機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計121

1、設(shè)計計算及說明主要結(jié)果一、 設(shè)計任務(wù)書（一）設(shè)計課題： 設(shè)計一個鑄工車間碾砂機(jī)上的齒輪減速器，單班工作，每班8小時，工作壽命為10年（每年工作300天）。立軸的速度允許誤差，開式錐齒輪的傳動比，小批生產(chǎn)。立軸所需要的扭矩為，立軸轉(zhuǎn)速30 r/min。二、 機(jī)械傳動裝置的總體設(shè)計（一）擬定傳動方案選擇二級展開式援助斜齒輪減速器。整體如圖所示：傳動裝置總體設(shè)計簡圖（二） 選擇電動機(jī)1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2 電動機(jī)容量(1)立軸所需要的功率PW(2) 電動機(jī)的輸出功率Pd設(shè)計計算及說明主要結(jié)果傳動裝置的總效率

2、式中，、為從電動機(jī)至立軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。查設(shè)計指導(dǎo)書第七頁表2-4得：彈性聯(lián)軸器；滾動軸承；閉式圓柱齒輪傳動；開式圓錐齒輪傳動，則故 (3) 電動機(jī)額定功率Ped選取電動機(jī)額定功率3.電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推斷電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。對整個傳動裝置，其輸出轉(zhuǎn)速即為減速器的輸出轉(zhuǎn)速120 r/min。查指導(dǎo)手冊第四頁表2-1、2-2得展開式雙級圓柱齒輪動態(tài)傳動比范圍i=860，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為9607200r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和3000r/min的兩

3、種電動機(jī)進(jìn)行比較，如下表：方 案電動機(jī)型 號額定功率(kw)電動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)電動機(jī)質(zhì)量(kg)傳動裝置的傳動比同 步滿 載雙級減速器傳動比1Y132S1-25.5300029006424.172Y132S-45.5150014406812由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案2的傳動比較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因此，可采用方案2，選定電動機(jī)的型號為Y132S-4。4.電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸該電動機(jī)為帶底腳，端蓋上無凸緣型。查標(biāo)準(zhǔn)JB/T 10391-2002的外形及尺寸如下：Y132S-4n=1440r/minPed=5.5kw設(shè)計計算及說明主要結(jié)果電動機(jī)外形圖中心高外形尺寸

4、L(AC+AD)HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGE132475485315216140123880105（三） 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 計算裝置總傳動比2. 分配各級傳動比 計指導(dǎo)書第九頁的分配原則，取，則i1=4，i2=3。所得結(jié)果符合雙級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。（四） 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸，其次分別為2, 3 ,4，軸。各軸轉(zhuǎn)速為1440r/min360r/min120r/min120r/min2. 輸入各軸功率按電動機(jī)額定功率Ped計算各軸輸入功率，即：i1=4i2=3設(shè)計計

5、算及說明主要結(jié)果3. 各軸轉(zhuǎn)矩三、 減速器傳動、潤滑及傳動件的設(shè)計1. 齒輪的設(shè)計(一) 高速級齒輪傳動設(shè)計計算(1) 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1） 傳動方案已給出，斜齒圓柱齒輪傳動。2） 由機(jī)械設(shè)計課本第210頁選用七級精度（GB1009588）3） 材料選擇。由課本第191頁表10-1，選取小齒輪材料均為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，二者材料硬度差為40HBS。4） 初選小齒輪齒數(shù)Z1=25,則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=100。初選螺旋角14，初選Kt=1.8。(2) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1） 按課本第218頁公式(10-21

6、)計算，即：設(shè)計計算及說明主要結(jié)果2） 因?yàn)榇笮↓X輪均為硬齒面且兩支承軸相對于小齒輪不對稱布置，由課本第205頁表10-7選取齒寬系數(shù)。3） 由課本第210頁圖10-21(e)查得：。4） 計算解接觸許用應(yīng)力：按課本第206頁式(10-13)即N=60njLh，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。得到：查課本第207頁圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.95。按課本第205頁式(10-12)即計算，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。則 5） 查課本第215頁圖10-26得，則。6） 查課本第217頁圖10-30得ZH=2.433，查課本201頁表10-6得。7） 計算小齒輪分度圓直徑d1

