)構(gòu)由于直徑較小，根據(jù)軸的設(shè)計(jì)需要也可設(shè)計(jì)為齒輪軸。（2）大齒輪（齒輪2）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪齒頂圓直徑，大于，而又小于，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。2.2.2低速級(jí)齒輪傳

14、動(dòng)1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按照要求，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。因高速級(jí)小齒輪為左旋，則高速級(jí)大齒輪旋向?yàn)橛倚桓咚偌?jí)大齒輪與低速級(jí)小齒輪同在軸上，要使軸所受軸向力小，則低速級(jí)小齒輪旋向?yàn)橛倚?）傳送帶為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）。3）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)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)處理），硬度為240hbs，二者材料硬度相差為40hbs。4）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按下式計(jì)算 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選。2）由機(jī)械

15、設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-26查得，則。4）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。5） 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7選取齒寬系數(shù)。6） 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7） 由機(jī)械設(shè)計(jì)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） 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取解除疲勞壽命系數(shù)，。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，故11） 許用接觸應(yīng)力（4） 計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計(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。已知使用系數(shù)，根據(jù)

16、，7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-4查得；由圖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得7） 計(jì)算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即（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，從機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。4）查取齒形系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得；6)由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，故9

17、)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（5） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面解除疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(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)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，則，取。4. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為184mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值變化不大，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)算齒輪寬度圓整后取；。 （5）計(jì)算大、小齒輪的齒頂高（6）計(jì)算大、小齒輪的齒根高（7）計(jì)算大、小齒輪的全齒高（8）計(jì)算大、小齒輪的齒頂圓直徑（9）計(jì)算大、小齒輪的齒根

18、圓直徑5. 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小齒輪（齒輪1）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪1齒頂圓直徑，小于，故選用實(shí)心結(jié)構(gòu)。（2）大齒輪（齒輪2）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪2齒頂圓直徑，大于，而又小于，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。歸納以上各齒輪主要數(shù)據(jù)如下表：表2-1各齒輪主要尺寸和參數(shù)齒輪材料法面模數(shù)(mm)齒寬b(mm)齒頂圓(mm)齒底圓（mm）分度圓d(mm)中心距a(mm)螺旋角（度）級(jí)小齒40cr2.06062.00053.00058.00017415.09級(jí)大齒452.055294.000285.000290.000級(jí)小齒40cr2.58082.20270.70277.20218413.72級(jí)大齒452.575295.79828

19、4.298290.7982.2.3驗(yàn)算運(yùn)輸帶速度根據(jù)運(yùn)輸帶速度公式可知，誤差計(jì)算：故所設(shè)計(jì)的齒輪組傳動(dòng)比符合要求。2.24選擇齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑方式由于齒輪傳動(dòng)中齒輪的圓周速度均小于12m/s，故將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。2.2.5齒輪受力分析二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器內(nèi)各齒輪的受力示意圖如圖2-1所示圖2-1 齒輪系受力示意圖第三章 減速器裝配設(shè)計(jì)準(zhǔn)備與計(jì)算3.1軸的初步設(shè)計(jì)3.1.1初定各軸最小直徑因軸的跨距還未確定，先按軸所受的轉(zhuǎn)矩初步計(jì)算軸的最小直徑。計(jì)算公式為：式中，p為軸傳遞的功率（kw）；n為軸的轉(zhuǎn)速（r/min）；c為由許用應(yīng)力確定的系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)的表15-3取c=100

20、。1.軸最小直徑的確定該軸上有一鍵槽將計(jì)算值加大3%，則:由2.1.1中所選聯(lián)軸器的軸孔直徑則確定高速軸軸伸處即軸的最小直徑。2.軸的最小直徑確定由于中間軸的最小直徑處將安裝滾動(dòng)軸承，則應(yīng)不小于高速軸安裝軸承處直徑，高速軸的軸伸處直徑為30mm，考慮其裝配設(shè)計(jì)需要的軸階，安裝軸承處直徑約為40mm,由此，取軸的最小直徑。3.軸的最小直徑確定此段軸上有一鍵槽，將計(jì)算值加大3%，即將其圓整后取，檢驗(yàn)2.1.2中聯(lián)軸器合用。3.1.2初步確定軸的階梯段根據(jù)軸上零件的受力情況、固定和定位的要求，初步確定軸的階梯段。具體此尺寸轉(zhuǎn)不確定。根據(jù)一般情況暫定輸入軸和輸出軸為6-7段，中間軸為5段。3.2滾動(dòng)軸

