設計鏈板式輸送機傳動裝置1

1、目 錄1 電動機的選擇 71.1電動機的選擇及運動參數(shù)計算81.2傳動比的分配91.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算91.4軸的運動及動力參數(shù)表92 帶傳動的設計 113 齒輪的設計 133.1高速級圓柱斜齒輪的設計133.2校核齒根彎曲疲勞強度153.3低速級圓柱斜齒輪的設計203.4按齒根彎曲強度計算 224 軸的設計 264.1高速軸設計 264.2低速軸設計 334.3中間軸設計405 滾動軸承的校核計算 455.1高速軸的滾動軸承校核計算 455.2中間軸滾動軸承的校核計算 475.3低速軸滾動軸承校核計算 496 平鍵聯(lián)接的選用和計算 516.1輸入軸上平鍵聯(lián)接的強度計算 516.2

2、中間軸上鍵聯(lián)接的強度計算 526.3輸出軸上的兩個平鍵的強度計算 527 聯(lián)軸器的選擇及計算 538 潤滑方式及密封的選擇 53 8.1齒輪采用油池潤滑，選取的潤滑油為工業(yè)CKC齒輪潤滑油53 8.2滾動軸承的潤滑采用潤滑脂潤滑，潤滑脂為3號鈣基脂538.3采有密封圈和氈圈密封539 箱體及其附件設計計算 53參考文獻 60設計計算過程重要數(shù)據(jù)結果設計任務：設計鏈板式輸送機傳動裝置1.帶式輸送機傳動裝置如圖1-1所示 ：圖1-12.已知條件（如表1-1所示）：表1-1輸送鏈拉力F/N輸送鏈速度V(m/s)驅動鏈輪直徑D/mm工作條件35001.1 400連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，使用期限為10年

3、（每年300天），單件小批量生產(chǎn)，兩班制工作，鏈速允許誤差為±5%。一 電動機的選擇1.電動機的選擇及運動參數(shù)的計算：（1）選擇電動機的類型和結構形式：Y系列三相異步電動機（2）電動機功率的選擇：1）工作機所需要的有效功率為：=3500×1.1W=3.85KW注：工作機構的有效阻力F，v為工作機構的圓周轉速。2）傳動裝置與工作機構的總效率，傳動裝置為串聯(lián)，總效率等于各級傳動效率和軸承、聯(lián)軸器效率的連乘積，即=0.99×0.95×0.90=0.757 注：齒輪傳動分為2個7級精度的閉式圓柱斜齒輪傳動，由資料1表3-4查得:閉式圓柱斜齒輪傳動（油潤滑） =0

4、.96,聯(lián)軸器為彈性聯(lián)軸器，=0.99，共1個；滾動軸承（油潤滑），=0.99，共3對; 普通V帶傳動效率，=0.95鏈傳動效率，0.90。3）電動機所需輸出的功率為：=/KW= KW =5.09KW（3）電動機轉速的確定：由資料1表9-39選電動機的轉速為1500r/min和1000r/min的兩種。工作機鏈輪的轉速為52.55r/min則兩種電動機的總的傳動比分別為先將兩種電動機的參數(shù)列于表2-1：表2-1序號型號額定功率KW同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比外伸軸徑mm軸外伸長度mm1Y132S-45.51500144027.438802Y132M2-65.5100096018

5、.273880對此兩種方案進行計算方案1：總的傳動比為27.4進行傳動比分配：普通V帶傳動比取=2雙級圓柱斜齒輪減速器高速級的傳動比=0.25=由于低速級為圓柱齒輪，起傳動比一般為23，而=4傳動比過大，因此選擇方案2進行計算。由表1可知，方案1雖然電動機轉速高、價格低，但是傳動比大。為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2，既電動機型號為 Y132M2-6。2.傳動比的分配：雙級圓錐-圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為：=2=2.9則：=3.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：（1）各軸的轉速計算：電動機軸轉速:=960 r/min高速軸轉速:=/=960/2=480r/min中間軸

