機械設計課程分流式二級直齒圓柱齒輪減速器

1、 機械設計課程設計計算說明書題 目 設計運輸機傳動裝置（分流式二級圓柱齒輪減速器） 指導教師 院 系 班 級 學 號 姓 名 完成時間 目錄一設計任務書二、傳動方案擬定. 三、電動機的選擇. 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比 五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 六、傳動零件的設計計算 七、軸的設計計算 八、滾動軸承的選擇及校核計算 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算 十、聯(lián)軸器的選擇.十一、潤滑與密封.十二、參考文獻十三、附錄（零件及裝配圖）計 算 及 說 明結(jié) 果一 . 設計任務書 1.1工作條件與技術(shù)要求：輸送帶速度允許誤差為±5。輸送機效率為w=0.96；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，有輕微沖

2、擊，工作年限為5年(每年工作300天），工作環(huán)境：室內(nèi)，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產(chǎn)批量：一般機械廠，小批量生產(chǎn)。1.2 設計內(nèi)容（1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張（A0）;（5）繪制減速器箱體零件圖1張（A1）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2） 2原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力F（KN）：5.5運輸帶速度V（m/s）：1.2滾筒直徑D (mm)： 400二傳動方案的擬定

3、輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。=12000hF=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二級圓柱齒輪減速器三電動機的選擇1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2 選擇電動機的容量1）滾筒所需功率： =FV/1000=5500×1.2/1000=6.6 kw 滾筒的轉(zhuǎn)速=60×1000V/D=57.32r

4、/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為： 其中， ，分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，是滾筒的效率，=0.99，=0.96，=0.98 =0.96 0.816 3）確定電動機的額定功率電動機的輸出功率為=/ =6.6/0.816=8.09kw 確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=11 kw 3、 選擇電動機的轉(zhuǎn)速 =57.32 r/min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為=860 則總傳動比可取 8至60之間 則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=8=8×57.32=458.56r/min =60=60×57.32=3439.2

5、r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： 由參考文獻1中表16-1查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)質(zhì)量/kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M1-211300029302.02.21172Y160M-411150014602.22.21233Y160L-61110009702.02.01474Y180L811750730 1.72.0184 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及

6、總傳動比，即選定方案3 四總傳動比確定及各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉(zhuǎn)速nm=730 r / min；總傳動比i=nm /=730/57.32=12.74 4.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比 取高速級的圓柱齒輪傳動比= =4.15，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/=12.74/4.15=3.07 =6.6kw=57.32r/min=0.816=8.09kw=11 kw=458.56r/min=3439.2r/min電動機型號為Y180L8i=12.74= 4.15 =3.07五計算傳動裝置的運動和動力參

7、數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為軸，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則 = 730 r/min 730/4.15 r/min=175.90 r/min 175.90/ 3.07 r/min = 57.30 r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為±5范圍內(nèi)2按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =11 kw =11×0.99 kw=10.89kw =10.89×0.96×0.98 kw =10.245kw =10.245×0.96×0.98 kw =9.639kw =9.639×0.98×0.99

8、 kw =9.352 kw2. 各軸轉(zhuǎn)矩 =9550×11/730 =143.9 =9550×10.89/730 =142.47 =9550×10.245/175.90 =556.22 =9550×9.639/ 57.30 =1607.9=9550×9.352/57.30 =1560.02表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV帶輪軸V轉(zhuǎn)速（r/min）730730175.957.3057.30功率（kw）1110.8910.2459.6399.352轉(zhuǎn)矩()143.9142.47556.221607.9156

9、0.02傳動比14.153.071效率0.990.940.940.97六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（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，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=25，則大齒輪齒數(shù)=4.15×25=104=4.15 e .初選螺旋角= f .選取齒寬系數(shù)：=1.22）

10、按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=/2=71.24 c. 查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.433 （表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P215圖10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 許用接觸應力=600MPa，=530MPa 則=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 計算應力循環(huán)次數(shù) =60×730×1×12000=5.256× =5.256×

11、;/4.15=1.267× 2） 計算 a. 按式計算小齒輪分度圓直徑 mm =45.75 mm b. 計算圓周速度 =3.14×45.75×730/（60×1000）m/s =1.75m/s c. 計算齒寬b及模數(shù) b=1.2×45.75mm=54.9mm =cos/= 1.78mm h =2.25=2.25×1.78mm=4.0mm b/h=54.9/4.0=13.72 d. 計算縱向重合度 =0.318tan =0.318×1.2×25×tan=2.13 e. 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1。25，根

12、據(jù)=1.75m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)=1.09 查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由公式 得 = 1.390 查圖表（P198圖10-13）得=1.351 由式 得載荷系數(shù)=1.25×1.09×1.4×1.390=2.65 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 由式 得=54.13mm g. 計算模數(shù) =cos/=54.13×cos/25 mm =2.1 mm 3）按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算1） 確定計算系數(shù)a. 計算載荷系數(shù)由式 得=1.25×1.09×1.4×1

13、.351=2.58b. 根據(jù)縱向重合度=2.13查圖表（P圖10-28）得螺旋角影響系數(shù)=0.87c. 計算當量齒數(shù)27.37 131.36 d. 查取齒形系數(shù)查圖表（P表10-5）=2.563 ，=2.187e. 查取應力校正系數(shù)查圖表（P表10-5）=1.604 ，=1.786f. 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 ，=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.

