哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計二級展開

1、目錄一、傳動裝置的總體設(shè)計3(一)設(shè)計題目31.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求：32.傳動裝置簡圖：3（二）選擇電動機31.選擇電動機的類型32.選擇電動機的容量33.確定電動機轉(zhuǎn)速4（三）計算傳動裝置的總傳動比51.總傳動比52.分配傳動比5（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)51.各軸的轉(zhuǎn)速52.各軸的輸入功率53.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩5二、傳動零件的設(shè)計計算6（一）高速齒輪傳動61.選擇材料、熱處理方式及精度等級62.初步計算傳動主要尺寸63.計算傳動尺寸8（二）低速速齒輪傳動（二級傳動）101.選擇材料、熱處理方式及精度等級102.初步計算傳動主要尺寸103.計算傳動尺寸12（三）驗證兩個大齒輪潤滑的合理

2、性15（四）根據(jù)所選齒數(shù)修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。151.各軸的轉(zhuǎn)速152.各軸的輸入功率153.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩16三.軸的設(shè)計計算16(一)高速軸(軸)的設(shè)計計算161.軸的基本參數(shù)-軸：162.選擇軸的材料173.初算軸徑174.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計175.軸上鍵校核設(shè)計196.軸的強度校核197.校核軸承壽命22(二)中間軸(軸)的設(shè)計計算231.軸的基本參數(shù)-軸：232.選擇軸的材料233.初算軸徑234.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計245.軸上鍵校核256.軸的受力分析257.校核軸承壽命29(三)輸出軸(軸)的設(shè)計計算301.軸的基本參數(shù)-軸：302.選擇軸的材料303.初算軸徑304.軸

3、承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計316.軸的強度校核327.校核軸承壽命35(四)整體結(jié)構(gòu)的的最初設(shè)計361.軸承的選擇362.軸承潤滑方式及密封方式373.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式374.確定減速器機體的結(jié)構(gòu)方案并確定有關(guān)尺寸37四.設(shè)計參考文獻:38一、傳動裝置的總體設(shè)計(一)設(shè)計題目課程設(shè)計題目：帶式運輸機傳送裝置1.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求：設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：F=1900N；d=250mm；v=0.9m/s機器年產(chǎn)量：大批量；機器工作環(huán)境：有塵；機器載荷特性：平穩(wěn)；機器最短工作年限：5年2班。2.傳動裝置簡圖： （二）選擇電動機1.選擇電動機的類型根據(jù)參考文獻2，按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機

4、。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器，軸承為角接觸球軸承，齒輪為8級精度齒輪，由參考文獻2表9.1取。則：所以電動機所需要的工作功率為：3.確定電動機轉(zhuǎn)速按參考文獻2表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步

5、轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，另需要其中電機工作所需額定功率：。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻2表15.1以及有關(guān)手冊選定電動機型號為Y112M-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y112M-62.29402.02.0由參考文獻2表15.2查得電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEF×GDGKY112M-61121901407028608×72412-bb1b2hAABBHAL1-2451901152655018015400電動機的外形尺寸圖如下：（三）計算傳動裝置的總傳動比1

6、.總傳動比為：2分配傳動比：考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速軸軸軸卷筒軸2.各軸的輸入功率軸軸軸卷筒軸3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為所以： 軸軸軸卷筒軸將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(N·mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動比i效率電機軸2.0194010.99軸1.999404.360.96軸1.91215.63.120.96軸1.8369卷筒軸1.796910.97二、傳動零件的設(shè)計計算（一）高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到此考慮到高速級齒輪傳動傳遞功率約2.2kW，且

