機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器

1、仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書班級:機(jī)械082班學(xué)號:姓名:指導(dǎo)老師:仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院2010年12月23日目錄一、設(shè)計任務(wù)書31.1傳動方案示意圖31.2原始數(shù)據(jù)31.3工作條件31.4工作量3二、傳動系統(tǒng)方案的分析4三、電動機(jī)的選擇與傳動裝置運(yùn)動和參數(shù)的計算43.1 電動機(jī)的選擇43.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配53.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)6四、傳動零件的設(shè)計計算74.1斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計74.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計11五、軸的設(shè)計計算155.1輸入軸（i軸)的設(shè)計155.3中間軸（ii軸）的設(shè)計22六、軸承的校核276.1輸入軸滾動軸承計算2

2、76.2中間軸滾動軸承計算286.3輸出軸軸滾動軸承計算29七、鍵的校核307.1輸入軸鍵計算307.2中間軸鍵計算317.3輸出軸鍵計算31八、聯(lián)軸器的選擇32九、潤滑與密封32十、減速器附件的選擇32十一、設(shè)計小結(jié)33十二、參考文獻(xiàn)33一、設(shè)計任務(wù)書1.1傳動方案示意圖 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）22501.3270 1.3工作條件 工作壽命10年（設(shè)每年工作300天）， 單班工作制，連續(xù)單向于運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境最高溫度，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶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(jī)的選擇與傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)

3、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(xiàn)；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(jī)的選擇與傳動裝置運(yùn)動和參數(shù)的計算3.1 電動機(jī)的選擇 1、電動機(jī)類型選擇：選擇電動機(jī)的類型為三相異步電動機(jī)，額定電壓交流380v。 2

4、、電動機(jī)容量選擇： （1）工作機(jī)所需功率=fv/1000 f-工作機(jī)阻力 v-工作機(jī)線速度 -工作機(jī)效率可取0.96 (2) 電動機(jī)輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機(jī)的輸出功率為 =/ 為從電動機(jī)到工作機(jī)主動軸之間的總效率，即 =0.833 -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 = （3）確定電動機(jī)的額定功率 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機(jī)的額定功率為4kw。 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 =60×1000v/d=6010001.3/（3.14270）

5、=92r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15，故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 =(8-15） =7361380r/min。 可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min 的電動機(jī)都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min的兩種電動機(jī)進(jìn)行比較，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結(jié)構(gòu)會越大，成本越高。所以應(yīng)綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比。 表2 電動機(jī)方案比較表（指導(dǎo)書 表16-1）方案電動機(jī)型號額定功率（kw）電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）電動機(jī)質(zhì)量（kg）傳動裝置總傳動比同步滿載1y132m1-6410009607310.432

6、y160m1-847507201187.82 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(jī)型號為y132m1-6，外伸軸徑：d=38mm;外伸軸長度： e=80mm。3.2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 =960/92=10.43 2、分配各級傳動比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 =2.6 =43.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號均已在圖中標(biāo)出） =960r/min =960/2.61=367.82/min  /=367.82/4=92r/

7、min =92r/min 2、各軸輸入功率 =3.96kw . =3.92kw =3.61kw =.=3.54kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩 =39.39n.m=101.78n.m =374.73n.m =367.47n.m 將計算結(jié)果匯總列表如下表3 軸的運(yùn)動及動力參數(shù)項目電動機(jī)軸高速級軸i中間軸ii低速級軸iii工作機(jī)軸iv轉(zhuǎn)速（r/min）960960367.829292功率（kw）43.963.923.614.382轉(zhuǎn)矩()39.7939.39101.78374.73367.47傳動比12.614.01效率0.990.940.960.98 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

8、照教材機(jī)械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為=3.92、小齒輪轉(zhuǎn)速為=367.82r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），單班工作制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，環(huán)境最高溫度，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（gb10095-88） （2）材料選擇 由機(jī)械設(shè)計（第八版）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(qiáng)度計算按下式設(shè)計計算（1）確定公式內(nèi)的各計

9、算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.62） 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.4353） 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)n=60 j =60×367.82×1×（1×8×300×10）=0.527×10h n=0.132x10h6） 查教材10-19圖得：k=1.05 k=1.17） 查取齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限650mpa 550mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=19） 小齒輪傳遞的

10、轉(zhuǎn)矩=95.5×10×=9550x3920/367.82=101.78n.m10） 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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:=1.05×650=682.5=1.1×550=605 許用接觸應(yīng)力為 （2） 設(shè)計計算1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 =2） 計算圓周速度0.97m/s3） 計算齒寬b及模數(shù)b=150.34=50.347mm =4) 計算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)= =2.25×2.22=4.995 = =10.085) 計算縱向重合度 =0.318tan=0.318122tan=1.7446) 計

11、算載荷系數(shù)k 系數(shù)=1，根據(jù)v=0.97m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.03 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.2 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 查教材圖表（圖10-13）得=1.18 所以載荷系數(shù) =1.7557) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =8) 計算模數(shù) = 3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式設(shè)計（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =1.462） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.883） 計算當(dāng)量齒數(shù) =24.08=96.334） 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表1

12、0-5）=2.6476 ，=2.187345） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=520mpa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400mpa 。7） 查教材圖表（圖10-18）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 大齒輪的數(shù)值大.選用.（2） 設(shè)計計算1） 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)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

