機械設計課程設計展開式二級圓柱齒輪減速器的設計

1、機械設計課程設計(計算說明書) 計算及說明計算結果第一章 設計任務書一. 設計題目用于帶式運輸機機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖所示。 展開式減速器(1) 帶式運輸機數(shù)據(jù)如下:運輸帶工作拉力f/=1800 n；運輸帶的工作速度v=1.3m/s；運輸帶滾筒直徑=250mm；(2) 工作條件:單班制工作，空在啟動，單向連續(xù)運轉，工作中有輕微震動。運輸帶速度允許速度誤差為5%。（3）使用期限:工作期限為十年，檢修期間隔為三年。(4) 生產(chǎn)批量及加工條件：小批量生產(chǎn)。二設計任務1）選擇電動機的型號；2）確定帶傳動的主要參數(shù)集尺寸；3）設計減速器；4）選擇聯(lián)軸器；三具體作業(yè)1）減速器裝配

2、圖一張；2）零件工作圖兩張（中間軸及中間軸大齒輪）;3)設計說明書一份。第二章 電動機的選擇一.選擇電動機類型按工作要求和工作條件選用y系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380v。選擇電動機的容量工作機的有效功率為 =w=2.43kw從電動機到工作機書容帶間的總效率為： 總=1w取聯(lián)軸器的效率=0.98，高速級滾動軸承效率，中間軸軸承效率低速軸軸承效率和滾筒軸承效率為=0.995，取一級齒輪傳動的效率,二級齒輪傳動效率為=0.97，取卷筒和帶傳動的傳動效率w=0.94則總=0.9820.99540.9720.94=0.85由于電動機工作平穩(wěn)，取使用系數(shù)=1.0，則電動

3、機所需要的工作功率為 =kw=2.919k 二. 確定電動機的轉速綜合考慮，電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使轉速傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，查參考資料2表12-1（系列電動機技術數(shù)據(jù)）由電機產(chǎn)品目錄或有關手冊選定電動機型號為y100l2-4 型，其主要性能如下表所示。表1-1 y100l2-4 型電動機的主要性能型號額定功率/kw滿載時轉速)最大轉 矩額定轉 矩質量kgy100l2-4314302.238第三章 減速器的運動及動力參數(shù)的確定一.確定各級傳動比1. 滾筒轉速的確定 =99.36r/min2. 計算總傳動比14.

4、393.分配傳動比取1.4則=4.5 所以中間軸的轉速=4.51430r/min=457.6r/min二.確定各軸的功率電動機軸的轉速nd=1430r/min1.輸入軸的轉速 n1=1430r/min 2 .中間軸的轉速 n2=5.541430r/min=457.6r/min3.輸出軸的轉速 99.36r/min三.確定各軸的輸入功率1.電動機軸的輸出功率為pd=3 kw2.輸入軸的功率 p1=pd1=30.980.9950.97=2.84 kw3.中間軸的功率p2= p1=2.840.9950.97=2.74 kw4.輸出軸的功率 p3= p=2.840.995=2.72kw5.卷筒軸的功率

5、p卷= p32w=2.720.980.9950.94=2.50kw四.各軸的輸入轉矩1.電動機軸的實際輸出轉矩為9550nm9550 nm20034.69 nmm2.高速軸的轉矩 95509550 nm19325.42 nmm3.中間軸的轉矩95509550nm57162.26nmm4.輸出軸的轉矩95509550 nm398477.14 nm 5.卷筒的轉矩 t卷=9550 =9550 nm=365.57225 nm將上述計算結果匯總于下表，以備查用。軸名功率p kw轉矩t轉速nr/min傳動比 i電機軸320034.691430輸入軸2.84193254.2114304.5中間軸2.745

6、7162.26457.63.2輸出軸2.72398477.1465.25卷筒軸2.50365572.2565.25第四章 減速器齒輪的設計計算第一節(jié) 高速級及中間軸齒輪的設計及校核一.選擇齒輪的精度等級材料和齒數(shù)1. 材料及熱處理查參考資料2表10-1選小齒輪的材料均為40gr,并經(jīng)調制處理及表面淬火后齒面硬度為48-55hrc。2.查參考資料1表10-4選用7級精度3.選小齒輪的齒數(shù)為z1=22，則大齒輪齒數(shù)=224.5=994.為提高齒輪傳動的平穩(wěn)性和承載能力選用斜齒輪傳動，初選螺旋角=一.按齒面接觸強度設計按查參考資料2式（10-21）計算，即1.確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=