7、，由計算公式得：計算圓周速度v，齒寬b及模數(shù)mn1。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果 8） 計算縱向重合度。9） 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=2.9m/s，7級精度，由課本第194頁圖10-8查得Kv=1.11，由第197頁表10-4，插值法查得，由第198頁圖10-13查得，第195頁表10-3查得。故載荷系數(shù)。10）按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑。由課本第204頁式（10-10a）得(3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計1） 計算載荷系數(shù)。2） 根據(jù)縱向重合度，從課本第217頁圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3） 當(dāng)量齒數(shù)：，。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果查第200頁表10-5，由插值法得：，。查第2

8、06頁得，。查第222頁圖10-20(c)得：，取安全系數(shù)。則有：大齒輪數(shù)值較大。4） 按照216頁式(10-17)計算模數(shù)：即 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)與齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)差距不大，所以取標(biāo)準(zhǔn)值mn=1.5(GB/T 1357-1987)，小齒輪分度圓直徑d1=39.6mm，有，則取z1=26，z2=104。5） 計算中心距a圓整為101mm。按圓整后的中心距修正螺旋角。z1=26z2=104設(shè)計計算及說明主要結(jié)果因?yàn)橹蹈淖儾欢啵蕝?shù)，等不必修正。6） 計算齒輪寬度及分度圓直徑圓整后取B1=45mm，B2=40mm。(4) 匯總大、小齒輪參數(shù)名稱符號小齒輪

9、（左旋）大齒輪（右旋）螺旋角基圓螺旋角b14.2法面模數(shù)mn1.5mm端面模數(shù)mt1.5538mm法面壓力角n20端面壓力角t20.66法面齒距pn4.7mm端面齒距pt4.88mm基圓直徑db37.8mm151.2mm分度圓直徑d40.4mm161.6mm齒頂圓直徑da42.4mm163.6mm齒根圓直徑df36.65mm157.85mm齒頂高h(yuǎn)a1.5mm齒根高h(yuǎn)f1.875mm法面齒厚sn2.35mm端面齒厚st2.44mm中心距a101mm法面齒頂高系數(shù)：法面頂隙系數(shù)：。(二) 低速級齒輪傳動設(shè)計計算(1) 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1) 傳動方案已給出，選擇直齒圓柱齒輪傳動。

10、2) 因?yàn)槭堑退偌夶X輪傳動，由機(jī)械設(shè)計課本第210頁選用七級精度（GB1009588）。3) 材料選擇由課本第191頁表10-1，選取小齒輪材料均為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，二者相差40HBS。B1=45mmB2=40mm設(shè)計計算及說明主要結(jié)果4) 初選小齒輪齒數(shù)Z1=24,則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=72。初選Kt=1.3。(2) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1) 按課本第218頁公式(10-21)計算，即：2) 因?yàn)榇笮↓X輪均為硬齒面且兩支承軸相對于小齒輪不對稱布置，由課本第205頁表10-7選取齒寬系數(shù)。3) 由課本第210頁圖10-21

11、(d)查得，。4) 計算解接觸許用應(yīng)力：按課本第206頁式(10-13)即N=60njLh，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。得到：查課本第207頁圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.95。按課本第205頁式(10-12)即計算，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。5) 查課本201頁表10-6得：6) 計算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入較小的許用應(yīng)力，由計算公式得：計算圓周速度v，齒寬b及模數(shù)mn1。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果 7) 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.33m/s，7級精度，由課本第194頁圖10-8查得Kv=1.11，由第197頁表10-4，插值法查得，由第1

