樣板機械設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、Hefei University課程設(shè)計COURSE PROJECT題目： 兩級斜齒圓柱齒輪減速器 系別： 機械工程系 專業(yè)： 材料成型與控制工程 學(xué)制： 四 年 姓名： 陳令彬 學(xué)號： 1106031035 導(dǎo)師： 王啟明 2015 年1 月 8 日目錄第 1 章機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書11.1.設(shè)計題目11.2.設(shè)計要求11.3.設(shè)計說明書的主要內(nèi)容21.4.課程設(shè)計日程安排2第 2 章傳動裝置的總體設(shè)計32.1.傳動方案擬定32.2.電動機的選擇32.3.計算總傳動比及分配各級的傳動比42.4.運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4第 3 章傳動零件的設(shè)計計算5第 4 章軸的設(shè)計計算17第 5 章滾動軸

2、承的選擇及校核計算25第 6 章鍵連接的選擇與計算27第 7 章連軸器的選擇與計算29設(shè)計小結(jié)29參考文獻(xiàn)30第 1 章 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.1. 設(shè)計題目設(shè)計用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為±5%。圖 1帶式運輸機1.2. 設(shè)計數(shù)據(jù)表 1設(shè)計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)47500.663001.3. 設(shè)計要求1. 設(shè)計要求達(dá)到齒輪傳動的中心距要圓整（0，5結(jié)尾）且兩級齒輪傳動的中心距之和小于320mm，安裝在減速器上的大帶輪不碰地

3、面，減速器的中間軸上的大齒輪不與低速軸干涉，運輸帶速度允許誤差為±5%。2. 減速器裝配圖A0 一張3. 零件圖2張4. 設(shè)計說明書一份約60008000字1.4. 設(shè)計說明書的主要內(nèi)容封面 (標(biāo)題及班級、姓名、學(xué)號、指導(dǎo)老師、完成日期)目錄（包括頁次）設(shè)計任務(wù)書傳動方案的分析與擬定(簡單說明并附傳動簡圖)電動機的選擇計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算傳動零件的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算滾動軸承的選擇和計算鍵聯(lián)接選擇和計算聯(lián)軸器的選擇設(shè)計小結(jié)(體會、優(yōu)缺點、改進(jìn)意見)參考文獻(xiàn)1.5. 課程設(shè)計日程安排表 2課程設(shè)計日程安排表1)準(zhǔn)備階段1天2)傳動裝置總體設(shè)計階段1天3)傳動裝置設(shè)計

4、計算階段3天4)減速器裝配圖設(shè)計階段5天5)零件工作圖繪制階段2天6)設(shè)計計算說明書編寫階段1天7)設(shè)計總結(jié)和答辯1天第 2 章 傳動裝置的總體設(shè)計2.1. 傳動方案擬定如圖1帶式運輸機簡圖所示，帶式運輸機由電動機驅(qū)動，電動機6帶動V帶1工作，通過V帶再帶動減速器2運轉(zhuǎn)最后將運動通過聯(lián)軸器3傳送到卷筒軸5上，帶動運輸帶4工作。帶傳動承載能力較低，但傳動平穩(wěn)，緩沖吸振能力強，故布置在高速級。斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，故在傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱斜齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分的相互抵消，

5、以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。2.2. 電動機的選擇項 目計算及說明結(jié) 果1、電動機類型選擇2、電動機功率計算3、電動機轉(zhuǎn)速4、選擇電動機型號1、電動機類型選擇Y系列三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2、電動機所需功率計算由電動機至運輸帶的傳動總效率為=0.79（其中：V帶輪的傳動效率0.96；滾動軸承的傳動效率0.98 ；齒輪的傳動效率0.97；聯(lián)軸器的傳動效率0.99； 滾筒的傳動效率0.96） 故電動機所需的功率為：3、電動機轉(zhuǎn)速總傳動比i

6、=16160，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 =672.486724.814、選擇電動機型號根據(jù)上面所述以及綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格級傳動比等，應(yīng)選電動機型號為Y112M4。同步轉(zhuǎn)速為1440r/min；滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min；額定功率為P=4KW。Pw=3.968KWn=42.083r/minY112M-4滿載轉(zhuǎn)速為1440r/minP=4KW2.3. 計算總傳動比及分配各級的傳動比項 目計算及說明結(jié) 果1、總傳動 比計算2、傳動比分配1、總傳動比計算 2、傳動比分配選取帶輪傳動比為；則減速器傳動比為； 根據(jù)指導(dǎo)書查得：展開式二級圓柱齒輪減速器:i1(1.31.5)i2得則

