機(jī)械設(shè)計-減速器

1、課程設(shè)計3D建模與NFX校核機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：展開式兩級圓柱齒輪減速器學(xué)院： 機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班級： 設(shè)計者： 學(xué)號： 指導(dǎo)老師： 2015年12月25日I課程設(shè)計目錄目 錄1、電動機(jī)的選擇- 1 -2、傳動裝置總體設(shè)計- 3 -2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算- 3 -2.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)- 3 -3、傳動零件的設(shè)計計算- 5 -3.1、帶傳動零件設(shè)計計算- 5 -3.2、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計計算- 6 -3.2.1設(shè)計高速級齒輪- 6 -3.2.2設(shè)計低速級齒輪- 12 -4、總裝配設(shè)計計算- 18 -4.1、軸系零件設(shè)計計算

2、- 18 -4.1.1、輸入軸的設(shè)計計算- 18 -4.1.2、中間軸的設(shè)計計算- 22 -4.1.3、輸出軸的設(shè)計計算- 26 -4.1.4、軸承的選擇計算- 30 -4.1.5、鍵的設(shè)計計算- 34 -4.2、聯(lián)軸器選擇- 34 -4.3、減速器的潤滑與密封- 34 -5、設(shè)計總結(jié)- 35 -6、參考文獻(xiàn)- 36 -課程設(shè)計電動機(jī)的選擇1、電動機(jī)的選擇1）、選擇電動機(jī)的類型：按工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓380V。 2）、選擇電動機(jī)容量：電動機(jī)所需的工作功率為 （其中：為電動機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。）負(fù)載功率為因此有傳動裝置的總效率應(yīng)為組成傳動裝置的

3、各部分運動副效率只之乘積,即：式中：、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、帶傳動的傳動效率取傳動效率為帶傳動的效率滾動軸承效率（一對） 閉式齒輪傳動效率聯(lián)軸器效率工作機(jī)效率則有電動機(jī)的功率為3）、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：1.5kw鏈輪工作轉(zhuǎn)速為查表得：取V帶傳動的傳動比，二級圓梯形齒輪減速器傳動比,即為減速器的總傳動比，所以電機(jī)的可選范圍為。則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出有四種適用的電動機(jī)型號，因此有四種傳動比方案，如下表1.1：綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機(jī)型號為Y

4、132M2-6，其主要性能如下表1.2：表1.1方案電動機(jī)型號額定功率 kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min重量/kg傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y90S-21.5300028406465.082Y90L-41.5150014006832.322.512.933Y100L-61.510009408421.542.39.37表1.2電動機(jī)型號額定功率Kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L-61.510009402.02.2電動機(jī)主要外形和安裝尺寸如下表1.3 （單位：mm）中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底腳安裝尺

5、寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G132475×345×315216×1401238×8010×33- 36 -課程設(shè)計傳動裝置總體設(shè)計2、傳動裝置總體設(shè)計2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算1）、減速器的總傳動比為：2）、分配傳動裝置傳動比： （式中為帶傳動的傳動比，初步取2.5，為減速器的傳動比。）則減速器的傳動比3）、按展開式布置。 （式中i2為高速級傳動比，i3為低速級傳動比。）2.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）、各軸的轉(zhuǎn)速 軸： 軸： 軸： 工作機(jī)軸： 2）、各軸的輸入功率 軸：

6、軸： 軸： 工作機(jī)軸： 3）、各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩： 軸：軸：軸：工作機(jī)軸： 軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)距T/N·M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率電機(jī)軸1.515.29402.50.96軸1.436.573764.290.95軸1.397173.876.73.010.95軸1.355590.221.910.97工作機(jī)軸1.31572.521.9課程設(shè)計傳動零件的設(shè)計計算3、傳動零件的設(shè)計計算3.1、帶傳動零件設(shè)計計算1）、計算功率查表有工況因數(shù)，故2）、選取V帶型號根據(jù), ,查圖表確定選用A型3）、驗算帶速，大于5m/s，小于30m/s。方案合適。4）、確定帶輪基準(zhǔn)直徑和查表選取，得