12、98頁圖10-13查得，第195頁表10-3查得。故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由課本204頁式（10-10a）得8) 計算模數(shù)m。(3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計1) 計算載荷系數(shù)。2) 計算疲勞許用應(yīng)力。查第206頁得，。查第222頁圖10-20(c)得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限，取安全系數(shù)。則有 用插值法查課本200頁表10-5得：。，。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果，。比較得：大齒輪的數(shù)值大。3) 按照201頁式(10-5)計算模數(shù)：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模

13、數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計算所得的模數(shù)1.034并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=70.65mm，算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又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)。4) 幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 計算齒輪寬度：，取B1=75mm，B2=70mm。(4) 匯總大、小齒輪參數(shù)名稱代號小齒輪大齒輪模數(shù)m2.5mm壓力角20齒頂高h(yuǎn)a2.5mm齒根高h(yuǎn)f3.125mm齒頂圓直徑da75mm215mm齒根圓直徑df63.75mm203.75mm基圓直徑db65.778mm197.335mm齒距p

14、7.85mm齒厚s3.93mm齒槽寬e3.93mmd1=70mmd2=210mma=140mmB1=75mmB2=70mm設(shè)計計算及說明主要結(jié)果齒頂高系數(shù)：,頂隙系數(shù)：。2. 傳動軸的設(shè)計符號說明：名稱符號數(shù)值(mm)箱座壁厚8齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離210軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離34齒輪之間的軸向距離414軸承端蓋凸緣厚度e9箱蓋、箱座連接螺栓至凸緣距離C1、C222、20高速級、低速級大、小齒輪厚度B1、B2 B3、B445、 40、75、70（一） 高速軸的設(shè)計已知參數(shù)：P1=5.445kw，n1=1440r/min，T1=36110N.mm 1） 求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的

15、分度圓直徑為40.4mm，而 2） 初步確定軸的最小直徑先按課本第370頁式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取A0=110，于是得：高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d1-7。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查課本351頁表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化中等，故取KA=1.3，則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩條件，查手冊，選用YL4型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為40000N.mm，孔徑為18mm，故取d1-7=18mm，半聯(lián)軸器長為44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度為l1-7=42mm。3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） 擬定軸的大致結(jié)構(gòu)及零件裝配。如

16、下圖YL4型凸緣聯(lián)軸器設(shè)計計算及說明主要結(jié)果（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。a） 根據(jù)定位軸肩高度h=(0.070.1)d，取聯(lián)軸器左端軸肩高度h=1.5mm，故1-6段的直徑d1-6=21mm。1-5段與1-1段安裝軸承，取h=2mm，則得到d1-5=d1-6+2h=25mm。b） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故查手冊得選取軸承型號為30205，其參數(shù)如下表所示：（mm）dDTBCCrCor許用轉(zhuǎn)速eY255216.25151332.2kw37kw9000r/min0.371.6所以l1-1=l1-5=B=15mm。c）1-3段安裝齒輪，根據(jù)課程設(shè)

17、計指導(dǎo)書，該處齒輪做成齒輪軸。根據(jù)高速軸齒輪厚度為B1=45mm，所以l1-3=B1=45mm。取軸承端的軸肩高度h=3mm，d1-2=d1-4=31mm。d）根據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書可以得到：取l6=55mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)d1-7=18mm，l1-7=42mm，由機(jī)械設(shè)計課本第106頁表6-1，取用普通平鍵，其具體參數(shù)為：為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，選擇配合為。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸由課本第365頁表15-2，取軸

18、端倒角為。4） 求軸上的載荷首先在確定軸承的支點(diǎn)位置，對于30205型圓錐滾子軸承，B=13mm，軸承型號30205確定鍵的尺寸設(shè)計計算及說明主要結(jié)果因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=51.5+138.5=190mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如下所示。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖及扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的MH、Mv、及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=484.53NFNH2=1303.07NFNV1=226.75NFNV2=447.25N彎矩MMH=67107.405N.mmMV1=31404.875N

19、.mmMV2=23033.375N.mm總彎矩扭矩TT1=36110N.mm5） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上危險截面的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為：由表15-1得，因此，故安全。（二） 中間軸的設(shè)計已知參數(shù)：P2=5.176kw，n2=360r/min，T2=137310N.mm1） 求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為，2)初步確定軸的最小直徑 先按課本式（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-

