機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書兩級(jí)圓柱—圓錐齒輪傳動(dòng)減速器——何博

1、湖南科技大學(xué)課程設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)學(xué) 生 姓 名： 何 博 學(xué) 院：機(jī) 電 工 程 學(xué) 院專業(yè)及班級(jí)：08 機(jī)械設(shè)計(jì)一班 學(xué) 號(hào) ： 0803010105 指 導(dǎo) 教 師： 馬 克 新 二零一一年五月三十日摘要機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是機(jī)械設(shè)計(jì)課程最后一個(gè)重要的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，是機(jī)械類專業(yè)的主干技術(shù)基礎(chǔ)課。是學(xué)生入學(xué)以來(lái)第一次較為全面的設(shè)計(jì)能力綜合訓(xùn)練。通過(guò)這一訓(xùn)練過(guò)程有助于學(xué)生建立工程觀點(diǎn)，培養(yǎng)正確的設(shè)計(jì)思想，使學(xué)生掌握設(shè)計(jì)機(jī)械傳動(dòng)裝置和一般機(jī)械的能力。對(duì)后續(xù)專業(yè)課程的學(xué)習(xí)、畢業(yè)設(shè)計(jì)以及今后從事設(shè)計(jì)工作奠定扎實(shí)的基礎(chǔ)具有重要的意義。培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想和工作作風(fēng)，培養(yǎng)學(xué)生綜合運(yùn)

2、用各種機(jī)械零件和機(jī)構(gòu)的基本知識(shí)，以及其他先修課程的理論知識(shí)，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際，解決工程問(wèn)題的能力。鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)。習(xí)和掌握通用機(jī)械零、部件、機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的基本設(shè)計(jì)方法和程序，包括制定設(shè)計(jì)方案，合理選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和零、部件，正確計(jì)算零件工作能力、確定基本參數(shù)和尺寸，合理選擇材料、熱處理方式、精度等級(jí)，合理進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及較全面地考慮制造、安裝工藝、經(jīng)濟(jì)成本和使用維護(hù)保養(yǎng)方面的要求等等。本次設(shè)計(jì)的題目是帶式運(yùn)輸機(jī)的減速傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)。以下設(shè)計(jì)說(shuō)明書為兩級(jí)直齒圓錐齒輪，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器。根據(jù)題目要求和機(jī)械設(shè)計(jì)的特點(diǎn)作者做了以下幾個(gè)方面的工作：決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案

3、；選擇電動(dòng)機(jī)，計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)；傳動(dòng)零件以及軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，軸承、聯(lián)接件、潤(rùn)滑密封的選擇等； 機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì)和參數(shù)的確定；繪制裝配圖及零件圖，編寫計(jì)算說(shuō)明書。目錄Ø 設(shè)計(jì)題目與要求Ø 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案Ø 電動(dòng)機(jī)的選擇Ø 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比Ø 設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)Ø 齒輪的設(shè)計(jì)Ø 軸系的設(shè)計(jì)Ø 滾動(dòng)軸承的選擇及壽命計(jì)算Ø 鍵連接的選擇計(jì)算和校核Ø 箱體設(shè)計(jì)Ø 潤(rùn)滑、密封的選擇Ø 設(shè)計(jì)小結(jié)Ø 參考文獻(xiàn)一、 設(shè)計(jì)題目與要求1、

4、 設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)兩級(jí)圓錐斜齒圓柱齒輪減速器傳動(dòng)（電機(jī)聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運(yùn)輸機(jī)）?？倐鲃?dòng)比12-40；卷筒直徑280-480；運(yùn)輸帶有效拉力2200N-8000N；運(yùn)輸帶速度0.5-1.5m/s；三相交流電源；有粉塵；常溫連續(xù)工作。2、 設(shè)計(jì)要求：1） 減速器裝配圖一張（A0）2） CAD零件圖一張（A2）、手繪零件圖一張（A2）3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份二、 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1、 組成：傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2、 工作特點(diǎn)：連續(xù)單項(xiàng)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作是有輕微震動(dòng)，小批量生產(chǎn)，連續(xù)工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%3、 確定設(shè)計(jì)原始參數(shù)：1） 傳動(dòng)比：直齒錐齒輪傳動(dòng)：i1=z2