7、1.6。2）查參考資料2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.4253）查參考資料2圖10-6選取材料的彈性系數(shù)=189.84）查參考資料2圖10-26查得=0.75，=0.895，則1.645。5）由于兩齒輪均采用硬齒面，故選稍小的齒寬系數(shù)查參考資料2表10-7選取齒寬系數(shù)=1.06）查參考資料2圖10-21d按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限=1100 mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 mpa。7）查參考資料2式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。=6014301（836510）=2.50109=4.52108查參考資料2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.91，=0.955。8）計算接觸疲

8、勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，查參考資料2式（10-12）得=0.881100=968=0.9661100=525.25 =535.6 9)第三章已求得=57162.26nm2.計算1)試算高速級齒輪分度圓直徑，由計算公式得=21.19mm2）計算圓周速度=1.59 m/s3)計算齒寬b及模數(shù)。b=0.821.19=16.95 mm=0.93mmh=2.25mnt=2.250.93=1.49mm =8.064)計算縱向重合度。=0.318=0.3180.822tan15=1.495)計算載荷系數(shù)k。根據(jù)v=1.59m/s，7級精度，由參考資料2圖 10-8查得動載系數(shù)=1.05

9、；參考資料2表10-3查得=1.2使用系數(shù)=1；由參考資料2表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐（非對稱布置，7級精度）用插值法求得=1.270；故載荷系數(shù) k=11.051.21.27=1.6014另由圖10-3查得=1.186）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由查參考資料2式（1010a）得=25.4=25.8 mm7）計算模數(shù)mn。mn=1.005 mm三.按齒根彎曲強度設計由參考資料2式（1017）計算mn1.確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)k=11.051.21.18=1.48682）根據(jù)縱向重合度=1.4996，由參考資料2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.853)計算

10、當量齒數(shù)=24.9=105.34）查取齒型系數(shù)由參考資料2表10-5查得齒形系數(shù)yfa1=2.75； yfa2=2.165。5）查取應力校正系數(shù)由參考資料2表10-5查得ysa1=1.5725； ysa2=1.8156）由參考資料2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限等于大齒輪的彎曲強度極限= =620mpa7） 由參考資料2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.82； kfn2=0.88。8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.2，由參考資料2式（10-12）得=423.67 mpa=454.67 mpa9）計算大、小齒輪的并加以比較=比較可以看出小齒輪的數(shù)值大。2.計

11、算 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.0 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=22.72mm來計算應有的齒數(shù)。于是有取z1=29，則大齒輪齒數(shù)，為使大小齒輪齒數(shù)互質，取z2=131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，并做到結構緊湊，避免浪費。四.幾何尺寸計算1.計算中心距 mm將中心距圓整為94 mm。2.將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、zh等不必修正。3.計算大、小齒輪的分度圓直徑=29.99 mm=158.39

12、mm4.計算齒輪寬度 mm圓整后取b1=34mm；b2= 29 mm5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 名稱公式齒數(shù)29131模數(shù)（mm）1壓力角螺旋角齒頂高系數(shù)1分度圓直徑（mm）29.99158.39齒頂高（mm）1齒根高（mm）1.25齒頂圓直徑（mm）31.99160.39法面頂隙系數(shù)0.25齒根圓直徑（mm）27.49157.89第二節(jié) 中間軸小齒輪和輸出軸齒輪的設計計算一選擇齒輪的精度等級材料和齒數(shù)1. 材料及熱處理查參考資料2表10-1選大小齒輪的材料均為40gr,并經(jīng)調制處理及表面淬火