20、3，取，于是得符合要求設(shè)計計算及說明主要結(jié)果3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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度a）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206。dDTBCCrCor許用轉(zhuǎn)速eY306217.25161443.2kw50kw7500r/min0.371.6b）根據(jù)定位高度公式h=(0.070.1)d，取大齒輪左端軸肩高為3mm，右端軸肩高位5mm，則有d2-1=d2-6=d=30mm，d2-2=d2-5=30+6=

21、36mm，d2-3=36+10=46mm。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。c）根據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書可以得到 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸承型號30206確定鍵的尺寸設(shè)計計算及說明主要結(jié)果參考表15-2，取軸端倒角為。4)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。對于30206型圓錐滾子軸承， B=1

22、7mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。設(shè)計計算及說明主要結(jié)果 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎距M總彎距扭距T5).按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力由課本表15-1得。因此，故安全。（三）低速軸的設(shè)計已知參數(shù)： ，1)求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知 ，2)初步確定軸的最小直徑

23、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)課本表15-3，取，于是得符合要求設(shè)計計算及說明主要結(jié)果可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的聯(lián)軸器的孔徑與軸相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002，選用YL10型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為630000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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

24、和長度。a）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由深溝球軸承6211尺寸為,故。右側(cè)的軸承與軸之間采用軸肩與軸承端蓋軸向定位。b）取聯(lián)軸器右端軸肩高為2.5mm，則d3-3=d3-7=d=55mm。取軸承端軸肩高為3.5mm，則d3-4=62mm。取軸肩高為4mm，則d3-5=70mm，d3-6=62mm。c）由高速軸算得箱體內(nèi)壁之間的軸向距離為149mm，則有： 因?yàn)?且要滿足 所以取，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。YL10型凸緣聯(lián)軸器軸承型號6211設(shè)計計算及說明主要結(jié)果（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平鍵連

25、接。對齒輪，按由課本表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm；為了保證齒輪與軸配合的對中性，選擇齒輪與軸配合為。同理，對半聯(lián)軸器，由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm；為了保證半聯(lián)軸器與軸配合的對中性，選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸端倒角為。4).求軸上的載荷首先在確定軸承的支點(diǎn)位置，對于6211型深溝球軸承，查軸承標(biāo)準(zhǔn)手冊得 B=21mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。確定鍵的尺寸設(shè)計計算及說明

26、主要結(jié)果 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎距M總彎距扭距T5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1得。因此，故安全。符合要求設(shè)計計算及說明主要結(jié)果3.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核1）高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=6mm,高度h=6mm，鍵長L=

27、32mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=32mm-6mm=26mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56mm=3mm。由式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。（二）中速軸上鍵的校核1）已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm,鍵長L=32mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=32mm-10mm=22mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度滿足要求。

28、（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上聯(lián)軸器處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=9mm，鍵長L=90mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=45mm-14mm=31mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式（6-1）可得設(shè)計計算及說明主要結(jié)果故擠壓強(qiáng)度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長L=63mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許

29、用擠壓應(yīng)力,取。鍵的工作長度l=L-b=63mm-18mm=45mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。4.軸承的校核(一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)： ，。查圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。1）求兩軸承受到的徑向載荷和，2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)表13-5中的Y值。查得Y=1.6，因此可算得設(shè)計計算及說明主要結(jié)果按式（13-11）得3）求軸承當(dāng)量載荷查得e=0.4，比較按表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為X1=X2=0.4，Y1=Y

30、2=1.6。按課本上式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查課本表13-6，取，則4）校核軸承壽命由課本式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=43200N。1） 求兩軸承受到的徑向載荷和設(shè)計計算及說明主要結(jié)果2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)表13-5中的Y值。查可知Y=1.6，因此可算得按式（13-11）得 3）求軸承當(dāng)量載荷查得e=0.4，比較按表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查表13-6，取，則4）校核軸承壽命由式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(三