三軸線雙級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器

1、設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)設(shè)計(jì)一用于帶式傳動(dòng)運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的三軸線雙級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器。， 總體布置簡(jiǎn)圖電動(dòng)機(jī)；聯(lián)軸器；齒輪減速器；帶式運(yùn)輸機(jī)；聯(lián)軸器；， 工作情況載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。， 原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩鼓輪的直徑運(yùn)輸帶速度帶速允許偏差使用年限工作制度8103600.85， 設(shè)計(jì)內(nèi)容1) 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2) 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算；3) 軸的設(shè)計(jì)；4) 滾動(dòng)軸承的選擇；5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；7) 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。， 設(shè)計(jì)任務(wù)1) 減速器總裝配圖1張（1號(hào)圖紙）2) 齒輪、軸零件圖各一張（3號(hào)圖紙）3) 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份（4號(hào)紙

2、）二、傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明如任務(wù)說(shuō)明書(shū)上布置簡(jiǎn)圖所示，傳動(dòng)采用展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速箱。為了估算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的電動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬訂傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速，即三、電動(dòng)機(jī)的選擇，電動(dòng)機(jī)類(lèi)型選擇根據(jù)電源及工作及工作條件，選用臥式封閉型Y（IP44）系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。，選擇電動(dòng)機(jī)容量1) 工作機(jī)所需功率2) 傳動(dòng)裝置總效率式中，為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由表24查得：滾動(dòng)軸承；圓柱齒輪傳動(dòng)；彈性聯(lián)軸器；滑動(dòng)軸承，則 3) 所需電動(dòng)機(jī)功率4) 確定電動(dòng)機(jī)額定功率根據(jù)，由第二十章表201選取電動(dòng)機(jī)額定功率，計(jì)算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍并選擇電動(dòng)

3、機(jī)型號(hào)為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍。由表21查得二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為750，1000和1500的電動(dòng)機(jī)均符合。進(jìn)行比較選擇，如下表：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）電動(dòng)機(jī)質(zhì)量(kg)總傳動(dòng)比同步滿(mǎn)載1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830由表中數(shù)據(jù)可知三個(gè)方案均可行，但方案2傳動(dòng)比比較小，傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，而且質(zhì)量合理。因此，可采用方案2，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6。， 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸。由表20

4、1、表202查出Y132M2-6型電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。尺寸D=38mm，中心高度H=132mm，軸伸長(zhǎng)E=80mm。四、傳動(dòng)比分配，傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，分配各級(jí)傳動(dòng)比因?yàn)槭钦归_(kāi)式二級(jí)齒輪傳動(dòng)，故，現(xiàn)取1.1，則則低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比為五、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)，各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III軸， ，各軸的輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即； ； ； ， 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW)匯總?cè)缦卤恚喉?xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III轉(zhuǎn)速（r/min）96096019945功率（kW）4.444.404.2254.

5、06轉(zhuǎn)矩（N）44.1743.77203.01856.29傳動(dòng)比14.834.39效率0.9920.960.96 六、軸傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速組齒輪的設(shè)計(jì)與校核選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù)按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB10095-88)材料：由書(shū)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)），硬度為240HBS。兩者材料硬度差40HBS。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 試選。b) 由資料1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由資料1圖10-26查得

6、 ；d) 由表10-7選取齒寬系數(shù)e) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)f) 由圖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g) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：h) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)i) 接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）許用接觸應(yīng)力為計(jì)算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得b) 計(jì)算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)d)e) 計(jì)算縱向重合度f(wàn)) 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得由表10-3查得故載荷系數(shù)g) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式（10

7、10a）得h) 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)a) 計(jì)算載荷系數(shù)b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)d) 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得查取應(yīng)力校核系數(shù)：由表10-5查得e) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)f) 由圖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g) 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，由式（1012）得h) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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)，取模數(shù)，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，

8、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)。于是由取，則，取。，幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距，圓整為按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計(jì)算結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。小齒輪可采用實(shí)心式，做成齒輪軸。（二）低速組齒輪的設(shè)計(jì)與校核選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù)按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB10095-88)材料：由書(shū)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材

9、料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。兩者材料硬度差40HBS。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 試選。b) 由資料1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由資料1圖10-26查得 ；d) 由表10-7選取齒寬系數(shù)e) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)f) 由圖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g) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：h) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)i) 接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）許用接觸應(yīng)力為計(jì)算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得b) 計(jì)算圓周速度c) 齒

