同軸式二級圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、1 .題目及總體分析22 .各主要部件選擇23 .選擇電動機34 .分配傳動比35 .傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算46 .設(shè)計高速級齒輪57 .設(shè)計低速級齒輪108 .減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計141軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計152軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計213軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計279 .潤滑與密封3210 .箱體結(jié)構(gòu)尺寸3211 .設(shè)計總結(jié)3312 .參考文獻33一.題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為4000N運輸帶速度為s，運輸機滾筒直徑為400mm自定條件：工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），三年一

2、大修，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作,有粉塵生產(chǎn)批量：10臺減速器類型選擇：選用同軸式兩級圓柱齒輪減速器。整體布置如下：圖示：1為電動機，2及6為聯(lián)軸器，3為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，7為輸送機滾筒。輔助件有：觀察孔蓋,油標和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。二.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用丫系列（IP44）封閉式三相異步電動機功率工作機所需

3、有效功率為Pw=FXv=2000NXs圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為nc球軸承傳動效率（四對）為彈性聯(lián)軸器傳動效率（兩個）取n3二輸送機滾筒效率為nu電動機輸出有效功率為Pw40001.6.74|ZW要求電動機輸出功率為Pr7.4kW/4KW12340.9Z0.99，0.9932型號查得型號Y160M-6封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率kW二滿載轉(zhuǎn)速r/min=970滿載時效率%=86滿載H寸輸出功率為P.Pe75000.866450W選用型號Y160M-6封閉式三相異步電動機Pr略小于Pd在允許范圍內(nèi)四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中nw總傳動等于各級

4、傳動比的連乘積；輸入軸的轉(zhuǎn)速*r/min。計算如下nm970r/minnwii8-50（兩級圓柱齒輪）i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的nm是電動機的滿戟轉(zhuǎn)速，r/min；n,為工作機60v60160076.4r/mind3.14400五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為。軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、參數(shù)計算；對應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為、；對應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、;相鄰兩軸間的傳動比分別為、;相鄰兩軸間的傳動效率分別為、%0軸號電動機兩級圓柱減速器工作機0軸

5、1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n=970ni=970n2=n3=n產(chǎn)功率P(kw)Po=R-P2=P3=F尸轉(zhuǎn)矩T(Nm)To=r=63t2=T3=T4=兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比1i01=1i12=i23=i34=1傳動效率n1101=n12=1123=1134=六.設(shè)計高速級齒輪目的過程分析結(jié)論選1）選用斜齒圓柱齒輪傳精2）選用7級精度度3）材料選擇。小齒輪材料為40Q,（調(diào)質(zhì)），硬度為2等80HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為24級0HBS二者材料硬度差為40HBS、4)選小齒輪齒數(shù)Zl24，大齒輪齒數(shù)Z2-ii-Zi=材X24=85,取乙二85。料選取螺旋角。初選

6、螺旋角14和齒數(shù)目過程分析結(jié)論的按式(1021)試算，即1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值按(1)試選Kt1.6齒(2)由圖1030，選取區(qū)域系數(shù)Zh2.433面(3)由圖1026查得10.7820.88接121.66觸(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩強(5)由表107選取齒寬系數(shù)d1度(6)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)設(shè)1/2Ze189.8MPa計(7)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hhm2550MPa(8)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(9)由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)Khn10.90KHN20.95(10)計算接觸疲勞強度

7、許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S-1'山式1012得目的過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設(shè)計2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(2)計算圓周速度(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt(4)計算縱向重合度(5)計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA1根據(jù)u2.48m/s,7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)Kv1.1由表104查得由圖1013查得Kf1.35假JEAt100N/mm,由表103查得diKhKf1.4故載何系數(shù)KKaKvKhKhI1.11.41.422.19(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得目過程分析結(jié)論的按(7)計算模數(shù)mn齒面接接觸強度設(shè)計按齒由卡

