圓錐斜齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計內(nèi)容(圓錐-圓柱齒輪二級減速箱) 專 業(yè) ：機電與信息工程學院 班 級 ： 機械13-2班 組 長 ： 王培杰 組 員 ：舒波超、孫倩、唐哲、謝勇厚、楊燦 指導(dǎo)老師 ： 曾鋼 機電與信息工程學院完成時間 ： 2016 年 1 月 目 錄任務(wù)書第一章 機械傳動裝置的總體設(shè)計 1.1 選擇電動機 1.2 傳動比的分配 1.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 1.3.1各軸的轉(zhuǎn)速、功率和扭矩計算 1.3.2各軸的運動參數(shù)表 第二章 齒輪的設(shè)計 2.1齒輪參數(shù)設(shè)計 2.1.1斜齒輪參數(shù)設(shè)計 2.1.2錐齒輪參數(shù)設(shè)計 第三章 軸的設(shè)計（輸入軸） 3.1低速軸（輸出軸

2、）的設(shè)計 3.1.1材料的選擇和熱處理 3.1.2估算軸的最小直徑 3.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計并繪制結(jié)構(gòu)草圖 3.2高速軸（輸入軸）的設(shè)計 3.2.1材料的選擇和熱處理 3.2.2軸的最小直徑的確定 3.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計并繪制結(jié)構(gòu)草圖 3.3中速軸（中間軸）的設(shè)計.3.4低速軸（輸出軸）的校核 3.4.1大齒輪受力計算 3.4.2按扭轉(zhuǎn)和彎曲組合變形條件進行校核計算 第四章 聯(lián)軸器的選擇 4.1.聯(lián)軸器的選擇和參數(shù) 第五章 鍵聯(lián)接的選擇和計算 5.1 鍵的選擇和參數(shù)5.1 鍵的校核 第六章 滾動軸承的選擇 6.1軸承的選擇6.2軸承的校核 第七章 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 7.1 箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 參考文獻.

3、 61機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：帶式運輸及傳動裝置的設(shè)計。圖0-1為參考傳動方案。圖0-1二、給定數(shù)據(jù)及要求 已知條件：運輸帶工作拉力F= 4.2 KN；運輸帶工作速度v= 1.9 m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D= 450 mm；兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作年限8年；環(huán)境最高溫度350C；4年一次大修，2年一次小修；一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。三、 應(yīng)完成的工作1. 繪制減速器裝配圖1張（A0或A1）；2. 零件工作圖24張（從動軸、齒輪）；3. 編寫設(shè)計說明書一份。設(shè)計計算內(nèi)容結(jié)果第一章 機械傳動裝置的總體設(shè)計1.1傳動方案的選擇及比較1.二級

4、圓柱齒輪傳動：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。2.行星減速傳動：由一個太陽輪系加一組活著多組行星輪(一組為三個)組成，可在告訴運轉(zhuǎn)的過程中保持相當高的精度，并且相對其輸出扭矩，行星減速機的體積是很小的. 單段可做1/10，通過模組化設(shè)計，速比可達到1000，甚至1000以上。但因其材料精度，加工方式的細致，所以行星減速機的造價比齒輪減速機高很多很多.3.蝸輪蝸桿傳動：有徑向力，可以自鎖，一般設(shè)計成是直角輸出，傳動效率相比差點，精度不

5、高。一般那些大功率大輸出的都用這種結(jié)構(gòu)。4.帶傳動：結(jié)構(gòu)簡單,適用于兩軸中心距較大的傳動場合;傳動平穩(wěn)無噪聲,能緩沖、吸振;過載時帶將會在帶輪上打滑,可防止薄弱零部件損壞,起到安全保護作用;不能保證精確的傳動比.帶輪材料一般是鑄鐵等.5.圓錐-圓柱齒輪傳動：圓錐齒輪可以改變力矩的方向 即可以把橫向運動轉(zhuǎn)為豎直運動；能保證瞬時傳動比恒定,平穩(wěn)性較高,傳遞運動準確可靠;傳遞的功率和速度范圍較大;結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠,可實現(xiàn)較大的傳動比;傳動效率高,使用壽命長。 根據(jù)任務(wù)書中設(shè)計的已知條件，考慮到傳動精確度、減速器造價、傳動效率使用壽命、加工難易度以及充分利用到所學知識各種因素，最終選取了圓錐-圓柱二