7、該齒輪傳動為閉式傳動。故大、小齒輪均選用40Cr，熱處理方式為調(diào)質(zhì)-表面淬火，由參考文獻1表6.2得到齒面硬度為，選用8級精度。2.初步計算傳動主要尺寸因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步?jīng)Q定按照齒根彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪傳動的主要參數(shù)及尺寸。由參考文獻1式（6.25），即式中各參數(shù)為：1)小齒輪傳遞的扭矩2) 初選,（后面予以說明計算校驗，最小根切齒數(shù)）則，考慮中心距及減速器的結(jié)構(gòu)尺寸問題，選取，則。3)初選。4)初選螺旋角，由參考文獻1式6.1得端面重合度:則查參考文獻1圖6.22查得重合度系數(shù)5)硬齒面非對稱布置，按參考文獻1表6.6取6)由參考文獻1式(6.2)，軸面重

8、合度：由參考文獻1圖6.28查得：螺旋角系數(shù)：7) 當(dāng)量齒數(shù)：由參考文獻1圖6.20查得：由參考文獻1圖6.21查得：（均由線性插值法得到）8) 許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻1式6.29，即算得。由參考文獻1圖6.29h查得接觸疲勞極限應(yīng)力由參考文獻1表6.7查得安全系數(shù)小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)系數(shù)分別為：由參考文獻1圖6.32查得壽命系數(shù)故需用彎曲應(yīng)力所以則，初算模數(shù)：3.計算傳動尺寸（1)計算載荷系數(shù)K由參考文獻1表6.3查得使用系數(shù)（平穩(wěn)）由參考文獻1表6.7查得動載系數(shù)由參考文獻1圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)由參考文獻1表6.4查得齒間載荷分布系數(shù)則（2)對進行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由參

9、考文獻1表6.1圓整后?。?)計算傳動尺寸中心距：由參考文獻2表9.4圓整為則修整螺旋角所以按參考文獻2表9.4圓整為b=22mm取 (4)校核最小不根切齒數(shù)：由，求得則 ，則可知不會發(fā)生根切現(xiàn)象(5)校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻1式(6.20)，即式中各參數(shù)：1）K=1.648、2)齒數(shù)比3)查參考文獻1表6.5得材料彈性系數(shù)4) 查參考文獻1圖6.15得節(jié)點區(qū)域系數(shù)5) 查參考文獻1圖6.16得重合度系數(shù)6) 查參考文獻1圖6.26得螺旋角系數(shù)7) 查參考文獻1式（6.26），許用接觸應(yīng)力由算得基礎(chǔ)疲勞接觸疲勞極限應(yīng)力，由參考文獻1圖6.29g查得由參考文獻1圖6.30查得壽命系數(shù)由參考

10、文獻1表6.7查得安全系數(shù)，故則即滿足齒面接觸疲勞強度。(6)計算齒輪傳動其他尺寸高速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)中心距a小2.035.172301714.835°90mm大149.8282270（二）低速速齒輪傳動（二級傳動）1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮低速級齒輪傳動傳遞功率約1.9kW，且該齒輪傳動為閉式傳動。大、小齒輪仍是選用40Cr，表面淬火，由參考文獻1表6.2得到齒面硬度為，選用8級精度。2.初步計算傳動主要尺寸因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步?jīng)Q定按照齒根彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪傳動的主要參數(shù)及尺寸。由參考文獻1式（6.25），即

11、式中各參數(shù)為：1)小齒輪傳遞的扭矩2) 初選（后面予以說明計算校驗，最小根切齒數(shù)），則,則可選取，則。則知：，滿足傳動比要求。3)初選。4)初選螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:則由參考文獻1圖6.22查得重合度系數(shù)5)硬齒面非對稱布置，按參考文獻1表6.66)由參考文獻1式(6.2)，軸面重合度：由參考文獻1圖6.28查得：螺旋角系數(shù)：7) 當(dāng)量齒數(shù)：由參考文獻1圖6.20查得：由參考文獻1圖6.21查得：（均由線性插值法得到）8) 許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻1式6.29，即算得。由參考文獻1圖8.29h查得接觸疲勞極限應(yīng)力由參考文獻1表8.7查得安全系數(shù)小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)系數(shù)分別為：

