螺旋輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

3-.z設(shè)計計算及說明結(jié)果一、設(shè)計任務(wù)設(shè)計螺旋輸送機的傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有圓柱齒輪減速器及圓錐齒輪傳動。螺旋輸送機連續(xù)工作、單向轉(zhuǎn)動；起動載荷為名義載荷的1.25倍，工作時有中等沖擊；螺旋輸送機主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為；二班制〔每班工作8小時〕，要求減速器壽命為8年，大修期為2～3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。數(shù)據(jù)：輸送機主軸功率P〔Kw〕：6.5輸送機主軸轉(zhuǎn)軸n/(r/min)：90螺旋輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-電動機；2--聯(lián)軸器；3-單級圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-開式圓錐齒輪傳動；6-螺旋輸送機設(shè)計計算及說明結(jié)果二、傳動方案的擬定合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，構(gòu)造簡單，構(gòu)造緊湊，本錢低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最根本的要求，然后加以確認(rèn)。由螺旋輸送機傳動系統(tǒng)簡圖可知，該設(shè)備由電動機間接驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入單級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至開場圓錐齒輪傳動5，從而帶動螺旋輸送機6工作。設(shè)計計算及說明結(jié)果三、電動機的選擇3.1電動機的類型和構(gòu)造的選擇根據(jù)電源種類、工作條件、工作時間的長短及載荷的性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況等條件來選擇。工業(yè)中一般采用三相交流電動機。選用Y系列三相交流異步電動機，其構(gòu)造簡單、價格低廉、維護(hù)方便。3.2電動機的功率、型號及轉(zhuǎn)速電動機所需功率：求總效率：——聯(lián)軸器效率，=0.99——開式圓柱齒輪傳動效率，=0.97——開式圓錐齒輪傳動效率，=0.93

即電動機所需的功率為:電動機轉(zhuǎn)速：輸送機的工作轉(zhuǎn)速。初選同步轉(zhuǎn)速為和的電動機，由指導(dǎo)書表12-1可知，對應(yīng)額定功率為7.5kw的電動機型號分別為Y132M-4型和Y160M-6型?，F(xiàn)在將兩種型號的電動機參數(shù)列于下表：方案號電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩ⅠY132M-47.515001440162.22.3ⅡY160M-67.5100097010.782.02.0比較方案Ⅰ、方案Ⅱ:方案Ⅰ電機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量相對輕、價格相對低，應(yīng)選方案Ⅰ相對較為合理。=6.5KWPd=7.35KW設(shè)計計算及說明結(jié)果四、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算4.1傳動比由傳動系統(tǒng)方案：查指導(dǎo)書表3-4開式錐齒輪傳動比為2~4初取中間值3.圓柱齒輪減速器的總傳動比為：=查指導(dǎo)書表3-4閉式齒輪傳動比為3~5所以5.3不行需重新取值。取開式錐齒輪傳動比為4滿足要求。即傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為：4.2傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算0軸〔電動機〕：轉(zhuǎn)速：n==1440r/min輸入功率：P==7.35KW輸出轉(zhuǎn)矩：T=95501軸〔減速器高速軸〕：轉(zhuǎn)速：n==1440/1=1440r/min輸入功率：P==7.35×0.99=7.2765KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=955048.262軸〔減速器低速軸〕：轉(zhuǎn)速：n==1440/4=360r/min輸入功率：P==7.2765×0.977.0582KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550187.24設(shè)計計算及說明結(jié)果3軸〔圓錐齒輪高速軸〕：轉(zhuǎn)速：n==360/1=360r/min輸入功率：P==7.0582×0.996.9876KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550185.374軸〔圓錐齒輪低速軸〕：轉(zhuǎn)速：n==360/4=90r/min輸入功率：P==6.9876×0.936.4985KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550564.14軸號電動機圓柱齒輪減速器圓錐齒輪減速器0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440144036036090功率P/kw7.357.27657.05826.98766.4985轉(zhuǎn)矩T/(Nm)48.7448.26187.24185.37689.56傳動比i1414傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)設(shè)計計算及說明結(jié)果五、傳動零件的設(shè)計計算〔一〕直齒圓柱齒輪減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計計算選擇齒輪材料、熱處理方式及精度等級：根據(jù)教材P136表7-1，取小齒輪材料為40Gr并進(jìn)展調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS，大齒輪材料為45號鋼也進(jìn)展調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS，兩齒輪齒面硬度相差30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O(shè)計要求。參考教材表7-7，初定齒輪精度為8級精度。初選主要參數(shù)：取=23，齒數(shù)比即。確定材料許用接觸應(yīng)力確定接觸疲勞極限：查閱教材圖7-18(a)查MQ線得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：和。確定壽命系數(shù):小齒輪循環(huán)次數(shù):，大齒輪循環(huán)次數(shù):由教材P151圖7-19查得確定尺寸系數(shù):查教材P151表7-20，取確定平安系數(shù):由P151表7-8取計算需用接觸應(yīng)力:按教材P149式7-20計算得：設(shè)計計算及說明結(jié)果根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：確定各個參數(shù)：試選載荷系數(shù)：選；小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:由前面已求得；確定齒寬系數(shù)：由教材表7-6選取齒寬系數(shù)；確定材料彈性影響系數(shù)：由教材表7-5得；確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由教材圖7-14得；確定重合度系數(shù)：由式7-9計算重合度為由教材式7-8得；計算小齒輪直徑：由教材式7-25得確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算得分度圓直徑確定使用系數(shù):按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查教材表7-2?。淮_定動載系數(shù)：計算圓周速度設(shè)計計算及說明結(jié)果故前面取的8級精度合理，由齒輪的速度與精度查教材圖7-7查得確定齒間載荷分配系數(shù)：齒寬初定單位寬度載荷查教材表7-3的。確定齒向載荷分布系數(shù)：由教材表7-4得計算載荷系數(shù)K：根據(jù)實際載荷系數(shù)按教材式7-12修正所算分度圓直徑：計算模數(shù)m：齒根彎曲疲勞強度計算確定彎曲應(yīng)力極限值：由教材P153圖7-21〔a〕查得小齒輪、大齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為=300Mpa，=220Mpa。確定彎曲疲勞壽命系數(shù)：由教材P154圖7-22查得。確定彎曲疲勞平安系數(shù)：由教材P151表7-8查得設(shè)計計算及說明結(jié)果確定尺寸系數(shù)：

