畢業(yè)設(shè)計(jì)齒輪減速器計(jì)算

1、目錄一、 設(shè)計(jì)任務(wù)(2)二、 傳動(dòng)方案的擬訂(3)三、 電動(dòng)機(jī)的選擇(4)四、 傳動(dòng)比的計(jì)算與分配(4)五、 各軸的轉(zhuǎn)速，功率和扭矩(4)六、 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算(5)七、 傳動(dòng)零件的計(jì)算和軸系零件的選擇(8)八、 軸的計(jì)算.(17)九、 軸承的選擇與校核(27)十、 鍵的選擇與校核(34)十一、 密封和潤(rùn)滑(35)十二、 小結(jié)(36)十三、 參考資料(36)附圖 .(37) 畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書內(nèi)容及任務(wù)一、 設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：運(yùn)輸鏈牽引力: F=4 KN輸 送 速 度 : V=0.7m/s鏈輪節(jié)圓直徑: D=280mm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

2、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(rùn)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(shuō)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(shuō)明書1份（60008000字）。進(jìn)度安排起止日期工 作 內(nèi) 容傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書交圖紙并答辯主要參考資料1濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2001.2金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.指導(dǎo)老師（簽字）： 年 月 日計(jì)

3、算與說(shuō)明 主要結(jié)果二、傳動(dòng)方案的擬定 1,由于V帶的傳動(dòng)工作平穩(wěn)性好,具有過(guò)載保護(hù)作用,并具有緩沖吸振能力,所以選用V帶傳動(dòng); 2,圓錐齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高,所以減速器選擇選擇圓錐與圓柱齒輪;3,考慮到制造成本與實(shí)用性,圓錐與圓柱齒輪都選用直齒.傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖如下: 計(jì)算與說(shuō)明重要結(jié)果三、設(shè)計(jì)方案分析 I 選擇電動(dòng)機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)因?yàn)檠b置的載荷平穩(wěn)，長(zhǎng)期工作，因此可選用鼠籠型異步電動(dòng)機(jī)，電機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，維護(hù)容易，價(jià)格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動(dòng)性能。II確定電動(dòng)機(jī)功率和型號(hào)運(yùn)輸帶機(jī)構(gòu)輸出的功率：傳動(dòng)系得總的效率：1à聯(lián)軸器的效率,取0.992à

4、滾動(dòng)軸承效率,取0.983à錐齒輪的(閉式8級(jí)精度)傳動(dòng)效率,取0.954à圓柱直齒輪的效率,取0.965àV帶傳動(dòng)效率,取0.97.電機(jī)所需的功率為： 由題意知，直齒錐形齒輪放在第一級(jí)，不宜傳輸過(guò)大的轉(zhuǎn)矩，同功率的電機(jī)如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），選擇Y132M1-6 比較合理，額定功率p=4kw,滿載轉(zhuǎn)速960/min.四、傳動(dòng)比的計(jì)算與分配運(yùn)輸機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）nw=60v(D)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7總傳動(dòng)比: i=960/47.7=20.12取v帶輪

5、傳動(dòng)比i1=3取高速級(jí)錐形齒輪傳動(dòng)比 i2=2直齒圓柱齒輪傳動(dòng)比: i3=3.36五、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速1，各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，轉(zhuǎn)速（r/min）。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62Pw=2.8kw=0.8242Pd=3.4kwnw=47.7i=20.12i1=3i2=2i3=3.36n1=960n2=320n3=160n4=47.62 計(jì)算與說(shuō)明重要結(jié)果2，各軸的輸入功率（kw） P1=p52=4×0.97×0.98=3.8P2= P132=3.8

6、15;0.95×0.98=3.54P3= P242=3.54×0.96×0.98=3.33P4= P312=3.33×0.98×0.99=3.2323，各軸輸入扭矩的的計(jì)算(N·MM) T1=(9550×3.8/320)×103=113.4×103 T2=(9550×3.54/160)×103=211.29×103 T3=(9550×3.33/47.62)×103=667.82×103將以上算得的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速（r

