課程設(shè)計(jì)----用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 設(shè)計(jì)題目_ _系_專業(yè) _ 班 設(shè) 計(jì) 者 _ 指導(dǎo)教師_ 2011 年 1 - 24 -機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書1傳動方案的擬定及說明2電動機(jī)的選擇3計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)4傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算10鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算20滾動軸承的選擇及計(jì)算21連軸器的選擇22減速器附件的選擇22潤滑與密封22參考資料目錄22設(shè)計(jì)小結(jié)22機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 題目：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器 總體布置簡圖 1電動機(jī) 2聯(lián)軸器 3二級展開式圓柱齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5傳送帶工作情況 一班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、載荷平衡，

2、室內(nèi)工作，有灰塵（已考慮） 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸工作拉力F（N）3300運(yùn)輸帶工作速度V（m/s）1.2卷筒直徑D（mm）350工作條件一班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、載荷平衡，室內(nèi)工作，有灰塵（已考慮）使用期限十年、大修期三年生產(chǎn)批量10臺生產(chǎn)條件中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級精度齒輪及蝸輪動力來源電力、三箱交流、電壓200/300伏運(yùn)輸帶速度允許誤差<±5%設(shè)計(jì)任務(wù)1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設(shè)計(jì)說明書一份設(shè)計(jì)進(jìn)度 第一階段：總體計(jì)算和傳動件參數(shù)計(jì)算 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計(jì) 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說

3、明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機(jī)的選擇計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1.、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃拥墓ぷ鳡顩r是：載荷平衡、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、室內(nèi)工作、有灰塵，所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動機(jī)。2、電動機(jī)的選擇1） 工作機(jī)所需功率Pw 2） 電動機(jī)的輸出功率 齒輪傳動效率=0.97；滾動軸承效率=0.98； 聯(lián)軸器效率=0.99；卷筒效率=0.96. 所以 總效率= 所以 3、

4、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速： 二級圓柱齒輪減速器傳動比 i=840. 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 4、電動機(jī)型號的確定 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，重量，價(jià)格和減速器的傳動比由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查出電動機(jī)型號為Y132M2-6，額定功率，同步轉(zhuǎn)速1000 r/min，滿載轉(zhuǎn)速960 r/min，基本符合題目所需的要求。型號額定功率/kW滿載時(shí)重量 /kg轉(zhuǎn)速電流/A效率(%)功率因數(shù)Y132M2-65.596012.685.30.782.284工作機(jī)所需功率：=3.96kW總效率：=0.82電動機(jī)的輸出功率：卷筒轉(zhuǎn)速：n=65.48 r/min電動機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍： r/min電動機(jī)型號：Y1

5、32M2-6計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1. 計(jì)算總傳動比由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速r/min和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n=65.48r/min可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為： 2. 合理分配各級傳動比展開式傳動，希望兩級大齒輪直齒輪相近，以避免為了各級齒輪都能浸到油，而使某級大齒輪浸油過深造成攪油損失增加。通常二級圓柱齒輪減速器中，低速級中心距大于高速級，因而為使兩級大齒輪直徑相近，應(yīng)使高速級傳動比大于低速級。查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書圖12，得 由得 總傳動比： =14.66；傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1、 各軸轉(zhuǎn)速：1軸：r/min2軸：

6、r/min3軸：r/min2、 各軸輸入功率： 1軸：kW2軸：3軸：3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：1軸：2軸：3軸：r/minr/minr/minkW1軸：2軸：3軸：傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算高速級齒輪計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 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鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)24， 大齒輪齒數(shù) 取的；2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（109a）進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)1.32）計(jì)算小齒輪

7、傳遞的轉(zhuǎn)矩：=N·mm3）由于兩個(gè)齒的齒面為軟齒面（硬度350HBS）且兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，則可取表中偏上限的數(shù)值，由表107選取齒寬系數(shù)。4）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)在550740之間，?。淮簖X輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限在490680之間，則取；6）由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.92；0.968）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.92×600MPa552MPa 0.96×550MPa522.5MPa（2）計(jì)算

8、1）試算小齒輪分度圓直徑2.23 =2.32mm=49.841mm 2）計(jì)算圓周速度=2.51m/s 3）計(jì)算齒寬bb=1×49.841mm=49.841mm 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù)： =2.077mm 齒高： 所以： 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù) = 2.51 m/s，8級精度，由圖10 - 8查得動載荷系數(shù) =1.14 直齒輪，； 由表10 - 2 查得使用系數(shù) 由表10 - 4 用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)， 由=10.67，=1.453查圖10 - 13得；故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 mm 7）計(jì)算模數(shù)m

9、mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(105) m（1）確定計(jì)算參數(shù)1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85，0.90；3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 303.57MPa 244.29MPa4） 計(jì)算載荷系數(shù)K。 5）查取齒型系數(shù)由表105查得=2.65；=2.176）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.58；=1.807）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01379=0.01599 大齒輪的數(shù)值大，取0.01599。1） 設(shè)計(jì)計(jì)算m=1.60mm 對比計(jì)算結(jié)