7、低速級齒輪傳動比為2.4. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算第 3 章 傳動零件的設(shè)計計算3.1 V帶傳動設(shè)計V帶傳動設(shè)計計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知:1額定功率P4.00 kW2轉(zhuǎn)速n11440.00 r/min3傳動比i初選（P196表142）2.20 4工作條件載荷平穩(wěn)，兩班制工作齒輪傳動設(shè)計結(jié)果：1V帶型號A型帶2V帶根數(shù)5 3傳動比i2.20 mm6V帶輪直徑d1P101表7.3125.000 mm7d2d2=i×d1275.000 mm5最小帶輪直徑125.00 mm8V帶的速度VV=×d1×n1/60×10009.42 m/s9小帶輪的包角150.0

8、9 度計算過程：1確定設(shè)計功率1工作情況系數(shù)KA由p102,表7.6查得1.10 2設(shè)計功率Pd4.40 kW2選取帶型1由p103,圖7.11查取A型帶3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑1小帶輪直徑dd1由p103,表7.7查得125.00 mm2大帶輪直徑dd2275.00 mm由p101,表7.3查得280.00 mm3傳動比i2.20 4傳動比誤差i1.82%可用4驗算帶的速度1帶的速度v9.42 m/s<25符合要求5確定帶長和中心距1初選中心距3002最小中心距amin280.00 mm3最大中心距amax800.00 mm4初選中心距a0300.00 mm5V帶的基準(zhǔn)長度L'd1

9、247.10 mmLd由p95,表7.2查得1250.00 mm6實際中心距a296.90 mm6小帶輪的包角1小帶輪的包角150.09 度7確定帶的根數(shù)1單根V帶所能傳遞功率p0由p101,表7.3查得1.90 kW2彎曲影響系數(shù)Kb由p102,表7.4查得0.7725×10-33傳動比系數(shù)Ki由p102,表7.5查得1.14 4功率增量p00.14 kW5包角修正系數(shù)K由p104,表7.8查得0.92 6長度系數(shù)KL由p95,表7.2查得0.93 7帶的根數(shù)z2.53 根3 根8計算初拉力1單位長度質(zhì)量m由p94,表7.1查得0.10 kg/m2初拉力F0142.57 N9計算軸

10、壓力1軸壓力Q828.04 N3.2高速級齒輪傳動設(shè)計齒輪傳動設(shè)計（軟齒面）計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1額定功率P3.76 kW2轉(zhuǎn)速n1720.00 r/min3傳動比i4.90 4工作條件載荷平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)緊湊5工作時間t兩班制6使用期限五年齒輪傳動設(shè)計結(jié)果:1小齒輪齒數(shù)Z1172大齒輪齒數(shù)Z2Z2=Z1*i943模數(shù)Mn2.50 mm4螺旋角13.05 5中心距a145.00 mm6分度園直徑d146.293 mm7d2240.245 mm8小齒輪的寬度B165.0 mm9大齒輪的寬度B259.0 mm計算過程:1選擇齒輪的材料、熱處理方式和精度等級1小齒輪材料45鋼2小齒輪熱處理調(diào)質(zhì)處

11、理（軟齒面）236HBW3大齒輪材料45鋼4大齒輪熱處理正火處理（軟齒面）190HBW5傳動精度等級8級2初步確定主要參數(shù)1小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T149872.22 Nmm2小齒輪齒數(shù)Z1初選193大齒輪齒數(shù)Z2Z2=Z1*i93.043圓整944傳動比i4.95 誤差1.03%合格5螺旋角初選12.00 6齒寬系數(shù)d由p144,表8.6查得1.20 7端面重合度1.60 8軸面重合度1.54 3齒面接觸疲勞強度設(shè)計1使用系數(shù)KA由p130,表8.3查得1.00 2動載系數(shù)Kvt試選1.20 3齒向載荷分布系數(shù)K由p132,圖8.11查得1.10 4齒間載荷分布系數(shù)K由p133,表8.4查得1.00

12、 5彈性系數(shù)ZE由p136,表8.5查得189.80 6節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由p136,圖8.14查得2.44 7重合度系數(shù)Z由p136,圖8.15查得0.81 8螺旋角系數(shù)Z由p142,圖8.24查得0.99 9小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1由p146,圖8.28查得570.00 MPa10大齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim2由p146,圖8.28查得395.00 MPa11小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N186.40 107次12大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N217.64 107次13壽命系數(shù)ZN1由p147,圖8.29查得1.00 14壽命系數(shù)ZN2由p147,圖8.29查得1.06 15安全系數(shù)SH由p147