10、寬b及模數(shù)d)e) 計(jì)算縱向重合度f(wàn)) 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得由表10-3查得故載荷系數(shù)g) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式（1010a）得h) 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)a) 計(jì)算載荷系數(shù)b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)d) 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得查取應(yīng)力校核系數(shù)：由表10-5查得e) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)f) 由圖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g) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S

11、=1.4，由式（1012）得h) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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)，取模數(shù)，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)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)。于是由取，則。，幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距，圓整為按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計(jì)算結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。小齒輪可采用實(shí)心式，做成齒輪軸。七、軸的設(shè)計(jì)與校核（一）各

12、軸的受力情況如圖所示（二）高速軸的設(shè)計(jì)校核1、求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T12、求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為則圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)資料1表15-3，取，于是得軸上有單個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增加5 所以 , 圓整取.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器直徑dVII-VIII。為了使所選的軸直徑dVII-VIII與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故同時(shí)確定聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，取。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5272-85，選用選取ML4型的梅花彈性聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為

13、。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)用如圖所示裝配方案根據(jù)要求，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖。用滾動(dòng)軸承7206C，再加上套筒的長(zhǎng)度，取。為軸到齒輪軸的過(guò)渡段，且起軸肩的作用，齒輪軸的，故取，。VII-VIII段為最細(xì)段，和聯(lián)軸器配合，所以取。為了軸承端蓋的裝拆方便的要求，故取，又因?yàn)閂I-VII段還起軸肩的作用，故取。根據(jù)整體設(shè)計(jì)要求，由三根軸的兩對(duì)齒輪配合，取，考慮到右端軸承處的，取。圖中未標(biāo)圓角處取。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取值。對(duì)于7206C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得。因

14、此，軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。5.求軸上的載荷受力示意圖，在水平面內(nèi)得彎矩圖在垂直平面內(nèi)解得，得彎矩圖根據(jù)公式：將水平與豎直的彎矩圖合成得扭矩圖MH、MV及M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6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成強(qiáng)度條件，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面VI處過(guò)盈配合引起應(yīng)力集中，此點(diǎn)同時(shí)受彎矩和扭矩，且又和最大應(yīng)力面處很近，所以是最危險(xiǎn)截面。（2）截面VI左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面

15、上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr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)及按附表3-2查取。因 ，經(jīng)插值后可查得，由附圖3-1查得， 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)查得；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)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，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。（3）截面5右側(cè)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T3為截面上

16、的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面VI右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。綜上，該軸的強(qiáng)度足夠。（三）中間軸II的設(shè)計(jì)校核 1、求輸入軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T22、求作用在齒輪上的力中速軸大齒輪的直徑圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)資料1表15-3，取，于是得由于軸上有鍵槽，軸徑應(yīng)增加3 所以 , 圓整后取.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)用如圖所示裝配方案根據(jù)要求，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖。軸最細(xì)處為I-II段

17、，裝滾動(dòng)軸承，選取，軸承型號(hào)7207E GB297-84。軸承，再加上套筒的長(zhǎng)度，又要和高速軸在齒輪處相嚙合，所以取。II-III段為高速組齒輪，由之前齒輪設(shè)計(jì)所得，齒寬為，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。同理，取，。右端裝軸承處VI-VII段同I-II段結(jié)構(gòu)相似，取。初步估計(jì)齒輪到箱體內(nèi)壁距離，和箱體厚度，滾動(dòng)軸承寬度，油溝寬度等距離，取。圖中未標(biāo)圓角處取，與滾動(dòng)軸承配合處圓角。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)

18、中查取值。對(duì)于7211C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得。因此，軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。受力示意圖，在水平面內(nèi)得彎矩圖在垂直平面內(nèi)解得，得彎矩圖根據(jù)公式：將水平與豎直的彎矩圖合成得扭矩圖MH、MV及M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6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成強(qiáng)度條件，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面VI處過(guò)盈配合引起應(yīng)力集中，此點(diǎn)同時(shí)受彎矩和扭矩，且又和最大應(yīng)力面處很近，所以是最危險(xiǎn)截面。（2）截面VI左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截

