機械設計課程設計帶式輸送機（含全套圖紙）

1、華南農(nóng)業(yè)大學機械設計課程設計全套畢業(yè)設計，聯(lián)系174320523 各專業(yè)都有班級： 05機化2班 設計者： 指導老師： 日期： 2008年1月18號 目 錄1設計任務32設計方案分析33機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析44電動機的選擇45傳動裝置運動和動力參數(shù)的選擇計算56傳動零件的設計計算67軸的設計計算188鍵聯(lián)接的設計計算309聯(lián)軸器的選擇3510潤滑和密封方式的選擇,潤滑油和牌號的確定3611箱體及附件的結(jié)構(gòu)設計和選擇3612設計小結(jié)3813參考資料39一、 設計任務題目:帶式輸送機設計參數(shù)：傳動方案輸送帶的牽引力f,(kn)輸送帶的速度v,（m/s）提升機鼓輪的直徑d,(mm)37n0.4350設計要

2、求:1. 帶式輸送機提升物料:谷物,型沙,碎礦石,媒等等.2. 輸送機運轉(zhuǎn)方向不變,工作載荷穩(wěn)定.3. 輸送帶鼓輪的傳動效率取為w 0.97.4. 工作壽命為8年,每年300個工作日,每日工作16小時.二、 設計方案分析 1.輸送帶鼓輪 2.齒輪傳動 3.減速器 4.連軸器 5.電動機三、機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析本機構(gòu)利用兩級減速裝置有效地減速，外面用齒輪傳動能有效地帶動卷筒軸。四、電動機的選擇計算1. 電動機的類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件,選擇y系列三相異步電動機2. 電動機功率的選擇 查表知聯(lián)=0.99, 齒=0.98, 軸承=0.99, 帶鼓輪=0.97=聯(lián)齒3軸承4帶鼓輪=0.990.9830

3、.9940.97=0.87 工作機所需電動機的功率pd=pw/=2.89/0.87=3.32kw 工作機所需功率pw=fv/(1000w)=70.4/(10000.97)=2.89kw3. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾動軸工作轉(zhuǎn)速：nw=601000v/(d)=6010000.4/(3.14350)=21.84r/min通常，兩級圓柱齒輪減速器的推薦傳動比為860,單級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為36，故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為：n=（36）(860)21.84r/min=(524.167862.4)r/min對于y系列電動機，多選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min或1500 r/min的電動機。在1000

4、r/min與1500 r/min兩種中選取，有如下方案：方案電 動 機型 號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速n（r/min）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y112m-44150014402y132m1-641000960初選同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min.即方案2。4. 電動機型號的確定 查表得初取電動機型號為 y132m1-6滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.同步轉(zhuǎn)速 1000r/min,6級電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/ rmin-1y132m1-649602.02.0電動機的相關尺寸：中心高h/mm外形尺寸底角安裝尺寸ab地腳螺栓孔直 徑 k軸 伸尺 寸de鍵公稱尺 寸fh1325153453152161

5、78153880101325.傳動比的分配總傳動比 ia=nm/ nw=960/21.84=43.96 ia=i齒1i齒2i齒3取 i齒2=3.7 則 i齒3=2.846（高速級與低速級傳動比為1.31.4）則 i齒1= ia/ i齒2/ i齒3=43.96/3.7/2.846=4.17五、傳動裝置運動和動力參數(shù)的選擇計算 1.各軸的轉(zhuǎn)速計算 軸: n1= nm =960r/min 軸: n2= n1/ i齒2=960/3.7=259.46r/min 軸: n3= n2/ i齒3=259.46/2.846=91.17r/min卷筒軸: n4= n3/ i齒1=91.17/4.17=21.86

6、r/min2.各軸的輸入功率計算軸: p1=pd聯(lián)=3.320.99=3.29kw軸: p2= p1齒聯(lián)=3.290.980.99=3.19kw軸: p3= p2齒聯(lián)=3.190.980.99=3.10kw卷筒軸: p4= p3齒聯(lián)帶鼓輪=3.100.980.990.97=2.91kw3.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算td=9550pd/ nm =95503.32/960=33.03nm軸: t1=9550p1/ n1=95503.29/960=32.73nm軸: t2=9550p2/ n2 =95503.19/259.46=117.42nm軸: t3=9550p3/ n3 =95503.10/91.17

