二級(jí)圓錐-圓錐齒輪減速器說明書

1、湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì)資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2009 2010 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 劉揚(yáng) 職稱 教授 學(xué)生姓名 黃子良 專業(yè)班級(jí) 材料成型及控制工程 班級(jí) 072 學(xué)號(hào) 07405300219題 目 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 成 績 起止日期 2009 年 12 月 21 日 2010 年 1 月 1 日目 錄 清 單序號(hào)材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計(jì)任務(wù)書12課程設(shè)計(jì)說明書13課程設(shè)計(jì)圖紙張4裝配圖15零件圖26 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書20092010學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 材料成型及控制工程 專業(yè) 072 班級(jí)課程名稱： 機(jī)械設(shè)

2、計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 完成期限：自 2009 年 12 月 21 日至 2010 年 1 月 1 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：運(yùn)輸帶牽引力F=940 N；輸送速度 V=2 m/s；滾筒直徑D=300 mm.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)輸帶速度允許誤差±5。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì); 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封;減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下,獨(dú)立完成以下任務(wù):（1) 減速機(jī)裝配圖1張；(2） 零件工作圖23張；(3） 設(shè)計(jì)說明書

3、1份（60008000字）。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2009.12。21-2009.12.22傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2009。12.232009。12。25傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2009。12.25-2009。12。31減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說明書2010.01。01交圖紙并答辯主要參考資料1。機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社)2.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）3.工程圖學(xué)（趙大興主編 高等教育出版社）4機(jī)械原理(朱理主編 高等教育出版社)5?；Q性與測量技術(shù)基礎(chǔ)（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）6。機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本)（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社) 7

4、。材料力學(xué)（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機(jī) 械 設(shè) 計(jì)設(shè)計(jì)說明書帶 式 運(yùn) 輸 機(jī) 傳 動(dòng) 系 統(tǒng) 設(shè) 計(jì)（10)起止日期: 2009 年 12 月 21 日 至 2010 年 01 月 01 日學(xué)生姓名*班級(jí)材料072學(xué)號(hào)07405300219成績指導(dǎo)教師（簽字)機(jī)械工程學(xué)院（部）2010年01月01日目 錄1 設(shè)計(jì)任務(wù)書12 傳動(dòng)方案的擬定13 原動(dòng)機(jī)的選擇24 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比35 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算46 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算57 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算178 軸承的壽命計(jì)算及校核359 鍵聯(lián)接強(qiáng)度的計(jì)算及

5、校核3610 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇3711 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)3912 設(shè)計(jì)小結(jié)4213 參考文獻(xiàn)4214 附圖1 設(shè)計(jì)任務(wù)書1。1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu),其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1所示。圖1.1帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置1。2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的工作拉力：F=950N；運(yùn)輸帶的工作速度：v=2。0m/s;卷筒直徑：D=300mm；使用壽命：10年，每年工作日300天，3班制，每班8小時(shí).1。3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求:誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的±5；工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產(chǎn)。2 傳動(dòng)方

6、案的擬定帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示圖2.2封閉式圓錐圓柱減速器1-高速軸 2小圓錐齒輪 3小圓柱齒輪 4-大圓柱齒輪 5-低速軸 6-聯(lián)軸器 7滾筒 8-運(yùn)輸帶 9-中間軸 10大圓錐齒輪 11-電動(dòng)機(jī) 12聯(lián)軸器上圖為閉式的兩級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器傳動(dòng)，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)較平穩(wěn),但是齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱,因此要求軸有較大的剛度，高速級(jí)為圓錐齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng).3原動(dòng)機(jī)的選擇3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件,選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量3。2。1工作機(jī)所需的有效功率式中：工作機(jī)所需

