機械設計課程設計說明書帶式運輸機傳動裝置設計

1、機械設計課程設計說明書題目：帶式運輸機傳動裝置設計學院：機電工程班級：A09機械2姓名： 學號： 指導老師： 設計于2012年1月目錄目錄2第一章 設計任務41.1 設計題目41.2 原始數(shù)據(jù)41.3 工作條件41.4 設計內(nèi)容41.5 設計任務4第二章 傳動方案擬定與說明4第三章 電動機的選擇53.1選擇電動機類型53.2選擇電動機的容量5第四章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)選擇和計算74.1傳動裝置的總傳動比及其分配74.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算71.各軸轉(zhuǎn)速7第五章 圓柱齒輪的設計計算95.1齒輪材料、熱處理、精度及齒數(shù)95.2按齒面接觸強度設計95.3按齒根彎曲疲勞強度設計11第六

2、章 圓錐齒輪的設計計算136.1齒輪材料、熱處理、精度及齒數(shù)136.2按齒面接觸強度設計136.3按齒根彎曲疲勞強度設計15第七章 軸的設計計算及校核177.1高速軸17求軸上的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩17求作用在齒輪上的力17初步確定軸的最小直徑18軸的結(jié)構(gòu)設計187.2中間軸20求軸上的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩20求作用在齒輪上的力21初步確定軸的最小直徑22軸的結(jié)構(gòu)設計22精確校核軸的疲勞強度247.3低速軸III26求軸上的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩26求作用在齒輪上的力27初步確定軸的最小直徑27軸的結(jié)構(gòu)設計28精確校核軸的疲勞強度30第八章 滾動軸承的選擇及計算338.1高速軸33求兩軸承受到的徑向載荷和3

3、3求兩軸承的計算軸向力和33軸承當量動載荷和33驗算軸承壽命348.2中間軸34求兩軸承受到的徑向載荷和34求兩軸承受的計算軸向力和34求軸承當量動載荷和35驗算軸承壽命358.3低速軸35求兩軸承受到的徑向載荷和35求兩軸承受的計算軸向力和358.3.3求軸承當量動載荷和36驗算軸承壽命36第九章 鍵聯(lián)接的選擇與校核369.1根據(jù)軸的直徑選擇鍵379.2校核鍵的承載能力379.3選用鍵的型號38第十章 聯(lián)軸器的選擇3810.1高速軸用聯(lián)軸器的設計計算3810.2低速軸用聯(lián)軸器的設計計算39第十一章 箱體設計3911.1減速器附件的選擇3911.2減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸的計算39第十二章 潤滑與密

4、封4111.1齒輪的潤滑4111.2滾動軸承的潤滑4211.3密封方法的選取42第十三章 設計小結(jié)42參考資料42第一章 設計任務1.1 設計題目設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用兩級圓錐圓柱齒輪減速器。1.2 原始數(shù)據(jù)輸送帶有效拉力 F= 2000 N輸送帶工作速度 v=1.9m/s （允許誤差5%）輸送機滾筒直徑 d=320mm減速器設計壽命為5年。1.3 工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。 1.4 設計內(nèi)容1、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；2、傳動件的設計；3、軸的設計；4、軸承及其組合部件設計；5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇

5、與校核；6、潤滑設計；7、箱體、機架及附件的設計；8、裝配圖和零件圖的設計與繪制；9、設計計算說明書的編寫。1.5 設計任務1、減速器總裝配圖一張2、齒輪、軸零件圖各一張3、設計說明書一份第二章 傳動方案擬定與說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用兩級圓錐圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。傳動裝置參考方案：圖2-1 傳動裝置圖帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓錐圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。 第三章 電動機的選擇3.1選擇