7、查表取5）、確定帶長和中心距根據(jù)式（8-20），初步選取中心距 ，由式（8-22）則有帶長 查表（8-2）取基準(zhǔn)長度 按式（8-23）計算實際中心距 按式（8-24），中心距的變化范圍為395.75465.5mm。6）、驗算小帶輪包角 驗證方案適合7）、確定V帶根數(shù)傳動比 查表8-4 ，查表8-5 ，查表8-6 ，查表8-2 。 則有V帶根數(shù)取Z=2根8）、求軸上載荷1、張緊力查表8-3得，所以單根V帶的張緊力：2、軸上載荷 9）、結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪； 大帶輪10）、主要設(shè)計結(jié)論 選用A型普通V帶2根，帶基準(zhǔn)長度1550mm。帶輪基準(zhǔn)直徑 ；，中。中心距控制在395.75465.5mm。單根帶初

8、拉力F0 =106.9N。 3.2、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計計算3.2.1設(shè)計高速級齒輪1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作穩(wěn)定，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.9×24=117.6,取Z2=118。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1024）試算，即）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1co

9、sz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=22.9°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.658Z=4-31-+=0.666（4）計算接觸疲勞許用應(yīng)力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH

10、2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得d1t32KHtT1di+1iZHZEZ2=33.755mm（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計（1）由式1020 ） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計算彎曲

11、疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由式（10-19）計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1018查得 計算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1=mtz1/cos=27.48mmv=d1n160×1000=0.54ms齒寬bb=dd1=27.48mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=2.4998mmbh=10.992)計算實際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.05Ft1=2T1d1=2623NKAFt1b=100.1N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由

12、表10-4用插值法查得KH=1.419,結(jié)合bh=10.99查10-13得 KF=1.32則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.525所以mn=mnt3KFKFt=1.172mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.172mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.25mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=39.606mm，所以z1=d1cos（）mn=30.74。取z1=31，則z2=iz2=152 大小齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。4 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為118mm（）按圓整后的中

13、心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后??；5圓整中心距后的強(qiáng)度校核（1） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參數(shù)。為節(jié)省篇幅，僅給出計算結(jié)果：KH=2.181,T1=3.657×104N.mm，d=1，d1=39.98mm，i=4.9，ZH=2.433,ZE=189.8MPa12,Z=0.668,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=472.7MPa<H=523MPa滿足要求（2） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核KF=1.795, T1=3.657×104N.mm,YFa1=2

14、.52, YFa2=2.06, YSa1=1.68, YSa2=1.74,Y=0.673, d=1,m=1.25,z1=31,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=91.84MPa<F2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=73.29MPa<F2滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=31，z2=152，模數(shù)m=1.25，壓力角=20°，中心距a=118mm，齒寬b1=45mm， b2=40mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。高速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪201.251184.9

15、3139.9845右旋大齒輪152196.0240左旋3.2.2設(shè)計低速級齒輪1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作穩(wěn)定，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.5×24=84,取Z2=84。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1024）試算，即）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2ha

16、*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=24.765°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.631Z=4-31-+=0.673（4）計算接觸疲勞許用應(yīng)力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN

17、2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得d1t32KHtT1di+1iZHZEZ2=58.38mm（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計（1）由式1020 ） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重

18、合度系數(shù)。由式（10-19）計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1018查得 計算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1=mtz1/cos=46.180mmv=d1n160×1000=0.185ms齒寬bb=dd1=46.18mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=4.2mmbh=11.002)計算實際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.03Ft1=2T1d1=7527NKAFt1b=167.5N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插

19、值法查得KH=1.419,結(jié)合bh=11.00查10-13得 KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.530所以mn=mnt3KFKFt=1.971mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.971mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=67.82mm，所以z1=d1cos（）mn=32.9。取z1=33，則z2=iz2=115.5 取z2=116 大小齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。5 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為153mm（）按圓整后的中心距

20、修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取；5圓整中心距后的強(qiáng)度校核（3） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參數(shù)。為節(jié)省篇幅，僅給出計算結(jié)果：KH=2.192,T1=17.38×104N.mm，d=1，d1=67.77mm，i=3.5，ZH=2.51,ZE=189.8MPa12,Z=0.672,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=496.2MPa<H=523MPa滿足要求（4） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核KF=1.596, T1=17.38×104N.mm,YFa1=2.62

21、, YFa2=2.01, YSa1=1.68, YSa2=1.54,Y=0.673, d=1,m=2,z1=33,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=95.32MPa<F2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=69.28MPa<F2滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=33，z2=116，模數(shù)m=2，壓力角=20°，中心距a=153mm，齒寬b1=73mm， b2=68mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。低速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪2021533.53367.7773左旋大