7、的有效功率(KW) 帶的圓周力(N）3。2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率式中：工作機(jī)效率，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中第141頁中表2（按平帶查得） 傳動(dòng)裝置總效率，其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表102(按一般齒輪傳動(dòng)查得) 傳動(dòng)裝置總效率聯(lián)軸器效率（齒式）, 一對(duì)滾動(dòng)軸承效率， 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率， -閉式錐齒輪傳動(dòng)效率，故： 因載荷平穩(wěn),電動(dòng)機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表191所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù),可選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率。 。3。3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表22（按兩級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器查得)，兩級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為815,則總傳動(dòng)比合理范圍為=8

8、15，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)速的只有1500r/min,再由3.2中的電動(dòng)機(jī)的額定功率，可根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表19-1查得,可選取Y100L24型號(hào)的電動(dòng)機(jī)，其數(shù)據(jù)列于表1中。表3.1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速堵載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速Y100L24314202。22.34 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，式中:總傳動(dòng)比 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4。2 分配傳動(dòng)比根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表21查得，單級(jí)傳動(dòng)中，圓錐齒輪的傳動(dòng)比適用范圍，圓柱齒輪的傳動(dòng)比的適用范圍。所以圓錐圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比的分配如下：高速級(jí)圓錐

9、齒輪傳動(dòng)比 ： 低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 ： 5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算減速器傳動(dòng)裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號(hào)為電動(dòng)機(jī)0軸、軸、軸.5.1 各軸的轉(zhuǎn)速5。2各軸輸入功率式中：-電動(dòng)機(jī)0軸與軸間的傳動(dòng)效率， 軸與軸間的傳動(dòng)效率，5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩將5.1、5.2、5。3節(jié)中的結(jié)果列成表格.如下表5。1所示：表5.1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/（N·m）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i效率高速軸0軸2.23415.0214202。80.9315中間軸軸2。08139.1850740。9057低速軸軸1.978141.931276傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.1高速級(jí)直齒圓錐齒

10、輪的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1 材料的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表101查得,小圓錐齒輪1選用40Cr號(hào)鋼，7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS1=280<350;大圓錐齒輪2選用45號(hào)鋼,7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS2=230<350。由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為50HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強(qiáng)度,再校核彎曲強(qiáng)度。6。1.2 按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中1012式,式中：許用接觸疲勞強(qiáng)度（MPa） 接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，(按失效概率為1%計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果,故可取）-齒輪的疲勞極

11、限（MPa），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1021d按齒面硬度查得錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值）,接觸疲勞壽命系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-13式，式中：齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)-齒輪的轉(zhuǎn)速(r/min）,(其中，） 齒輪每轉(zhuǎn)一圈,同一齒面的嚙合次數(shù)， 齒輪的工作壽命（h)，所以：小圓錐齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， 大圓錐齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)，將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算公式， >, 計(jì)算取6。1.3計(jì)算圓錐齒輪大端面的分度圓直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中1026式查得，在對(duì)于=20°的圓柱直齒圓錐齒輪的情況下，區(qū)域系數(shù)，小圓錐齒輪大

12、端面的分度圓直徑需滿足，式中：小圓錐齒輪大端面的分度圓直徑（mm） 彈性影響系數(shù)（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表106按鍛鋼查得 -小圓錐齒輪的轉(zhuǎn)矩（N·mm），由表2可知 兩圓錐齒輪的齒數(shù)比， -許用接觸疲勞應(yīng)力(MPa）, 齒寬系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P224查得可取 接觸疲勞載荷系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-2式，查得 式中：-使用系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-2按輕微沖擊查得 動(dòng)載荷系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖108按精度等級(jí)8級(jí),速度V=5m/s查得 齒間接觸疲勞載荷分配系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-3查得 齒向接觸疲勞載荷分布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226可查得(根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表109