6、電動機類型因為本傳動的工作狀況是：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動機。 3.2選擇電動機的容量1.電動機所需工作效率KW 而KW則2.電動機至主軸的傳動總效率式中：為聯(lián)軸器的傳動效率，取=0.99（齒輪聯(lián)軸器） 為軸承的傳動效率，取=0.98（滾動軸承） 為圓錐齒輪的傳動效率，取=0.96（7級精度）為圓柱齒輪的傳動效率，取=0.96（7級精度） 為卷筒的傳動效率，取=0.96則所以KW3.確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為r/min二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理范圍為,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為

7、r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械手冊上查得：選定電動機型號Y2-132S-4其主要性能如下型號額定功率kW滿 載 時起動電流額定電流起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn) 速電 流(380V時)A效率%功率因數(shù)Y2-132S-45.5144011.885.00.837.02.32.3電動機主要外形和安裝尺寸列于下表：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD) HD底角安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132 470340315216140123880108第四章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)選擇和計算4.1傳動裝置的總傳動比及其分配1.計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速

8、n可確定傳動裝置應有的總傳動比為：=12.692.分配傳動裝置傳動比減速器傳動比= 式中 分別為圓錐和圓柱齒輪的傳動比。取圓錐齒輪傳動比為=0.22=2.79，則。 圖4-1 軸裝配示意圖4.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1.各軸轉(zhuǎn)速 軸 =1440軸 =516.13 軸 =IV軸（卷筒軸） 2.各軸輸入功率軸 軸 軸 IV軸（卷筒軸） - IV軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.983.各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩軸 軸 軸 IV軸（卷筒軸） - IV軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名功率P轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出電

9、動機軸4.6330.7114401.000.99軸4.584.4930.4029.791440軸4.314.2379.7978.19516.132.790.94軸4.063.98341.56334.73113.434.550.94IV軸（卷筒軸）3.943.86331.38324.75113.431.000.97第五章 圓柱齒輪的設計計算5.1齒輪材料、熱處理、精度及齒數(shù)1.輸送機速度不大，精度等級選用7級精度；2.材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45號鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取

10、。5.2按齒面接觸強度設計按式教材（1021）試算，即 (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1.試選2.由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)3.由圖10-26，查得，則4循環(huán)次數(shù)： 5.查教材圖1019曲線1得 ，6.選取齒寬系數(shù)7.計算縱向重合度8.確定彈性影響系數(shù)：根據(jù)教材表106查得9.計算接觸疲勞許用應力查教材圖1020（d）得 ，取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式（10-21）得 則（2）計算1.計算小齒輪分度圓直徑，由公式得2.驗算載荷系數(shù)：齒輪的使用系數(shù)：載荷狀況以均勻平穩(wěn)為依據(jù)查教材表102得 齒輪的圓周速度：齒寬與齒高比 由教材圖108查得：對于軟齒面齒輪，假設，由表103得 由教材表104查得

11、，由教材圖1013查得 接觸強度載荷系數(shù) 3.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 模數(shù)5.3按齒根彎曲疲勞強度設計由式（10-17）得 (1)確定計算參數(shù)1.確定彎曲疲勞強度系數(shù)： 2.根據(jù)縱向重合度 1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3.計算當量齒數(shù)： ，4. 齒形系數(shù)查教材表105得 ;5.確定許用應力： 由教材圖1018查得 取安全系數(shù) 由教材圖1020（c）得 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力，即 6.計算大小齒輪的并加以比較；大齒輪的數(shù)值大，故選用大齒輪的數(shù)值。（2）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)大于齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)，

12、故取滿足彎曲強度。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來計算應用的齒數(shù)。于是有： ， 取=23則，取105（3）齒輪的幾何尺寸計算.1.計算中心距 mm將中心距圓整為198mm2.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。2.計算大小齒輪的分度圓直徑 3.計算齒輪寬度圓整后取4.結(jié)構(gòu)設計圖（略）第六章 圓錐齒輪的設計計算6.1齒輪材料、熱處理、精度及齒數(shù)1.精度等級選用8級精度；2.材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45號鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)