5、z1 =7224 =3斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)：i2=z2z1 =11525 =4.6 2）運(yùn)輸帶有效拉力： F = 2500N 3）運(yùn)輸帶速度： v = 1.5m/s 4）卷筒直徑： D = 412mm 4、 總體布置簡(jiǎn)圖：三、 電動(dòng)機(jī)的選擇1、 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速確定：工作機(jī)轉(zhuǎn)速：nw=1000vD×60=1000×1.5×412×60=69.53rmin根據(jù)已確定傳動(dòng)比i1×i2=13.8估算電機(jī)轉(zhuǎn)速至少為n=13.8×nw=959.6r/min960r/min因此，選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。2、 電動(dòng)機(jī)功率選定：零件傳動(dòng)效率如

6、下表：類別效率數(shù)量彈性柱銷聯(lián)軸器10.9952圓柱齒輪（8級(jí)精度；油潤(rùn)滑）20.971圓錐齒輪（8級(jí)精度；油潤(rùn)滑）30.971圓錐滾子軸承（稀油潤(rùn)滑；一對(duì)）40.983卷筒效率50.961工作機(jī)所需功率 Pw=Fv1000w電動(dòng)機(jī)功率 Pd=Pw則 Pd=Fv1000w計(jì)算得傳動(dòng)裝置的總效率 w=1223425=0.9952×0.97×0.97×0.982×0.96=0.8592即 Pd=Fv1000w=2500×1.51000×0.8592=4.36kw所以，選取額定功率為5.5kw的電動(dòng)機(jī)。最后，由轉(zhuǎn)速和功率查表確定電機(jī)為Y系列三

7、相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)Y132M2-6，額定功率為5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速為960r/min。四、 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比總傳動(dòng)比： i=i1×i2=13.8根據(jù)圓錐圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比分配原則，錐齒輪傳動(dòng)比i13且i10.25i。綜合考慮設(shè)計(jì)計(jì)算、實(shí)際等因素，取圓錐齒輪傳動(dòng)部分傳動(dòng)比i1=3，圓柱齒輪傳動(dòng)部分傳動(dòng)比i2=4.6。五、 設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、 由傳動(dòng)比分配結(jié)果計(jì)算各軸輸入功率P=Pd×電機(jī)軸輸入功率P1=Pd=4.36kw軸輸入功率P2=P11=4.36×0.995=4.34kw軸輸入功率P3=P234=4.34×0.97&

8、#215;0.98=4.12kw軸輸入功率P4=P324=4.12×0.97×0.98=3.92kw工作機(jī)軸輸入功率P5=P414=3.92×0.995×0.98=3.82kw2、 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速=mi電機(jī)軸轉(zhuǎn)速n1=nm=960r/min軸轉(zhuǎn)速n2=n1=960r/min軸轉(zhuǎn)速n3=n2i1=9603=320r/min軸轉(zhuǎn)速n4=n3i2=3204.6=69.57r/min工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速n5=n4=69.57r/min3、 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=9550Pn電機(jī)軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Td=9550Pdnm=9550×4.36960=43.37N·

9、;m軸輸入轉(zhuǎn)矩T2=T11=43.37×0.995=43.16N·m軸輸入轉(zhuǎn)矩T3=T243i1=43.16×3×0.98×0.97=123.07N·m軸輸入轉(zhuǎn)矩T4=T342i2=123.07×4.6×0.98×0.97=538.20N·m工作機(jī)軸輸入轉(zhuǎn)矩T5=T441=538.2×0.995×0.98=524.77N·m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果列于下表:軸號(hào)功率P/（kw）轉(zhuǎn)矩T/(N·m)轉(zhuǎn)速n/（r/min）電機(jī)軸4.3643.37960軸4.344