13、查得） 接觸疲勞載荷系數(shù)故小圓錐齒輪的大端面分度直徑,修正小圓錐圓周速度，因此時(shí)的已經(jīng)很接近5m/s，動(dòng)載荷系數(shù)與根據(jù)所查的值相差不大，故可不再重算。6。1。4 計(jì)算齒輪的齒數(shù)和大端模數(shù) 選取小齒輪齒數(shù)： ,則大齒輪齒數(shù)： 大端模數(shù)： 另外根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表6.11取m=3mm2 mm(符合根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P16中2。2.3規(guī)定了對(duì)于圓錐齒輪傳動(dòng)其模數(shù)應(yīng)大于2mm）6.1.5 計(jì)算齒輪的相關(guān)幾何參數(shù)小齒輪大端面分度圓直徑: 大齒輪大端面分度圓直徑：小齒輪的分度圓錐角:大齒輪的分度圓錐角：小齒輪的當(dāng)量齒數(shù)：大齒輪的當(dāng)量齒數(shù)：錐距：齒寬：故取,。6.1.6 計(jì)算彎曲疲勞極限根據(jù)文獻(xiàn)【1】中1012

14、式，式中：許用彎曲疲勞強(qiáng)度(Mpa） 彎曲壽命系數(shù) 齒輪的彎曲疲勞極限（Mpa) 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，（對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度一旦發(fā)生斷齒，就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故計(jì)算時(shí)取 ）根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1021d按齒面硬度查得錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值，并以脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力計(jì)算)，由6。1.2以算出齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù):根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖10-18查得接觸疲勞壽命系數(shù),，將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算公式，6。1.7 校核齒根彎曲強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)【1】中1023式查得校核公式，式中：齒根彎曲強(qiáng)度 齒形系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表105按當(dāng)量齒數(shù)查得， -應(yīng)力校正系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表1

15、05按當(dāng)量齒數(shù)查得，切與分度圓的軸向分力（圓周力）,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226查得， 彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226查得 式中:使用系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-2按輕微沖擊查得 -動(dòng)載荷系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖108按精度等級(jí)8級(jí),速度V=5m/s查得 齒間載荷分配系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226查得 齒向載荷分布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226查得（根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表109按一個(gè)兩端支撐一個(gè)懸臂查得） 接觸疲勞載荷系數(shù)小齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度大齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度故兩個(gè)圓錐齒輪的彎曲強(qiáng)度足夠，由于圓錐齒輪處于高速級(jí)， 為了防止其失效，應(yīng)保證較富裕的強(qiáng)度和剛度，因此不再進(jìn)行齒根彎曲疲勞的

16、綜合設(shè)計(jì)。6.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算6。2。1 材料的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表101查得，小斜齒圓柱齒輪1選用45號(hào)鋼，7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)，HBS3=250350;大斜齒圓柱齒輪2選用45號(hào)鋼，7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)，HBS4=210350。因?yàn)榇藘蓤A柱齒輪的轉(zhuǎn)速不高，且二者材料硬度差為40HBS,也可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強(qiáng)度，再校核彎曲強(qiáng)度。螺旋角：初選=14°小齒輪齒數(shù)：初選z3=21大齒輪齒數(shù):初選z4=z1×i1=21×4=846.2.2按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)6.2.2。1計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-12式，

17、按失效概率為1計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果,故可取。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖10-21d按齒面硬度查得圓柱齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中1013式，齒輪的轉(zhuǎn)速：，） 齒輪的工作壽命:齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù):根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)，,將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算公式， 6。2。2.2 確定小斜齒圓柱齒輪的分度圓直徑式中：載荷系數(shù)，試選彈性影響系數(shù)()，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表106按鍛鋼查得 區(qū)域系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1030按法向壓力角查得 小圓柱斜齒輪的轉(zhuǎn)矩（N·mm）,由表2可知