7、=324.72nm軸號轉(zhuǎn)速r/min960259.4691.17輸入功率kw3.293.193.10輸入轉(zhuǎn)矩n.m32.73117.42324.72傳動比i齒1=4.17i齒2=3.7i齒3=2.85六、傳動零件的設計計算設計高速級齒輪1.選精度等級,材料及齒數(shù)（） 選用斜齒圓柱齒輪傳動（） 選用級精度（） 材料選擇。查表10-1選取小齒輪材料為40r（調(diào)質(zhì)），硬度為280 hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 hbs，二者材料硬度差為40 hbs。壓力角20。（） 選小齒輪的齒數(shù)z1=25,則大齒輪的齒數(shù)z2=253.7=93（） 選取螺旋角。初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計按式

8、(10-21)試算,即(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選kt=1.6。2) 由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)zh=2.4333)由圖10-26 查得查得4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩. t1= =nmm=3.273104nmm5) 由表選取齒寬系數(shù)6）由表查得材料的彈性影響系數(shù)7）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限8）由式1013計算應力循環(huán)系數(shù) n160n1jlh6096011630082.21184109 n22.21184109/3.7=0.59781099）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式（）得（

9、）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬及模數(shù)4)計算縱向重合度5)計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得 7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，由式（）得（）計算大小

10、齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.694mm，已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度.須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則，取934計算幾何尺寸） 計算中心距將中心距圓整為103mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后??；） 驗算，合適設計低速級圓柱直齒傳動1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)） 按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 。） 運輸機為一般工作機器，

11、速度不高，故選用7級精度（gb 1009588）。） 材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。） 選小齒輪齒數(shù)z125，大齒輪齒數(shù)z2252.84671.15，取z272。2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)。（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表107選取齒寬系數(shù)（） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接

12、觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)k根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)直齒輪，；由表查得使用系數(shù)；由表用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，由查圖1013得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得（）計算模數(shù)。3按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（） 由圖查得

13、彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力。取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式（1012）得（） 計算載荷系數(shù)。（）查取齒形系數(shù)。由表查得（）查取應力校正系數(shù)。由表查得（）計算大、小齒輪的，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.98，并就近圓整為標準值2。按接觸強度算得的分度圓直徑d176.27mm，算得小齒輪的齒數(shù) 大齒輪的齒數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，

14、既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒寬取5. 結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（附件）設計次級低速齒輪1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1） 按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb 1009588）。3） 材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4） 選小齒輪齒數(shù)z117，大齒輪齒數(shù)z2174.1770.8971。2.按齒面

15、接觸強度設計由設計計算公式（109a）試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)。（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表107選取齒寬系數(shù)0.5（） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)k根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)直齒輪，；由表查得使用系數(shù)；由表

16、用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承懸臂布置時，由查圖1013得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得（）計算模數(shù)。3按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力。取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式（1012）得（） 計算載荷系數(shù)。（）查取齒形系數(shù)。由表查得（）查取應力校正系數(shù)。由表查得（）計算大、小齒輪的，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒

17、根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.377，并就近圓整為標準值4.5。按接觸強度算得的分度圓直徑d1118.27mm，算得小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5. 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒寬取5.結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（附件）七軸的設計計算a高速軸（軸）的設計1選擇軸的材料初選45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表151查得硬度hb

18、s217255，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa 2.初步確定軸的最小直徑由以上求得p13.29kw,n1=960r/min,t1=32.73nm由表153選取a0114，按式（152）算得對于直徑d100mm的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大5%7%,然后將軸徑圓整為標準直徑.故d=dmin (1+6%)=18.22mm，故取軸徑為18.5mm。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d，如圖示。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表141，

19、考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)矩tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選用tl4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為63nm。半聯(lián)軸器的孔徑d124mm，故取24mm，半聯(lián)軸器的長度l52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的?？譴138mm。3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，軸肩h2mm.故取段的直徑d28mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的殻孔l138mm，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，故段的長度應比l1略短一

20、些，現(xiàn)取l36mm。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d28mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸ddt307220.75，故dd30mm；而l l20.75mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h（0.070.1）d2.5mm，因此，取dd35mm。3）取安裝齒輪處的軸段的直徑d38mm；齒輪的左端與左軸承之間用套筒定位。已知齒輪輪殻的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪殻寬度，故取l48mm。齒輪左端用軸肩

21、定位，右端用套筒定位。4） 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的離l30mm，故取l 50mm。） 取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a14mm，兩大齒輪間的距離c=1015mm,取c=13mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s10mm，已知滾動軸承的寬度t20.75mm，中間軸小齒輪寬為70mm，中間軸兩齒輪 間距為10mm。軸與軸小齒輪間距為7.5mml 7.5701414105.5mml as141024mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）