21、承3.2.1滾動(dòng)軸承的型號(hào)選擇該減速器采用斜齒圓柱齒輪，根據(jù)其受力情況暫選單列圓錐滾子軸承（gb/t297-1994）。再由以上最小軸徑的確定，高速軸考慮裝配軸階的設(shè)計(jì)，可選用內(nèi)徑為40mm的軸承，中間軸和低速軸的最小軸徑即安裝軸承處，則中間軸可選用內(nèi)徑為40mm的軸承，低速軸可選用內(nèi)徑為50mm的軸承。綜合以上考慮，與機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中表12.4選取具體軸承型號(hào)和主要尺寸如下表:表3-1各軸軸承型號(hào)及主要尺寸軸號(hào)軸承型號(hào)d(mm)d(mm)t(mm)b（mm）c(mm)a(mm)da(mm)db(mm)db(mm)da(mm)cr(kn)cor(kn)軸30208408019.751816.

22、16.94749757363.074軸30208408019.75181616.94749757363.074軸3020115510022.752118216464959190.81143.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑和密封方式1.潤(rùn)滑方式的選擇軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑和脂潤(rùn)滑兩類。選用哪一類潤(rùn)滑方式與軸承速度有關(guān)，一般用軸承的dn值（d為滾動(dòng)軸承的內(nèi)徑，單位：mm；n為軸承轉(zhuǎn)速，單位r/min）表示軸承的速度大小。高速軸：查機(jī)械設(shè)計(jì)中表13-10選用脂潤(rùn)滑。2.密封方式的選擇由于軸承選用脂潤(rùn)滑這里選用非接觸式密封的隙縫密封。3.3選擇軸承端蓋的結(jié)構(gòu)型式 綜合考慮，由于凸緣式軸承端蓋調(diào)整軸承間隙比較方

23、便，密封性能好。故選用凸緣式軸承端蓋。3.4減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.41減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)方案確定機(jī)體材料選用鑄鐵制造。機(jī)體做成剖分式，選擇傳動(dòng)件軸線的平面為剖分面（為水平面）機(jī)體形狀采用方箱式機(jī)體。加強(qiáng)筋藏在箱體外面，起吊減速器的吊耳與機(jī)體鑄成一體。3.4.2減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表3-2減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表名稱符號(hào)尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算和關(guān)系取值基座壁厚；機(jī)蓋壁厚 機(jī)座凸緣厚度機(jī)蓋凸緣厚度機(jī)座底凸緣壁厚地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑機(jī)蓋預(yù)計(jì)做連接螺栓直徑連接螺栓的間距 軸承端蓋螺釘直徑窺視孔螺釘直徑定位銷直徑、至機(jī)外壁距離查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表4-2:26mm;:20mm:16mm、至外機(jī)壁

24、距離查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表4-2:24mm;:14mm軸承旁凸臺(tái)半徑14mm凸臺(tái)高度根據(jù)低速機(jī)軸承坐外徑確定，一邊扳手操作為準(zhǔn)草圖設(shè)計(jì)中確定外機(jī)壁至軸承端面距離內(nèi)機(jī)壁紙軸承端面距離大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 ； ；軸承端蓋外徑軸承座孔直徑軸：130mm；軸：130mm；軸：150mm軸承端蓋凸緣厚度軸承旁連接螺栓距離盡量靠近，以m和m互不干涉為準(zhǔn)，一般草圖設(shè)計(jì)中確定根據(jù)以上所有信息進(jìn)行草圖設(shè)計(jì)，具體設(shè)計(jì)見附圖。第四章 軸的設(shè)計(jì)和校核4.1 減速器輸入軸（軸）的設(shè)計(jì)1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)前面準(zhǔn)備工作擬定軸上零件裝配方案如圖3-1所示圖3-1 高速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案