14、86 MPag. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.563×1.604/303.57=0.01354 =2.187×1.786/238.86=0.01635大齒輪的數(shù)值大2） 設計計算 mm =1.34 mm 由以上計算結(jié)果，取=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=54.13 mm計算應有的齒數(shù)=54.13×cos/2=26.26取=28 ，則=4.15×28=118 （4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距 150.47mm 將中心距圓整為150mm2） 按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù) ， ，等不必修正3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 =28&

15、#215;2/cos =57.74mm =118×2/ cos =243.32mm4） 計算齒輪寬度 =1.2×57.74mm=69.288mm圓整后取=70mm ，=75mm5） 結(jié)構(gòu)設計 由e2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)2. 低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=25 ，=25×3.0

16、7=77 e. 選取齒寬系數(shù)=1.2（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a. 試選=1.3b. 確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=556.22 =4.8416×c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa ，=530MPae. 由式確定應力循環(huán)次數(shù)=60×175.90×1×12000=1.27×=1.27×/3.07=4.14×f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.98 ，=1.02g. 計算接觸疲勞許用應力，

17、取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得=0.98×550MPa=539MPa =1.02×530MPa=541MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=541MPa得 =102.27mm b. 計算圓周速度 =3.14×175.90×102.27/60000m/s=0.94m/s c. 計算齒寬 =1.2×102.27 mm=122.72 mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比 模數(shù)=/=102.27/25=4.09 齒高=2.25=2.25×4.09 mm=9.2 mm 則/=122.72/9.2=13.34 e.

18、計算載荷系數(shù) 根據(jù)=0.94 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)=1.06 ，直齒輪=1 ，由=1.2和=100 mm ，根據(jù)式得=1.313 由/=11.11和=1.313查圖表（P圖10-13）得=1.352 故根據(jù)式得=1.392 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式得=108.44 mm g. 計算模數(shù) =108.44/25mm=4.33 mm（3） 按齒根彎曲強度設計計算公式為 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。b. 查圖表（P圖10-18）取

19、彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.83，=0.86c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4 ，由式得 =0.83×500/1.4MPa=296.4MPa =0.86×380/1.4MPa=233.4MPad. 計算載荷系數(shù)。由式得=1.25×1.06×1×1.352=1.791e. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.62 =2.24f. 查取應力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.76g. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.62×1.59/296.4 =0.01405 =2.24×1.76/

20、233.4=0.01682 大齒輪的數(shù)值大2） 設計計算 mm=3.15mm由以上計算結(jié)果，取模數(shù)=4mm。按分度圓直徑=108.44mm計算應有的齒數(shù)得=108.44/4=24.1取=25 ，則=3.07×25=77（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距=4×（25+77）/2 mm=204mm2） 計算分度圓直徑 4×25mm=100mm 4×77 mm=308mm3） 計算齒輪寬度 =1.2×100 mm=120mm 取=120mm ，=125 mm5）結(jié)構(gòu)設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結(jié)構(gòu)大齒輪（齒輪4）采用腹板式結(jié)構(gòu)七、 高速軸的設計已

21、知=10.89 kw ，=730r/min ，=143.9 =71.241. 求作用在齒輪上的力 =2×71.24××cos /54.13N=2553.02N N=958.04 N =2553.02×14.0876N=640.69N 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。先按式 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（表15-3），取=110，得 110mm=27.08mm該軸直徑d100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則，圓整后取d2=29mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器

22、處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩公式為 （11） 查圖表（P351表14-1），取=1.3，則=1.3×142.47 =185.211 根據(jù)=185.211及電動機軸徑D=48mm，查標準GB4323-84，選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=40 mm2 軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案=730 r/min175.90 r/min= 57.30r/min=11kw=10.89 kw=10.245kw=9.639 kw=9.352 kw=143.9 142.47=556.22=1607.9=1560.027級精度（GB100

23、95-88）小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS=2= 104=1.2=1.6=71.24=2.433 =189.8=0.768 =0.871.638=600MPa=530MPa=565 MPa× 1.267×=b=54.9 mm= 1.78 mmh=4.0mmb/h=13.72=2.13 =1.25=1.09=1.4 =1.351=2.65 =2.1mm=2.58=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =500 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01

24、354=0.01635=228118150mm57.74 mm243.32mm69.288mm=70mm=75mm7級精度（GB10095-85）小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS；=25=1.2=1.3=5.5622×=189.8=550Mpa=530MPa1.27×=0.98=1.02=539Mpa =541MPa122.27mm.09=1.06=1.313=1.352=1.392 108.44 mm4.33mm=500Mpa=380Mpa=0.83=0.86 =1.4296.4MPa233.4Mpa=1.791=2.62 =2.24