19、面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr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)及按附表3-2查取。因 ，經(jīng)插值后可查得，由附圖3-1查得， 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)查得；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)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，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。（3）截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系

20、數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面VI右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。綜上，該軸的強(qiáng)度足夠。（四）低速軸的設(shè)計(jì)校核1、求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T32、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則圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取，于是得由于軸上有鍵槽，軸徑應(yīng)增加10 所以 , 圓整后取。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸

21、器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮為輸送機(jī)，故取，則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用HL5型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬訂軸上零件的裝配方案用如圖所示裝配方案根據(jù)要求，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖。由之前聯(lián)軸器選擇所知，軸最細(xì)處為I-II段，裝半聯(lián)軸器，選取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。初步選定滾動(dòng)軸承，選取7211C，故，又因?yàn)檩S承，為了

22、使軸承端蓋更可靠地壓緊軸承，此軸段應(yīng)略短于，故取，同理，取。為了軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，故取，又因?yàn)閂II-VIII段還起軸肩的作用，故取。IV-V段起左端軸承的軸肩作用，顧取。VI-VII段為低速組齒輪，由之前齒輪設(shè)計(jì)所得，齒寬為，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。初步估計(jì)齒輪到箱體內(nèi)壁距離，和箱體厚度，滾動(dòng)軸承寬度，油溝寬度等距離，取。因?yàn)橐偷退偌?jí)小齒輪相精確嚙合，由中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可確定，。圖中未標(biāo)圓角處取，與滾動(dòng)軸承配合處圓角。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5、

23、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取值。對(duì)于7211C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得。因此，軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。受力示意圖，在水平面內(nèi)得彎矩圖在垂直平面內(nèi)解得，得彎矩圖根據(jù)公式：將水平與豎直的彎矩圖合成得扭矩圖MH、MV及M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6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成強(qiáng)度條件，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面VI處過(guò)盈配合引起應(yīng)力集中，此點(diǎn)同時(shí)受彎矩和扭矩，且

24、又和最大應(yīng)力面處很近，所以是最危險(xiǎn)截面。（2）截面VI左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr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)及按附表3-2查取。因 ，經(jīng)插值后可查得，由附圖3-1查得， 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)查得；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)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15

25、-6）（15-8）則得，故可知其安全。（3）截面5右側(cè)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T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面VI右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。綜上，該軸的強(qiáng)度足夠。八 、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算（一）高速軸的軸承選用7206C型角接觸球軸承（GB292-83） 1、 兩軸承所受的徑向載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出受力分析圖，左端為1，右端為2，下同，水平面內(nèi)： 垂直面內(nèi)：解得，故，2、 兩軸承的計(jì)算軸向力，查表由插值法得，因?yàn)椋?/p>

26、右端壓緊3、 軸承當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)檩d荷平穩(wěn)無(wú)沖擊，故取。4、 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小來(lái)驗(yàn)算（二）中速軸的軸承選用30207型圓錐滾子軸承（GB297-84），各參數(shù)如下：，并由此計(jì)算得，。1、 兩軸承所受的徑向載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出受力分析圖各載荷如下：， 水平面內(nèi)：解得，垂直平面內(nèi)：解得，（式中負(fù)號(hào)說(shuō)明與原假設(shè)方向相反）。故，2、 兩軸承的計(jì)算軸向力，方向同，向右。因?yàn)?，右端壓緊3、 軸承當(dāng)量動(dòng)載荷同理，4、 軸承壽命因?yàn)椋园摧S承2的受力大小來(lái)驗(yàn)算（三）低速軸的軸承選用7211C型角接觸球軸承（GB292-83） 。、兩軸承所受的徑向載荷由軸的校核過(guò)程中可知：、兩軸承的計(jì)算軸向力，查表由插值法得，。因?yàn)?，左端壓緊、軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承2的受力大小來(lái)驗(yàn)算九 、聯(lián)軸器的選擇和校核，輸入軸選用聯(lián)軸器（選擇和校核過(guò)程見(jiàn)軸的校核）。，輸出軸選用聯(lián)軸器（選擇和校核過(guò)程見(jiàn)軸的校核）十、鍵聯(lián)結(jié)的選擇及校核計(jì)算，中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵12×32 GB1096-79由資料1表6-2得，鋼靜載荷許用應(yīng)力，下同。，低速軸上大齒