7、/min）32016047.62輸入功率P（kw）3.83.543.33輸入扭矩T（N.MM）113400211290667820傳動(dòng)比（i）23.36效率（）0.950.96 六、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶的工作條件是連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，傳動(dòng)位置與總體尺寸限制自定，所需傳遞的功率為3KW，小帶輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，傳動(dòng)比為2.5 。設(shè)計(jì)步驟：1. 確定計(jì)算功率PKP=1.3×4=5.2KW式中： P計(jì)算功率，KWK工作情況系數(shù)，見(jiàn)表87；P所需傳動(dòng)的額定功率，KW2. 根據(jù)計(jì)算功率P和小帶輪轉(zhuǎn)速n，從【】圖811中選取普通V帶的型號(hào)為A型。3. 確

8、定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dP1=3.8P2=3.54P3=3.33P4=3.232T1=113.4×103T2=211.29×103T3=667.82×103P=5.2KW 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果根據(jù)V帶的帶型，參考【】表86和表88確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑d，應(yīng)使d（d）。所以選d125mm2） 驗(yàn)算帶速v根據(jù)【】式子（813）計(jì)算帶的速度。帶速不宜過(guò)低或過(guò)高， 一般應(yīng)使v（530m/s）。而：v 960×125×3.14/（60×1000）6.28m/s3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由d=id計(jì)算，d250mm4

9、. 確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L根據(jù)【】式子（820），初定中心距a500mm由【】式子（822）計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L2a+（d+ d）+ 1596mm由【】表82選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L1600mm按【】式子（823）計(jì)算實(shí)際中心距 a aa+=500+=252mm中心距的變化范圍為207mm297mm。5. 驗(yàn)算小帶輪上的包角180-（d d）180125×151.35>906. 計(jì)算帶的根數(shù)z1） 計(jì)算單根V帶的額定功率Pd125mmV=6.28m/sd250mma500mmL1596mma=252mm151.35° 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 由d125mm和n96

10、0r/min，查【】表84a得P1.39KW根據(jù)n960r/min。i2和A型帶，查【】表84b得P0.11KW查【】表85得K=0.925, 【】表82得K=0.99，于是P（P+P）KK=(1.139+0.11)×0.925×0.99=1.144KW2） 計(jì)算V帶的根數(shù)zZ4.545取5根.7. 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（F）由【】表83得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q0.1kg/m（F）500+qv500×+0.1×6.28180.2N應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F>（F）。8.計(jì)算壓軸力F壓軸力的最小值為（F）2z（F）sin2×5×

11、180.2×sinN 1746NP1.39KWP0.11KWK=0.925K=0.99P=1.144KWZ=5(F)180.2N(F)=1746N 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果七、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算和軸系零件的選擇：1， 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算。因該例中的齒輪傳動(dòng)均為閉式傳動(dòng)，其失效形式主要是點(diǎn)蝕。（1） 要求分析1） 使用條件分析對(duì)于錐形齒輪主動(dòng)輪有： 傳動(dòng)功率：p1=3.8kw 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速：n2=320齒數(shù)比：1：2圓周速度：估計(jì)v4m/s2） 設(shè)計(jì)任務(wù)確定一種能滿足功能要求和設(shè)計(jì)約束的較好的設(shè)計(jì)方案；包括： 一組基本參數(shù)： 主要基本尺寸：等2,選擇齒輪材料，熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力1） 選擇齒

12、輪材料，熱處理方式：按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動(dòng)，可選用軟面齒輪，也可選用硬齒面齒輪，本例選用軟齒面齒輪并具體選用：小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，硬度為230255HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，硬度為190217HBS。2）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。查1圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查1圖10-20得=450Mpa, =380MpaB: 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n2jt=60×960×1×3×8×10

13、15;300=41.472×108N2=N1/i2=41.472×108/2=20.736×108查1圖1019得kHN1=1,kHN2=1=580Mpa,=550 Mpa=450 Mpa=380 MpaN1=41.472×108N2=20.736×108 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果C：計(jì)算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式 HP1=Hlim1 kHN1/sHmin=580×1/1=580MPa HP2=Hlim2kHN2/ sHmin=550×1/1=550MPa查1圖10-18得kFE1=1 kFE2=1Fp1=Fl