10、果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.60并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑4.65271264. 幾何尺寸計(jì)算2） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm3） 計(jì)算中心距4） 計(jì)算齒輪寬度 =60mm，=54mmmm模數(shù)m=2.0mm低速級齒輪計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 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

11、鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)；2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式（109a）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：=N·mm3）由表107選取齒寬系數(shù)。4）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)5）由圖1021d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa； 大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限550MPa；6）由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.96；0.988）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（101

12、2）得 0.96×600MPa576MPa 0.98×550MPa539MPa（2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t2.23=2.32=82.309mm 2）計(jì)算圓周速度=0.89m/s 3）計(jì)算齒寬bb=1×82.309mm=82.309mm 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù)： =3.43mm 齒高： 所以： 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù) = 0.89 m/s，8級精度，由圖10 - 8查得動載荷系數(shù) =1.07 直齒輪，； 由表10 - 2 查得使用系數(shù) 由表10 - 4 用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)， 由=10.67，=1.464查圖10 -

13、 13得；故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 mm 7）計(jì)算模數(shù)m mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(105) m（1）確定計(jì)算參數(shù)1）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.90，0.91；3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 321.43MPa 200.2MPa5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。 5）查取齒型系數(shù)由表105查得=2.65；=2.2286）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.58；=1.7627）計(jì)算大、小齒輪的并加以比

14、較=0.01303=0.01961 大齒輪的數(shù)值大。5） 設(shè)計(jì)計(jì)算m=2.77mm 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.77并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.00mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,329=874. 幾何尺寸計(jì)算6） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm7） 計(jì)算中心距8） 計(jì)算齒輪寬度 =95mm，=87mm mmmma=174mmB=87mm=95mm =87mm軸的設(shè)計(jì)輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算

15、計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩: =4.32kW； 65.54r/min； 629630N·mm2. 作用在軸上的力； 已知低速級大齒輪的分度圓直徑：261mm 圓周力： 徑向力：3. 初步確定軸的最小直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 有表15-3取， 于是得= 由軸直徑d100mm，且開有一個(gè)鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。 根據(jù) ，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，取。 所以N·mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，采用凸緣聯(lián)軸器，型號GY7-J1型，許

16、用轉(zhuǎn)矩=1600N·m， 半聯(lián)軸器的孔徑=48mm，故取=48mm。半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。聯(lián)軸器和軸配合采用4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （1）方案如下圖： （2）確定軸的各段直徑和長度： 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定為要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取 2-3段的直徑=55mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸端面上，故1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取=82mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承. 參照工作要求并根據(jù)=55mm，初步選取6212，其尺寸為 ，故=60mm； 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行

17、定位，由手冊上查得6212型軸承的定位 軸肩高度h=5mm，因此，取=70mm。 3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=70mm，齒輪左端與左軸承之間采 用軸套定位，已知齒輪輪轂寬度為87mm，為了使套筒端面可靠地壓緊 齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=83mm。齒輪右端采用軸肩 定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=6，則軸環(huán)處的直徑=82mm。軸 環(huán)寬度，取 4）軸承端蓋的總寬度為32mm。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L=30mm，故 取 5）由低高速級齒輪與壁面的距離關(guān)系及齒輪間的距離關(guān)系，及軸承與內(nèi) 壁面的距離關(guān)系，可確

18、定=22+8+16+4=50mm；=79mm。 （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平鍵連接。按=70mm由表6-1 查得平鍵界面，鍵槽長為70mm。選擇齒輪與軸的配 合為.同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為，2、4處圓角R1.5，其余各處R2.0.5. 求軸上的載荷：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖做出軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和 扭矩圖，如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出軸的危險(xiǎn)截面C。6. 按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度：只對C截面進(jìn)行校核。取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： 軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理

19、，由表15-1查得=60MPa。因此<,故安全7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度： （1）判斷危險(xiǎn)截面： 截面A，2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)遷都較為寬裕確定的，所以截面A，2,3，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面6,7處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面6的應(yīng)力集中的影響和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，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

20、必校核。截面4,5顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的而應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面6左右兩側(cè)即可。 （2）截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù)：W=0.1=0.1 抗扭截面系數(shù)：=0.2 截面6左側(cè)的彎矩M為：M=279271195778N·m 截面6左側(cè)的扭矩為：=629630N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ，。 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求的，有 =2.72，2.18 軸采用磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù)：； 計(jì)算安全系

21、數(shù)值： 故軸的選用安全。 （3）截面6右側(cè)： 抗彎截面系數(shù)：W=0.1=0.1 抗扭截面系數(shù)：=0.2 截面6左側(cè)的彎矩M為：M=279271195778N·m 截面6左側(cè)的扭矩為：=629663N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ，。 截面上由于軸環(huán)而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按設(shè)計(jì)手冊查取。由 ， 經(jīng)插值后可查得 =2.43，=1.93 軸的材料敏感系數(shù)：， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)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) 軸采用磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)