6、轉速:=/=480/2.9=165.52r/min低速軸轉速:=/=165.52/3.15=52.55r/min鏈輪軸轉速:=52.55r/min（2）各軸的輸入功率計算：高速軸1輸入功率：=P=5.090.95 KW=4.84 KW中間軸的輸入功率：=4.84×0.96×0.99 KW=4.60 KW低速軸3的輸入功率：=4.60×0.96×0.99 KW=4.37KW鏈輪軸4的輸入功率：=4.37×0.99×0.99 KW=4.28 KW鏈輪輸入功率：=4.28×0.9 KW=3.85 KW（3）各軸的輸入轉矩計算：高速

7、軸1輸入轉矩=9550=89.13中間軸的輸入轉矩=9550=265.41低速軸3的輸入轉矩 =9550=794.17鏈輪軸的輸入轉矩 =9550=777.814.將各軸的運動及動力參數(shù)列于表2-2中：表2-2軸號轉速nr/min功率PKW轉矩T傳動比14804.8489.1322.93.152165.524.60265.41352.554.37794.17鏈輪52.554.28777.81二 帶傳動的設計1.確定計算功率資料1表8-7查得工作情況系數(shù)=1.1，則=KW 2.選擇V帶的帶型由、查資料1圖8-11選擇A型 3.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V (1)確定帶輪的基準直徑，由資料1表8

8、-6和表8-8，取=140mm (2)驗算帶速V = 因，故帶速合適。(3)計算大帶輪基準直徑 查資料1表8-8，圓整為=280mm4.確定V帶的中心距和基準長度 （1）由經(jīng)驗式得 初定 （2）計算帶所需的基準長度 查資料1表8-2，選帶的基準長度 (3) 計算實際中心距 中心距變化范圍 5.驗算小帶輪上的包角 6.計算帶的根數(shù)Z(1)計算單根V帶的額定功率 由=140mm和=960 r/min查資料1表8-4a得由=960 r/min，=2和A型帶，查資料1表8-4b得查資料1表8-5得查資料1表8-2得 (2)計算帶的根數(shù)Z 取Z=4根7.計算單根V帶的初拉力的最小值查資料1表8-3得A型

9、帶的單位長度質量 8.計算壓軸力壓軸力的最小值9.帶輪的結構設計帶輪結構如下圖三 齒輪的設計（一）、第一對高速級圓柱斜齒輪的設計：1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)：（1)按傳動裝置的設計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2)輸送機為一般工作機械，速度不高，由資料2表10-8可知，選用7級精度。（3)材料選擇。由資料1表10-1查得，選擇小齒輪材料為45號鋼，調質后表面淬火，表面硬度為250 HBS；大齒輪材料為45號鋼，調質后表面淬火，硬度為210HBS；二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)=28；由=2.9，大齒輪齒數(shù)為=282.9=81.2取=81（5）初選螺旋角，法面壓力角由

10、于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設計，彎曲疲勞強度校核。2.按齒面接觸疲勞強度設計： 由設計計算公式（由資料110-9a）計算則：(1).確定公式內的各計算值：1）試選載荷系數(shù)=1.6；2）由資料1圖10-30選取區(qū)域載荷系數(shù)：=2.4253）由資料1圖10-26查得，則4）計算小齒輪傳遞的轉矩 =9550=89.135）查資料1表10-7取齒寬系數(shù)=1； 6）確定彈性影響系數(shù)：由資料表10-6可知7）按齒面硬度查資料1圖10-21（d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 =550MPa8）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60=60×480×1

11、5;8×300×10×2=1.38×N2=4.76×9）由資料1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.99 =1.0510）計算疲勞許用應力取安全系數(shù) ：=1.0=0.99×600=594MPa=1.05×550=577.5MPa11）齒數(shù)比（2） 計算：1）計算小齒輪分度圓直徑2）計算圓周速度：V= m/s =1.31m/s3）計算齒寬b及模數(shù)b=圓整b=53mm齒高h=2.25=4.05mm4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)原動機為電動機，均勻平穩(wěn)，由資料1表10-2得由，V=1.31 m/s，7級精度，由資料1圖10-8