12、由參考文獻1圖8.32查得壽命系數(shù)故需用彎曲應(yīng)力所以則初算模數(shù)：3.計算傳動尺寸（1)計算載荷系數(shù)K由參考文獻1表6.3查得使用系數(shù)（平穩(wěn)）由參考文獻1圖6.7查得動載系數(shù)由參考文獻1圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)由參考文獻1表6.4查得齒間載荷分布系數(shù)則（2)對進行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由參考文獻1表6.1圓整后?。?)計算傳動尺寸中心距：由參考文獻2表9.4圓整為 則修整螺旋角所以按參考文獻2表9.4圓整為取 (4)校核最小不根切齒數(shù)：由，求得則 ，則可知不會發(fā)生根切現(xiàn)象。(5)校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻1式6.20，即式中各參數(shù)：1）K=1.62、2)齒數(shù)比3)查參考文獻1表6.5得

13、材料彈性系數(shù)4) 查參考文獻1圖6.15得節(jié)點區(qū)域系數(shù)5) 查參考文獻1圖6.16得重合度系數(shù)6) 查參考文獻1圖6.26得螺旋角系數(shù)7) 查參考文獻1式（6.26），許用接觸應(yīng)力由算得基礎(chǔ)疲勞接觸疲勞極限應(yīng)力由參考文獻1圖6.29g查得由參考文獻1圖6.30查得壽命系數(shù)由參考文獻1表6.7查得安全系數(shù)，故則即滿足齒面接觸疲勞強度。(6)計算齒輪傳動其他尺寸低速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)中心距a小3.053.571401717.824°115大176.4703256（三）驗證兩個大齒輪潤滑的合理性兩個大齒輪直徑分別為：，。浸油深度不能過深也不能過淺，通常一般的推薦值

14、為滿足浸油潤滑的條件為油的深度大于10mm，最高油面比最低油面高出，同時保證傳動件浸油深度最多不超過齒輪半徑的。如下圖所示，88.24-62.41=25.83mm<29.41mm，驗證可以知道，兩個齒輪滿足浸油條件，潤滑合理。（四）根據(jù)所選齒數(shù)修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。1.各軸的轉(zhuǎn)速軸軸軸卷筒軸2.各軸的輸入功率軸軸軸卷筒軸3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為所以： 軸軸軸卷筒軸軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(N·mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動比i效率電機軸2.0194010.99軸1.999404.120.96軸1.91228.163.290.96軸1.8369.35卷筒軸

15、1.7969.3510.97三.軸的設(shè)計計算(一)高速軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：作用在齒輪上的力：2.選擇軸的材料考慮結(jié)構(gòu)尺寸以及可能出現(xiàn)的特殊要求（1號小齒輪，有可能需要使用齒輪軸，而齒輪所選材料為40Cr，故軸的材料可能用到40Cr），第一級軸是高速軸同時傳遞力矩，選用40Cr材料，熱處理方式為表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻1表9.4中查得C值，40Cr的系數(shù)為考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。P軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉(zhuǎn)速。4.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸

16、承部件的結(jié)構(gòu)形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)聯(lián)軸器及軸端1上述所求的的，就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻1表12.1可取：K=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：。其中型號為LT4的聯(lián)軸器系列公稱轉(zhuǎn)矩滿足，取。軸段1的直徑為。(3)軸段2在確定軸段2的直徑時

17、候，應(yīng)該考慮聯(lián)軸器的固定與密封兩個方面。減速器工作環(huán)境為有塵環(huán)境，密封效果要求較好，故減速器端蓋密封采用唇形密封圈。考慮齒輪線速度，即軸承不可通過齒輪甩油進行潤滑，則軸承采用脂潤滑，需要擋油板裝置。聯(lián)軸器的右端軸肩固定，由參考文獻1圖9.8中的公式計算得軸肩高度，但考慮固定原因、唇形密封圈所在軸段直徑以及本軸段要安裝軸承的內(nèi)徑，則可取h=2.5mm,則軸段2直徑?？紤]使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為角接觸球軸承軸，軸承型號取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。(4)軸段3軸段2的軸肩應(yīng)為。初取軸肩2.5mm,則可取直徑為。(5)軸段4軸段5安裝軸承，軸承型號與軸段2一