由教材P154圖7-23得按教材P152式7-22得許用彎曲應(yīng)力：

確定計算載荷K：

初步確定齒高

查教材P140圖7-11取，即。確定齒形系數(shù)：

由教材P147圖7-16得確定應(yīng)力校正系數(shù)：

由教材P147圖7-17得計算大小齒輪的數(shù)值：

大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)該把大齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)代入公式計算。

計算重合度系數(shù)：

按教材P147式7-18計算把以上數(shù)值代入公式得：

由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.92國標(biāo)圓整為，再按接觸強度計算出的分度圓直徑得設(shè)計計算及說明結(jié)果齒輪其它主要尺寸計算：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：中心距：齒寬：(二)直齒圓錐齒輪選擇齒輪材料、熱處理方式及精度等級：選擇齒輪材料與熱處理方法：根據(jù)教材P136表7-1，取小齒輪材料為40Gr并進(jìn)展調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS，大齒輪材料為45號鋼也進(jìn)展調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS，兩齒輪齒面硬度相差30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O(shè)計要求。參考教材表7-7，初定齒輪精度為7級精度。選齒數(shù)：初取確定材料許用接觸應(yīng)力：確定接觸疲勞極限：查閱教材圖7-18(a)查MQ線得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：。確定壽命系數(shù)，由條件得：小齒輪循環(huán)次數(shù)：由于小圓錐齒輪與大圓柱齒輪連接即循環(huán)次數(shù)相等設(shè)計計算及說明結(jié)果小齒輪循環(huán)次數(shù)：由教材P151圖7-19查得確定尺寸系數(shù):查教材P151表7-20，取確定平安系數(shù):由P151表7-8取計算需用接觸應(yīng)力:按教材P149式7-20計算得：計算齒面接觸疲勞強度：試選載荷系數(shù)：選；選取齒寬系數(shù)：由教材表7-6選取齒寬系數(shù)；材料的彈性影響系數(shù)：由教材表7-5得；確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由教材圖7-14得；

計算小齒輪直徑：確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算得分度圓直徑:確定使用系數(shù):按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查教材表7-2?。辉O(shè)計計算及說明結(jié)果確定動載系數(shù)：計算圓周速度故前面取的8級精度合理，由齒輪的速度與精度查教材圖7-7查得確定齒間載荷分配系數(shù)：錐距：齒寬初定：圓周力計算：單位寬度載荷計算查教材表7-3得。確定齒向載荷分布系數(shù)：由教材表7-4取，有效工作齒寬按教材P170式7-36計算得：計算載荷系數(shù)K：根據(jù)實際載荷系數(shù)按教材式7-12修正所算分度圓直徑：計算模數(shù)m：齒根彎曲疲勞強度計算確定彎曲應(yīng)力極限值：設(shè)計計算及說明結(jié)果由教材P153圖7-21〔a〕查得小齒輪、大齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為=300Mpa，=220Mpa。確定彎曲疲勞壽命系數(shù)：由教材P154圖7-22查得。確定彎曲疲勞平安系數(shù)：由教材P151表7-8查得確定尺寸系數(shù)：