12、可知=1.05由資料1表10-3取=1.2由資料1表10-4 =1.417由資料1圖10-13查得=1.5載荷系數(shù)：=1×1.05×1.2×1.417=1.7856）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑=52.25×=54.20mm圓整=55mm7）計算模數(shù)=mm=1.90 mm 取標準值=2mm3.校核齒根彎曲疲勞強度：（1）確定公式內的各計算值 1）確定彎曲強度載荷系數(shù)：=1×1.05×1.2×1.5=1.892）3）計算當量齒數(shù)： =31.07 =89.88查資料1表10-5得小斜齒輪的齒形系數(shù)=2.52 應力校正系數(shù)

13、 =1.625 大斜齒輪的齒形系數(shù)=2.20 應力校正系數(shù) =1.784）螺旋角影響系數(shù) 由查資料1圖10-28得=0.75（2）計算 由資料1圖10-18得=0.90 =0.99 取安全系數(shù)=1.5= MPa =360MPa= MPa =363MPa MPa106.92 MPa < MPa102.25 MPa <滿足彎曲強度，以上所選參數(shù)合適。4幾何尺寸計算（1）計算中心距 圓整（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)不必修改（3）計算大小齒輪分度圓直徑 圓整 圓整（4）計算齒輪寬度 取 （5）齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表3-1表3-1名稱代號小齒輪大齒輪中心距113

14、mm傳動比2.89模數(shù)2mm法面壓力角端面壓力角螺旋角齒數(shù)Z2881齒頂高2mm2mm齒根高2.5mm2.5mm齒頂圓直徑62mm172mm齒根圓直徑53mm163mm分度圓直徑58mm168mm基圓直徑54mm157mm變位系數(shù)00齒寬B65mm60mm螺旋角旋向左右大齒輪2的結構和后續(xù)設計的軸孔直徑計算如下表表3-2代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑90輪轂軸向長68倒角尺寸1板孔分布直徑118腹板厚50大圓柱齒輪的結構草圖如下所示：（二）第二對高速級圓柱斜齒輪的設計：1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)：（1)按傳動裝置的設計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2)輸送機為一般工作機械

15、，速度不高，由資料2表10-8可知，選用7級精度。（3)材料選擇。由資料1表10-1查得，選擇小齒輪材料為45號鋼，調質后表面淬火，表面硬度為250 HBS；大齒輪材料為45號鋼，調質后表面淬火，硬度為210HBS；二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)=30；由=3.15，大齒輪齒數(shù)為=303.15=94.5取=95（5）初選螺旋角，法面壓力角由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設計，彎曲疲勞強度校核。2.按齒面接觸疲勞強度設計： 由設計計算公式（由資料110-9a）計算則：(1).確定公式內的各計算值：1）試選載荷系數(shù)=1.6；2）由資料1圖10-30選取區(qū)域載荷系數(shù)：=2.4253

16、）由資料1圖10-26查得，則4）計算小齒輪傳遞的轉矩 =9550=265.415）查資料1表10-7取齒寬系數(shù)=1； 6）確定彈性影響系數(shù)：由資料表10-6可知7）按齒面硬度查資料1圖10-21（d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 =550MPa8）計算應力循環(huán)次數(shù)=60=60×165.52×1×8×300×10×2=4.77×=1.51×9）由資料1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.07 =1.1310）計算疲勞許用應力取安全系數(shù) ：=1.0=1.07×600=6