22、軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接（詳細過程見后面的鍵的設計校核）（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表152，取左軸端倒角為1.045，右軸端倒角為1.245，各軸肩處的圓角半徑為r1.0mm和1.64求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊查得30306型圓錐滾子軸承的a值。查得a15.3mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)2+l3129.548177.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭矩圖。（1）高速級小齒輪1的受力分析。 圓周力：= 徑向力：=623n 軸向力：414n（2）計算支反力（以b為原點建立直角坐標

23、系向右，向上為正水平為x軸）水平面 m(b)0,即fdh177.5 ft1129.50 , fdh1211.8n f0 , fbhftfdh1661-1211.8=449.2n彎矩m為：mh(x)=449.2x (0x129.5mm) =1211.8(177.5-x) (129.5x177.5mm)所以：mch=449.2129.5=58171.4n.mm垂直面 m(b)0,fdv177.5fr1129.5+ fa10 , fdv 408.6nf0fbvfr1fdv623n-408.6n214.4n彎距:mv(x)214.4x (0x129.5mm) =408.6（177.5-x） (129.

24、5mmx177.5mm)所以：mcv1 214.4129.5=27764.8n.mmmcv2= mcv1- fa1=27764.80.541439.4=19609n.mm(3) 合成彎距 mc1 64457.7nmmmc2 61387.5nmm可知危險截面為c截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的mh,mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力fdh1211.8n fbh449.2n fdv 408.6n fbv214.4nf彎距mch=58171.4n.mmmcv1=27764.8n.mmmcv2=19609n.mm總彎距mc1=64457.7 n.mmmc2=61387.5 n.mm扭矩t=

25、n.mm5.按彎距合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受彎距和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)式（155）及上表中的值，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力ca 12.28mpa已由前面查得許用彎應力1=60mpa，因此ca （0.070.1）d，d為與零件相配處的軸的直徑，故取h3.2mm，則軸環(huán)處的直徑d46.4mm。由高速軸的計算知軸環(huán)寬度l10mm1.4h，滿足定位要求。3）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。4）軸上的大齒輪應與軸上的小齒輪中心對齊，需滿足l1l2129.5mm，l3=48mm。經(jīng)計算，得l2

26、7mm，l30.5mm。滾動軸承內(nèi)圈距箱體內(nèi)壁一段距離s，s30.51416.5mm，則大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為16.5mm，右端軸承內(nèi)側(cè)離箱體內(nèi)壁的距離為27316.57.5mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的軸向均采用平鍵連接。（在下面的鍵選擇詳細說明）（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1.245，各軸肩處的圓角半徑r1.6mm 4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。 在確定軸承的支點位置時，從手冊中查的30307型軸承的a17mm，經(jīng)計算得l1= 64.5mm， l2= 65mm， l3=52mm。l=64.5

27、6552181.5mm（1）計算作用在軸上的力中間軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩為t2117.42n.m ，d2162.36mm軸上的斜齒輪圓周力：ft2軸向力：fa2徑向力：軸上的直齒輪（2）計算支反力水平面 mb0， fah181.5 ft3117 ft2520fah2355n f0fbhft2 ft3fah2102n垂直面 mb0fav181.5fr3117+ fr252+ fa20fav=390nf0fbvfr3- fr2fav164n(3)計算彎距水平面m(x)2355x(0x64.5) =194209.5-656x(64.5x129.5) =381466.5-2102x(129.5x181.5)m

28、ch=235564.5=151897.5n.mmmdh194209.5-656129.5=109257.5nmm垂直面m(x)390x(0x64.5mm)=70692-706x(64.5x129.5mm)=29766-164x(129.5x181.5mm)mcv=39064.5=25155nmmmdv170692-706129.5=-20735nmmmdv229766-164129.5=8528nmm合成彎距mc 153966nmmmd1 111208nmmmd2 109590nmm（4）由前面的計算知危險截面為c?，F(xiàn)將c截面處的mh,mv,m的值列于下表載荷水平面h垂直面v支反力fah235

29、5nfbh2102nfav=390nfbv164n彎距mch=151897.5n.mmmcv=25155nmm總彎距mc=153966n.mm扭矩t=117420 n.mm5.按彎距合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受彎距和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)式（155）及上表中的值，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力ca 26.46mpa已由前面查得許用彎應力1=60mpa，因此ca s1.5s1.31.5用于材料均勻，載荷與應力計算精確時故設計安全（3）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)w0.1d30.146.439989.7抗扭界面系數(shù)wt0.2d30.