10、3.16960軸4.12123.07320軸3.92538.2069.57工作機(jī)軸3.82524.7769.57六、 齒輪的設(shè)計(jì)1、 圓錐直齒齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算：選擇齒形制GB-12369-90，齒形角20°設(shè)計(jì)基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u =3，傳遞功率P1=4.34kw，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n1=960r/min，采用一班制工作，工作20年（按一年300天計(jì)）小錐齒輪懸臂布置。（1） 選擇齒輪材料和精度等級(jí)： 材料均選取45號(hào)鋼調(diào)制。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。 精度等級(jí)取8級(jí)。 小齒輪齒數(shù)為z1=24，大齒輪齒數(shù)為z2=72（2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：齒面接

11、觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式d1t3ZEH2KtT1R1-0.5R2u 試選載荷系數(shù) Kt=1.8 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩 T1=9.55×106P1n1=43174N·mm 選取齒寬系數(shù) R=0.3 確定彈性影響系數(shù)，查表得 ZE=189.8MPa12 確定區(qū)域系數(shù)，查表得，標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng) ZH=2.5 根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×960×1×20×300×8=2.76×109 N2=2.76×1093=9.2×108 查表得，接觸疲勞壽命系數(shù)取 KHN1=0.9

12、4，KHN2=0.95 查表得，疲勞極限應(yīng)力Hlim1=600MPa，Hlim2=560MPa 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)SH=1.0,H1=KHN1Hlim1SH=564MPaH2=KHN2Hlim2SH=532MPa 由接觸強(qiáng)度計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t2.323KtT1R·u+1uZEH2=2.3231.8×431740.3·3+13189.85322mm=81.88mmdm1=d1t1-0.5R=69.60mm 齒輪的圓周速度 v=dm1n160×1000=3.50m/s 計(jì)算載荷系數(shù)a 齒輪使用系數(shù)，查表得 KA=1.25b

13、 動(dòng)載系數(shù)，查表得 Kv=1.17c 齒間載荷分配系數(shù)，查表得 KH=KF=1d 齒向載荷分配系數(shù)，KH=KF=1.5KHbe查表得KHbe=1.25，所以KH=KF=1.875e 接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1.25×1.17×1×1.875=2.74 按載荷系數(shù)校正分度圓直徑d1=d1t3KKt=94.19mmm=d1Z1=3.92mm取標(biāo)準(zhǔn)值，模數(shù)圓整為m=4mm 計(jì)算齒輪相關(guān)參數(shù)d1=mz1=96mmd2=mz2=288mm1=arctanz1z2=18°26'62=90°-1=71°34'54R=d

14、1z2z12+12=151.789mm 確定齒寬 b=RR=45.54mm圓整取b1=b2=46mm（3） 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 載荷系數(shù)K=2.74 當(dāng)量齒數(shù)z1=z1cos1=25.3z2=z2cos2=227.7 查表得齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù)YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.11YSa2=1.87 取安全系數(shù) SF=1.4查表得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.92 , KFN2=0.9查表得彎曲疲勞極限為 FE1=440MPa , FE2=425MPa許用應(yīng)力F1=KFN1FE1SF=289.1MPaF2=KFN2FE2SF=273.2MPa 校核強(qiáng)度F=2KT1YSaY

15、Fabm21-0.5R2ZF計(jì)算得 F1=77.23MPa<F1F2=24.38MPa<F2可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)選取合理。2、 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算：設(shè)計(jì)基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u=4.6，傳遞功率P1=4.12kw，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n1=320r/min。采用一班制工作，工作20年（按一年300天計(jì)）（1） 選擇齒輪材料、精度等級(jí)和齒數(shù)： 小齒輪材料選取40Cr鋼調(diào)制，大齒輪選取45鋼調(diào)制，小齒輪齒面硬度為280HBS，大齒輪齒面硬度為240HBS。 精度等級(jí)取8級(jí)。 小齒輪齒數(shù)為z1=25，大齒輪齒數(shù)為z2=115 初選螺旋角=12°（2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：齒面

16、接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式d1t32KtT1du+1uZHZEH2 試選載荷系數(shù) Kt=1.8 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩 T1=9.55×106P1n1=122956N·mm 選取齒寬系數(shù) d=1 確定彈性影響系數(shù)，查表得 ZE=189.8MPa12 確定區(qū)域系數(shù)，查表得，=12°標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) ZH=2.45 根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×320×1×20×300×8=9.22×108 N2=9.22×1084.6=2.0×108 查表得，接觸疲勞壽命系