22、齒輪116238.2268右旋課程設(shè)計總裝配設(shè)計計算4、總裝配設(shè)計計算4.1、軸系零件設(shè)計計算4.1.1、輸入軸的設(shè)計計算1）、材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.4kw,n=376r/min,則12 34 567：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查手冊，選用LT4型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=20mm，L=52mm，L1=38mm。：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)查表6-85（采用氈圈密封），：滾動軸承處軸段，滾動軸承選取30305。：過渡軸段，取 ：軸環(huán)軸段，取=32mm：齒輪軸段，取=28mm：滾動軸承處軸段 3）、各軸

23、段長度的確定：由聯(lián)軸器長度查手冊得，取 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由滾動軸承和擋油盤及裝配關(guān)系確定 ：由裝配關(guān)系確定：由手冊確定 ：由齒輪寬度b1=45確定 ：由滾動軸承確定 4）、鍵的設(shè)計與校核:齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=28mm。查表，所選鍵為：強(qiáng)度合格。齒輪與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=36mm。查表，所選鍵為：強(qiáng)度合格。5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑

24、R=1.2mm 6)、校核軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N彎矩=29789.510840總彎矩=31700=31700扭矩T=195300（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =13.51QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故

25、安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(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)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強(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不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核

26、。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左側(cè)的彎矩為13256.36截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力=1.45Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=21.45Mpa軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及&

27、#167;32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=83.6=7.687.652>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。4.1.2、中間軸的設(shè)計計算1）、材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.397kw,n=76.7r/min,則， 12345：最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承選3038：高速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：低速級小齒輪軸段 ：滾

28、動軸承處軸段 3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、裝配關(guān)系確定 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度確定 ：軸環(huán)寬度 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定 4）、鍵的設(shè)計與校核高速大齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為32和63有鍵的校核為： 所選鍵為: 低速小齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為63有鍵的校核為： 所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計

29、算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力465.6N403.3N204N245.2N彎矩=23549.612467總彎矩=56820=56820扭矩T=186500（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =21.31QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(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)度較為寬裕地確定的

30、，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強(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不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d3755.1mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d321432mm3截面V左側(cè)的彎矩為 12421.24截面V上的扭矩為=18530

31、0截面上的彎曲應(yīng)力1.25Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=19.56Mpa軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為73.5=5.326.52>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.

32、6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。4.1.3、輸出軸的設(shè)計計算1）、材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.355kw,n=21.9r/min,則，7 6 5 4321：滾動軸承處軸段 ，滾動軸承選取30314：低速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位， ：滾動軸承處軸段 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（采用氈圈密封） ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查手冊，選用LT9型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm，

33、L=112mm，L1=84mm。3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬確定：軸環(huán)寬度 ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系確定 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定 4）、鍵的設(shè)計與校核齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為70，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 齒輪與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為56，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核

34、軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力624.2N524.1N312N321.9N彎矩=28697.215733總彎矩=62540=62540扭矩T=238800（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =31.2QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞

35、強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(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)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強(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不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W

36、0.1d3866.2mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d330436mm3截面V左側(cè)的彎矩為 19251.35截面V上的扭矩為=236200截面上的彎曲應(yīng)力1.87Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=22.63Mpa軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取

37、0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為56.2=6.878.61>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。4.1.4、軸承的選擇計算 1) 、選擇軸承輸入軸軸承1 圓錐滾子軸承30305 (GB/T297-1994)中間軸軸承2 圓錐滾子軸承30308 (GB/T297-1994)輸出軸軸承3 圓錐滾子軸承30314 (GB/T297-1994)2) 、輸入軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由

38、表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負(fù)荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當(dāng)量動負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承30305合格3) 、中間軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負(fù)荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當(dāng)量動負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承3030

39、8合格4) 、輸出軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負(fù)荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當(dāng)量動負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承2計算軸承壽命所選軸承30314合格4.1.5、鍵的設(shè)計計算 鍵的設(shè)計與校核在“軸的設(shè)計與校核”中已經(jīng)給出，具體型號如下：鍵名國標(biāo)1（聯(lián)軸器-輸入)GB/T 1095-2003 鍵2（齒輪1）GB/T 1095-2003 鍵3（齒輪2）GB/T 1095-2003 鍵4（齒輪3）GB/T 1095-2003 鍵5（齒輪4）GB/T 1095-2003 鍵6（聯(lián)軸器-輸出)GB/T 1095-2003 鍵4.2、聯(lián)軸器選擇在“軸的設(shè)計與校核”中已經(jīng)分析選擇如下：