機械設計減速器

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：展開式兩級圓柱齒輪減速器學院： 機電工程學院 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班級： 設計者： 學號： 指導老師： 2015年12月25日目 錄1、電動機的選擇- 1 -2、傳動裝置總體設計- 3 -2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算- 3 -2.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)- 3 -3、傳動零件的設計計算- 5 -3.1、帶傳動零件設計計算- 5 -3.2、減速器內傳動零件設計計算- 6 -設計高速級齒輪- 6 -設計低速級齒輪- 12 -4、總裝配設計計算- 18 -4.1、軸系零件設計計算- 18 -、輸入軸的設計計算- 18 -、中間軸的設計計算-

2、 22 -、輸出軸的設計計算- 26 -、軸承的選擇計算- 30 -、鍵的設計計算- 34 -4.2、聯(lián)軸器選擇- 34 -4.3、減速器的潤滑與密封- 34 -5、設計總結- 35 -6、參考文獻- 36 -1、電動機的選擇1）、選擇電動機的類型：按工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。 2）、選擇電動機容量：電動機所需的工作功率為 （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）負載功率為因此有傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率只之乘積,即：式中：、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、帶傳動的傳動效率取傳動效率為帶傳動的效率滾動軸承效率（一對） 閉

3、式齒輪傳動效率聯(lián)軸器效率工作機效率則有電動機的功率為3）、確定電動機轉速：1.5kw鏈輪工作轉速為查表得：取V帶傳動的傳動比，二級圓梯形齒輪減速器傳動比,即為減速器的總傳動比，所以電機的可選范圍為。則符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表1.1：綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能如下表1.2：表1.1方案電動機型號額定功率 kw電動機轉速r/min重量/kg傳動比同步轉速滿載轉速總傳

4、動比V帶傳動減速器1Y90S-21.5300028406465.082Y90L-41.5150014006832.322.512.933Y100L-61.510009408421.542.39.37表1.2電動機型號額定功率Kw電動機轉速r/min堵轉轉矩最大轉矩同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩Y100L-61.510009402.02.2電動機主要外形和安裝尺寸如下表1.3 （單位：mm）中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G132475×345×31

5、5216×1401238×8010×332、傳動裝置總體設計2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算1）、減速器的總傳動比為：2）、分配傳動裝置傳動比： （式中為帶傳動的傳動比，初步取2.5，為減速器的傳動比。）則減速器的傳動比3）、按展開式布置。 （式中i2為高速級傳動比，i3為低速級傳動比。）2.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）、各軸的轉速 軸： 軸： 軸： 工作機軸： 2）、各軸的輸入功率 軸： 軸： 軸： 工作機軸： 3）、各軸的轉矩 電動機的輸出轉矩： 軸：軸：軸：工作機軸： 軸名功率 P/KW轉距T/N·M轉速nr/min轉動比i效率電機軸1.5

6、15.29402.50.96軸1.436.573764.290.95軸1.397173.876.73.010.95軸1.355590.221.910.97工作機軸1.31572.521.93、傳動零件的設計計算3.1、帶傳動零件設計計算1）、計算功率查表有工況因數(shù)，故2）、選取V帶型號根據(jù), ,查圖表確定選用A型3）、驗算帶速，大于5m/s，小于30m/s。方案合適。4）、確定帶輪基準直徑和查表選取，得查表取5）、確定帶長和中心距根據(jù)式（8-20），初步選取中心距 ，由式（8-22）則有帶長 查表（8-2）取基準長度 按式（8-23）計算實際中心距 按式（8-24），中心距的變化范圍為395.

7、75465.5mm。6）、驗算小帶輪包角 驗證方案適合7）、確定V帶根數(shù)傳動比 查表8-4 ，查表8-5 ，查表8-6 ，查表8-2 。 則有V帶根數(shù)取Z=2根8）、求軸上載荷1、張緊力查表8-3得，所以單根V帶的張緊力：2、軸上載荷 9）、結構設計 小帶輪； 大帶輪10）、主要設計結論 選用A型普通V帶2根，帶基準長度1550mm。帶輪基準直徑 ；，中。中心距控制在395.75465.5mm。單根帶初拉力F0 =106.9N。 3.2、減速器內傳動零件設計計算設計高速級齒輪1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS

8、，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，工作穩(wěn)定，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.9×24=117.6,取Z2=118。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強度設計按式（1024）試算，即）確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=22.9°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.658