8、1C1-7r+iT1A1n八叮II：2KTYcos2dZi2yfysF根1)確定計算參數(shù)彎(1)計算載荷系數(shù)曲(2)根據(jù)縱向重合度1.903，從圖10-28查得螺強旋角影響系數(shù)度(3)計算當量齒數(shù)設(shè)(4)查取齒形系數(shù)計由表105查得YFai2.592Yf322.194(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysai1.596Ysa21.783(6)由圖10-20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限fei500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa(7)由圖1018查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)目過程分析結(jié)論的(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力齒數(shù)按齒取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式1012得(9)計算大小齒輪

9、的小也【F】根大齒輪的數(shù)據(jù)大彎2)設(shè)計計算曲對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn強大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn二，已可滿度足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞設(shè)強度算得的分度圓直徑454.34mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是計由rdicos54.34COS14.由Z126.4mn2取Zi26，貝yZ2I1Z13.62693.6取z294幾何1)計算中心距az)mn(2694)2123.7mm2cos2cos14將中心距圓整為124mm中心距a=124mm尺寸計算2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正。螺旋角目的分析過程結(jié)論

10、幾何尺寸計算3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑4） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑5） 計算齒輪寬度圓整后取B255mm；Bi60mm分度圓直徑齒根圓直徑齒輪寬度Bi60mm驗算合適合適七.設(shè)計低速級圓柱直齒傳動目的設(shè)計過程結(jié)論選1）選用7級精度7E2）由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,齒硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬輪度為240HBS3）選小齒輪齒數(shù)Zi24,度大齒輪齒數(shù)Z2i2Zi3.62486.4等級取Z85、材料及齒數(shù)目過程分析結(jié)論的由設(shè)計計算公式10-9a進行試算，即按1)確定公式各計算數(shù)值齒(1)試選載荷系數(shù)Kt1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩面(3)由表1

11、0-7選取齒寬系數(shù)d1接(4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze198.8MPa1/2觸(5)由圖1021d按齒面硬度查得疲小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiirrn600MPa勞大齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim2550MPa強(6)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)度由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)設(shè)Khn10.90Khn20.95計(8)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S-1，由式1012得2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入Eh中的較小值目過程分析結(jié)論的計算圓周速度V分度圓直徑(3)計算齒寬b模數(shù)(4)計算齒寬與齒高之比b/li按齒面模數(shù)mnt也84183.51mm

12、Z.24齒高h2.25mm2.253.517.9mmb/h84.18/7.910.66接計算載荷系數(shù)K觸根據(jù)v1.19m/s,7級精度»由圖10-8查得動疲載荷系數(shù)Kv1.03勞假設(shè)KaFi/b100N/mm，由表103查得強由表102查得使用系數(shù)KA1度由表104查得設(shè)由圖10-23查得Kf1.35計故載荷系數(shù)KKaKvKhKh11.031.21.4271.76按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得(7)計算模數(shù)in按齒根彎曲強度設(shè)計由式105得彎曲強度的設(shè)計公式為目的分析過程結(jié)論按齒根彎曲強度設(shè)計1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞

13、強度極限FE1500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽叩系數(shù)(3)計算轉(zhuǎn)曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S二，由式1012得(4)計算載荷系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由表105查得YFai2.65Yf322.21(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa11.58Ysa21.775(7)計算大小齒輪的小丫陽,并比較【F】大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)D1大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)，并就近圓整為標準值m=二nun。目分析過程結(jié)論的按按接觸強度算得的分度圓直徑di93.12mm

14、齒數(shù)齒算出小齒輪齒數(shù)乙d/m93.12/331.04取乙31根大齒輪齒數(shù)Z2i2Zi3.631111.6取Z2112彎曲強度設(shè)計幾分度圓直徑1)計算分度圓直徑何2)計算齒根圓直徑齒根圓直徑尺寸計算3) 計算中心距4) 計算齒寬取B295mmBi100mm中心距齒寬驗算合適驗算合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(中間軸)1.1軸(輸入軸)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸1輸入軸上的功率選軸的材料入R6.4kw,轉(zhuǎn)速m970r/minTi6.3104Nmm為45鋼，調(diào)軸2.求作用在車輪上的力質(zhì)處理的3.初定軸的最小直徑設(shè)選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取計A112于是由式15