14、im1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPaFP2=Flim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa（2） 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸1） 選擇齒輪的類型根據(jù)齒輪的工作條件可選用直齒圓錐齒輪，也可選用斜齒輪圓錐齒輪，本例選擇直齒圓錐齒輪（考慮到制造成本和實(shí)用性）2） 選擇齒輪精度等級(jí)按估計(jì)的圓周速度和功能條件要求選擇8級(jí)精度。3） 初選參數(shù)初選 4） 初步計(jì)算齒輪的主要尺寸因電動(dòng)驅(qū)動(dòng)，有輕微震動(dòng)，查1表10-2得。取 則載荷系數(shù)K因?yàn)闉橹饼X圓錐齒輪，取變位系數(shù)X=0。查1表10-6得材料的系數(shù) 由式（10-26），可初步計(jì)算出齒

15、輪的分度圓直徑 m 等主要參數(shù)。HP1=580 MPaHP2=550 MPaFp1=273.21MPaFP2=238.85MPa - 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果驗(yàn)算圓周速度 與估計(jì)值近似，且不超過(guò)速度允許值。確定主要傳動(dòng)參數(shù)大端模數(shù) mm取模數(shù)m=4mm。大端分度圓直徑： 取整：b=35mm。5） 驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度條件 因?yàn)辇X形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)算。其中 查1表10-5 齒形系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果齒輪的工作應(yīng)力：直齒輪圓錐齒輪的設(shè)計(jì)結(jié)果如下：小齒輪大齒輪齒數(shù)z2652直徑d（mm）104208模數(shù)m44錐距R（mm）116.3齒寬b（mm）35直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)1)運(yùn)輸機(jī)

16、為一般工作機(jī)器，速度不高故選用8級(jí)精度 2)小齒輪:45號(hào)鋼.調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度取230HBS大齒輪:45號(hào)鋼.正火處理,齒面硬度取190HBS 1） 選擇小齒輪的齒數(shù)z20，大齒輪齒數(shù)3.36×2067.2，取=681. 按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)z20z=68 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果由設(shè)計(jì)計(jì)算公式【】式（109a）進(jìn)行試算，即d2.32（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K1.32) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =1.373×Nm3) 由【】表107選取齒寬系數(shù)14) 由【】表106查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa5) 由【】圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接

17、觸疲勞強(qiáng)度極限660Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限550Mpa。6) 由【】式1012計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N=60njL=60×160×1×(3×8×300×10)=6.912×108N=2.06×107) 由【】圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)K0.95；K0.978) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由【】式（1012）得 =0.95×600Mpa=570Mpa =0.97×550Mpa=533.5MpaK1.3T=1.373×Nm1Z=189.8Mpa660Mpa

18、550MpaN=6.28×108N=1.57×10K0.95K0.97=570Mpa=533.5MPa 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果（2） 計(jì)算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，代入中較小的值。d2.3271.535mm2) 計(jì)算圓周速度v。V0.6m/s3) 計(jì)算齒寬b。 b d1×71.53571.535mm4) 計(jì)算齒寬和齒高之比。模數(shù) m71.535/203.577mm齒高 h2.25 m2.25×3.5778.04mm 8.095) 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v0.6m/s，8級(jí)精度，由【】圖108查得動(dòng)載系數(shù)K0.8；直齒輪，KK1；由【】表102查得使用系數(shù)

19、K1.0由【】表104用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)之承非對(duì)稱布置時(shí)K1.411由8.89，K1.411查【】圖1013得K1.4；故載荷系數(shù) KKK KK1×0.8×1×1.4111.1288d71.535mmV0.6m/sb71.535mmm3.577mmh=8.04mm8.09K0.8KK1K1.411K1.4K1.1288 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由【】式1010a得d76.566.mm7) 計(jì)算模數(shù)。 m3.5mm2. 按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由【】式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)