由教材P154圖7-23得按教材P152式7-22得許用彎曲應(yīng)力：

確定齒形系數(shù)：

計算分度圓錐角：

計算當(dāng)量齒數(shù)：由教材P147圖7-16得確定應(yīng)力校正系數(shù)，根據(jù)由教材P147圖7-17得計算大小齒輪的數(shù)值：

把以上數(shù)值代入公式得：

設(shè)計計算及說明結(jié)果由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的2.98國標(biāo)圓整為，再按接觸強度計算出的分度圓直徑協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)尺寸為錐齒輪分度圓直徑為設(shè)計計算及說明結(jié)果六、軸的設(shè)計計算〔一〕輸入軸的設(shè)計求作用在齒輪上的力：

根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù)，計算作用在輸入軸的齒輪上的力，：輸入軸的轉(zhuǎn)速：，輸入軸的功率：,輸入軸的轉(zhuǎn)矩：高速級小齒輪分度圓直徑：圓周力：徑向力：初步確定軸的最小直徑：根據(jù)教材P228式12-2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)P288表12-3，取A=115，于是得：軸上需開一鍵槽，因此軸徑應(yīng)增大5%至7%，即輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為使所選取的軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相匹配，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查P273表11-1，選取，則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，并考慮到工作條件有中等沖擊，所以選取彈性柱銷聯(lián)軸器，查課程設(shè)計P144表16-4，選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為630。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。設(shè)計計算及說明結(jié)果軸的構(gòu)造設(shè)計：擬定軸上零件的裝配方案，選用裝配方案如以下圖所示：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段軸徑和長度：考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個定位軸肩，取；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，所以應(yīng)取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔長，略短一點，取。初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為直齒輪，只需考慮徑向力和圓周力，應(yīng)選用單列深溝球軸承。參考工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄〔設(shè)計書P134表15-4〕，初步選定深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×B=40mm×80mm×18mm，故，而。取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸之間采用套筒定位。前面已求得齒輪1寬60mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，故取；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)高度b1.4h。取。軸承端蓋的總寬度為20mm〔由減速器及軸承端蓋的構(gòu)造設(shè)計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的拆裝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)軸器右端面間的距離，故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=16mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，齒輪輪轂L=60mm，軸承寬度B=18mm則:，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度設(shè)計計算及說明結(jié)果軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按由課程設(shè)計指導(dǎo)書P127表14-10得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽長度為36mm。同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為10mm×8mm×36mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借國度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.確定軸上圓角和倒角尺寸：參考教材P283表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑取R2。求軸上載荷：計算軸的支反力：垂直面：水平面:求F力在支點產(chǎn)生的反力：繪制垂直面的彎矩圖：由于所以繪制水平面的彎矩圖：由于所以求F力產(chǎn)生的彎矩圖：設(shè)計計算及說明結(jié)果a-a截面F力產(chǎn)生的彎矩為：繪制合成彎矩圖:求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:求危險截面的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:扭切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)軸的計算應(yīng)力:前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材P231表12-1查得，因此，所以軸是平安的。設(shè)計計算及說明結(jié)果輸入軸彎矩圖準(zhǔn)確校核軸的疲勞強度：判斷危險截面：截面A、Ⅱ、Ⅲ、B處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B處均無須校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載情況來看，截面C上的應(yīng)力最大，截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力較大，但應(yīng)力集中不大〔過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端〕，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不需要校核。截面Ⅵ和Ⅶ也顯然不比校核。有機械設(shè)計手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核Ⅳ左右兩側(cè)即可。截面Ⅳ左側(cè)：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面Ⅳ左側(cè)的彎矩Ｍ為：截面Ⅳ上的扭矩：截面Ⅳ上的彎曲應(yīng)力：截上的扭切應(yīng)力：軸材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。由教材P281表12-1得：;;截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械設(shè)計手冊查取。因r/d=1.6/40=0.04〔D-d〕/r=〔45-40〕/1.6=3.125經(jīng)插值后查得查得尺寸系數(shù),扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù),軸按車削加工，查得外表質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)外表強化處理，即，則綜合系數(shù)為:

又由機械設(shè)計手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)。計算平安系數(shù)值，設(shè)計計算及說明結(jié)果故可知其平安截面Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：彎矩Ｍ及彎曲應(yīng)力為：，扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：，過盈配合處查手冊得,軸按車削加工，查得外表質(zhì)量系數(shù)為，尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，故得綜合影響系數(shù)為所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的平安系數(shù)為故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的，所以設(shè)計的軸是合理的。設(shè)計計算及說明結(jié)果〔二〕輸出軸的設(shè)計確定軸的材料：輸出軸的材料選為45號鋼，調(diào)質(zhì)。求作用在齒輪上的力：根據(jù)輸出軸運動和低速級設(shè)計幾何參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力，：輸入軸的轉(zhuǎn)速：，輸入軸的功率：,輸入軸的轉(zhuǎn)矩：低速級小齒輪分度圓直徑：圓周力：徑向力：軸向力：確定軸的最小直徑：根據(jù)教材P228式12-2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)P288表12-3，取A=115，于是得：軸上需開一鍵槽，因此軸徑應(yīng)增大5%至7%，即輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為使所選取的軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相匹配，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查P273表11-1，選取，則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，并考慮到工作條件有中等沖擊，所以選取彈性柱銷聯(lián)軸器，查課程設(shè)計P144表16-4，選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑，故設(shè)計計算及說明結(jié)果取，半聯(lián)軸器的長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的構(gòu)造設(shè)計：擬定軸上零件的裝配方案，選用裝配方案如以下圖所示：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段軸徑和長度：考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個定位軸肩，取聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，所以應(yīng)取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔長，略短一點，取。初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為直齒輪，只需考慮徑向力和圓周力，應(yīng)選用單列深溝球軸承。參考工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄〔設(shè)計書P132表15-3〕，初步選定深溝球軸承30314，其尺寸為d×D×T=70mm×150mm×38mm，故，而。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)展軸向定位。由指導(dǎo)書P132表15-3查得取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸之間采用套筒定位。前面已求得齒輪寬94.6mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，故??；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=8.4mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)高度b1.4h。取。軸承端蓋的總寬度為20mm〔由減速器及軸承端蓋的構(gòu)造設(shè)計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的拆裝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)軸器右端面間的距離，設(shè)計計算及說明結(jié)果,故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=16mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，齒輪輪轂L=58.53mm，軸承寬度T=38mm則:，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按由課程設(shè)計指導(dǎo)書P127表14-10得平鍵截面b×h=22mm×14mm，鍵槽長度為80mm。同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm×11mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借國度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.確定軸上圓角和倒角尺寸：參考教材P283表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑取R2。求軸上載荷:計算軸的支反力：垂直面：水平面:求F力在支點產(chǎn)生的反力：設(shè)計計算及說明結(jié)果繪制垂直面的彎矩圖：繪制水平面的彎矩圖：由于所以求F力產(chǎn)生的彎矩圖:a-a截面F力產(chǎn)生的彎矩為：繪制合成彎矩圖:求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:求危險截面的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩:扭切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)軸的計算應(yīng)力:前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材P231表12-1查得，因此，所以軸是平安的。設(shè)計計算及說明結(jié)果輸出軸彎矩圖設(shè)計計算及說明結(jié)果七、軸承的選擇及計算根據(jù)條件，按每年工作300天計算,軸承預(yù)計壽命=2×8×300×8=384000小時7.1.輸入軸的軸承設(shè)計計算：初步計算當(dāng)量動載荷：因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以求軸承應(yīng)有的徑向根本額定載荷值：選擇軸承型號：查指導(dǎo)書P134表15-4初選6208軸承，Cr=22.8KN,Cor=15.8KN因此預(yù)期壽命足夠，此軸承合格。7.2.輸出軸的軸承設(shè)計計算:初步計算當(dāng)量動載荷：因該軸承在此工作條件下受到徑向力和軸向力作用，所以求軸承應(yīng)有的徑向根本額定載荷值：選擇軸承型號：查指導(dǎo)書P132表15-3初選30314軸承，Cr=208KN,Cor=162KN因此預(yù)期壽命足夠，此軸承合格。設(shè)計計算及說明結(jié)果八、聯(lián)連軸器的選擇類型選擇：由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且構(gòu)造簡單，對緩沖要求不高，應(yīng)選用彈性柱銷聯(lián)軸器。載荷計算及型號選擇：，查教材P273表11-1，由于轉(zhuǎn)速變化很小，所以,則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，并考慮工作條件，查指導(dǎo)書P144表16-4，選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。，查教材P273表11-1，由于轉(zhuǎn)速變化很小，所以,則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，并考慮工作條件，查指導(dǎo)書P144表16-4，選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。九、潤滑與密封結(jié)合前面的數(shù)據(jù)并查閱教材P263表10-12得齒輪采用浸油潤滑，由指導(dǎo)書P190表20-3選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油〔GB5903-1986〕。軸承選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為氈圈22FZ