18、 兩圓柱斜齒輪的齒數(shù)比, 許用接觸疲勞應(yīng)力(MPa)， 齒寬系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表107按非對(duì)稱布置查得 圓柱齒輪的端面重合度，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1026查得，故小齒輪的分度直徑,6。2.2.3計(jì)算小齒輪的圓周速度6.2。2.4計(jì)算小齒輪的齒寬及模數(shù)齒寬: ,法面模數(shù): 齒高: 齒寬與齒高之比：6.2。2.5計(jì)算縱向重合度根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P216，6.2。2。6計(jì)算載荷系數(shù)式中：使用系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-2按輕微沖擊查得 動(dòng)載荷系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖10-8按精度等級(jí)7級(jí),速度V3=1.177m/s查得 -齒間接觸疲勞載荷分配系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表103查得 -齒向接觸疲勞載荷分

19、布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-4查得 接觸疲勞載荷系數(shù)6.2。2。7按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-10a式,6。2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-17式，6。2.3。1計(jì)算兩齒輪齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-12式，彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù),（對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度一旦發(fā)生斷齒，就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故計(jì)算時(shí)取 )根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1021d按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，(一般選取中間偏下值，MQ上選值,并以脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力計(jì)算）,由6。2.2.1已經(jīng)算出齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：， 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1018查得接觸疲勞壽命系數(shù)，將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算

20、公式，6.2.3。2計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P226查得式中：-使用系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-2查得 動(dòng)載荷系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖10-8按精度等級(jí)7級(jí)，速度V3=1。258m/s查得 齒間載荷分配系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-3查得 齒向載荷分布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖1013查得 接觸疲勞載荷系數(shù)6。2。3。3螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度，并從文獻(xiàn)【1】中圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)6。2。3.4計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)6。2。3.5齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)齒形系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-5按當(dāng)量齒數(shù)查得，應(yīng)力校正系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表105按當(dāng)量齒數(shù)查得，6。2。3.6計(jì)算大、小齒輪的

21、參數(shù)并加以比較 故小齒輪的數(shù)值大，按小齒輪計(jì)算.6。2。3。7設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)此計(jì)算可知,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得得模數(shù)1。317并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=1.5mm,按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑d3=47。64mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).這樣設(shè)計(jì)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，有滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費(fèi).于是有：圓整后,取,則.6.2.4幾何尺寸計(jì)算6.2.4.1計(jì)算中心距將中心距圓整得：6。2.4。2

22、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。6.2.4.3計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑6.2.4.4計(jì)算齒輪寬度圓整后取,.（一般小齒輪齒寬比大齒輪多510mm）6.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.3.1直齒圓錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù),根據(jù)文獻(xiàn)【3】表6。12可對(duì)直齒圓錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下表6.1所示表6。1直齒圓錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸名稱符號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪分度圓錐角齒數(shù)傳動(dòng)比齒頂高齒根高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑錐距分度圓齒厚頂隙當(dāng)量齒數(shù)齒寬結(jié)構(gòu)形式一般式腹板式圖6.1 小直齒額圓錐齒輪6.3.2斜齒圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)【3】表6。7可對(duì)直齒圓

23、錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下表6.2所示表6.2斜齒圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸名稱符號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪螺旋角傳動(dòng)比齒數(shù)基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬結(jié)構(gòu)形式一般式腹板式7 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算7.1 軸的布局設(shè)計(jì)繪制軸的布局簡圖如下圖7.1所示圖7。1 軸的布置簡圖 考慮到低速軸的受力大于高速軸,應(yīng)先對(duì)低速軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，其他的軸則只需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),沒必要進(jìn)行強(qiáng)度校核。7.2 低速軸的設(shè)計(jì)7.2。1 軸的受力分析由上述6。2中低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可求得大斜齒輪的嚙合力：

24、大斜齒輪的分度圓直徑：大斜齒輪的圓周力:大斜齒輪的徑向力：大斜齒輪的軸向力：7。2。2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.2.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑,式中：最小直徑系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表153按45鋼查得 低速軸的功率（KW），由表5.1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速(r/min），由表5.1可知:因此: 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中141式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） -工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表141按轉(zhuǎn)矩變