17、數(shù)取 KHN1=0.95，KHN2=0.97 查表得，疲勞極限應(yīng)力Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)SH=1.0,H1=KHN1Hlim1SH=570MPaH2=KHN2Hlim2SH=533.5MPaH=H1+H22=551.75Mpa 查表得 =1+2=0.785+0.89=1.675 代入計(jì)算，小齒輪直徑d1t61.14mm 齒輪的圓周速度 v=d1tn160×1000=1.02m/s 齒寬 b 及模數(shù) mnt b=dd1t=61.14mmmnt=d1tcosz1=2.39mmh=2.25mnt=5.38mmbh=

18、11.36 計(jì)算縱向重合度 =0.318dZ1tan=1.69 計(jì)算載荷系數(shù)a 齒輪使用系數(shù)，查表得 KA=1.25b 動(dòng)載系數(shù)，查表得 Kv=1.08c 齒間載荷分配系數(shù)，查表得 KH=KF=1.4d 齒向載荷分配系數(shù)，查表取KH=1.46KF=1.41e 接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1.25×1.08×1.4×1.46=2.76 按載荷系數(shù)校正分度圓直徑d1=d1t3KKt=70.50mm 計(jì)算模數(shù)mnmn=d1cosz1=2.76mm（3） 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF 載荷系數(shù)K=KAKvKFKF=2.66

19、由縱向重合度=1.69，查表得Y=0.91 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z1=z1cos3=26.71z2=z2cos3=122.88 取安全系數(shù) SF=1.4查表得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.90 , KFN2=0.95查表得彎曲疲勞極限為 FE1=500MPa , FE2=380MPa許用應(yīng)力F1=KFN1FE1SF=321.4MPaF2=KFN2FE2SF=257.9MPa 查表得齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù)YFa1=2.58YSa1=1.598YFa2=2.16YSa2=1.81 計(jì)算大、小齒輪的 YFaYSaF 并加以比較YFa1YSa1F1=0.0128YFa2YSa2F2=0.0152大齒輪的數(shù)值

20、大 代入公式計(jì)算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=2.02mm因此，綜合考慮接觸強(qiáng)度與彎曲強(qiáng)度，取標(biāo)準(zhǔn)值模數(shù)mn=2.5mm 校正齒數(shù)z1=d1cosmn=27.5828z2=uz1=128.8129 圓整中心距a=z1+z2m2cos=200.63mm圓整為a=200mm 修正螺旋角=arccosz1+z2m2a=11°6'46變化不大，不必修正前面數(shù)值 計(jì)算幾何尺寸d1=mz1cos=71.56mmd2=mz2cos=329.70mmb=dd1=71.56mm圓整后取B1=80mm, B2=75mm七、 軸系的設(shè)計(jì)1. 軸的計(jì)算（1） 軸上的功率P1=4.3

21、4kw，轉(zhuǎn)速n1=960r/min ,轉(zhuǎn)矩T1=43.16N·m（2） 求作用在齒輪上的力高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng)小齒輪分度圓直徑已知 d1=96mm平均分度圓直徑 dm1=d11-0.5R=81.6mm圓周力 Ft=2T1dm1=1057.84N軸向力 Fa=Fttansin1=121.75N徑向力 Fr=Fttancos1=365.26N（3） 初估軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。查表取A0=110,根據(jù)下式估算最小直徑dmin=A03P1n1=18.18mm由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸頸，為了使所選軸頸與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查

22、表，取 KA=1.5Tca=KAT1=64740N·mm查表得，電動(dòng)機(jī)直徑為38mm，所以選取型號(hào)為HL3，孔徑選為30mm，聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為60mm。（4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖 軸段l1，由聯(lián)軸器型號(hào)直徑為30mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長(zhǎng)度應(yīng)該略小于60mm，取l1=58mm , d1=30mm。 軸段l3，先初選軸承型號(hào)，由于同時(shí)受軸向、徑向力的作用，因此選擇圓錐滾子軸承，型號(hào)取30207，內(nèi)徑為35mm，所以軸段直徑為d3=35mm，長(zhǎng)度應(yīng)略小于軸承內(nèi)圈寬度17mm，取l3=16mm。 軸段l2、l5，d2=d5=34mm，考慮左端聯(lián)軸器右端