30、246.4319979.5截面右側(cè)的彎距為m=23517n.mm截面上的彎曲應力mpa截面上的扭矩為t117420n.mm截面上的扭轉(zhuǎn)切應力為mpa過盈配合處的,由課本附表38用插值法求出，并取,于是得，軸按磨削加工，質(zhì)量系數(shù)為故綜合系數(shù)為k 2.62k 2.11所以右側(cè)的安全系數(shù)sca的值為=29.7315.8213.97s1.5故右側(cè)的強度也是足夠的。因無過大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。c.輸出軸（軸）的設計1選擇軸的材料 初選45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表151查得硬度hbs217255，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275

31、mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa 2.初步確定軸的最小直徑由以上求得p33.10kw,n3=91.17r/min,t3=324.72n.m由表153選取a0112，按式（152）算得對于直徑d100mm的軸,有兩個鍵槽時,軸徑增大10%15%,然后將軸徑圓整為標準直徑.故d=dmin (1+12%)=40.6mm3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。由d40.6mm，初選軸承型號為30209，其尺寸ddt458620.75所以dd45

32、mm，ll20.75mm左右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸承軸肩高度h（0.070.1）d2.8424.06mm，取h3.5mm，因此，取dd4523.552mm2）取安裝齒輪處的軸段的直徑dd58mm，大齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，大齒輪的右端用軸肩定位。大，小齒輪的輪轂寬度分別為65mm和65mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度約23mm。故取l62mm，l62mm。小齒輪的左端和右端采用軸環(huán)定位。軸肩高度h（0.070.1）d，d為與零件相配處的軸的直徑，故取h5mm，則軸環(huán)處的直徑68mm。軸環(huán)寬度7mm1.4h，滿足定位要求。3）為使軸上的小齒輪與軸

33、上的大齒輪中心對齊，需滿足，求得mm；由得mm。4）取箱體外端面與小齒輪左端面距離為。至此，已初步確定各段的直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的軸向均采用平鍵連接。（在下面的鍵選擇詳細說明）（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑r2.0mm4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。 （1）確定軸承的支點位置l1=85.25mm，l2=133.75mm,l3=58mm。軸上的大齒輪圓周力：徑向力：n軸上的小齒輪圓周力：徑向力：n（2）求軸的支承反力水平面（負號表示與所選正方向相反）垂直面（同上）（3）求彎距水平面垂直面 合成彎距 扭

34、矩 t324720n.mm由以上的彎距和扭矩圖知截面c為危險截面?，F(xiàn)將c截面處的mh,mv,m值列于下表：載荷水平面h垂直面v支反力fnh1nfnh2n fnv1nfnv2n 彎距mch=n.mmmcv= n.mm總彎距mc= n.mm扭矩t= n.mm5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎距和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)式（155）及上表中的值，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力ca 42.94mpa已由前面查得許用彎應力1=60mpa，因此ca1，故安全。八鍵的設計計算a.高速軸電動機與軸的鍵位于軸端，選擇鍵c87 gb/t1

35、096-2003,查課本表61知鍵寬b鍵高h87長度l32mm。鍵的材料選45鋼，查課本表62知鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸強度由式（61）可得（合適）軸與小齒輪的配合選用鍵c108 gb/t1096-2003 長度l45mm鍵的材料選45鋼，查課本表62知鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸強度由式（61）可得（合適）b.中間軸鍵的材料選用45鋼，查得許用應力。直齒小齒輪與軸的連接：鍵a12863 gb/t1096-2003（鍵1）斜齒大齒輪與軸的連接: 鍵 a12840 gb/t1096-2003（鍵2）對鍵1：鍵的工作長度（合適）對鍵2：鍵的工作長度（合適）c.輸出軸鍵的材料選用45鋼，查得許用應力。直齒小齒輪與軸的連接：鍵c181156 gb/t1096-2003（鍵1）直齒大齒輪與軸的連接: 鍵 a181156 gb/t1096-2003（鍵2）對鍵1：鍵的工作長度（合適）鍵2的校核同上，經(jīng)校核，符合強度要求。九.聯(lián)軸器的選擇輸入軸左端的聯(lián)軸器1.類型選擇為了隔離震動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩 t1=32.73n.m計算轉(zhuǎn)矩 3.型號選擇查機械設計手冊，選用tl4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為63n.m。十.潤滑和密封方式的選擇，潤滑油和牌號的確定1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑方式可以減少相對運動表面間