13、曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=51.9來計算應(yīng)有的齒數(shù).2）計算齒數(shù) z=20.1 取z=20 那么z=4×20=80 4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a=128.83將中心距圓整為129mm（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.（3） 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d=52 d=206（4） 計算大.小齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑 h*at = h*ancos ，

14、c*t = c*ancos h*an=1，c*n=0.3 （5） 計算齒輪寬度 b= （6） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm。故 采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖如下圖二、斜齒圓柱齒輪 4.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材機(jī)械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為=3.96kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=367.82r/min、齒數(shù)比為2.6由電動機(jī)驅(qū)動。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），單班工作制，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） 直齒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

15、由機(jī)械設(shè)計（第八版）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(qiáng)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)=1.82） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55×10×=39.39kn.mm3） 取齒寬系數(shù)4） 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限650mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550mpa 5） 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 6） 由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) n=60nj

16、 =60×960×1×（1×8×300×10）=1.3824×10h n=0.5297×10h7) 查教材10-19圖得：k=0.99 k=1.058) 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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: =0.99×650=643.5 =1.05×550=577.5 （2） 設(shè)計計算1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得有公式可得：2） 計算圓周速度v 3.39m/s3） 計算載荷系數(shù) 系數(shù)=1，根據(jù)v=3.39m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動

17、載系數(shù)=1.11 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.1 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.51.25=1.875 得載荷系數(shù) =2.2894） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)m 圓整取m=3 3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 設(shè)計公式： m（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =11.111.11.875=2.2892） 計算當(dāng)量齒數(shù) =26.8=181.03） 由教材表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) 4) 由教材圖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5) 由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲

18、勞壽命系數(shù)k=0.85 k=0.96) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，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 取m=2.5mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=73.15來計算應(yīng)有的齒數(shù).計算齒數(shù) z=29 取z=29 那么z=2.6×29=

19、76 4、計算幾何尺寸（1） 分度圓直徑d=72.5； d=190（2） =（3） 齒頂圓直徑（4） mm（5） =49.98圓整取=50mm =55mm（6） 機(jī)構(gòu)設(shè)計大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm。故 采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖如下圖三、直齒錐齒輪五、軸的設(shè)計計算5.1輸入軸（i軸)的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.96kw =960r/min =39.394 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四所示 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4

20、5鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）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(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.339.39=51207 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-4，選hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250n.m，而電動機(jī)軸的直徑為38mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取=30mm，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

21、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，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當(dāng)小于l所以取=58mm2） 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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-1查得30308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=24m

22、m，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55mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，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(jī)械設(shè)計（第八版）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(dāng)選取。

23、 5、求軸上的載荷（30308型的a=19.5mm。所以倆軸承間支點(diǎn)距離為109.5mm 右軸承與齒輪間的距離為54.25mm。）（見圖四）·水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩=73892.4 n.mm=78960.2 n.mm 扭矩t=39.39n.m 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點(diǎn)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= 12.12mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)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 =3.61 kw =92

24、r/min =374.73n.m 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 d=206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(jī)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，查械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則=1.3374.73=487.149查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表14-4選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250n.m半聯(lián)軸器的孔徑，所以取40mm，半聯(lián)軸器長度l=1

25、12mm，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2-3段的直徑，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1-2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)，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，因而

26、可以取。右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計課程表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取60mm。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52mm，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49mm齒輪的輪轂直徑取為55mm所以55mm。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。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，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁

27、一段距離s=8mm?？汕蟮?7.25mm 86mm （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(jī)械設(shè)計（第八版）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(dāng)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(diǎn)時查得30310型的支點(diǎn)距離a=23mm。所以作為簡支梁的軸承跨距

28、分別為l1=61.25mm，l2=131.25mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點(diǎn)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=214960n.mm扭矩t =374.73m 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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=18.7mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。5.3中間軸（ii軸）的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率p、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩t kw =367.82r/min =101.78n.m 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度

29、圓直徑為 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(jī)械設(shè)計（第八版）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） 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1）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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。

30、 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13.1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm，因此取套筒直徑37mm。2）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）已知圓柱直齒輪齒寬，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）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為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

31、機(jī)械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，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(jī)械設(shè)計（第八版）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；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(dāng)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(diǎn)時查得30310型的支點(diǎn)距離a=15.3mm。所以軸承跨距分別為l1=

32、55.45mm，l2=74.5mm。l3=60.95mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點(diǎn)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=152792n.mm扭矩t =101.78n.mm 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(jī)械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點(diǎn)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(yán)重，且影響程度相當(dāng)。但

33、是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點(diǎn)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，因而該軸只需校核圓柱齒輪左端處的截面。又因軸肩出的左右兩側(cè)均安裝相同輪轂的齒輪，所以只需校核一側(cè)即可。截面左側(cè)校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)彎矩 截面上的扭矩=101.78n.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(jī)械設(shè)計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得 又由機(jī)械設(shè)計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集

34、中系數(shù)為由機(jī)械設(shè)計（第八版）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(jī)械設(shè)計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(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。六、軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力 ， ，y=1.7，x=0.4載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則，則 故合格。6.2中間軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306。軸向力 ， ，y=1.9，x=0.4載荷水平面h垂直面v支反力f則 則 則 則 則

35、 則故合格。6.3輸出軸軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310. 軸向力 ， ，y=1.7，x=0.4·水平面h垂直面v支反力f則 則 則 則 則 則故合格。七、鍵的校核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(qiáng)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(qiáng)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高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的