23、面距離，加上軸承寬度和端蓋寬度，軸段長(zhǎng)度l2=39mm，l5=16mm 軸段l6，小錐齒輪輪轂長(zhǎng)度為46mm，確定軸段長(zhǎng)度為l6=46mm，直徑為d6=30mm。 軸段l4，由于小齒輪懸臂布置軸承支點(diǎn)跨距應(yīng)取懸臂長(zhǎng)度的大約2倍，由此計(jì)算軸段長(zhǎng)度為l4=46mm，軸肩高度取3.5mm，因此軸頸取d4=42mm。 零件的周向定位查表得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為8mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取50mm，選取鍵8×50。為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6；右端小齒輪定位用平鍵，寬度為10mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取30mm，選取鍵10×30。為了保

24、證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 軸上圓角和倒角尺寸參考標(biāo)準(zhǔn)，取軸端倒角為2mm，圓角取1mm。（5） 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖：計(jì)算得，MH=49718N·mmMV=17167N·mmM=MH2+MV2=52598N·mm（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=M2+T12W=13.67MPa查表得，-1

25、=60MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。2. 軸的計(jì)算（1） 軸上的功率P2=4.12kw，轉(zhuǎn)速n2=320r/min ,轉(zhuǎn)矩T2=123.07N·m（2） 求作用在齒輪上的力錐齒輪傳動(dòng)大齒輪：高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng)大齒輪分度圓直徑已知 d2=288mm平均分度圓直徑 dm2=d21-0.5R=244.8mm圓周力 Ft=2T2dm2=1005.47N徑向力 Fr2=Fttansin1=121.75N軸向力 Fa2=Fttancos1=365.26N斜齒圓柱輪傳動(dòng)小齒輪：分度圓直徑已知d10=71.56mm圓周力 Ft0=2T2d10=3439.63N徑向力 Fr0=Ft0ta

26、nncos=1279.89N軸向力 Fa0=Ft0tan=731.12N（3） 初估軸的最小直徑由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應(yīng)同圓柱齒輪一樣，為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表取A0=100,根據(jù)下式估算最小直徑dmin=A03P2n2=23.44mm（4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖 軸段l4，由設(shè)計(jì)結(jié)果，小齒輪分度圓直徑為71.56mm，取d4=49mm齒寬為80mm，取此軸段為l4=82mm。 軸段l2，取l2=39mm。軸徑取d2=39mm。 軸段l1，選用軸承型號(hào)為30207，軸段直徑為d1=35mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁取7mm，軸承距內(nèi)壁2mm，所以軸段長(zhǎng)度取l1=30

27、mm。 軸段l6，用于裝軸承，長(zhǎng)度取l6=19mm，直徑取d6=35mm。 軸段l5，軸承應(yīng)該距離箱體內(nèi)壁2mm左右，且小齒輪端面距離箱體內(nèi)壁8mm左右，長(zhǎng)度取l5=10mm，又根據(jù)軸肩定位需要，軸徑取d5=41mm。 軸段l3，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對(duì)于輸入軸的中心線對(duì)稱，通過(guò)計(jì)算此段長(zhǎng)度為l3=20mm，又有軸肩定位，軸徑取d3=45mm。 零件的周向定位查表得，錐齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取56mm，選取鍵12X56, 選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。圓柱齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取80mm，選取鍵12X80,選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。

28、軸上圓角和倒角尺寸查表得，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm。（5） 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖：計(jì)算得MH=102158N·mmMV=14566N·mmM=MH2+MV2=103191N·mm（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=M2+T22W=10.79MPa查表得，-1=70MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。3. 軸的計(jì)算（1） 軸上的功率P3=3.92kw，轉(zhuǎn)速n3=69.57r/min ,

29、轉(zhuǎn)矩T3=538.2N·m（2） 求作用在齒輪上的力斜齒圓柱輪傳動(dòng)大齒輪：分度圓直徑已知d2=329.7mm圓周力 Ft=2T3d2=3264.79N徑向力 Fr=Fttanncos=1214.83N軸向力 Fa=Fttan=693.95N（3） 初估軸的最小直徑由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取A0=100,根據(jù)下式估算最小直徑dmin=A03P3n3=38.34mm此處有一個(gè)平鍵，直徑增加5%，得出直徑最小為40.25mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查表，取 KA=1.