15、-2初步估算軸的最小直徑及cknA*R/m112文IJ6.4/97021mm其這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑52，由于此處開鍵槽，校軸正值+221(15%)22.05mm,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩承TeaKAT1查表141取Ka1.3,則裝TeaKaTi1.36.310481900Nmm置、鍵的設(shè)計查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014.1985中的HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑24mm，軸孔長度L=32mm,J型軸孔,C型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為HL124*32GB5014-1985,相應(yīng)地，軸段1的直徑di24mm，軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，

16、故取h30mm目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段右端需制處軸肩，軸肩周度h0.070.1d,故取2段的直徑d227mm（2）初選型號6006的深溝球軸承參數(shù)如下dDB305513da36mmDa49mm基本頷JE動載荷Cr19.5KN基本額定靜載何Cr8.3KN故d3d730mm軸段7的長度與軸承寬度相同，故取1713mm（3）軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大與d3,可取d436mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面

17、上，即靠緊，軸段4的長度J應(yīng)比齒輪轂長選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（niin）:沒計略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b60mm，故取1458mm(4)齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑，軸肩高度h0.070.1d,取d540mm,151.4h,故取156mm為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑da確定，即d6da36mm(5)取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取H12mm，取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端離K=20mm.I2(

18、CsB)eK59mm故l3BsH(bl4)35mmk(Hs)Is14mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得Li78mm,L2L356.5mm目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(6)鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵鍵C8*28GB1095-1979t=4mmh=7mm齒輪：選普通平鍵鍵10*56GB1095-1979t=5mmh=8mm5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖目的過程分析結(jié)論輸2）計算支承反力入在水平面上軸在垂直面上的故F2VFrFiv882586.1295.9N設(shè)總支承反力計3）畫彎矩圖及故MiJM：M2vJ66274.5233114.65274087Nmm其4）囪轉(zhuǎn)矩圖軸

19、6校核軸的強度承裝置、鍵的設(shè)計C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面目的過程分析結(jié)論輸軸的材料為45岡IJ,調(diào)質(zhì)處理.由表15-1查得入B640mpa軸i275mpa,1155mpa.截面上由于軸肩而形成的理的論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因_L0,03,d30沒D361.2,經(jīng)插值后可查得d30計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故后應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3Y)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)0.77;由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.88由附圖3-4得0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即口1,則按式312及312a得綜合系數(shù)值為由3-1及3-

20、2得碳鋼的特性系數(shù)0.10.2,取0.10.05-0.1,取0.05目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承于是，計算安全系數(shù)Sea值，按式(156)(158)則得GSS589a1315蛤麥仝鍵校核安全軸校核安全軸承選用6006深溝球軸承，校核安全壽命(h)為VS2S27按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度dJF乂心方上心出仕力&口吐玲匚4口工右右TT/7fTffl44rPrT+tS合系數(shù)0.6,則查表15-1得J=60mpa,因此cQ,故安全.8校核鍵連接強度聯(lián)軸器：p4Tl463。62.5mpadihl247(28%)查表得p120150mpa.pp故強度足夠.齒輪:4Tipdihl463000

21、19mpa368(5610)查表得P120150mpa.Pp故強度足夠.9.校核軸承壽命軸承載荷軸承1r1軸向：FaiFa610.65N軸承2徑向:Fr2F21209.75N軸向:Fa20輸入肉葉.鈾承1為等載谿大的鈾承.將鈾承1計管：軸的按表13-6,fp1.0-1.2,®fp1.0按表135注1，對深溝球設(shè)計軸承取f。14.7,則相對軸向載荷為及其八14761.6583001.08軸承在表13-5中介于之間,對應(yīng)的e值為,丫值為線性插值法求丫值Y1.45置、鍵的設(shè)計(1.551.45)(1.3801.08)1.3801.03故PfP(XFrYFa)1.0(0.561311.281