17、42MPa=1.13×550=565MPa11）齒數(shù)比（3） 計算：1）計算小齒輪分度圓直徑2）計算圓周速度：V= m/s =0.63m/s3）計算齒寬b及模數(shù)b=圓整b=74mm齒高h=2.25=5.29mm4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)原動機為電動機，均勻平穩(wěn)，由資料1表10-2得由，V=0.63 m/s，7級精度，由資料1圖10-8可知=1.01由資料1表10-3取=1.2由資料1表10-4 =1.426由資料1圖10-13查得=1.35載荷系數(shù)：=1×1.01×1.2×1.426=1.7286）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑=73.02

18、×=74.92mm圓整=75mm7）計算模數(shù)=mm=2.41 mm 取標準值=2.5mm3.校核齒根彎曲疲勞強度：（1）確定公式內的各計算值 1）確定彎曲強度載荷系數(shù)：=1×1.01×1.2×1.35=1.6362）3）計算當量齒數(shù)： =33.29 =105.41查資料1表10-5得小斜齒輪的齒形系數(shù)=2.45 應力校正系數(shù) =1.65 大斜齒輪的齒形系數(shù)=2.18 應力校正系數(shù) =1.794）螺旋角影響系數(shù) 由查資料1圖10-28得=0.75（2）計算 由資料1圖10-18得=0.88 =0.95 取安全系數(shù)=1.5= MPa =352MPa= MPa

19、 =348MPa MPa113.63 MPa < MPa109.69 MPa <滿足彎曲強度，以上所選參數(shù)合適。則=2.5mm =75mm取=29 則，取=924幾何尺寸計算（1）計算中心距 圓整（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)不必修改（3）計算大小齒輪分度圓直徑 圓整 圓整（4）計算齒輪寬度 取 （5）齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表3-3表3-3名稱代號小齒輪大齒輪中心距157mm傳動比3.17模數(shù)2.5mm法面壓力角端面壓力角螺旋角齒數(shù)Z2992齒頂高2.5mm2.5mm齒根高3mm3mm齒頂圓直徑81mm244mm齒根圓直徑70mm233mm分度圓直徑76m

20、m239mm基圓直徑71mm224mm變位系數(shù)00齒寬B80mm75mm螺旋角旋向右左5.齒輪的結構設計:大齒輪4的結構和后續(xù)設計的軸孔直徑計算如表3-4表3-4代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑116輪轂軸向長88倒角尺寸1.25板孔分布直徑164板孔直徑24腹板厚22.5齒輪的草圖如下圖3-2所示：圖3-2四.軸的設計(一)、高速軸設計：1.軸的材料：軸的材料為45鋼，調質處理。2.軸的初步估算：由資料表15-3查得=120，因此=25.92mm 考慮與大帶輪相匹配的孔徑標準尺寸的選用,取=28mm3.軸的結構設計：根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如圖

21、4-1。(1)劃分軸段：軸伸出段;過密封圈處軸段;軸承安裝定位軸段和;軸身,；齒輪軸段.圖4-1（2）根據(jù)軸向定位的要求去也頂軸的各段直徑和長度：1) 初選大帶輪查資料表13-1-12得大帶輪孔徑28mm，長為56mm，軸1的轉矩為89.13N.mm，確定=28mm ,，為了滿足大帶輪的軸向定位要求，1軸段右端需要制出一軸肩，故取2段的直徑為，左端用軸端擋圈定位。2) 初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)=32mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選型號為33007的軸承，其尺寸為故 3) 軸承安裝定位處的軸徑??； 4) 軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋

22、的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故5) 軸承右端采用軸肩進行定位，軸肩高度，取h=3mm，則軸段4的直徑，根據(jù)減速器箱體結構設計，取軸段6的長度（3）軸上零件的周向定位： 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵的截面尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為了保證帶輪與軸有良好的對中性，選取配合，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，故此處選軸的直徑公差為(4).確定軸上圓角和倒角尺寸： 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如圖所示。4.求軸上的載荷： 先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖，查手冊得周章的支點位置，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸

23、的彎矩圖和扭矩圖，如圖4-2所示。圖4-2（1）計算作用在齒輪上的力：圓周力： 徑向力： 軸向力： （2） 計算支反力：b）由， 代入數(shù)據(jù) 得c)由 ，代入數(shù)據(jù) 得 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的值列于表4-2：表4-1載荷水平面H垂直面V支反力 彎矩M總彎矩扭矩5.按彎扭合成應力校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面（既危險截面C）的強度。根據(jù)資料2式及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力為： 前已選定軸的材料為45鋼調質處理，由資料1表15-1查得，因此，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度：（1）判斷危險截面： 截面1

24、、2、3只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但是由于周的最小直徑滿足扭轉強度要求，且較為富裕，所以截面1、2、3均無需校核。 從應力集中來看，截面4、7的過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面4的彎矩比截面7的大，故只需校核界面4；從載荷來看，截面C上的應力最大，但由于此處直徑很大，故不需校核；截面5和截面6的應力集中差不多，但截面6不受扭矩，故截面6不必校核；截面5處的尺寸比截面4處的大，故只需要校核截面4 的兩側即可。（2）截面4右側 抗彎矩截面系數(shù) 抗扭矩截面系數(shù) 由于截面左側離C截面很近，取截面左側的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力截面上的扭轉

25、切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，有資料2表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按資料2附表3-2查取，因 經(jīng)插值后得到 =2.14 =1.33又由資料2附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按資料1附3-4式為由資料1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由資料1附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由資料附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，既，則按資料1式3-12及3-12a得綜合系數(shù)枝值為又由資料13-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 取 取于是，計算安全系數(shù)值，按資料1式15-615-8則得故知其安全。（3）截面4左側：抗彎截面系數(shù)按資料2表15-4中的公式

26、計算抗扭截面系數(shù) 為 彎矩 彎曲應力為 扭矩及扭轉切應力為過盈配合處的值，由資料1附表3-8用插入法求出并取 ，于是得=2.90 =0.8×2.90=2.32軸按磨削加工，有資料1附圖3-4查得表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面 右側的安全系數(shù)為故該軸在截面 右側的強度也是足夠的。（二）低速軸設計：1.軸的材料：軸的材料為45鋼，調質處理。2.軸的初步估算：由資料表15-3查得=110，因此=輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器型號。3.軸的結構設計：根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如圖4-1

27、。(1)劃分軸段：軸伸出段;過密封圈處軸段;軸承安裝定位軸段和;軸身,；齒輪軸段.圖4-1（2）根據(jù)軸向定位的要求去也頂軸的各段直徑和長度：1）選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化小，取=1.3，則，按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準選用YL12型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1600N.m。半聯(lián)軸器的孔徑60mm，故取，半聯(lián)軸器的長度140mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，67軸段左端需制出一軸肩，故取56段的直徑；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長度為110mm，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，故取67段的長度應比 略

28、小一些取。2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初選型號為32013的軸承，其尺寸為故 3）軸承安裝定位處的軸徑??； 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，5）軸段23安裝齒輪，齒輪左邊用套筒定位，齒輪右端采用軸肩進行定位，軸肩高度，取h=5mm，則軸段34的直徑。（3）軸上零件的周向定位： 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得齒輪處平鍵的截面尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選取配合，按由手冊查得聯(lián)軸器處平鍵的截面尺寸，鍵槽用

29、鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為了保證聯(lián)軸器與軸有良好的對中性，選取配合，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，故此處選軸的直徑公差為 (4).確定軸上圓角和倒角尺寸： 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如圖所示。4.求軸上的載荷： 先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖，查手冊得周章的支點位置，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖4-2所示。圖4-2（1）計算作用在齒輪上的力：圓周力： 徑向力： 軸向力： （3） 計算支反力：b）由， 代入數(shù)據(jù) 得c)由 ，代入數(shù)據(jù) 得 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的值列于表4-2：表4-1載荷水平