20、值1. 由【】圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限450Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限380Mpa2. 由【】圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85, K0.88；3. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由【】式（1012）得=273.21MPa =238.86MPa4. 計(jì)算載荷系數(shù)K。 KKK KK1×0.8×1×1.41.125. 查取齒形系數(shù)。 由【】圖105查得 Y2.65；Y2.2556. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由【】圖105查得 Y1.58；Y1.748d=76.566.mm450Mpa380MpaK0.85K0.88=273.21M

21、Pa=238.86MPaK=1.12Y2.65Y2.255Y1.58Y1.748 計(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果7. 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。0.015320.0165大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m2.534mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲所決定的承載能力，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)2.49并就近進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d72.286mm，算出小齒輪齒數(shù)Z22 大齒輪齒數(shù) z3.36×2274 。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面

22、的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)比較緊湊，避免浪費(fèi)。3. 幾何尺寸的計(jì)算 1) 計(jì)算分度圓的直徑 dzm22×3.577mm dzm74×3.5259mm2) 計(jì)算中心距a168mm3) 計(jì)算齒輪寬度 bd1×7777mm取B=77mm， B80mm。=0.01532=0.0165m2.534mmZ=22z=74d77mmd259mma=168mmb=77B=77mmB80mm 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)結(jié)果如下:小齒輪大齒輪齒數(shù)Z 22 74直徑d(mm) 77 2模數(shù) m 2.5 2.5中心距a(mm) 181.25齒寬b(mm)

23、 75 72.5計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果八、軸的設(shè)計(jì)低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3由前面已經(jīng)求出 2. 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 而 圓周力Ft徑向力Fr及法向載荷n的方向如圖 所示。3.初步確定軸的最小直徑先近式（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)表15-3，取A0=118,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小故取KA=1.3,則： Tca=KAT3=1.3

24、15;667819N·mm =1001728.5N·mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn)GB 5014-85 ，選用 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000 Nmm . 半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm,故取d-=55mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm.Ft=4956NFr=1804Ndmin=48.62mmTca=1001728.5N·mmd-=55計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）擬定軸上零件的裝配方案， （2）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)軸器的軸向定位要求-

25、軸段需制出一軸，故取-段的直徑d- =62mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm.半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-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l-=82mm.2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=62mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0尺寸系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝滾字球軸承6013,其尺寸為d×D×T=65×100×18,故d-= d-=65mm;而L-=18mm.右端滾動(dòng)軸承采用軸進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得型軸承的定位

26、軸肩高度h=6mm,因此，取d-=77mm.3)取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=70mm;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77mm,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 l-=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d-=79mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取l-=12mm.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(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l=30mm, 故取l-=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,錐

27、齒輪與圓柱齒輪之間的距離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)壁一段一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=18mm,大錐齒輪輪轂L=50mm,則l-=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mml-=L+c+a+s-l-=（50+20+16+8-12）mm=82mm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、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按d-m由表查得b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm,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，半聯(lián)

28、軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm×10mm×70mm,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于過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.d-=-d-dl-=18mmdl-=70mmd-l-=12mm=46l-=82mm 計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45º,各軸肩處的國(guó)，圓角半徑見(jiàn)圖.5.求軸上圓角的結(jié)構(gòu)圖（圖15-26）做出軸的計(jì)算圖（圖15-24）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值（參看圖15-23）。對(duì)于6013型深溝球軸承，由手冊(cè)查得a=9mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承距

29、根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見(jiàn)附圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭據(jù)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處的處值列與下表（參看圖15-24）。載荷水 平 面H 垂直面V支 反 力F 彎 矩M總 彎 矩扭 矩T 6 .按彎矩合成應(yīng)力校核的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度）。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭據(jù)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)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。因此 <，故安全。計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果7 .精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面

30、A,B只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)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)力集中最重要；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最為集中。截面V上的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面V不受扭據(jù)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(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上也不必進(jìn)行校核。截面和顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中糸數(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。

31、（2）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩T3為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上扭矩切應(yīng)力軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表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)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得= 2.0，=1.31W=M=135706N·mmT3=667819N·mm=4.94MPa=12.16MPa= 2.0=1.31計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處