13、,表8.7查得1.00 16小齒輪的許用接觸應(yīng)力H1570.00 MPa17大齒輪的許用接觸應(yīng)力H2418.70 MPa18許用接觸應(yīng)力H418.70 MPa19分度圓直徑dt146.95 mm20小齒輪運動速度V1.77 m/s21動載系數(shù)Kv由p131,圖8.7查得1.15 22修正分度圓直徑d146.29 mm4齒輪參數(shù)計算1模數(shù)mn2.38 mm由p124,表8.1查得2.50 mm2中心距a136.50 mm圓整145.00 mm3螺旋角13.05 度4小齒輪分度圓直徑d148.56 mm5大齒輪分度圓直徑d2240.24 mm6大齒輪寬度b258.27 mm圓整59.00 mm7小

14、齒輪寬度b165.00 mm8小齒輪當(dāng)量齒數(shù)Zv119.14 9大齒輪當(dāng)量齒數(shù)Zv294.69 5齒根彎曲疲勞強度校核1小齒輪的齒形系數(shù)YF1由p139,圖8.19查得2.85 2大齒輪的齒形系數(shù)YF2由p139,圖8.19查得2.23 3小齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys1由p139,圖8.20查得1.52 4大齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys2由p139,圖8.20查得1.82 5重合度系數(shù)Y由p140,圖8.21查得0.71 6螺旋角系數(shù)Y由p143,圖8.26查得0.86 7小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1由p146,圖8.28查得220.00 MPa8大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim2由p148,圖8

15、.28查得170.00 MPa9壽命系數(shù)YN1由p147,圖8.30查得1.00 10壽命系數(shù)YN2由p147,圖8.30查得1.00 11安全系數(shù)SF由p147,表8.7查得1.25 12小齒輪的許用彎曲應(yīng)力F1176.00 MPa13大齒輪的許用彎曲應(yīng)力F2136.00 MPa14彎曲應(yīng)力F146.60 MPa15彎曲應(yīng)力F243.66 MPa3.3低速級齒輪傳動設(shè)計齒輪傳動設(shè)計（硬齒面）計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1額定功率P3.58 kW2轉(zhuǎn)速n1147.04 r/min3傳動比i3.50 4工作條件載荷平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)緊湊5工作時間t兩班制6使用期限五年齒輪傳動設(shè)計結(jié)果:1小齒輪齒數(shù)Z1

16、182大齒輪齒數(shù)Z2633模數(shù)Mn4.00 mm4螺旋角10.94 5中心距a165.00 mm6分度園直徑d173.331 mm7d2256.660 mm8小齒輪的寬度B145.0 mm9大齒輪的寬度B237.0 mm計算過程:1選擇齒輪的材料、熱處理方式和精度等級1小齒輪材料40Cr2小齒輪熱處理調(diào)質(zhì)處理310HBW3大齒輪材料40Gr4大齒輪熱處理調(diào)質(zhì)處理300HBW5傳動精度等級8級2初步確定主要參數(shù)1小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1232514.96 Nmm2小齒輪齒數(shù)Z1183大齒輪齒數(shù)Z262.964圓整634傳動比i3.50 5誤差0.06%合格6螺旋角12.00 7齒寬系數(shù)d由p144,表

17、8.6查得0.50 8端面重合度1.66 9軸面重合度0.61 3齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1使用系數(shù)KA由p130,表8.3查得1.00 2動載系數(shù)Kvt試選1.20 3齒向載荷分布系數(shù)K由p132,圖8.11查得1.00 4齒間載荷分布系數(shù)K由p133,表8.4查得1.10 5小齒輪當(dāng)量齒數(shù)Zv119.23 6大齒輪當(dāng)量齒數(shù)Zv267.31 7小齒輪的齒形系數(shù)YF1由p139,圖8.19查得2.65 8大齒輪的齒形系數(shù)YF2由p139,圖8.19查得2.38 9小齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys1由p139,圖8.20查得1.54 10大齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys2由p139,圖8.20查得1.74 11重合