9、Z=4-31-+=0.666（4）計算接觸疲勞許用應力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計算（）試算小齒輪分度圓直徑

10、，由計算公式得d1t32KHtT1di+1iZHZEZ2=33.755mm（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計（1）由式1020 ） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)。由式（10-19）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應力校正系數(shù)由表1018查得 計算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（

11、2)調整齒輪模數(shù)1）數(shù)據(jù)準備圓周速度vd1=mtz1/cos=27.48mmv=d1n160×1000=0.54ms齒寬bb=dd1=27.48mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=2.4998mmbh=10.992)計算實際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.05Ft1=2T1d1=2623NKAFt1b=100.1N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結合bh=10.99查10-13得 KF=1.32則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.525所以mn=mnt3KFKFt=1.172mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要

12、取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.172mm并就近圓整為標準值m=1.25mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=39.606mm，所以z1=d1cos（）mn=30.74。取z1=31，則z2=iz2=152 大小齒輪齒數(shù)互為質數(shù)。4 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為118mm（）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。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后??；5圓整中心距后的強度校核（1） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參

13、數(shù)。為節(jié)省篇幅，僅給出計算結果：KH=2.181,T1=3.657×104N.mm，d=1，d1=39.98mm，i=4.9，ZH=2.433,ZE=189.8MPa12,Z=0.668,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=472.7MPa<H=523MPa滿足要求（2） 齒根彎曲疲勞強度校核KF=1.795, T1=3.657×104N.mm,YFa1=2.52, YFa2=2.06, YSa1=1.68, YSa2=1.74,Y=0.673, d=1,m=1.25,z1=31,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=91.84MPa<F

14、2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=73.29MPa<F2滿足要求。主要設計結論齒數(shù)z1=31，z2=152，模數(shù)m=1.25，壓力角=20°，中心距a=118mm，齒寬b1=45mm， b2=40mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45（調質）。齒輪按7級精度設計。高速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪201.251184.93139.9845右旋大齒輪152196.0240左旋設計低速級齒輪1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差

15、為HBS。）運輸機為一般工作機器，工作穩(wěn)定，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.5×24=84,取Z2=84。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強度設計按式（1024）試算，即）確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=24.765°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.631Z=4-31-+=0

16、.673（4）計算接觸疲勞許用應力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得d1t

17、32KHtT1di+1iZHZEZ2=58.38mm（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計（1）由式1020 ） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)。由式（10-19）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應力校正系數(shù)由表1018查得 計算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（2)調整齒輪模數(shù)1）數(shù)

18、據(jù)準備圓周速度vd1=mtz1/cos=46.180mmv=d1n160×1000=0.185ms齒寬bb=dd1=46.18mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=4.2mmbh=11.002)計算實際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.03Ft1=2T1d1=7527NKAFt1b=167.5N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結合bh=11.00查10-13得 KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.530所以mn=mnt3KFKFt=1.971mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定

19、的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.971mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=67.82mm，所以z1=d1cos（）mn=32.9。取z1=33，則z2=iz2=115.5 取z2=116 大小齒輪齒數(shù)互為質數(shù)。5 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為153mm（）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。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后??；5圓整中心距后的強度校核（3） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參數(shù)。為節(jié)省篇幅

20、，僅給出計算結果：KH=2.192,T1=17.38×104N.mm，d=1，d1=67.77mm，i=3.5，ZH=2.51,ZE=189.8MPa12,Z=0.672,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=496.2MPa<H=523MPa滿足要求（4） 齒根彎曲疲勞強度校核KF=1.596, T1=17.38×104N.mm,YFa1=2.62, YFa2=2.01, YSa1=1.68, YSa2=1.54,Y=0.673, d=1,m=2,z1=33,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=95.32MPa<F2F2=2KFT1YF

21、a2YSa2Ydm3z12=69.28MPa<F2滿足要求。主要設計結論齒數(shù)z1=33，z2=116，模數(shù)m=2，壓力角=20°，中心距a=153mm，齒寬b1=73mm， b2=68mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45（調質）。齒輪按7級精度設計。低速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪2021533.53367.7773左旋大齒輪116238.2268右旋4、總裝配設計計算4.1、軸系零件設計計算、輸入軸的設計計算1）、材料：選用45號鋼調質處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.4kw,n=376r/min,則12 34