13、后齒面硬度為48-55hrc2.查參考資料1表10-4選用7級精度3.第一節(jié)求得高速級和中間軸大齒輪的傳動比為=4.52,為保總傳動比為21.92，則中間軸和輸出軸之間的傳動比應為 =3.17選小齒輪的齒數(shù)為z3=30，則大齒輪齒數(shù)=304.01=120.304.為提高齒輪傳動的平穩(wěn)性和承載能力選用斜齒輪傳動，初選螺旋角=二.按齒面接觸強度設計按查參考資料2式（10-21）試算，即1.確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt=1.3。2）查參考資料2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433。3）查參考資料2圖10-6選取材料的彈性系數(shù)ze=189.84）查參考資料2圖10-26查得=0.8，

14、=0.90，則1.75）由于兩齒輪均采用硬齒面，故選稍小的齒寬系數(shù)查參考資料2表10-7選取齒寬系數(shù)=0.86）查參考資料2圖10-21d按齒面硬度查大小齒輪的接觸疲勞強度極限等于齒輪的接觸疲勞強度極限即=1100 mpa7）查參考資料2式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。=60457.61（836510）=4.52109=1.14109查參考資料2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn3=0.93，khn4=0.915。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由查參考資料2式（10-12）得=0.931100=1023=0.951100=1045 =10349)第三章已求得t2=

15、57162.26 nmm2.計算1)試算高速級齒輪分度圓直徑d3t，由計算公式得=36.51mm2）計算圓周速度。=m/s=0.50 m/s3) 計算齒寬b及模數(shù)。b=0.836.51=29.21 mm=1.21mmh=2.25mnt=2.251.21=2.64mm =11.044)計算縱向重合度。=0.318=0.3180.830tan15=2.045)計算載荷系數(shù)k。根據(jù)v=0.50m/s，7級精度，由參考資料2圖 10-8查得動載系數(shù)kv=1.008；參考資料2表10-3查得kha=kf=1.2使用系數(shù)ka=1；由參考資料2表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐（非對稱布置，7級精

16、度）用差值法求得=1.279；故載荷系數(shù) k=11.0081.21.279=1.547另由圖10-3查得kf=1.196）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考資料2式（1010a）得 =36.51=38.69 mm7)計算模數(shù)mnmn=1.28 mm三.按齒根彎曲強度設計由參考資料2式（1017）計算1.確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)k=11.081.21.19=1.4392）根據(jù)縱向重合度=1.499，由參考資料2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=2.0453)計算當量齒數(shù)=33.29=106.54）查取齒型系數(shù)由參考資料2表10-5查得齒形系數(shù)yfa3=2.52； yfa4=2.175

17、5）查取應力校正系數(shù)由參考資料2表10-5查得ysa3=1.625； ysa4=1.816）由參考資料2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限等于大即=620mpa7）由參考資料2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn3=0.89； kfn4=0.91；8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.2，由參考資料2式（10-12）得=459.83mpa=470.17 mpa9）計算大、小齒輪的并加以比較=中間軸小齒輪的數(shù)值大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn小于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.5 mm，已可滿足彎曲強度,但為了 同時滿足接觸疲勞

18、強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3=38.69mm來計算應有的齒數(shù)。于是有取z3=29，則大齒輪齒數(shù) =3.1829=92.8為使大小齒輪齒數(shù)互質，取z4=93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，并做到結構緊湊，避免浪費。四.幾何尺寸計算1.計算中心距 mm將中心矩圓整到94mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、zh等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑=45.13 mm=181.79 mm4）計算齒輪寬度36.12 mm圓整后取b3=42mm；b4= 37 mm。5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而

19、又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。名稱公式齒數(shù)2993模數(shù)（mm）1壓力角螺旋角齒頂高系數(shù)1分度圓直徑（mm）45.13181.79齒頂高（mm）1齒根高（mm）1.25齒頂圓直徑（mm）47.13183.79法面頂隙系數(shù)0.25齒根圓直徑（mm）42.63179.29 第五章 中間軸及其組件的設計與核校第一節(jié) 中間軸的受力分析一. 求中間軸的運動參數(shù)前面已經(jīng)求得p2=2.74kw；=454.6r/min；t2=57162.26n.mm;d2=158.39mm；d3=45.15mm二.求作用在齒輪上的力;； ;；;其中ft2,ft3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受