18、度系數(shù)Y由p140,圖8.21查得0.71 12螺旋角系數(shù)Y由p143,圖8.26查得0.95 13小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1由p146,圖8.28查得300.00 MPa14大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim2由p148,圖8.28查得310.00 MPa15小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N117.64 107次16大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N242.04 107次17壽命系數(shù)YN1由p147,圖8.30查得1.00 18壽命系數(shù)YN2由p147,圖8.30查得1.00 19安全系數(shù)SF由p147,表8.7查得1.00 20小齒輪的許用彎曲應(yīng)力F1300.00 MPa21大齒輪的許用彎曲應(yīng)力F2310.0

19、0 MPa22小齒輪的模數(shù)Mn13.23 mm23大齒輪的模數(shù)Mn23.24 mm24模數(shù)Mn3.23 mm25小齒輪運動速度V0.46 mm/s26動載系數(shù)Kv由p131,圖8.7查得1.13 27修正模數(shù)Mn3.27 mm28模數(shù)Mn由p124,表8.1查得4.00 mm4齒輪參數(shù)計算1中心距a165.62 mm圓整165.00 mm2螺旋角10.94 度3小齒輪分度圓直徑d173.33 mm4大齒輪分度圓直徑d2256.66 mm5大齒輪寬度b236.67 mm圓整37.00 mm6小齒輪寬度b145.00 mm5齒面接觸疲勞強度校核1彈性系數(shù)ZE由p136,表8.5查得189.80 2

20、節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由p136,圖8.14查得2.45 3重合度系數(shù)Z由p136,圖8.15查得0.85 4螺旋角系數(shù)Z由p142,圖8.24查得0.99 5小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1由p146,圖8.28查得780.00 MPa6大齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim2由p146,圖8.28查得770.00 MPa7壽命系數(shù)ZN1由p147,圖8.29查得1.00 8壽命系數(shù)ZN2由p147,圖8.29查得1.00 9安全系數(shù)SH由p147,表8.7查得1.00 10小齒輪的許用接觸應(yīng)力H1780.00 MPa11大齒輪的許用接觸應(yīng)力H2770.00 MPa12許用接觸應(yīng)力H770.00 MP

21、a13接觸應(yīng)力H754.02 mm高速級和低速級各個齒輪參數(shù)整理： 表4 齒輪參數(shù)表格（除齒數(shù)未注尺寸；mm） 高速級齒輪傳動設(shè)計小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角傳動比中心距(mm)分度園直徑(mm)Z1Z2Mniad1d217942.513.05 4.914546.29 240.25 低速級齒輪傳動設(shè)計小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角傳動比中心距(mm)分度園直徑(mm)Z1Z2Mniad1d21863410.94 3.516573.33 256.66 3.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計3.4.1高速級齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計項 目計算及說明結(jié) 果1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計2、大帶結(jié)構(gòu)設(shè)計1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計端面模數(shù)

22、=2.557端面壓力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos13.05)=20.56端面齒頂高系數(shù)=1cos 13.05=0.974端面頂隙系數(shù)=0.25cos13.05=0.245齒頂高=0.9742.557=2.5mm齒根高=（0.974+0.245）2.557=3.125mm全齒高2.5 +3.125=5.625mm齒頂圓直徑=73.331+22.5=51.294mm齒根圓直徑=73.33-23.125=40.044mm由第4章軸的計算可知小齒輪處直徑取=25mm，則小齒輪處的鍵選擇為8725。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離e=df1/2-d/2-t

23、=5.5222.5mn所以I軸為齒輪軸，如圖3所示。2、大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于=240.24mm>200mm,故選擇腹板式結(jié)構(gòu)，如圖2所示（具體由教材圖8.23a所示）。齒頂圓直徑=240.24+22.5=245mm齒根圓直徑=240.24-23. 125=233.75mm其相關(guān)尺寸如下：圖2 腹板式齒輪結(jié)構(gòu)圖=1.6d=1.645=72mm=-10=217.84-103=187.84mm=0.5(+)=129.92mm=0.25(-)=28.96mm=(2.54) =34=12mmC=(0.20.3)b=5.2mm8.6mm,取C=7mm。ha=2.5mmhf=3.125mmda1=51.