22、567：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉矩 查手冊，選用LT4型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=20mm，L=52mm，L1=38mm。：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標準查表6-85（采用氈圈密封），：滾動軸承處軸段，滾動軸承選取30305。：過渡軸段，取 ：軸環(huán)軸段，取=32mm：齒輪軸段，取=28mm：滾動軸承處軸段 3）、各軸段長度的確定：由聯(lián)軸器長度查手冊得，取 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由滾動軸承和擋油盤及裝配關系確定 ：由裝配關系確定：由手冊確定 ：由齒輪寬度b1=45確定 ：由滾動軸承確定 4）、鍵的設計與校核:齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)

23、接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=28mm。查表，所選鍵為：強度合格。齒輪與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=36mm。查表，所選鍵為：強度合格。5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm 6)、校核軸的強度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N

24、197N166.8N彎矩=29789.510840總彎矩=31700=31700扭矩T=195300（2）按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 =13.51QMPa已由前面查得許用彎應力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應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強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過

25、盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左側的彎矩為13256.36截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應力=1.45Mpa截

26、面上的扭轉切應力=21.45Mpa軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為=83.6=7.687.652>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也

27、是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.1.2、中間軸的設計計算1）、材料：選用45號鋼調質處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.397kw,n=76.7r/min,則， 12345：最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承選3038：高速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：低速級小齒輪軸段 ：滾動軸承處軸段 3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、裝配關系確定 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度確定 ：軸環(huán)寬度 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定 4）、鍵的設計與校核高速大齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為

28、32和63有鍵的校核為： 所選鍵為: 低速小齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為63有鍵的校核為： 所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力465.6N403.3N204N245.2N彎矩=23549.612467總彎矩=56820=56820扭矩T=186500（2）按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受

29、最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 =21.31QMPa已由前面查得許用彎應力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應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強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核

30、。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側抗彎截面系數(shù)：W0.1d3755.1mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d321432mm3截面V左側的彎矩為 12421.24截面V上的扭矩為=185300截面上的彎曲應力1.25Mpa截面上的扭轉切應力=19.56Mpa軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×

31、2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為73.5=5.326.52>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.1.3、輸出軸的設計計算1）、材料：選用45號鋼調質處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.355kw,n=21.9r/min,

32、則，7 6 5 4321：滾動軸承處軸段 ，滾動軸承選取30314：低速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位， ：滾動軸承處軸段 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采用氈圈密封） ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段 聯(lián)軸器的計算轉矩 查手冊，選用LT9型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm，L=112mm，L1=84mm。3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬確定：軸環(huán)寬度 ：由裝配關系、箱體結構確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由聯(lián)軸器的轂

33、孔寬確定 4）、鍵的設計與校核齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為70，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 齒輪與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為56，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力624.2N524.1N312N321.9N彎矩=

34、28697.215733總彎矩=62540=62540扭矩T=238800（2）按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 =31.2QMPa已由前面查得許用彎應力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應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強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；

35、從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側抗彎截面系數(shù)：W0.1d3866.2mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d330436mm3截面V左側的彎矩為 19251.35截面V上的扭矩為=236200截面上的彎曲應力1.87Mpa截面上的扭轉切應力=22.63Mpa軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=6

36、40 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為56.2=6.878.61>>S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。、軸承的選

37、擇計算 1) 、選擇軸承輸入軸軸承1 圓錐滾子軸承30305 (GB/T297-1994)中間軸軸承2 圓錐滾子軸承30308 (GB/T297-1994)輸出軸軸承3 圓錐滾子軸承30314 (GB/T297-1994)2) 、輸入軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承30305合格3) 、中間軸

38、軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承30308合格4) 、輸出軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數(shù) 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承2計算軸承壽命所選軸承30314合格、鍵的設計計算 鍵的設計與校核在“軸的設計與校核”中已經(jīng)給出，具體型號如下：鍵名國標1（聯(lián)軸器-輸入)GB/T 1095-2003 鍵2（齒輪1）GB/T 1095-2003 鍵3（齒輪2）GB/T 1095-2003 鍵4（齒輪3）GB/T 1095-2003 鍵5（齒輪4）GB/T 1095-2003 鍵6（聯(lián)軸器-輸出)GB/T 1095-2003 鍵4.2、聯(lián)軸器選擇在“軸的設計與校核”中已經(jīng)分