18、樣取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。軸段5的軸肩為，取軸肩為2.5mm, ，則算得直徑為。本軸段安裝齒輪，齒輪分度圓直徑為35.173mm，很明顯此處需要做成齒輪軸。(6)軸段5此段軸安裝軸承，。 (7)軸段長度確定軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。軸段1長度略短于聯(lián)軸器長度，取，軸段5的長度等于軸承寬度與擋油板寬度之和（擋油板寬度等于齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離與軸承至箱體內(nèi)壁距離之和，取26mm）則，軸段2長度等于聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離（取20mm）、軸承端蓋總厚度（取34mm）、軸承寬度、擋油板寬度之和，軸段4長度等于

19、齒輪寬度，軸段3長度根據(jù)其他兩根軸確定為。5.軸上鍵校核設(shè)計輸入軸只有軸段1上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，軸段1上鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查參考文獻1表4.1可得：，取。由參考文獻1式4.1需滿足擠壓強度條件：其中由軸的直徑20mm，查參考文獻2表11.28，可取鍵的尺寸b×h=6×6mm。則可解得: 其連接的聯(lián)軸器處長為52mm，則鍵可選長度為45mm。6軸的強度校核（1）軸的受力簡圖（2）計算支承反力在水平面上在垂直平面上軸承I的總支承反力：軸承II的總支承反力：（3）計算彎矩取齒輪中心平面為a-a剖面，在水

20、平面上，a-a剖面左側(cè)：a- a剖面右側(cè)：在垂直平面上，a-a剖面左側(cè)：a-a剖面右側(cè)：合成彎矩，a-a剖面左側(cè)：a- a剖面右側(cè)：(4)計算轉(zhuǎn)矩 (5)校核軸的強度畫出彎矩轉(zhuǎn)矩圖，如下圖所示，分析得：a-a剖面右側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面右側(cè)為危險剖面。由參考文獻1表9.6查得，抗彎截面模量為：抗扭截面模量為：彎曲應(yīng)力：扭剪應(yīng)力：由參考文獻1表9.3可以查得；材料的等效系數(shù)。由參考文獻1表9.10查得。由參考文獻1表9.12查得絕對尺寸系數(shù)。由參考文獻1表9.9查得軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)。由此，安全系數(shù)計算如下：由參考文獻1表9.13查得許用安全系數(shù)，故安全。7.校核軸承壽命由參

21、考文獻2表12.3，查得7205C軸承的。（1） 計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為軸承如果面對面安裝：，則軸承如果背對背安裝：比較兩種安裝情況受力大小，選擇面對面安裝更合理。比較兩軸承的受力，因，故只需校核軸承2。（2） 計算當(dāng)量動載荷由，由參考文獻1表10.13查得。因為，所以查表插值可得：。當(dāng)量動載荷為（3） 校核軸承壽命軸承在以下工作，由參考文獻1表10.10查得。載荷平穩(wěn)，由參考文獻1表10.11查得。軸承I的壽命為已知減速器使用5年兩班，則預(yù)期壽命為>，故軸承壽命充裕。(二)中間軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：計算得作用在齒輪2上的力：計算得作用在齒輪3上

22、的力：2.選擇軸的材料考慮結(jié)構(gòu)尺寸以及可能出現(xiàn)的特殊要求（3號小齒輪，有可能需要使用齒輪軸，而齒輪所選材料為40Cr，故軸的材料可能用到40Cr），第二級軸是速度較高同時傳遞更大力矩，選用40Cr材料，熱處理方式為表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻1表9.4中查得C值，合金鋼40Cr的值為考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。P2軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉(zhuǎn)速。4.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖

23、如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)軸段1初選角接觸球軸承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取軸段1的直徑為。(3)軸段2與軸段4由參考文獻1圖9.8中的公式計算得，軸段1和軸段5的軸肩應(yīng)為，取軸肩，則算得直徑為。考慮可能出現(xiàn)的齒輪軸問題，進行校核計算，分度圓直徑為53.571mm，其中鍵的尺寸為：b×h=10×8mm，則e=53.571/2-17.5-3.3=5,99mm<2.5×m=7.5mm，所以齒輪3需要做成齒輪軸。(4)軸段3軸段3的軸肩也為，軸肩取,則直徑為。(5)軸段長度確定軸段

24、4長度略短于齒輪2輪轂長度，齒輪2輪轂長度為42mm，則取，軸段3長度取10mm（考慮軸向力很大，所取長度比計算值大），即軸段2的長度等于齒輪3寬度，則，軸段5長度等于軸承寬度、擋油板寬度（擋油板寬度等于齒輪2輪轂與箱體內(nèi)壁距離與軸承至箱體內(nèi)壁距離之和，取19mm）以及輪轂寬度與軸段4長度差值之和，則，軸段1長度等于軸承寬度、軸承端面至箱體內(nèi)壁距離與齒輪3端面至箱體內(nèi)壁的距離之和，取。5.軸上鍵校核中間軸軸段4上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查參考文獻1表4.1可得：，取。由參考文獻1式4.1需滿足擠壓強度條

25、件：其中由軸的直徑35mm，查參考文獻2表11.28，可取鍵的尺寸b×h=10×8mm。則可解得: 查表得安全工作的最小鍵長為22mm。此軸上兩個齒輪：2、3號齒輪，其中2號（高速軸上的大齒輪）齒寬為22mm，3號齒輪（低速軸上的小齒輪）齒寬為40mm。2號齒輪輪轂寬度為42mm，則取2號齒輪處鍵長36mm，3號齒輪為齒輪軸形式，不需要鍵連接。 6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖中間軸受力：，(2)計算支承反力在水平面上在垂直平面上軸承3的總支承反力：軸承4的總支承反力：（4） 計算彎矩設(shè)齒輪3中心平面為a-a剖面，齒輪2中心平面為b-b剖面。在水平面上，a-a剖面左側(cè)：a

26、-a剖面右側(cè)：b-b剖面左側(cè)：b-b剖面右側(cè)：在垂直平面上 a-a剖面左右側(cè)彎矩相同b-b剖面左右側(cè)彎矩相同合成彎矩，a-a剖面左側(cè)：a- a剖面右側(cè)：b-b剖面左側(cè)：b-b剖面右側(cè)：(4)計算轉(zhuǎn)矩(5)校核軸的強度畫出彎矩轉(zhuǎn)矩圖，如下圖所示，分析得：a-a剖面右側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面右側(cè)為危險剖面。由參考文獻1表9.6查得，抗彎截面模量為 抗扭截面模量為彎曲應(yīng)力：扭剪應(yīng)力：由參考文獻1表9.3可以查得；材料的等效系數(shù)。由參考文獻1表9.10查得。由參考文獻1表9.12查得絕對尺寸系數(shù)。由參考文獻1表9.9查得軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)。由此，安全系數(shù)計算如下：由參考文獻1表9.1