22、.54610.65)1674N查表13-3得預期計算壽命Lh1200Lh1.542.2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論中1.中間軸上的功率P26.15kw,轉(zhuǎn)速n2269.44r/min選軸的材料間轉(zhuǎn)矩T221.798104Nmm為45鋼，調(diào)軸2.求作用在車輪上的力質(zhì)處理的局速大齒輪：設(shè)低速小齒輪：計3.初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。及根據(jù)表153,取A112于是由式152初步估算軸其的最小直徑軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論中這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑血,取軸段1的直徑選用HL1型間d-32mm彈性柱銷聯(lián)軸4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸器的1）擬定軸上零件的裝配方案

23、（見前圖）軸的尺寸（ni設(shè)2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度m):計（1）初選型號6307的深溝球軸承參數(shù)如下及dDB358021da44mmDa71mm基本額定動其載荷軸Cr33.2KN基本額定靜載荷Cr19.2KN故承d2de35mm裝軸段7的長度與軸承寬度相同，故取1617mm置、(2)軸段3上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，da應(yīng)略大鍵與d2,可取心44mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面的頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段3的長度業(yè)比齒輪轂長設(shè)略短，右轂長與齒寬相向，已知齒寬bi55mm,b2100mm，兩計齒輪間的間隙120mm,d47mm取故取l3(d2)I(b22)5320

24、98171mm(3)齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段4的直徑，軸肩高度h0.070.1d,取d442mm,l4L4h,故取146mm為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段5的直徑應(yīng)根據(jù)6307深溝球軸承的定位軸肩直徑&確定，即d5da44mm(4)取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取H12mm，取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距h(CsB)eK51mm離K=20mm故BsH(bil3)43mmIs(Hs)I414mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得Li58mm,L

25、297.5-L380.5mm目的過程分析結(jié)論中(5)鍵連接。間高速齒輪：選普通平鍵鍵12*50GB1095-1979t=5mm軸h=8mm的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計低速齒輪：選普通平鍵鍵12*90GB1095-1979t=5mmh=8mm5.軸的受力分析1）畫軸的受力簡圖目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸2）計算支承反力在水平面上FihF2tL3FitJL3,3291NLiL2L3在垂直面上故F2vFmF2rFiV1091N總支承反力3）畫穹短圖故MiJ(Mih)2(MiV)2192900.6Nmm4)回轉(zhuǎn)矩圖承6校核軸的強度裝低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)置、力集中，故

26、低速小齒輪剖面為危險剖面鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論中軸的材料為45岡IJ,調(diào)質(zhì)處理由表15-1查得間b640mpa1275mpa,1155mpa.截面上由于軸肩軸而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因的1160.046,D441.26，經(jīng)插值后可查得d35d35設(shè)又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為計故有應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為及由附圖32得尺寸系數(shù)0.72；由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系其數(shù)0.85軸由附圖34得0.92承軸未經(jīng)表面強化處理，即ql,則按式312及312a得綜裝合系數(shù)值為置、由31及32得碳鋼的特性系數(shù)鍵0.10.2,取0.1的0.050.1,取0.05設(shè)目的過程分析結(jié)

27、論于是，計算安全系數(shù)Ss值，按式(156)(158)則得軸校核安全中Seass5.89S1.3-1.5故安全軸承選用"Js2S26307深溝球間7按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度軸承，校核安軸的合系數(shù)0.6JIJ全設(shè)壽命(h)為查表15-1得=60mpa,因此工小故安全.計8校核鍵連接強度及高速齒輪：4421798065mpa其pd3hl448(5012)一軸承查表得p120750mpa.pp故強度足夠.低速齒輪：4T2421798031?？?1*f，r»t,pd3hl448(9012)裝查表得P120150mpa.Pp故強度足夠.9.校核軸承壽命鍵軸承載荷軸承1徑向：FmFi3