13、，取6.2按齒面接觸強度設計按式教材（1026）試算，即 （1）確定各計算數(shù)值1.試選2.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3.選取齒寬系數(shù)4.確定彈性影響系數(shù)：根據(jù)教材表106查得5.確定區(qū)域載荷系數(shù)：標準直齒圓錐齒輪傳動6.確定接觸許用應力： 循環(huán)次數(shù)： 查教材圖1019曲線1得 ，查教材圖1020（d）得 取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式（10-21）得 則（2）計算1.計算小齒輪分度圓直徑，由公式得 2.驗算載荷系數(shù)： 齒輪的使用系數(shù)：載荷狀況以均勻平穩(wěn)為依據(jù)查教材表102得 齒輪的圓周速度： 由教材108查得： 齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪作懸臂布置，查教材表109得軸承系數(shù) 則齒向載

14、荷分布系數(shù) 接觸強度載荷系數(shù) 3.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 6.3按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-24試算(1)確定計算參數(shù)1. 確定彎曲疲勞強度系數(shù)： 2. 計算當量齒數(shù)： 3. 齒形系數(shù)查教材表105得 ;4.確定許用應力： 由教材圖1018查得 取安全系數(shù) 由教材圖1020（c）得 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力，即 5.計算大小齒輪的并加以比較；大齒輪的數(shù)值大，故選用大齒輪的數(shù)值。(2)計算，取標準值m=3mm；1.計算齒輪的幾何尺寸： 2.校核彎曲強度： 滿足彎曲強度。以上所選參數(shù)適合。3.結(jié)構(gòu)設計圖（略）第七章 軸的設計計算及校核7.1高速軸

15、 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 已知 , 因已知高速軸上小齒輪的分度圓直徑為而 圓周力徑向力及軸向力的方向如圖7-1-1所示圖7-1-1 軸上彎矩示意圖先按教材式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼（調(diào)制）。根據(jù)教材表153，取，于是得高速軸軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器處軸的直徑（圖2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取=18mm，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。1擬定軸上

16、零件的裝配方案如圖7-1-2圖7-1-2軸上零件裝配圖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，-軸右端需制出一軸肩，故取-軸段直徑=1.1=19.8mm，取=20mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取D=23mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=28mm。（2）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。參照工作要求并根據(jù)=20mm，由機械設計手冊中初步30000型單列圓錐滾子軸承32006，其尺寸為，故。而,為了保證機座只壓在軸承上而不壓在

17、軸的端面上，右端滾動軸承右端采用軸肩進行軸向定位。由機械設計手冊上查得32006型軸承的定位軸肩高度，因此，?。积X輪的左端采用軸端擋圈定位。（3）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，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。（4）取安裝齒輪處的軸段VIVII的直徑=24mm, 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，左端用軸端擋圈定位。齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，設壁厚。已知齒輪輪轂的寬度為47mm，則。齒輪右端需用軸端擋圈定位，故取。（5）取兩軸承之間的距離為60mm，故至此，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、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均

18、采用圓頭平鍵連接。按由教材表61查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為18mm，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的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4確定軸上圓角和倒角尺寸參考教材表152，取軸端倒腳為，各軸肩處的圓角半徑為1mm（見零件圖）。.5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（圖1）.在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于32006型圓錐滾子軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖

19、2）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6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和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)教材式（155）及以上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），由教材表151查得。因此，故安全。7.2中間軸 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 已知 , 已知圓錐齒輪的分度圓直徑為，。已知圓柱齒輪的分度圓直徑為;圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖7-2-1所示 。圖7-2-1 軸上彎矩示意圖先按教材式（1

20、52）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼（調(diào)制），根據(jù)教材表153，取，于是得中間軸的最小直徑顯然是軸承處直徑（圖4）。為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。選取型號為32006單列圓錐滾子軸承，其尺寸為。所以30mm。且軸承的一端用軸端擋圈擋住，另一端也用擋圈。1擬定軸上零件的裝配方案：選用圖7-2-2的裝配方案圖7-2-2 軸上零件裝配圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度（1）取安裝圓錐齒輪處的軸段的直徑；圓錐齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知圓錐齒輪輪轂的長度。為了使套筒端面可靠地壓緊大齒輪，此軸段應略短于輪轂長度，故取=40mm。齒輪右端采