32、理，即,則按式（3-12）及其（3-12a）得綜合系數(shù)為又由§3-1的尺寸及§3-2的碳鋼的特性系數(shù)于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。（3）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計(jì)算?？古そ孛嫦禂?shù)=1.82=1.26=2.8=1.62=20.21=10.61=9.40W=34300=68600計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果彎矩M及彎曲應(yīng)力為扭矩T3及扭矩切應(yīng)力為T3=667819N.mm過(guò)盈配合處，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也

33、是足夠的。本題因無(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，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。 繪制軸的工作圖，見(jiàn)后圖。M=135706N.mm=3.95Mpa=9.74Mpa=3.15=2.53=22.10=12.34=10.77 附圖 軸的結(jié)構(gòu)與裝配計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算1、由先前算的數(shù)據(jù):2、初步確定軸的最小直徑先按式(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)15-3,取,于是得:輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑d-,結(jié)合軸承類型及尺寸可選取最小直徑為30mm。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用給定圖所示的裝配

34、方案.即兩個(gè)圓柱滾子軸承。(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)d-=30mm,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)的單列滾子軸承30206，尺寸為,故d30mm, l-=17.25mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得軸承的定位軸肩,因此,取d-36mm.2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=72.5mm,寬度為75mm。所以d72.5mm。l-75mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d-;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計(jì)

35、時(shí)可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故取.錐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d-41mm。軸環(huán)寬度,取l-19mm。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以l-=43.25mm。l-=24mm。d-30mmd30mml-=17.25mmd-36mmd72.5mml-75mmd-ld-41mml-19mml-=43.25mml-=24mm計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果(3)軸上零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按d-35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,

36、故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣,滾子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. 圖a(中間軸的簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)與裝配)圖b(高速軸的簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)與裝配) 計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算1、由先前算的數(shù)據(jù):2、初步確定軸的最小直徑先按式(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)15-3,取,于是得:輸出軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處及安裝圓錐齒輪處軸的直徑d-,和 d。所以d- d253.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個(gè)圓柱滾子軸承。(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)初步選擇滾子軸承。因軸承

37、既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)d-=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)的單列滾子軸承30206，尺寸為,故d30mm, l-=17.25mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得軸承的定位軸肩,因此,取d-36mm.2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=77mm,寬度為80mm。所以d77mm。l-80mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d-;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計(jì)時(shí)可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故取.錐齒輪的右端采用軸

38、肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑d-41mm。軸環(huán)寬度,取l-19mm。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以l-=45.5mm。l-=24mm。(3)軸上零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按d-35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)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,滾子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.d-25mmd30mml-=17.25mmd-36mmd72.5mml-75mmd-ld-41mml-19mml-=43.25mml-=24mm計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果九、軸

39、承的選擇與校核1、 高速圓錐齒輪軸軸承的校核（1） 高速圓錐齒輪軸選用圓錐滾子軸承30207，并且反裝。查（2）第128頁(yè)表131得： 查（1）第321頁(yè)表136得： （2） 軸上受力分析軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩 ： 齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：齒輪的軸向力： （3） 計(jì)算作用于軸上的支反力由材料力學(xué)知識(shí)求得： ， ， 計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果 所以有： （4） 計(jì)算派生軸向力 查（2）128頁(yè)知30207軸承的Y=1.6。 查（1）322頁(yè)表137公式得S1=Fr1/2Y1=1308/2/1.6=408NS2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N（5） 計(jì)算軸承所受的軸向載荷 所以，軸承2被壓緊，軸承1被放松。由此得 ， （6） 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查（2）第128頁(yè)表13-1，知： 軸承1：查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 軸向動(dòng)載荷系數(shù)故軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為 S1=408NS2=948N計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果軸承2： 查得：徑向動(dòng)載荷系數(shù) 軸向動(dòng)載荷系數(shù)故軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為（7） 計(jì)算軸承壽命查（1）第318頁(yè)表133，可得預(yù)期計(jì)算壽命因，故應(yīng)按軸承2 來(lái)計(jì)算壽命。因?yàn)闈L子軸承應(yīng)取，所以 所以軸承30206合格2、 中間軸軸承的選擇與校核（1） 中間軸選用圓錐滾子軸