25、（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）根據(jù)高速級(jí)聯(lián)軸器的選擇方案，第三章中已確定最小直徑即-軸段直徑，由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l2=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在第三章中以確定最小直徑即半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上故-軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些，此處??；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。2）參照工作要求并根據(jù)，以及第三章中選定的30208，其尺寸為，故。3) 左、右端滾動(dòng)軸承均采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得30208型軸承的定位尺寸，因此，擋油環(huán)定位圈直徑為47mm,內(nèi)徑40mm。為了保證擋油環(huán)定位,取。4）由于齒輪齒根圓，僅稍大于-

26、段直徑，因此齒輪應(yīng)加工在軸上，齒輪各項(xiàng)尺寸見第二章齒輪設(shè)計(jì)。即軸-端，則。5）軸承端蓋的凸緣厚度e=(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。由于聯(lián)軸器對(duì)拆卸端蓋螺栓影響不大，則取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離。6）已知由表3-2：齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離；內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離?？紤]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)壁一段距離加上這里軸承采用脂潤(rùn)滑應(yīng)當(dāng)留出擋油板的位置，則取，由于擋油環(huán)機(jī)油擋油板的作用又有定位套筒的作用，其中擋油板部分大部分在內(nèi)壁與軸承端面之間但還應(yīng)留出12mm在內(nèi)壁以內(nèi)，因此擋油環(huán)寬度應(yīng)不小于12mm,再留出2mm定位部分，則擋油環(huán)總寬度為14mm；齒輪2與

27、齒輪3的齒面軸向應(yīng)留出一段距離，這里??；查表3-1滾動(dòng)軸承寬度；查表2-1軸小齒輪，級(jí)大齒輪，級(jí)小齒輪寬度為，則（見草圖）箱體內(nèi)壁間距離，由于箱體鑄造測(cè)量較難且精度較低則將l圓整為162mm,將調(diào)整為8.5mm。7)則剩下各段軸的長(zhǎng)計(jì)算如下：;；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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。根據(jù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，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，此處選擇軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取處端倒角為，各軸肩的圓角半徑和裝配尺寸以及以上設(shè)計(jì)尺寸見圖4-2

28、。圖4-22.計(jì)算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-1）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖4-3)。在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，從機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中查取值（參看表3-1）。對(duì)于30208型軸承，其，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及以下計(jì)算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖3-2）。根據(jù)表1.4中軸的各項(xiàng)數(shù)據(jù)（,）進(jìn)行設(shè)計(jì)。計(jì)算此軸上齒輪所受的力 已知軸上齒輪的分度圓直徑為，故圓周力 徑向力 軸向力 則對(duì)h面， ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。h面彎矩為對(duì)v面， ， ，根據(jù)，代入數(shù)據(jù)解得，。則，則總轉(zhuǎn)矩為由表1-3可知，軸扭矩根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面b是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的

29、、以及的值列于表4-1。表4-1 截面b處的支反力f及、以及的值載 荷水平面h垂直面v支反力f，彎矩m總彎矩，扭矩t圖4-3軸的載荷分析3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面b是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的、以及的值列于表4-1。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b）的強(qiáng)度。根據(jù)表4-1中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得。因此，故安全。4.軸承的壽命校核（1）由前面計(jì)算可知：徑向力，軸向力，則（2）由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4查得單列圓錐滾子軸承302

30、08的基本額定靜載荷，基本額定動(dòng)載荷，。則（3）相對(duì)軸向載荷的計(jì)算:在機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5查得，。（3）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷。（5）驗(yàn)算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個(gè)工作日計(jì)算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。 5.鍵連接強(qiáng)度校核高速軸（軸）上僅有半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。由前面部分選擇的平鍵，按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度校核計(jì)算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，即。因此，故所選平鍵合用。鍵的標(biāo)記為:鍵1045 gb/t 1096-20

31、03。4.2 減速器中間軸（軸）的設(shè)計(jì)1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)前面的準(zhǔn)備工作擬定軸上零件的裝配方案如圖4-4所示（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）根據(jù)已選定軸承。其尺寸為，參照工作要求并根據(jù)，軸上有兩個(gè)齒輪（即齒輪2和齒輪3），-軸段與-軸段用于固定軸承，故。圖4-4 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案 2）取安裝齒輪處的軸段-與軸段-的直徑；齒輪2的左端與左軸承右端、齒輪3右端與右軸承左端均采用套筒定位。已知齒輪2輪轂的寬度為55mm、齒輪3輪轂的寬度為80mm,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、。齒輪2的右端和齒輪3的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)