24、294mmdf1=40.044選齒輪軸腹板式結(jié)構(gòu)Da2=245mmDf2=233.75mm=72mm=187.84mm=129.92mm=12mmC=7mm3.4.2低速級齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計項 目計算及說明結(jié) 果1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計2、大帶結(jié)構(gòu)設(shè)計1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計端面模數(shù)=4/cos10.94=4.0mm端面壓力角=端面齒頂高系數(shù)=1cos=0.981端面頂隙系數(shù)=0.25cos=0.245齒頂高=0.9764.09=4.00mm齒根高=（0.981+0.245）4=5mm全齒高=4.00 +5=9mm齒頂圓直徑=77.83+24=81.33mm齒根圓直徑=77.83-24.99=63.33mm由第

25、4章軸的計算可知小齒輪處直徑取=44mm，則小齒輪處的鍵選擇為12836。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離所以軸為齒輪軸，如圖4所示。2、大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于=262.17mm>200mm,故選擇腹板式結(jié)構(gòu)，如圖2所示。齒頂圓直徑=262.17+24=270.17mm齒根圓直徑=262.17-24.99=252.19mm其相關(guān)尺寸與上述高速級大齒輪設(shè)計相同，求得：=112mm =280mm=170mm =29mm=16mm C=10mm。選齒輪軸腹板式結(jié)構(gòu)=72mm=280mm=170mm=16mmC=10mm第 4 章 軸的設(shè)計計算4.1 軸的材料選擇項 目計算及說明結(jié) 果軸的材料根

26、據(jù)工作條件，初選、軸材料均為40Cr，均調(diào)質(zhì)處理。4.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸直徑估算計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1I軸傳遞的功率P3.76 kW2II軸傳遞的功率P3.58 kW3III軸傳遞的功率P3.40 kW4I軸的轉(zhuǎn)速n720.00 (r/min)5II軸的轉(zhuǎn)速n147.04 (r/min)6III軸的轉(zhuǎn)速n42.04 (r/min)計算過程:1I軸的材料40Gr2II軸的材料40Gr3III軸的材料40Gr1I軸的直徑估算系數(shù)C972II軸的直徑估算系數(shù)C973III軸的直徑估算系數(shù)C971I軸的最小直徑d1min16.83 mm2II軸的最小直徑d2min28.11 mm3III軸的最

27、小直徑d3min41.95 mm項 目計算及說明結(jié) 果1、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（齒輪軸）(1)、初算軸徑 =16.83mm （由教材表10.2查得C=106） 考慮到有一個鍵直徑需加大5%，取整為=18。(2)、各軸段直徑的確定圖3 輸入軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。錯誤！未找到引用源。：最小直徑，安裝帶輪的外伸段取18mm。：軸承端蓋處直徑為25mm。錯誤！未找到引用源。：所以軸徑取35mm。錯誤！未找到引用源。：過渡臺階段為40mm 。：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值，取53mm。d:過渡臺階處，取40mm。：滾動軸承

28、處，同樣取軸徑為35mm。(3)、各軸段長度確定錯誤！未找到引用源。：由安裝的帶輪確定，帶輪輪轂寬度常取故取47mm。錯誤！未找到引用源。：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取34mm。錯誤！未找到引用源。：由軸承及擋油環(huán)確定，取29mm。錯誤！未找到引用源。：過渡軸段由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，取80mm。錯誤！未找到引用源。：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為65mm。：過渡軸段取為10mm。：由軸承及擋油環(huán)確定，取21mm。2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（齒輪軸）(1)、初算軸徑 （由教材表10.2查得C=105）考慮到有一個鍵直徑需加大5%，則取整為。(2)、各軸段直徑的確定圖4 中間軸簡圖如上圖所

29、示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段。錯誤！未找到引用源。：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取35mm。 ：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值,取40mm。錯誤！未找到引用源。：軸肩處取為50mm。錯誤！未找到引用源。：高速級大齒輪軸段取35mm。錯誤！未找到引用源。：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取35mm。(3)、各軸段長度確定錯誤！未找到引用源。：由軸承，擋油盤及套筒確定取35mm。錯誤！未找到引用源。：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為45mm。錯誤！未找到引用源。：軸段過渡處取16mm。錯誤！未找到引用源。：由高速級大齒輪轂孔寬度確定，比其小2，取為58mm。錯誤！未找到引用源。

30、：由軸承，擋油盤、套筒及結(jié)構(gòu)確定，取38mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)、初算軸徑 （由教材表10.2查得C=97） 考慮到有二個鍵直徑需加大10%，取整為。(2)、各軸段直徑的確定圖5 輸出軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。錯誤！未找到引用源。：最小軸徑處連接聯(lián)軸器決定，取為43mm。錯誤！未找到引用源。：軸承端蓋處軸段取45mm。錯誤！未找到引用源。：安裝軸承處取軸徑為50mm。錯誤！未找到引用源。：過渡臺階段取54mm。錯誤！未找到引用源。：齒輪軸肩處取65mm。錯誤！未找到引用源。：低速級大齒輪處取50mm。：軸承端蓋處軸段取45mm。 (3)、各軸段長度確定