30、5Tca=KAT3=807300N·mm選取型號(hào)為HL4，孔徑選為42mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為84mm。（4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖 軸段1-2，由聯(lián)軸器型號(hào)得直徑為d1=42mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長(zhǎng)度應(yīng)該略小于84mm，取l1=81mm。 軸段5-6，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑d5=52mm，長(zhǎng)度略小于輪轂長(zhǎng)度取為l5=75mm。 軸段6-7，選取軸承型號(hào)為30209，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為d6=45mm。又考慮大齒輪與小齒輪的配合，大齒輪與內(nèi)壁距離為10.5mm。軸承距離內(nèi)壁取2mm左右，最后確定軸段長(zhǎng)度為l6=36mm。 軸段4-

31、5，此段用于大齒輪定位，軸肩高度為4mm，所以直徑取d4=60mm，長(zhǎng)度取l4=10mm 。 軸段2-3，根據(jù)軸承和端蓋寬度，再是軸稍微伸出一段，確定軸段長(zhǎng)度為l2=57.5mm，直徑取軸承內(nèi)圈大小為d2=45mm。 軸段3-4，左端用于軸承定位，軸肩高度取4mm，直徑為d3=53mm，又有軸承距離內(nèi)壁2mm左右，軸段長(zhǎng)度得出為l3=61.5mm。 零件的周向定位左端半聯(lián)軸器定位用C型平鍵，寬度為10mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取80mm，選取鍵C，選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。右端大齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取70mm，選取鍵，選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。 軸上圓

32、角和倒角尺寸取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm（5） 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖：計(jì)算得MH=124694N·mmMV=122385N·mmM=MH2+MV2=174719N·mm（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=M2+T32W=26.1MPa查表得，-1=60MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。（7） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面由上述計(jì)算已知大齒輪中點(diǎn)處應(yīng)力最大，但是此處軸頸較兩側(cè)高出許

33、多，根據(jù)軸上受載情況的分析，需要校核截面6的左右兩側(cè)即可。 截面6的左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×523=14061mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×523=28122mm3截面4左側(cè)的彎矩為 M=174719×57.5-35.557.5=66849N·mm彎曲應(yīng)力 b=MW=6684914061=4.75MPa扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T=T3WT=53820028122=19.14MPa查表得，B=640MPa ，-1=275MPa ，-1=155MPa。查表取過(guò)盈配合處 k=2.25 ，并取k=0.8k=1.8軸采用精車加工，查表得，表面

34、質(zhì)量系數(shù)為=0.87軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即q=1，則綜合系數(shù)值為K=k+1-1=2.40K=k+1-1=1.95碳鋼的特性系數(shù)取為=0.1，=0.05軸的疲勞安全系數(shù)為S=-1Ka+m=2752.4×4.75+0.1×0=24.12S=-1Ka+m=1551.95×19.142+0.05×19.142=8.10Sca=SSS2+S2=7.68S=1.5故可知其安全。 截面6的右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×453=9113mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×453=18225mm3截面4右側(cè)的彎矩為 M=17471

35、9×57.5-35.557.5=66849N·mm彎曲應(yīng)力 b=MW=668499113=7.34MPa扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T=T3WT=53820018225=29.53MPa查表得，B=640MPa ，-1=275MPa ，-1=155MPa。由rd=2.045=0.044，Dd=5245=1.156查表取 =2.06 ，=1.60查表取軸的材料敏感系數(shù)q=0.82，q=0.85則有效應(yīng)力集中系數(shù)為k=1+q-1=1.87k=1+q-1=1.51查表得=0.75 ，=0.87軸采用精車加工，查表得，表面質(zhì)量系數(shù)為=0.87軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即q=1，則綜合系數(shù)值為K=k+1-