25、化小查得, 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知:因此: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表144查得，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7。2以及表7。1所示,圖7。2 LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表7.1LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩TnN。m許用轉(zhuǎn)速n（ r/min)軸孔直徑（d1、d2、dZ)軸孔長度mmDmmD1mmBmmSmm轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Kg.m2質(zhì)量kgY型J、J1、Z型LL1LLX1250850012,1432279040202。50。002216，18，1942304220,22,

26、24523852LX2560630020，22，2452385212055282。50。009525，2862446230,32,35826082由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。7。2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7.2。4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.3 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7。2.4。2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑式中：-軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中查得定位軸肩的高度,故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑.半聯(lián)軸器與軸配合

27、的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些,現(xiàn)取。初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表131中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30307，其基本尺寸資料如下表7.2所示表7.2 30307型圓錐滾子軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d35D80T22.75C18a16.75B21由上表7.2可知該軸承的尺寸為，故;由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑,得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長度，故圓整后,。 由于圓錐滾子

28、軸承采用脂潤滑,得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油.有上表7。2可知30307型軸承的定位軸肩高度，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段的直徑軸處定位軸肩的高度故取對(duì)封油環(huán)進(jìn)行定位,則軸段的直徑齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度：考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則，軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取.輪轂的寬度，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。 取軸承端蓋的總寬度為。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（參考圖7.1）,故取。 根據(jù)軸的總體布置簡圖7。1可知,

29、大圓柱齒輪左端面距箱體左內(nèi)壁之間距離，大圓錐齒輪右端面距箱體右內(nèi)壁之間的距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1)?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取.已知滾動(dòng)軸承寬度，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖10-39（b）中可初取大圓錐齒輪輪轂長，則表7。3 低速軸的參數(shù)值至此,經(jīng)過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7。4所示，并歸納為下表7.3所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號(hào)軸的截面(mm）軸段長度4246444653033軸段直徑28323538444035軸肩高度-21。51.5322。57.2.4。3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位

30、均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為，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；同樣,按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7。2.4。4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表152查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.3。7。2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7。4)做出軸的設(shè)計(jì)簡圖（7。1圖）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對(duì)于30307型圓錐滾子

31、軸承，由上表7.2中可知。因此,作為簡支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.4所示。圖7。4 低速軸的受力分析表7.4 低速軸上的載荷分布 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。現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的、以及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7。2.6 按彎扭校核軸的疲勞強(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)文獻(xiàn)【1】中155式查得,式中：-C截面的計(jì)算應(yīng)力（MPa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm

32、3）,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)151查得。因此,故安全。7.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度7。2。7。1 判斷危險(xiǎn)截面 截面A，B只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(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均無需校核. 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，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,但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的

33、應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大,故截面C也不必校核.截面和顯然更不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表34和附表38可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。7.2.7.2 分析截面左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表154按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 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.根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表32查的.因,經(jīng)差值后可查得，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附34式查得有效應(yīng)力

34、集中系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數(shù): 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中312式及314b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中156式和158式查得，式中:, 故可知該低速軸安全。7。2.7.3分析截面右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù): 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表38用插值法可求得，

35、并取軸按磨削加工,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖34查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知該低速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時(shí)過載及嚴(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。7.3 高速軸的設(shè)計(jì)7。3.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6。1中高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知:小圓錐齒輪的大端分度圓直徑：7。3。2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳

36、素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3。3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中152式可初步估算軸的最小直徑,式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按45鋼查得 -高速軸的功率(KW）,由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速(r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩() 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50142003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表14-

37、4查得，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如上表7。1所示。由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑,故取，半聯(lián)軸器的長度,與軸配合的轂孔長度。7。3。4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7。3。4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7。5 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.3.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。軸段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段

38、的長度應(yīng)比稍短一些,現(xiàn)取。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如下表7。5所示表7。5 30304型圓錐滾子軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d20D52T16.25C13a11.1B15由上表可知該軸承的尺寸為,故；而為了使?jié)L子軸承被封油環(huán)和端蓋可靠夾緊，與之配合的軸的長度要略小于軸承的寬度，因此去,此時(shí)便確定了處的軸肩高度。為了加工的方便性，取與小圓錐齒輪配合的軸段的直徑與與-處相同，即，則軸