20、的圓周力；fr2,fr3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受到的徑向力； fa2，fa3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受到的軸向力。第二節(jié) 初步確定中間軸的最小直徑先按參考資料2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40gr，調質處理。根據(jù)參考資料2表15-3，取a0=112，于是得 mm第三節(jié) 中間軸的結構設計一.-，-段軸的軸向和徑向尺寸的確定 中間軸的最小直徑為兩端安裝軸承段的直徑，上已求得中間軸最小直徑為dmin=31.25mm，查3表6-6（gb/t 292-1994）選定內徑為40mm的7007c角接觸球軸承，故d-=d-=35mm為對兩端的軸承定位的方便取取齒輪距箱體內壁之距離a

21、=16.75mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度t=18.25mm，則=t+s+a=18.75+8+16.25=43.7 mm ，l-=37mm。二.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定由于中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3=45.15mm，摸數(shù)為mnt=1mm，則其齒頂圓直徑為=45.15+2（1+0）mm=48.15mm，由于小齒輪的齒頂圓直徑和安裝軸承段的軸的直徑相差不多，故決定將其做成齒輪周的形式，d-=48.15mm，取其長度為l-=b4=42mm。三.-軸的軸向和徑向尺寸的確定 -段軸主要用于安裝中間軸大齒輪，為安裝的方便在選

22、定d-=35的情況下選取-段的直徑為d-=39，為使齒輪軸向定位可靠其長度應比中間軸大齒輪的寬度b2=29小，取段的長度為l-=25。四.確定軸上倒角和倒角尺寸查參照資料2表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四節(jié) 軸上零件的定位 軸上需要定位的零件主要是中間軸大齒輪（小齒輪為齒輪軸的形式，故不需定位），對其周向采用普通平鍵定位，由于d-=39mm，查2表6-1選取鍵寬鍵高=108，選取鍵長為l=22mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（見下圖）做出軸的計算簡圖。在

23、確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7007c型角接觸球軸承，由3表6-6（gb/t 292-1994）查得a=16.5mm。1.著力點位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關系可得l1=54.5mml2=35.5mml3=45mm因此，作為簡支梁的軸的支撐l=l1+l2+l3=54.5+35.5+45mm=135mm2.水平面受力圖，彎距mv圖，見上圖= n=2124.25 nfnh2=ft2 +fnh3-ft3=2532.1-2124.25-4383.81n=322.54 n3.做垂直面受力圖，彎矩圖，如圖所示。=n=630.75 n=1653.05-953.15-630.75n=6

24、8.8n630.7554.5n.mm=51911.79n.mm=93776.38+51911.79n.mm=145688.17n.mm68.845n.mm=3096n.mm26799.46+3096n.mm=68025.73n.mm4)做合成彎矩圖，如圖2所示107186.02n.m173260.07n.mm49171.32n.mm73114.39n.mm5）做扭矩圖，如圖3所示t2=57162.26n.mm第六節(jié) 按彎扭合成應力校核軸的強度按扭矩合成應力校核軸的強度。進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進行計算。取，則軸的計算

25、應力為其中w0.1d3=0.1393mm3=4287.5mm3所以=mpa=35前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核中間軸的強度一.判斷危險截面-段軸徑雖然稍大，但其所受到的彎矩最大，同時它還受到較大的扭矩，并且由于鍵槽的存在會引起極大的應力集中，故需要對其進行校核。而-段軸雖然軸徑和-段同樣大，但其所受的彎矩小的多，故不需校核。-段和-段由于彎矩較小且不受扭矩也不需要校核對。二.截面左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩t為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼,調質處理由2表15-1查得，截面上由于軸

26、肩而形成的理論應力集中系數(shù)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由2附圖3-2的尺寸系數(shù);由2附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05則計算安全系數(shù)值，得故可知其安全三.截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前面已經(jīng)求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩t2=57162.26n.mm則截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，軸按磨削加工,由附圖3-4的表