30、面H垂直面V支反力 彎矩M總彎矩扭矩5.按彎扭合成應力校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面（既危險截面C）的強度。根據(jù)資料1式及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力為： 前已選定軸的材料為45鋼調質處理，由資料1表15-1查得，因此，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度：（1）判斷危險截面： 截面6、7只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但是由于周的最小直徑滿足扭轉強度要求，且較為富裕，所以截面6、7均無需校核。 從應力集中來看，截面1、2、5的過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面2的直徑比截面1、5的大，而截面1不受轉矩，故只需校核界面

31、5；從載荷來看，截面C上的應力最大但尺寸大，不必校核；截面4和截面5的應力集中差不多，但截面4不受扭矩，故截面4不必校核；故只需要校核截面5的兩側即可。（2）截面5左側 抗彎矩截面系數(shù) 抗扭矩截面系數(shù) 由于截面左側離C截面很近，取截面左側的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，有資料1表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按資料1附表3-2查取，因 經(jīng)插值后得到 =2.05 =1.32又由資料1附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按資料1附3-4式為由資料1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由資料1附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)

32、軸按磨削加工，由資料附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，既，則按資料1式3-12及3-12a得綜合系數(shù)枝值為又由資料13-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 取 取于是，計算安全系數(shù)值，按資料1式15-615-8則得故知其安全。（3）截面5右側：抗彎截面系數(shù)按資料1表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù) 為 彎矩 彎曲應力為 扭矩及扭轉切應力為過盈配合處的值，由資料1附表3-8用插入法求出并取 ，于是得=2.91 =0.8×2.91=2.33軸按磨削加工，有資料1附圖3-4查得表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面 右側的安全系數(shù)為故該軸在截面 右側的強度也是足夠的。（三）中間軸設

33、計：1選擇軸的材料： 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)資料1表15-31取=112。2.初步估算軸的最小直徑：由資料1的表15-3,取=112，因此=33.93mm中間軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承。初選3.軸的結構設計：根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如圖4-3所示圖4-3（1）各段軸直徑的確定和各軸段軸向長度的確定：1）由資料1表9-16初選滾動軸承，代號為33010（ GB/T2971994） ,則軸徑直徑=50mm；由齒輪3的設計可知=75，取齒輪距箱體內壁之間的距離。2）由齒輪2的設計可知=68mm，由齒輪2可知 取安裝圓柱齒輪處的軸段的直徑3）軸

34、環(huán)的設計 齒輪的左端采用軸環(huán)的軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)的直徑，軸環(huán)寬度，取mm軸上零件的定位：齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇配合。滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的，次處選軸的直徑尺寸公差為。（3）確定軸上圓角和倒角尺寸： 參考資料1表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩半徑如圖所示；4.求軸上的載荷： 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，見圖4-4。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于30205型圓錐滾子軸承，由手冊查得，因此，作為簡支梁的軸的支承

35、跨距 由前面齒輪設計計算作用在齒輪上的力：齒輪2: = = 齒輪3: = 6646N= 彎矩圖以及扭矩圖圖4-4(1) 計算支反力： c) （2）從軸的結構圖、彎矩圖以及扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的的值列于表4-1：表4-2載荷水平面H垂直面V支承力F 彎矩M扭矩總彎矩5.按彎扭合成應力校核軸的強度： 進行校核時, 對照彎矩圖圖,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強度,根據(jù)所求出的數(shù)據(jù)及第三強度理論,取=0.6:=前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由資料2表15-1查得=60MPa,故<,故安全.6.精確校核軸的疲勞強度：(1)判斷

36、校核的危險截面：由軸的結構圖和彎矩圖知截面B危險，先對截面B進行校核。（2）材料為45鋼,調質處理, 由資料1表15-1查得，=640MPa, =275MPa =155MPa。(3)截面B安全系數(shù)：抗彎斷面系數(shù)W 按資料1表15-4中的公式計算： 抗扭斷面系數(shù)彎矩M及彎曲應力為： 過盈配合處的值，有資料1附表3-8，用插入法求出，并取，于是得： 軸按磨削加工，有資料2附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面B的安全系數(shù)為 故該軸在截面B處的強度是足夠安全的。五.滾動軸承的校核計算(一)高速軸的滾動軸承校核計算：選用的軸承型號為代號為33007,由資料1表9-16查出=63200