6、級齒輪減速傳動方案。1.2選擇電動機計算滾筒的轉(zhuǎn)速帶式輸送機的傳動方案示意圖見設(shè)計任務(wù)書。滾筒的直徑和工作帶的帶速已知滾筒轉(zhuǎn)速計算如下：電動機類型的選擇因考慮帶式輸送機需要較大的轉(zhuǎn)矩，而對轉(zhuǎn)速要求不高，故選擇電動機的步驟如下：選擇電動機的類型因考慮工作條件為空載啟動、單向連續(xù)運轉(zhuǎn)、載荷平穩(wěn)，所以選擇三相異步電動機，封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，380V，Y系列，同步轉(zhuǎn)速確定為。計算傳動裝置的總效率傳動裝置的結(jié)構(gòu)簡圖如設(shè)計任務(wù)書圖0-1?？傂实挠嬎闳缦拢浩渲校?一對滾動軸承的效率（0.99）； 斜齒輪傳動效率（0.97）； 錐齒輪傳動效率（0.96）； 彈性柱銷聯(lián)軸器的效率（0.99）； 凸緣聯(lián)軸器的效率

7、（0.99）；滾筒的效率（0.96）。確定所需電機的功率（kW）9.7782（kW）工作機實際需要的輸入功率，kW，為工作機實際需要的電動機輸入功率，kW。.確定電機的型號所選電動機的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。因為滾筒的轉(zhuǎn)速。擬選擇同步轉(zhuǎn)速系列的電動機，由機械設(shè)計手冊得選擇Y系列三相電動機Y160L-6型，其額定功率為11,滿載轉(zhuǎn)速。如下圖0-2為對傳動裝置的總體設(shè)計方案。圖0-21.3 傳動比的分配1.2.1總傳動比的計算 1.2.2各級傳動比的分配查表得斜齒錐齒輪傳動比 ；根據(jù)各級傳動間的尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)均勻。取，1.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算1.3.1各軸的轉(zhuǎn)速計算根據(jù)

8、總的傳動比及各級傳動比的分配，計算各軸的轉(zhuǎn)速如下：電機：；減速器高速軸軸3：；減速器高速軸軸2：；滾筒的轉(zhuǎn)速：。1.3.2各軸的輸入功率和轉(zhuǎn)矩 表1-1 各軸的輸入功率和轉(zhuǎn)矩功率（KW）轉(zhuǎn)矩(N·M)電機高速軸中速軸低速軸 滾筒轉(zhuǎn)速：同步轉(zhuǎn)速： 電動機型號：Y系列三相電動機Y160L-6型總體設(shè)計方案：傳動比數(shù)據(jù)來源于機械設(shè)計第九版西北工業(yè)大學出版錐齒輪傳比，斜齒輪傳動比設(shè)計計算內(nèi)容結(jié)果第二章 齒輪的設(shè)計2.1齒輪的參數(shù)設(shè)計2.1.1 錐齒輪運動和動力參數(shù)計算1. 選擇齒輪類型精度等級材料和齒數(shù)（1） 選用標準直齒錐齒輪齒輪傳動，壓力角取為20°（2） 帶式運輸機選用7級精

9、度（3） 由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr,齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240HBS（4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1） 計算小齒輪分度圓直徑，即1) 確定公式中的各參數(shù)值。 試選 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 選取齒寬系數(shù) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為, 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：， 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)， 取失效概率為%1，安全系數(shù)，由式（10-14）得 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力

10、，即2）試算小齒輪分度圓直徑(2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v 當量齒輪的齒寬系數(shù) 2）計算實際載荷系數(shù)。由表10-2查得使用系數(shù)。根據(jù),8級精度，查得動載系數(shù)。直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)。用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù) 3) 由式（10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1） 由式（10-27）試算模數(shù)，即1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選。計算。由分錐角和，可得當量齒數(shù)。查得齒形系數(shù)、。查得應(yīng)力修正系數(shù)。查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分

11、別為、。取彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù)。(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。齒寬b。2) 計算實際載荷系數(shù)。根據(jù),8級精度，查得動載系數(shù)。直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)。用插值法查得,于是則載荷系數(shù) 3）按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為按照齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)，按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)取，則大齒輪齒數(shù)。取。4. 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑 （2） 計算分錐角 （3） 計算齒輪寬度 取7級精度小齒輪：280HBS大齒輪：240HBS