27、面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側的強度也是足夠的。因為減速器無瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故不需校核起靜強度。至此，中間軸已設計校核完畢。第八節(jié) 繪制中間軸的工作圖第九節(jié) 中間軸軸承的校核一求兩軸承上的載荷1.徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下 水平方向/n垂直方向/n左端fnh2=322.54fnv2=630.75右端fnh3=2124.25fnv3=68.82.求軸向力前面已經(jīng)求得兩齒輪的軸向力為fa2=668.7n ，fa3=1187.13n所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為對于7005c軸承查

28、1表13-7（gb/ 292-1994）其派生軸向力為fd=efr其中e為判斷系數(shù)，其值有的大小決定，但現(xiàn)在軸承的軸向里fa未知，故 初選e=0.40，因此可計算 所以 7005c軸承的當量動載荷為c0=11500n則兩次計算的相差不多，因此確定，由于，所以，p2，所以按左端軸承驗算lh=103658=29200h因為lhlh，所以所選軸承滿足壽命要求。至此，中間軸及其組件已設計校核完畢。第六章 輸出軸及其組件的設計與校核計算第一節(jié) 輸出軸的受力分析一.求輸出軸的運動和動力參數(shù)前面已經(jīng)求得p3=2.72kw；=64.87r/min；t3=398477.14n.mm；=181.79mm；二.求作

29、用在輸出軸齒輪上的力輸出軸齒輪和中間軸小齒輪嚙合，它們受到的力為作用力與反作用力，所以有ft4=ft3=4383.81n；fr4=fr3=16533.05nfa4=fa3=1187.13nft4 、fr4、 fa4分別為輸出軸齒輪受的圓周力，徑向力和軸向力。第二節(jié) 初步確定輸出軸的最小直徑先按2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)2表15-3，取，于是得 mm第三節(jié) 輸出軸的結構設計一.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-用于安裝聯(lián)軸器，為輸出軸的最小直徑。故需同時選定聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為tca=2kat，查3表14-1并考慮到轉矩變化很小，故取ka=1.3

30、，則tca=2kat=1.3398477.14n.mm根據(jù)計算轉矩應小于連軸器的公稱轉矩的條件查3表14-1（gb/t 4323-2002）選用kl6型滑快聯(lián)軸器，其公稱轉矩為500000n.mm， 取半連軸器的直徑為d2=38mm，故d-=38mm，取半連軸器的長度為 l=60mm，故l-=60mm，查3表12-3選取電動機的軸徑為d=38mm故最終確定選用的聯(lián)軸器的型號為kl聯(lián)軸器 （gb/t 4323-2002）-段選用普通平鍵對聯(lián)軸器進行周向定位，根據(jù)軸徑d-=38mm，選用鍵寬鍵高bh=149，選取鍵長為l=56mm。二.-，-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-，-段軸用于安裝軸承，查3表

31、6-7（gb/t 292-1994）選取內徑為45mm的30209（gb/t 292-1994）型圓錐滾子軸承，因此，確定-段軸的軸徑為l-=l-=41，根據(jù)裝配關系取其長度為l-=22.375，l-=49三.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸用于安裝齒輪，為使安裝齒輪方便，取d-比d-大4mm，故d-=49mm。四.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段為軸肩，用于對齒輪定位，取其直徑為d-=65mm，長度為l-=5mm五.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸的作用為對擋油環(huán)的大端進行定位取其直徑為d-=50mm，長度為l-=23.125mm六.確定軸上倒角和倒角尺寸查參照資料2表15-2，取軸端倒

32、角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四節(jié) 軸上零件的定位 軸上需要定位的零件主要是齒輪，對其周向采用普通平鍵定位，由于安裝齒輪段的軸徑為49mm，查2表6-1選取鍵寬鍵高=149，選取鍵長為l=32mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（見下圖）做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由3表65（gb/t 292-1994）查得a=17.5mm。一.著力點位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關系可得l1=57.85mml2=46.625m

33、m因此，作為簡支梁的軸的支撐l=l1+l2=57.85+46.625mm=104.475mm二.求水平面內水平面內的力和彎矩受力圖、彎距mv圖，見上圖fnh4=ft4+fnh1=4383.81-1402.08n=2981.73 nm=fnh3l1=1402.0857.85n.mm=113177.74n.mm 三.求垂直面內的力和彎矩fnv3=fnv4-fr4=1890.72-1653.05n=237.67nm1=fnv3l1=237.6757.85n.mm=13749.036n.mmm2=m1+ma4=13749.036+101904.18mm=115653.216n.mm四.做合成彎矩圖，見