36、1=2.64K=k+1-1=1.86碳鋼的特性系數(shù)取為=0.1，=0.05軸的疲勞安全系數(shù)為S=-1Ka+m=2752.64×7.34+0.1×0=14.2S=-1Ka+m=1551.86×29.532+0.05×29.532=5.5Sca=SSS2+S2=5.2S=1.5故可知其安全。綜上得出，此軸疲勞強(qiáng)度達(dá)到要求。八、 滾動(dòng)軸承的選擇及壽命計(jì)算1. 軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力 Fr1=FH12+FV12=607N ，F(xiàn)r2=FH22+FV22=1727N查表得，Y=1.6 ，e=0.37 ，Cr=54.2kN派生力F

37、d1=Fr12Y=189.7N， Fd2=Fr22Y=539.7N軸向力 Fa=121.75N 由于Fa+Fd2=121.75+539.7=661.45N>Fd1 ，判斷知，左側(cè)軸承被壓緊。所以軸向力為 Fa1=661.45N ，F(xiàn)a2=539.7N當(dāng)量載荷由于 Fa1 Fr1=1.09>e Fa2 Fr2=0.31<e所以 XA=0.4 YA=1.6 XB=1 YB=0 載荷系數(shù)取fp=1.1 ，故當(dāng)量載荷為P1=fpXAFr1+YAFa1=1431NP2=fpXBFr2+YBFa2=1890N軸承壽命校核Lh1=10660n1CrP1=3.17×106h>

38、48000hLh2=10660n1CrP2=1.25×106h>48000h2. 軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力 Fr1=FH12+FV12=2801N ，F(xiàn)r2=FH22+FV22=1891N查表得，Y=1.6 ，e=0.37 ，Cr=54.2kN派生力Fd1=Fr12Y=875.4N， Fd2=Fr22Y=590.9N軸向力 Fa=365.86N由于Fa+Fd1=365.86+875.4=1241.26N>Fd2 ，判斷知，右側(cè)軸承被壓緊。所以軸向力為 Fa1=875.4N ，F(xiàn)a2=1241.26N當(dāng)量載荷由于 Fa1 Fr1=0.31

39、<e Fa2 Fr2=0.66>e所以 XA=1 YA=0 XB=0.4 YB=1.6 載荷系數(shù)取fp=1.1 ，故當(dāng)量載荷為P1=fpXAFr1+YAFa1=3081NP2=fpXBFr2+YBFa2=3017N軸承壽命校核Lh1=10660n2CrP1=0.74×106h>48000hLh2=10660n2CrP2=0.79×106h>48000h3. 軸的軸承校核軸承30209的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力 Fr1=FH12+FV12=1536N ，F(xiàn)r2=FH22+FV22=2173N查表得，Y=1.5，e=0.4 ，Cr=67.8kN派

40、生力Fd1=Fr12Y=512N， Fd2=Fr22Y=724N軸向力 Fa=693.95N由于Fa+Fd2=693.95+724=1418N>Fd1 ，判斷知，左側(cè)軸承被壓緊。所以軸向力為 Fa1=1418N ，F(xiàn)a2=724N當(dāng)量載荷由于 Fa1 Fr1=0.92>e Fa2 Fr2=0.33<e所以 XA=0.4 YA=1.6 XB=1 YB=0 載荷系數(shù)取fp=1.1 ，故當(dāng)量載荷為P1=fpXAFr1+YAFa1=3182NP2=fpXBFr2+YBFa2=2390N軸承壽命校核Lh1=10660n3CrP1=6.42×106h>48000hLh2=10660n3CrP2=16.7×106h>48000h九、 鍵連接的選擇計(jì)算和校核將各個(gè)連接的參數(shù)列于下表：鍵直徑mm工作長(zhǎng)度mm工作高度mm轉(zhuǎn)矩N·m極限應(yīng)力MPa8×5030423.543.1619.5710×3030203.543.1641.1012×5639444123.0735.8612×80