32、處的直徑。3）根據(jù)軸的設(shè)計(jì)可知齒輪2與齒輪3的齒面軸向距離為，因此齒輪2與齒輪3的軸向距離為8.5mm，故可得軸段-的長(zhǎng)度。4）由于齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離，即齒輪1和齒輪3距箱體內(nèi)壁8mm，則齒輪2距箱體內(nèi)壁10.5mm；軸承端面距箱體內(nèi)壁距離；已知滾動(dòng)軸承寬度，則左邊擋油環(huán)寬，。因此:至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，為了保證強(qiáng)度鍵槽末端距軸段末端至少5mm,據(jù)此-軸段的鍵長(zhǎng)取63mm，-軸段的鍵長(zhǎng)取40mm，具體位置分布見圖4-5，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪

33、轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑見,4-5。 圖4-5 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案根據(jù)表1.4中軸的各項(xiàng)數(shù)（, ,）以及高速軸的設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行設(shè)計(jì)。2.計(jì)算此軸上齒輪所受的各個(gè)方向上的力 （1）已知軸上大齒輪（齒輪2）與高速軸上的小齒輪（齒輪1）相嚙合，故齒輪2受到的力為： 圓周力 徑向力 軸向力 （2）軸上小齒輪（齒輪3）上所受力根據(jù)軸所傳遞力矩以及已知小齒輪分度圓直徑求得如下： 圓周力 徑向力 軸向力 3.計(jì)算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-4）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)

34、圖(圖4-6)。在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取值（參看圖3-5）。對(duì)于30208型軸承，其，因此，左邊軸支撐點(diǎn)到齒輪2中心的距離：兩齒輪中心是距離： 右邊軸支撐點(diǎn)到齒輪3中心的距離：兩軸承支撐點(diǎn)跨距：根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及以下計(jì)算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-6）。由前面計(jì)算可知：故齒輪2受到的力為：圓周力，徑向力，軸向力；齒輪3受到的力為：圓周力，徑向力、軸向力。則對(duì)h面， ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。h面彎矩為 對(duì)v面， ， ，根據(jù)，代入數(shù)據(jù)解得，。則 則總轉(zhuǎn)矩為: 由表1-3可知，軸扭矩表4-2 截面c處的支反力f及、以及的值載 荷水平面h垂直面v支反力f，彎矩m總彎矩， 扭矩t圖4-6

35、中間軸的載荷分析4.按彎矩和成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的、以及的值列于表4-2。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)表4-2中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得。因此，故安全。5.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1）判斷危險(xiǎn)截面如圖4-4截面、雖然截面面積較小但不受扭矩且彎矩較小，軸的最小直徑也是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕來(lái)確定的，則無(wú)需校核。截面雖有應(yīng)力集中但彎矩較截面小，故也不用校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈

36、配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中在兩端）故也不用校核。截面應(yīng)力較大且應(yīng)力集中較大是應(yīng)校核的危險(xiǎn)截面，截面左側(cè)軸徑較大且無(wú)應(yīng)力集中故無(wú)需校核，則只需校核其右側(cè)。2） 危險(xiǎn)截面校核 抗彎矩截面系數(shù) 抗扭矩截面系數(shù) 彎矩m及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭矩切應(yīng)力為 軸材料45（調(diào)質(zhì)）由機(jī)械設(shè)計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)附表3-2查取。因：，經(jīng)插值后可查得，又由機(jī)械設(shè)計(jì)附圖3-2查得軸的材料敏性系數(shù)為，過(guò)盈配合處的，由機(jī)械設(shè)計(jì)附表3-8用插值法求出，并取，于是得，軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系

37、數(shù)為由機(jī)械設(shè)計(jì)碳鋼特性系數(shù)： ，取于是計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。6.軸承的壽命校核（1）由前面計(jì)算可知：圓周力，徑向力，軸向力；齒輪3受到的力為：圓周力，徑向力、軸向力。因此徑向力合力，軸向力合力。則（2）由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4查得單列圓錐滾子軸承30208的基本額定靜載荷，基本額定動(dòng)載荷，。則（3）相對(duì)軸向載荷的計(jì)算:在機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5查得，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4查得。（3）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷。（5）驗(yàn)算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個(gè)工作日計(jì)算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。7