34、上圖-95196.02n.m113250.07n.mm五.做扭矩圖t2=57162.26n.mm第六節(jié) 按彎扭合成應力校核軸的強度按扭矩合成應力校核軸的強度。進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進行計算。取，則軸的計算應力為其中w0.1d3=0.1453mm3=9112.5mm3所以 =mpa=45mpa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核輸出軸的強度一.判斷危險截面-段軸徑雖然稍大，但其所受到的彎矩最大，同時它還受到較大的扭矩，并且由于鍵槽的存在會引起極大的應力集中，故需要對其進行

35、校核。而，-，-段軸雖然軸徑較小但其所受的彎矩小的多，故不需校核。-段只受到受扭矩也不需要校核。二.截面左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩t為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼,調質處理由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)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為 由2附圖3-2的尺寸系數(shù)=;由2附圖3-3的扭轉尺軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05

36、則計算安全系數(shù)值，得 故可知其安全三.截面右側:抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 前面已經(jīng)求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩則截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側的強度也是足夠的。因為減速器無瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故不需校核起靜強度。至此，中間軸已設計校核完畢。第八節(jié) 繪制中間軸的工作圖第九節(jié) 輸出軸軸承的校核一求兩軸承上的載荷1.徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下水平方向/n垂直方向/n左端fnh

37、3=1890.72fnv3=237.67右端fnh4=2981.73fnv4=1130.03所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為fa=1187.13n2.求兩軸承的計算軸向力由于e=0.37，故 所以所以fa4=fae+fd3=1892.2nfa3=fd3=1179.81n30209軸承的當量動載荷為c0=67800n，則 所以 x3=1， y3=0;所以x4=1，y3=0在軸承運轉過程中有輕微沖擊，查2表13-6取fp=1.1則 二.驗算軸承的壽命因為p3p4，所以按左端軸承驗算811932.99hlh=103658=29200h因為lhlh，所以所選軸承滿足壽命要求。至此，輸

38、出軸及其組件已設計校核完畢第七章 輸入軸及其組件的設計與校核計算第一節(jié) 輸入軸的受力分析一.求輸入軸的運動和動力參數(shù)前面已經(jīng)求得p1=2.84kw；=1430r/min；t1=193254.2n.mm；d1=29.99mm；二.求作用在輸出軸齒輪上的力輸出軸齒輪和中間軸小齒輪嚙合，它們受到的力為作用力與反作用力所以有ft1=ft2=2532.11nfr1=fr2=953.15nfa1=fa2=668.07nft1、fr1、fa1分別為輸出軸齒輪受的圓周力，徑向力和軸向力。第二節(jié) 初步確定輸入軸的最小直徑先按2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40gr，調質處理。根據(jù)2表15-3

39、，取a0=112，于是得 mm第三節(jié) 輸入軸的結構設計一. 段軸的軸向和徑向尺寸的確定-用于安裝聯(lián)軸器，為輸出軸的最小直徑。故需同時選定聯(lián)軸器。連軸器的計算轉矩為tca=2kat，查3表14-1并考慮到轉矩變化很小，故取ka=1.3，則tca=2kat=1.3193254.2 n.mm根據(jù)計算轉矩應小于連軸器的公稱轉矩的條件查3表14-1（gb/t 4323-2002）選用lt3型彈性套拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為301500n.mm，取半連軸器的小端直徑為d2=18mm，錐度為1:10,故-段的大端軸徑為18mm，-段的錐度為1:10.取半連軸器的長度為l=42mm，故l-=60mm，查3表12