28、599.7N的軸向：Fa1Fa584N設(shè)軸承2徑向：Fr2F23799.7N計軸向：Fa20因此，軸承1為受載較大的軸承，按軸承1計算目的過程分析結(jié)論中間良0.16e,查表135得X=1,Y=0,按表Fn3599.7軸的設(shè)計13-6,fP1-0-1-2,取fP1.29故及其6Pfp(XRYFa)4319.6N,Lh10(Cr)360nP28084h軸承查表13-3得預期計算壽命Lh1200Lh裝置、鍵的設(shè)計3.3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1 .輸出軸上的功率P35.9kw,轉(zhuǎn)速m74.84r/min轉(zhuǎn)矩Ti75.287010«Nmm

29、2 .求作用在車輪上的力3 .初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A112于是由式152初步估算軸的最小直徑加A泊/匕48mm這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑di2»由于此處開鍵槽，取dmin481.0550.4mm，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TeaKAT1查表14-1取Ka1.3，則TeaKaTi1.375.287104978700Nmm查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014-1985中的HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N-in。半聯(lián)軸器的孔徑55mm，軸孔長度L=84111111,J型軸孔,C型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為HL455*84GB5014-19

30、85,相應(yīng)地，軸段1的直徑d55mm，軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取卜84mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案(見前圖)2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段右端需制處軸肩，軸肩周度h0.070.1d,故取2段的直徑d262mm(2)初選型號6313的深溝球軸承參數(shù)如下故d3d765mm軸段7的長度與軸承寬度相同，故取733mm(3)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，&應(yīng)略大與d%可取d470mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段4的長

31、度14應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b95mm，故取1492mm(4)齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑，軸肩高度h0.070.1d,取d576mm,l5L4h,故取1510mm為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6313深溝球軸承的定位軸肩直徑&確定，即d6da77mm(5)取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸(min):H12mm，取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mn由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距h(CsB)eK39mm離

32、K=20mm故l3BsH(bl4)56mmk(Hs)Is10mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得Li93.5mm,L2L384mm6)鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵鍵C10*80GB1095-1979t=6mmh=10mm齒輪：選普通平鍵鍵20*90GB10951979仁h=12mm5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖2)計算支承反力目的過程分析結(jié)論總支承反力RF2(F；F；J2240.52815.522384N輸出3)畫彎矩圖MiHM2HFiHL2188202N.mm軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸故M-M2Jm；HM；200281Nmm出4）因轉(zhuǎn)矩圖軸6校核軸的強度及C剖面左側(cè)，因彎矩

33、大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集其中，故C剖面左側(cè)為危險剖面軸軸的材料為45岡IJ,調(diào)質(zhì)處理.由表15-1查得承b640mpa,1275mpa,1155mpa.截面上由于軸肩而裝形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因置、0.031,一衛(wèi)1.08，經(jīng)插值后可查得d65d65鍵2.0,1.31又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為的q0.82,q0.85,故有應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為設(shè)由附圖3-2得尺寸系數(shù)0.67；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)計0.82trr/fflr</rn軸未經(jīng)表面強化處理，即ql,則按式312及312a得綜合系數(shù)值為目的：過程分析結(jié)論由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)軸校核安全輸0.10.2,取0.1軸承選用出0.05-0.1,取0.056313深溝球軸于是，計算安全系數(shù)Sea值，按式(156)(158)則得軸承，校核SSS11S1.31.5故安全安全及03Js2S2甘7按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度壽命(h)軸對于單向轉(zhuǎn)劫的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合為承系數(shù)0.6,則裝查表15-1得J=60mpa,因此caq,故安全.8校核鍵連接強度鍵亓¥卡占口口4T34752870的dihl5516(8016；)設(shè)查表得p120150mpa.pp故強度足夠.上十入4T34752870計伏i左:n30.7