12、 動載荷系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)設(shè)計計算內(nèi)容結(jié)果2.1.2斜齒輪傳動及其動力參數(shù)計算已知斜齒輪的傳動比u=3.89上一級錐齒輪傳動比為3.2 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）， 齒面硬度240HBS。 （2）帶式輸送機為一般工作機器，選擇8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=78,傳動比i=3.9 （4）初選螺旋角=14°，壓力角=20°2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 【試算分度圓直徑】 （1）試選載荷系數(shù)KHt=1.3，區(qū)域系數(shù)ZH=2.37。 （2）計算重合度系數(shù)

13、=20.56° =23.997°=1.769=1.587=0.679 （3）=0.985 （4）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別別為、 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 查得接觸疲勞壽命系數(shù)、 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，則 取較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 （5） 63.393【調(diào)整分度圓直徑】 （1）1.01m/s 63.393m （2）由表差得使用系數(shù)KA=1。 由、8級精度，查得動載系數(shù)KV=1.10 KA 齒間載荷分配系數(shù) 由表查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置，。 則載荷系數(shù) （3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 3. 按齒根彎曲疲

14、勞強度設(shè)計 【試算齒輪模數(shù)】 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計算彎曲疲勞強度的重合度。 0.402 （3）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。 （4）計算。 當量齒數(shù)： ， 得齒形系數(shù)、 查得應(yīng)力修正系數(shù)、 小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 = （5）試算齒輪模數(shù) 【調(diào)整齒輪模數(shù)】 （1）圓周速度v （2）齒高h及齒寬比 （3）計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，查得動載系數(shù) 由 得齒間載荷分配系數(shù) （4）用插值法查得，結(jié)合=9.16得 則載荷系數(shù) （5）按實際載荷系數(shù)系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比實驗結(jié)果，由齒

15、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)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取=2.5mm；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mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即 取，則4. 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 考慮模數(shù)從2.13mm增大到2.5mm，為此將中心距減小圓整為202mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取、。5.圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，KH、和KF、等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核 齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 （1）按齒面接觸疲勞強度校核 滿足齒面接觸疲勞強度。

16、（2）按齒根彎曲疲勞強度校核 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1=32，z2=125，模數(shù)m=2.5，壓力角，螺旋角，變?yōu)橄禂?shù) x1=x2=0，中心距，齒寬、。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按8級精度設(shè)計。7. 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。8級精度小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。設(shè)計計算內(nèi)容結(jié)果第3章 軸的設(shè)計3.1低速軸（輸出軸）的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效

17、率在內(nèi)）=0.97,則又于是2.求作用在齒輪上的力因已知低級大齒輪的分度圓直徑為而 圓周力Ft，徑向力Ft及軸向力Fa的方向如圖15-24所示。3.初步確定軸的最小直徑先按式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或手冊，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 。半聯(lián)軸器的孔徑d1=60mm，故取d-=60m

18、m,半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） 擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案已在前面分析比較，現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案。（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，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與周配合的轂孔長渡，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(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。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)，由軸承產(chǎn)品目

19、錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為,故；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30314型軸承的定位軸肩高度，因此，取。3） 取安裝齒輪處的軸段-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。一直齒輪輪轂的寬度為84mm，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。輪齒的右端采用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑查表15-2，得，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。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(shè)計而定）。根據(jù)軸承段改的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，去端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參看機械設(shè)計圖1

20、5-21），故取。5） 去齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參看圖15-21）?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,?。▍⒁妶D15-21），已知滾動軸承寬度，大錐齒輪輪轂長，則至此，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)軸器與州的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，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。（4）

21、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如圖3-1所示。圖3-11. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖15-26）做出軸的計算簡圖（圖15-24）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值（參見圖15-23）。對于30313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如下：軸的總體受力圖由齒輪徑向力和V帶壓軸力引起的垂直面彎矩圖由齒輪圓周力引起的水平面受力圖和彎矩圖軸的彎矩圖M和扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表（參見圖3-1）。輸出

22、軸載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T2. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行檢核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（及危險截面C）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈象循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此，故安全。3. 精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面 截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為

23、嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必做強度校核。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也不必校核。截面和顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈0配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)彎矩 截面上的扭矩 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，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因、，經(jīng)插值后可

24、查得，又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3地扭轉(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（3-14b）得綜合系數(shù)為：又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為： ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得： 故可知其安全。（3）截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算 抗扭截面系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法請求出，并取 ，于是得 ， 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)