21、用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。取。（2）為非定位軸肩，則取，由于小直齒輪的齒寬，所以除去軸向緊固空隙，。（3）確定兩端軸承處的軸段長度取兩端軸承處的擋圈的長度為。左端右端3軸上零件的周向定位齒輪軸的周向定位采用圓頭平鍵聯(lián)接。錐齒由手冊選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。同理可得圓柱齒輪處平鍵尺寸為。4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為1mm（見零件圖）。5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的

22、結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于32006型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=13mm，得L1=33mm, L2=78mm, L3=37mm。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6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和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)教材式（155）及以上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），由教材表151查得。因此，故安全。1.判斷危險截面

23、從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II,III,IV和V處過盈配合引起的應力集中比較嚴重，其中截面IV,V最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面IV相近。但截面V不受扭矩作用，故不必做強度校核。截面C雖然應力集中最大 ，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合最小，因此該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。2.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 截面IV上扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得截面上由于軸肩而

24、形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由教材3132得碳鋼的特性系數(shù) ，取=0.1，取=0.05于是計算安全系數(shù)值按式（15-6）（15-8）得,故可知其安全。3. 截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV右側(cè)的彎矩 截面上的彎曲應力截面IV上扭矩截面上的扭轉(zhuǎn)切應力過盈配合處的,由附表3-8用插值法求出并取，于是有=3.16，軸按磨

25、削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為，故得綜合系數(shù) 所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為,故可知該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。因吳過大的瞬間過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算結(jié)束。4.繪制軸的工作圖，見軸零件圖。7.3低速軸III 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 已知 , 已知圓柱齒輪的分度圓直徑為。，,。圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖7-3-1所示。 圖7-3-1 軸上彎矩示意圖先按教材式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼（調(diào)制）。根據(jù)教材表153，取，于是得低速軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器處軸的直徑（圖6）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時

26、選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選LAK6型鞍形塊彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為4247，取42mm，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。1 擬定軸上零件的裝配方案如下圖7-3-2 圖7-3-2 軸上零件裝配圖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，故取-III段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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

27、，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=82mm。（2）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。參照工作要求并根據(jù)，由機械設計手冊中初步選取32010型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為，故。（3）取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為72mm，為了使套筒端面可靠地壓緊大齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。（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，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離，故取。（5）由于跟中間軸II軸在同一水平面上并

28、有一對齒輪嚙合， 所以取。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、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用單圓頭平鍵連接。按由教材表61查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，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的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4確定軸上圓角和倒角尺寸參考教材表152，取軸端倒腳為，各軸肩處的圓角半徑為2mm（見零件圖）。.5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（圖5）.在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對

29、于32010型圓錐滾子軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖5）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面VVI是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面VVI處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6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和扭矩的截面（即危險截面VVI）的強度。根據(jù)教材式（155）及以上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），由教材表151查得。因此，故安全。1.判斷危險截面截面V-VI為危險截面，但幾面VI不受

30、扭矩作用，故只需校核截面左右兩側(cè)即可。2.截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩T為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)）。由教材表151查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按教材附表32查取。因，經(jīng)插值后可查得。又由教材附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按教材式（附34）為由教材附圖32可得軸的尺寸系數(shù)；由教材附圖33可得軸的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由教材附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（312）及式（312a）得綜合系數(shù)為又由教材3132得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按教材式（15