31、錯誤！未找到引用源。：由聯(lián)軸器確定，取105mm。錯誤！未找到引用源。：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取37mm。錯誤！未找到引用源。：由軸承、擋油環(huán)確定，取41mm。錯誤！未找到引用源。：過渡臺階段取68mm。錯誤！未找到引用源。：齒輪軸肩處取為 9mm。：比低速級大齒輪輪轂寬度小2，取為35mm。：由軸承，擋油環(huán)、套筒及裝配關(guān)系確定取40mm。=18mm=25mm=35mm=40mm=53mmd=40mm=35mm=47mm=34mm=29mm=80mm=65mm=10mm=21mm=35mm=50mm=40mm=35mm=35mm=45mm=16mm=58mm=38mm=43mm

32、=45mm=50mm=54mm=65mm=50mm=45mm=105mm=37mm=41mm=68mm=9mm=35mm=40mm4.3軸的校核項 目計算及說明結(jié) 果已知數(shù)據(jù)1、軸的受力分析2、計算彎矩3、校核軸的強度 已知數(shù)據(jù)：以低速軸為例進(jìn)行校核，T=232514.96N·m (1)、計算支撐反力齒輪圓周力： 齒輪軸向力： 齒輪徑向力： 根據(jù)作圖求得跨距為： 圖6 軸的受力分析在水平面上： 由式可知的方向與假設(shè)方向相同。在垂直平面上：軸承1的總支承反力軸承2的總支承反力3、計算彎矩在水平面上剖面左側(cè) 剖面右側(cè) 在垂直平面上合成彎矩剖面左側(cè)剖面右側(cè)4、校核軸的強度剖面的右側(cè)，因彎矩

33、大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故剖面的右側(cè)為危險面。由附表10.1得:抗彎剖面模量 抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 對于調(diào)質(zhì)處理的40Gr鋼，由表10.1查得:鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得: 。絕對尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得: 。軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得: 所以求得安全系數(shù) :查表10.5得許用安全系數(shù),顯然，故剖面安全。合格。第 5 章 滾動軸承的選擇及校核計算5.1. 滾動軸承的選擇軸承均采用角接觸型滾動軸承，具體選擇如下表所示：表4 滾動軸承選擇位置軸徑類型型號軸35mm角接觸球軸承7007C軸40mm角接觸球軸承7208C軸70mm角接觸球軸承

34、7214C5.2. 滾動軸承校核 軸承類型選擇和壽命計算以中間軸軸承為例，由機械設(shè)計手冊查7007C軸承的。5.2.1計算軸承軸向力圖7 軸承布置及受力圖 由機械設(shè)計表11.13查得7214C軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承I、II的內(nèi)部軸向力為：以及的方向如圖7所示。與同向。+=736.11+475.82=1211.93N,故+>，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)可知軸承I將保持平衡，故兩軸承的軸向力為：=1211.93N,=736.11N。比較兩軸承的受力：因,故需校核軸承I。5.2.2計算當(dāng)量載荷由,查表11.12得。由機械設(shè)計第五版表11.12得X=0.44,Y=1.30當(dāng)量動

35、載荷 5.2.3、校核軸承壽命 由機械設(shè)計手冊查的選用7209C角接觸球軸承,軸承在100攝氏度以下工作，查機械設(shè)計第五版表11.9得.由于其中機械的沖擊屬于中等沖擊，查機械設(shè)計第五版表11.10得。故軸承I的壽命預(yù)期壽命,顯然，故滿足要求。第 6 章 鍵聯(lián)接的選擇及計算6.1. 鍵連接的選擇本設(shè)計中采用了普通A型平鍵連接，具體選擇如下表所示：表5 各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號數(shù)量軸18 mmA型鍵6×6×141軸50mmA型鍵8×7×451軸55mm A型鍵16×10×36173mm A型鍵20×12×6316.2. 鍵連接的校核項 目計算及說明結(jié) 果1、軸上鍵的校核2、軸上鍵的校核3、軸上鍵的校核1、軸上鍵的校核 帶輪處的鍵連接壓力為： 鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查教材表6.1知，顯然，,故強度足夠。2、軸上鍵的校核 齒輪處的鍵