25、量系數(shù)為： 故得綜合系數(shù)為：所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為： 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的盈利循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。3.2中速軸（中間軸）的設(shè)計1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內(nèi)）=0.97,則又于是2.求作用在齒輪上的力因已知低級大齒輪的分度圓直徑為而 圓周力Ft，徑向力Ft及軸向力Fa的方向如下圖。初步確定軸的最小直徑先按式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得已知高級小齒輪的分度圓直徑為而 中間軸載荷水平面H垂直面V支

26、反力F 彎矩M總彎矩派生軸向力扭矩T圓周力Ft，徑向力Ft及軸向力Fa的方向如下圖所示。由齒輪徑向力和帶壓軸力引起的垂直面彎矩圖由齒輪圓周力引起的水平面受力圖和彎矩圖軸的彎矩圖M和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出軸的危險截面。3.3高速軸（輸入軸）的設(shè)計1求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1由電動機的功率可得且2.求作用在齒輪上的力因已知低級大齒輪的分度圓直徑為而 由總體受力圖可分別解得下表中數(shù)據(jù)：輸入軸載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T3.初步確定軸的最小直徑先按式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得受力圖

27、如下圖所示軸的總體受力圖由齒輪徑向力和V帶壓軸力引起的垂直面（豎直方向）彎矩圖由齒輪圓周力引起的水平面受力圖和彎矩圖軸的彎矩圖M和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出軸的危險截面。第四章 聯(lián)軸器的選擇1.輸入軸聯(lián)軸器 已知電動機功率P=11KW，轉(zhuǎn)速n=970r/min。 （1）類型選擇查表得，輸入軸上傳遞轉(zhuǎn)矩較小，選取剛性聯(lián)軸器，結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠。 （2）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩 查得，故得計算轉(zhuǎn)矩為 （3）型號選擇從GB/T 58432003中查得GY4凸緣聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為224Nm許用最大轉(zhuǎn)速為9000r/min，軸徑為25-35mm之間，輸入軸最小直徑為,考慮到鍵對軸的削弱，有一個

28、鍵槽將軸徑增大3%，取2. 輸出軸聯(lián)軸器 （1）類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。查表得從GB/T 50142003中查得LX4彈性柱銷聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nm許用最大轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸徑為40-63mm之間，輸入軸最小直徑為,考慮到鍵對軸的削弱，有一個鍵槽將軸徑增大3%，取第五章 鍵聯(lián)接的選擇和計算1.輸入高速軸： 已知裝齒輪處的軸徑為30mm，齒輪的精度為8級，齒輪輪轂寬度為70mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=108.3N。 （1）選擇鍵連接的類型和尺寸根據(jù)已知條件選擇平鍵連接，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高h=7mm 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵

29、長L=52mm。 (2)校核鍵連接的強度 軸、鍵和輪轂的材料都是鋼，所以許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=52-8=44mm 可得（合適） 鍵的標記為：GB/T 1096鍵。2.中速（中間）軸： 已知裝齒輪處的軸徑為50mm，齒輪的精度為8級，齒輪輪轂寬度為54mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=326N。 （1）選擇鍵連接的類型和尺寸根據(jù)已知條件選擇平鍵連接，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高h=9mm 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。 (2)校核鍵連接的強度 軸、鍵、輪轂的材料都是鋼，所以許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度 可得 （合適） 鍵的標記為：GB

30、/T 1096鍵。 3.輸出低速軸： 已知裝齒輪處的軸徑為74mm，齒輪的精度為8級，齒輪輪轂寬度為84mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1217N。 （1）選擇鍵連接的類型和尺寸根據(jù)已知條件選擇平鍵連接，查得鍵的截面尺寸為：寬度，高。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 (2)校核鍵連接的強度 軸、鍵、輪轂的材料都是鋼，所以許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度可得 可見連接的擠壓強度不夠。考慮相差較大，因此改用雙鍵，相隔180布置。雙鍵的工作長度 可得 （合適）鍵的標記為：GB/T 1096鍵。第6章 滾動軸承的選擇 根據(jù)軸的計算以及受力分析（詳參見說明書第三章）可得；1. 輸出端滾動軸承的選型低速軸（輸出軸）端，受到的在和較大，根據(jù)受力分析以及軸的強度分析，得出選取軸承內(nèi)經(jīng)為70mm的滾動軸承，由于減速器為圓錐-圓柱二級減速，受軸向及徑向的載荷較大，故選