31、6）（158）則得故可知其安全。3.截面V右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的彎曲應力截面上的扭矩截面上的扭轉(zhuǎn)切應力過盈配合處的，由教材附表38用插值法求出，于是有，軸按磨削加工，由教材附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)故得綜合系數(shù)為 于是，計算安全系數(shù)值：故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。4. 繪制軸的工作圖，見軸零件圖。第八章 滾動軸承的選擇及計算8.1高速軸查機械設計手冊可知圓錐滾子軸承32006的基本額定動載荷,基本額定靜載荷。和和對于30000型圓錐滾子軸承，軸承的派生軸向力為，由手冊查得32006型圓錐滾子軸承Y=1.4，e=0.43。則：，。又，由受力分析可得：，則，。，。

32、和查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：對軸承1：，；對軸承2：，。因軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，查得： 則：由已知的，預期壽命因為，所以按軸承2的受力大小來驗算故所選軸承滿足壽命要求。8.2中間軸查機械設計手冊可知圓錐滾子軸承32006的基本額定動載荷,基本額定靜載荷。和和對于30000型圓錐滾子軸承，軸承的派生軸向力為，由手冊查得32006型圓錐滾子軸承Y=1.4，e=0.43。則：，。又，由受力分析可得：，則，。，。和查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：對軸承3：，；對軸承4：，。因軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，查得： 則：由已知的，預期壽命因為，所以按軸承4的受力大小來驗算故所選軸承滿足壽命要求。8.3低速軸

33、查機械設計手冊可知圓錐滾子軸承32010的基本額定動載荷,基本額定靜載荷。和和對于30000型圓錐滾子軸承，軸承的派生軸向力為，由手冊查得30311型圓錐滾子軸承Y=1.4，e=0.43。則：，。又，由受力分析可得：，則，。，。和查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：對軸承5：，；對軸承6：，。因軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，查得： 則：由已知的，預期壽命因為，所以按軸承6的受力大小來驗算故所選軸承滿足壽命要求。第九章 鍵聯(lián)接的選擇與校核設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，1齒輪與軸之間的鍵為鍵2，2齒輪與軸之間的鍵為鍵3，3齒輪與軸之間的鍵為鍵4，4齒輪與軸之間的健為鍵5，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵6。9.

34、1根據(jù)軸的直徑選擇鍵初選鍵的型號、主要尺寸如下：鍵1：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：鍵2：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：鍵3：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：鍵4：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：鍵5：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：鍵6：圓頭普通平鍵（A型），主要尺寸：9.2校核鍵的承載能力鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，輕微沖擊，有表6-2查得許用擠壓應力為100120Mpa，取其平均值，=110 MPa鍵的校核公式：（k=0.5h, d為軸的直徑）鍵1：受到的轉(zhuǎn)距校核：鍵2：受到的轉(zhuǎn)距校核：鍵3：受到的轉(zhuǎn)距校核：鍵4：受到的轉(zhuǎn)距校核：鍵5：受到的轉(zhuǎn)距校核：鍵6：受到的轉(zhuǎn)距校核：9.3選用鍵

35、的型號最后結(jié)果如下：鍵1：鍵618 GB/T 1096-2003鍵2：鍵618 GB/T 1096-2003鍵3：鍵1032GB/T 1096-2003鍵4：鍵1063 GB/T 1096-2003鍵5：鍵1656 GB/T 1096-2003鍵6：鍵1263 GB/T 1096-2003第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸用聯(lián)軸器的設計計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，載荷平穩(wěn)，故取=1.3，則： 由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器。并按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下：材料：45號鍛鋼公稱轉(zhuǎn)矩為， 聯(lián)軸器的孔徑，聯(lián)軸器長度， 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，轉(zhuǎn)動慣量為0.002 ，質(zhì)量為2Kg，半聯(lián)軸器厚。10.2低速軸用聯(lián)軸器的設計計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，取=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選LAK6型鞍形塊彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。其主要參數(shù)如下：材料：45號鋼公稱轉(zhuǎn)矩為，聯(lián)軸器的孔徑，聯(lián)軸器長度，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，半聯(lián)軸器厚。第十一章 箱體設