37、N =46800N由工作條件知軸承的預期壽命為=2×8×300×10=48000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為1.求作用在軸承上的載荷：（1)徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-1所示：則，由力的分析可知（軸的設計計算時已算出）：圖5-11處軸承, 2處軸承, （2).軸向載荷：對于33007型軸承，按資料1表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33007型軸承Y=2,e=0.31則軸承的派生軸向力 則軸承的軸向力 軸承2壓緊，軸承1放松 （3).計算當量動載荷：求比值. 則 2.驗算軸承壽命：因為,故只需校核2處軸承

38、即可.滾子軸承=10/3 解雇所選的軸承合格。 (二)中間軸滾動軸承的校核計算：選用的軸承型號為代號為33010,由資料1表9-16查出=110000N =76800N由工作條件知軸承的預期壽命為=2×8×300×10=48000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為1.求作用在軸承上的載荷：（1).徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-2-1所示：則，由力的分析可知（軸的設計計算時已算出）：圖5-2-14處軸承, 3處軸承, （2).軸向載荷：對于33010型軸承，按資料2表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33010型軸承

39、Y=1.9,e=0.32則軸承的派生軸向力由，則軸承4“壓緊”，軸承3“放松” （3).計算當量動載荷：求比值. 則： 2.驗算軸承壽命：因為,故只需校核3處軸承即可.滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命.(三)低速軸滾動軸承校核計算：選用的軸承型號為代號為32013，由資料1表9-16查出=128000N，=82800N由工作條件知軸承的預期壽命為=2×8×300×10=48000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為1.求作用在軸承上的載荷：（1)徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-3-1所示：則，由力的分析可知（軸的

40、設計計算時已算出）：圖5-3-16處軸承, 5處軸承, （2).軸向載荷：對于32013型軸承，按資料1表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知32013型軸承Y=1.3,e=0.46則軸承的派生軸向力 由，則軸承5“壓緊”，軸承6“放松” （3).計算當量動載荷：求比值. 則 2.驗算軸承壽命：因為,故只需校核5處軸承即可.滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命.六、平鍵聯(lián)接的選用和計算(一) 輸入軸上兩個平鍵聯(lián)接的強度計算：大帶輪與軸的平鍵：由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料1表6-2查得許用應力=110MPa鍵的接觸長度=L-b=40-8=32mm,接

41、觸高度=h/2=7/2=3.5mm由資料2式（6-1）得：=可見鍵的聯(lián)接強度足夠.，則該鍵合格。鍵的標記為：鍵 （二）中間軸上鍵聯(lián)接的強度計算：由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料1表6-2查得許用應力=110MPa鍵的接觸長度=L-b=45-16=29mm,接觸高度=h/2=10/2=5mm由資料1式（6-1）得：=可見鍵的聯(lián)接強度足夠.，則該鍵合格。鍵的標記為：鍵 （三）輸出軸上的兩個平鍵的強度計算：1.聯(lián)接大齒輪與軸的平鍵的計算：由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料1表6-2查得許用應力=110MPa鍵的接觸長度=L-b=63-20=43mm,接觸高度=h/2=12/2=6mm由資料1式（6-1）得：=可見鍵的聯(lián)接強度足夠，則該鍵合格。鍵的標記為：鍵 2.聯(lián)軸器與軸的平鍵的計算：由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯(lián)軸器的材料都是鋼，由資料1表6-2查得許用應力=110MPa鍵的接觸長度=L-b=80-18=62mm,接觸高度=h/2=11/2=5.5mm由資料1式（6-1）得：=可見鍵的聯(lián)接強度足夠.，則該鍵合格。鍵的標記為：鍵 七、聯(lián)軸器的選擇及計算低速軸輸出端