40、-3選取電動機的軸徑為d=19mm故最終確定選用的連軸器的型號為lt3 聯(lián)軸器 （gb/t 4323-2002）-段選用普通平鍵對聯(lián)軸器進行周向定位，根據(jù)軸徑d-=38mm，選用鍵寬鍵高bh=66，選取鍵長為l=14mm。二.-,-,-,-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-,-段用于安裝軸承,故需同時選定軸承,上面已經(jīng)確定-段軸的軸徑為18mm,所以-段軸的軸徑應該大于18mm.查3表6-7(gb/t 297-1994)選擇內徑為d=25mm的30205c型圓錐滾子軸承,所以d-=d-=d-=25mm.為安裝軸承的方便,選定-段軸徑為d-=23mm,其長度為l-=37.375mm.選定-段長度為l-

41、=34.125mm。二.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸用于安裝齒輪，高速軸齒輪的分度圓直徑為d1=29.99mm,由于高速軸齒輪的分度圓直徑和d-相差較小,故決定將其作成齒輪軸的形式。高速軸齒輪的齒頂圓直徑為=29.99+21（1+0.25+0）mm=32.49mm，故取d-=32.49mm，取其長度為l-=b1=34mm。三.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸的主要作用是對軸承進行軸向定位，為節(jié)省材料，取-段的軸徑為d-=27mm，其長度為l-=49.5mm。四.確定軸上倒角和倒角尺寸查參考資料2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四

42、節(jié) 軸上零件的定位 由于高速軸作成了齒輪軸的形式，故不需要對其進行定位。軸承的定位見裝配圖。 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（見下圖）做出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205c型圓錐滾子軸承，由3表6-5（gb/t 292-1994）查得a=16.25mm。一.著力點位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關系可得l1=42.875mml2=46.625mm因此，作為簡支梁的軸的支撐l=l1+l2=42.875+46.625mm=124.75mm二.做水平面受力圖，彎距mv圖，見上圖則= 2532.11-870.25n=1661.85 nm=fnh1l1=8

43、70.2542.875n.mm=37290.25n.mm 三.做垂直面受力圖，彎矩圖，見上圖則fnv2=ft1-fnv1=668.07-1460.75n=-800.67nm1=fnv1l1=1460.77542.875n.mm=62630.72n.mmm2=m1+ma1=62630.72+10317.61n.mm=729448.33n.mm四.做合成彎矩圖，見上圖-24607.49n.mm-35762.77n.mm五.做扭矩圖，見上圖t1=193254.2n.mm第六節(jié) 按彎扭合成應力校核軸的強度按扭矩合成應力校核軸的強度。進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù) 2

44、式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進行計算。取，則軸的計算應力為其中w0.1d3=0.1253mm3=1562.5mm3所以=mpa=38mpa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核輸入軸的強度一.判斷危險截面-段軸徑雖然稍小，但其所受到的彎矩也很小且不受扭矩，故不需要校核.-段同時受到了扭矩和彎矩,本應該校核,但其所受到的彎矩較小,故不需要校核。-段雖然軸徑最大，但是它受到的彎矩也最大，同是這段周還受扭矩，并且由于在軸上加工齒輪會形成極大的應力集中，故最需校核。二.截面左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩t為截面上的

45、彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為40gr,調質處理由2表15-1查得，截面上由于加工齒輪而形成的理論應力集中系數(shù)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由2附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.87;由2附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得40gr的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.3=0.050.1，取=0.15則計算安全系數(shù)值，得故可知其安全1) 截面右側:抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前面已經(jīng)求得截面左側的彎矩m為中間軸上的扭矩則截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力所以截面左

46、側的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側的強度也是足夠的。因為減速器無瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故不需校核其靜度。至此，中間軸已設計校核完畢。第八節(jié) 繪制輸入軸的工作圖 第九節(jié) 輸入軸軸承的校核一求徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下水平方向/n垂直方向/n左端fnh1=870.25fnv3=1460.775右端fnh2=1661.85fnv4=800.67所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為fa=668.07n二.求兩軸承的計算軸向力由于e=0.37，故fd1=efr1=0.371700.385n=629.13nfd2=efr2 =0.371875.93n=694.09nfa1+fd2=668.07+694.09n=1362.16nfd1=629.13n所以fa2=fae+fd2=1362.16nfa1=fd1=629.13n30205軸承的當量動載荷為c0=32200n則，所以x1=1， y1=0所以 x2=1，y2=0在軸承運轉過程中有輕