22、值為 碳鋼的特性系數(shù)：； 計(jì)算安全系數(shù)值： 故該軸在截面6右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1，高速軸上的功率，轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速： =4.78kW；=47570N·mm；=960r/min。2作用在齒輪上的力： 已知高速級齒輪的分度圓直徑： 圓周力： 徑向力：3.初步確定軸的最小直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 有表15-3取， 于是得= 由軸直徑d100mm，且開有一個(gè)鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 根據(jù) ，查表14-1，有。 所以 N·mm 采用凸緣聯(lián)軸器，型號GY7-J1型，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=112000N·mm， 許

23、用轉(zhuǎn)速9500r/min。軸孔直徑28mm，故取=28mm， 半聯(lián)軸器長度L=47mm，轂孔長度=44mm，聯(lián)軸器和軸配合采用4. 軸的設(shè)計(jì)方案。 （1）設(shè)計(jì)方案： （2）確定軸的各段直徑和長度： 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定為要求，1-2軸斷左端需制出一軸肩，故取 2-3斷的直徑=36mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸端面上，故1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取=42mm。 2）初步選擇滾動軸承。應(yīng)軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求并根據(jù)=36mm，初步選取6208，其尺寸為 ，故=40mm； 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行定位，由手冊上查得6208型軸承的定位

24、軸 肩高度h不小于3.5mm，因此，取=47mm。 3）由于齒輪分度圓直徑太小，故將齒輪設(shè)置成為軸的一部分。 4）軸承端蓋的總寬度為36mm。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L=30mm，故 取66mm。 5）由齒輪與壁面的距離關(guān)系及軸承與內(nèi)壁面 的距離關(guān)系，可確定=20mm；=122mm。 （3）軸上零件的周向定位： 半聯(lián)軸器采用平鍵連接。按=28mm由表6-1查得平鍵界面 ，鍵槽長為36mm。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為，2、5、6處圓角R1，其余各處R1.6.5.求軸上的載荷：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖做出

25、軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。6.按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度：只對C截面進(jìn)行校核。取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： 軸的材料45鋼，正火處理，由表15-1查得=55MPa。因此<故安全中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果1，中間軸上的功率，轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速： =4.54kW；=210270N·mm；=206.45r/min。2作用在齒輪上的力： 高速級齒輪的分度圓直徑：； 低速級齒輪的分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 3.初步確定軸的最大直徑： 按初步估算，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 有表1

26、5-3取， 于是得= 由軸直徑d100mm，且開有一個(gè)鍵槽，故使軸徑增大5%，即：mm 中間軸為非外伸軸，計(jì)算直徑作為最大直徑，所以取d=38mm 齒輪與軸采用配合4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）設(shè)計(jì)方案： （2）確定軸的各段直徑和長度： 由軸的最大直徑確定=38mm，由齒輪寬度及相應(yīng)軸段比齒輪寬度短4mm，可確定；。齒輪之間采用軸肩位，軸肩高度h>0.07d，取h=5，則軸環(huán)處的直徑48mm.軸承段取d=35的軸承，軸承代號為6207，尺寸，故=35mm,。由軸承和內(nèi)壁面之間的距離和齒輪與內(nèi)壁面之間的距離關(guān)系，可得出；。 （3）軸上零件的周向定位： 齒輪處采用平鍵連接。按=38mm，由表6-

27、1查得2-3處平鍵尺寸 為，L=80mm。4-5處平鍵尺， L=40mm。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸： 參考表15-2，取軸端倒角為，其余各處取R1.2. 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。5.按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度：只對C截面進(jìn)行校核。取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： 軸的材料40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=70MPa。因此<故安全 鍵 的 校 核低速軸鍵計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果平鍵校核公式：聯(lián)軸器處：尺寸：軸段直徑：d=48mm扭矩T=629.63N·m軸槽深t=5.5mm所以：l=L-b=70-14=56mm k=h-t=9-5.5=3

28、.5mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力，取145MPa所以，可以滿足使用要求齒輪處：尺寸：軸段直徑：d=70mm扭矩T=629.63N·m軸槽深t=7.5mm所以：l=L-b=70-20=50mm k=h-t=12-7.5=4.5mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力所以，可以滿足使用要求合格合格高速軸鍵計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果聯(lián)軸器處：尺寸：軸段直徑：d=28mm扭矩T=47.57N·m軸槽深t=4mm所以：l=L-b=36-8=24mm k=h-t=7-4=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力所以，可以滿足使用要求合格中間軸鍵計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果高速級齒輪處：尺寸：軸段直徑：d=38mm扭矩T=201.27N·m軸槽深t=5mm所以：l=L-b=40-10=30mm k=h-t=8-5=3mm