27、3查得許用安全系數(shù)顯然>，故a-a剖面安全。7.校核軸承壽命由參考文獻2表12.3查得7206C軸承的。（1） 計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為軸承如果面對面安裝：，則軸承如果背對背安裝：比較兩種安裝情況受力大小，選擇背對背安裝更合理。比較兩軸承的受力，因，故只需校核軸承3。（2） 計算當(dāng)量動載荷由，由參考文獻1表10.13查得。因為<，所以查表插值可得：。當(dāng)量動載荷為（3） 校核軸承壽命軸承在以下工作，由參考文獻1表10.10查得。載荷平穩(wěn)，由參考文獻1表10.11查得。軸承I的壽命為已知減速器使用5年兩班，則預(yù)期壽命為>，故軸承壽命充裕。 (三)輸出軸(軸)的

28、設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：則經(jīng)過計算可得作用在齒輪上的力：2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻1表9.4中查得C值，合金鋼40Cr的值為，考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。P3軸III 傳遞的功率（單位kW）。n軸III的轉(zhuǎn)速。4.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖如下圖所示，然后，可

29、按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端7開始設(shè)計。(2)軸段7及聯(lián)軸器軸段7的直徑，需要考慮到上述所求的及軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻1表12.1可?。篕=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：。其中型號為LT7的彈性套柱銷聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩滿足，但直徑不滿足，則定制直徑為32mm的聯(lián)軸器， 型號記作LT7 32×65 GB/T 4323-2002。則。(3)軸段6考慮聯(lián)軸器的軸向固定，軸肩考慮唇形密封圈的內(nèi)徑系列，取軸肩為3mm，軸段6直徑。(4)軸段5和軸段1軸段5與軸段1要安裝軸承，選軸承類型為角接觸球軸承

30、。軸段5需要考慮軸承內(nèi)徑及安裝，查參考文獻2表12.2角接觸球軸承，取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。同一根軸上兩個軸承應(yīng)該為相同型號，故取軸段5和軸段1的直徑為：。(5)軸段2和軸段4由參考文獻1圖9.8中的公式計算得，軸段5與軸段1的軸肩應(yīng)為。取軸肩h=3.0mm,則初算可得直徑為46mm，(6)軸段3軸段4的軸肩也為。軸肩取4mm,則直徑為=54mm。(7)軸段長度確定軸段3與軸2一樣，軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度，齒輪4的輪轂寬度為56mm，則，軸段1長度等于軸承寬度、擋油板寬度以及齒輪4輪轂長度與軸段2長度差值之和，軸段5長度等于軸承寬度與擋油板寬度之和

31、，軸段4長度根據(jù)前兩根軸確定為，軸段6長度等于軸承端蓋總長度與聯(lián)軸器端面到箱體軸承端蓋的距離，軸段7長度略短于聯(lián)軸器長度，聯(lián)軸器長度為65mm，則取。5.軸上鍵校核輸出軸軸段7與軸段2上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查參考文獻1表4.1可得：，取。由參考文獻1式4.1需滿足擠壓強度條件：(1) 軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑46mm，可取鍵的尺寸b×h=14×9mm。則可解得: 查表得最短鍵長為36mm。此軸段鍵槽處為低速齒輪大齒輪：4號齒輪，其齒寬為32mm，輪轂寬度取56mm

32、。，取鍵長為50mm。(2) 軸段7與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段7的直徑32mm，可取鍵的尺寸b×h=10×8mm。則可解得: 查表取鍵長為56mm。6.軸的強度校核(1)畫軸的受力簡圖輸出軸的受力:(2)計算支反力水平面上:垂直平面上:軸承5的總支承反力軸承6的總支承反力(3)計算彎矩在水平面上：a-a剖面左側(cè)，a-a剖面右側(cè)：在垂直面上：合成彎矩：a-a剖面左側(cè): a-a剖面右側(cè)：(4)計算轉(zhuǎn)矩(5)校核軸的強度畫出彎矩轉(zhuǎn)矩圖，如下圖所示，分析得：a-a剖面右側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故a-a剖面右側(cè)為危險剖面?？古て拭婺Ａ繌澢鷳?yīng)力：扭剪應(yīng)力由參考文獻1表9.3可以查得；材料的等效系數(shù)。由參考