38、.鍵連接強(qiáng)度校核中間軸（軸）上齒輪2、3與軸的周向定位均采用平鍵連接。由前面部分齒輪2處選擇的平鍵為；齒輪3處選擇的平鍵為。按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度校核計(jì)算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為齒輪2處平鍵：齒輪3處平鍵:由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，即。因此，故所選平鍵合用。鍵的標(biāo)記為:鍵1440 gb/t 1096-2003; 鍵1463 gb/t 1096-2003。4.3 減速器低速軸（軸）的設(shè)計(jì)1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)前面的準(zhǔn)備工作擬定軸上零件的裝配方案如圖4-7所示 圖4-7 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案（2）根據(jù)軸向定位要求

39、確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）根據(jù)低速級(jí)聯(lián)軸器的選擇方案及軸的最小直徑，取-軸段直徑，由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l1=84mm，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-軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些，此處取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄（gb/t 292-1994）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30211，其尺寸為，故。兩端滾動(dòng)軸承采用套筒（擋油環(huán)）軸向定位。根據(jù)30211型軸承的定位要求設(shè)計(jì)擋油環(huán)尺寸如圖4-8。3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑；已知齒輪輪轂的寬度為75mm，

40、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。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸肩處的直徑。4）軸承端蓋的總寬度為(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。5）為便于左端擋油環(huán)軸向固定以及使軸承裝備段區(qū)分出來(lái)，在擋油環(huán)右端制出軸段-，取。至此各段軸直徑已確定，至于其余未說(shuō)明軸段長(zhǎng)的確定于軸系、相似，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)以及各定位零件和定位尺寸相互配合確定，此處不再一一贅述，具體尺寸見圖4-8。圖4-8 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案具體尺寸 （3）軸上零件的周向定位1）半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接

41、。根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的配合為。2）齒輪與軸的周向定位也采用平鍵連接。根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。3）滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸左端倒角為軸右端倒角為，各軸肩的圓角半徑見圖4-8。 2.計(jì)算此軸上齒輪所受的力 根據(jù)表1.3中軸的各項(xiàng)數(shù)據(jù)（,）進(jìn)行設(shè)計(jì)。（1）已知軸上大齒輪（齒輪4）分度圓直徑，由作用力與反作用力，故齒輪4受到的力為： 圓周力 徑向力 軸向力 3.計(jì)算軸上的載荷

42、首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖4-9)。在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，從機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中查取值（參看圖3-3）。對(duì)于302011，其，因此，右邊軸支撐點(diǎn)到齒輪3中心的距離：兩軸承支撐點(diǎn)跨距：由軸系結(jié)構(gòu)如圖可得聯(lián)軸器中心到軸左端支撐點(diǎn)距離：左端支撐到齒輪4中心距離：根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及以下計(jì)算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-9）則對(duì)h面 ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。h面彎矩為對(duì)v面， ， ，根據(jù) 代入數(shù)據(jù)解得 。則 則總轉(zhuǎn)矩為由表1-3可知，軸扭矩根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面b是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的、以及的值列于表4-3。表4-3 截面c處的支反力f及、

43、以及的值載 荷水平面h垂直面v支反力f，, 彎矩m總彎矩，扭矩t4-9低速軸的載荷分析圖4.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矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面b）的強(qiáng)度。根據(jù)表4-3中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得。因此，故安全。5.軸承的壽命校核（1）由前面計(jì)算可知：徑向力：；軸向力，則（2）由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.2查得單列圓錐滾子軸承302011的基本額定靜載荷，基本額定動(dòng)載荷，。（3）由，在機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5查得，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4查得。（4）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷。（5）驗(yàn)算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個(gè)工作日計(jì)算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。6.鍵連接強(qiáng)度校核(1)低速軸（軸）上半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接（公差h9）。由前面部分選擇的平鍵，按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度校核計(jì)算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，已經(jīng)超出許用擠壓應(yīng)力給定范圍，則不滿