25、 =1.59 ，=1.76=0.01405 =0.01682 100mm308mm=120 mm=125mm2553.02N958.04 N640.69 N27.08mm=40 mm （1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段=40mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=44mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=47mm，=80mm2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=44mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6010，其尺寸為d

26、15;D×B=50mm×90mm×20mm ，故=50mm3） 取=44mm，=80mm 4） 由指導書表4-1知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=60mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為40.2mm，到聯(lián)軸器的距離為15.8mm，則=56mm5） 取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=12mm，大齒輪2和與齒輪3之間的距離c=10mm，滾動軸承端面距箱體內(nèi)壁=12mm則=15+12+12-5=34mm=34 mm=110mm（3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=35 =mm，=80mm 查圖表（P表6-1）選用鍵=10mm&

27、#215;8mm×70mm 。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6×，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設計 已知=10.46 kw，=569.26 ，=175.48r/min 1求作用在齒輪上的力 =2523.2 N ，=964.5N，=629.13 N =2×569.26/0.113N=10075.4N=3667.1 N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3

28、），取=110 ，于是得110×mm=26.31mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=30mm3軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)=30mm 取=30mm，軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=32mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取=34mm ，齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm ，則=40mm ，由于軸環(huán)寬度b1.4h 軸II的設計，取=c=10mm 因為=95 mm ，=70mm 取=92 mm ，則=70+10+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II

29、相對于機座固定，則III軸應兩端游動支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的N系列軸承N206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于軸承內(nèi)圈受軸向力，軸端不受力，軸承內(nèi)圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據(jù)GB812-88（指導書表13-17）選用M27×1.5規(guī)格的圓螺母及相應的墊片，圓螺母厚度m=10mm，墊片厚度s=1mm，則取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，則 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為27mm 3）軸上

30、零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接按=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=10mm×8mm×56mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m61） 確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0×，各軸肩處的圓角半徑為R1（三）低速軸（軸IV）的設計 已知=9.75kw ，=1686.6 ，=5

31、5.18r/min 1求作用在軸上的力 =10075.4N =3667.1N 2初步確定軸的最小直徑 按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3）取=115，于是得 115×mm=64.2mm 。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。 根據(jù)式（11），查圖表（P表14-1），取=1.5 ，則=1.5×1686.6=2529.9根據(jù)=2529.9，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=65mm，其軸孔長度L=107mm，則軸的

32、最小直徑=65mm3軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=65mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=70mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=75mm，=130mm 2）初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6313，其尺寸為d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=70mm 3）軸承采用套筒定位，取=78mm，=36mm 4）根據(jù)軸頸查圖表（P表15-

33、2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段=62mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，則=74mm ，軸環(huán)寬度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查圖表（指導書表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根據(jù)軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離=10mm，則=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）m

34、m=81mm6） 根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離=60mm，及=10mm，B=20mm，根據(jù)指導書表9-9，取軸承蓋的總寬度為39.6mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為=20.4mm則=60mm7）3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查圖表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=18mm×11mm×80mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑

35、尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6×。軸上圓角=1.0mm，=1.6mm4求軸上的載荷軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6210，a=10mm，從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處是危險截面，L=162mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 表4 危險截面所受彎矩和扭矩 載荷水平面H垂直面V支反力F=633.84N =1741.465N彎矩=102682=282117.33總彎矩M=300222.89扭矩TT=407502.81 5. 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表對危險截面

36、進行校核，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 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。八、 軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=72000h 1輸入軸承的選擇與計算由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=299.62 N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=960r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N，基本額定靜載荷=9420N 2）求軸承當量動載荷

37、P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×299.62+0）N =359.54N 3）驗算軸承壽命 h=859127h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60082軸III上的軸承選擇與計算由軸III的設計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=1176.74N，=0，=10/3，n=272.73r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=362

38、00N，基本額定靜載荷=22800N2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×1176.74+0）N =1412.09N3）驗算軸承壽命 h=3035776h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 3）驗算軸承壽命 h=73714h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。3輸出軸上的軸承選擇與計算由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6210，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=370

39、6.46 N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=87.4/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷=19800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.0，則 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =3706.46N3）驗算軸承壽命 h=73714h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。九、鍵連接的選擇與校核計算1輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸II的設計知初步選用鍵C10&#

40、215;70，=39.39 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×39.39/4×65×35MPa=8.66MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C10×702齒輪2（2）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×56，=65.305 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由

41、課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=56mm-10mm=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×65.305/4×46×32MPa=22.18MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×563齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×80，=130.61 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=

42、L-b=80mm-10mm=70mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×130.61/4×70×34MPa=27.44MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×804齒輪4與軸IV的鍵連接1) 由軸IV的設計知初步選用鍵18×80，=383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-18mm=62mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×

43、11mm=5.5mm。由式可得 =2×383.53/5.5×62×62MPa=36.28MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵18×805聯(lián)軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵12×100，=383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-12mm=88mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa=51.88MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵12×100十、聯(lián)軸器的選擇1輸入軸（軸II）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸II的設計，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉(zhuǎn)動慣量（）TL6250380035820.0262輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器