39、肩.兩滾動(dòng)軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位。有上表7。5可知30304型軸承的定位軸肩高度，因此,。 取軸承端蓋的總寬度為。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。取圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到軸承采用脂潤滑,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承寬度， 根據(jù)上圖7。5可取，,又因?yàn)?取.進(jìn)而可以確定軸-段的長度。故取。表7。6 低速軸的參數(shù)值至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為下表7。6所示，參數(shù)名稱參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm)軸段長度283715801547軸段直徑16192027201

40、6軸肩高度1.50.53.53。52-7.3。4。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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為;滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6.7.3.4。4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表152查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。5。7。4 中間軸的設(shè)計(jì)7.4。1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6。2

41、中高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知：小圓柱齒輪的分度圓直徑:大圓錐齒輪的大端分度圓直徑:7.4.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,調(diào)質(zhì)處理。7。4。3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑,式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表153按45鋼查得 高速軸的功率(KW）,由表5。1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速(r/min），由表5。1可知：因此: 7.4。4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7.4.4。1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.6所示，圖7。6 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.4.4。2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承處軸的直徑和.因滾

42、動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表131可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30304,其基本尺寸資料如上表7。5所示。由表可知該軸承的尺寸為，故.因軸承采用脂潤滑，故兩圓錐滾子軸承應(yīng)采用封油環(huán)定位以及防止油飛濺到軸承里面。兩封油環(huán)的外徑為,兩軸承距箱體內(nèi)壁的距離均為.取小圓柱齒輪距箱體內(nèi)壁的距離,大圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為.為了使封油環(huán)可靠地夾緊圓柱齒輪和圓錐齒輪，與圓柱齒輪配合的軸-段應(yīng)小于其齒寬，與圓錐齒輪配合的軸段也應(yīng)小于其輪轂,并取其輪轂的長度.故： , 取， 取

43、取非定位軸肩,則。應(yīng)兩齒輪都采用軸肩定位,故其中間應(yīng)有一軸環(huán),其軸肩高度取，則軸環(huán)的寬度,故取至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.6所示,并歸納為下表7。7所示，表7。7 中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm）軸段長度355242629軸段直徑2023272320軸肩高度1。5221.57。4。4。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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表61按查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ,鍵槽

44、用鍵槽銑刀加工，長為，與圓錐齒輪配合的軸的直徑尺寸公差也為。7。4。4。4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。6.8 軸承的壽命校核因?yàn)檩S承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，,亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大,故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計(jì)算由上述6.2中低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可求得大斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力:徑向力：軸向力：8。2軸承的徑向載荷計(jì)算低速軸上的滾動(dòng)軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8。1所示.兩個(gè)軸承

45、型號(hào)均為30307型的圓錐滾子軸承，其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：8。3軸承的軸向載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表131查得30307型圓錐滾子軸承的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因?yàn)?故軸左移,左端軸承壓緊,右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， .8.4軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因?yàn)?，根?jù)文獻(xiàn)【1】中表13-5查得兩個(gè)軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為8。5軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表133按24小時(shí)連續(xù)工

46、作的機(jī)械查得該滾動(dòng)軸承的預(yù)期壽命，取,齒輪轉(zhuǎn)速n=127r/min 。并取。故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中135式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對(duì)安全。9鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算9.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，,此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（)，圓頭平鍵,為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得.9。2高速軸上鍵的校核對(duì)于鍵,已知：于是得， ,故該鍵安全。對(duì)于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對(duì)于鍵已知：于是得， ,故該鍵安全。對(duì)于鍵已知： 于是得, ，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對(duì)于鍵已知:于是得， ，故該鍵安全。對(duì)于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。10 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10。1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度:中間軸大圓錐齒輪和小圓