《二級同軸式圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級同軸式圓柱齒輪減速器（41頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、下載可編輯 一、設計題目 1.設計題目 ：帶式運輸機的傳動裝置的設計 2.已知條件 ： （ 1） 工作條件 ：兩班制 ，連續(xù)單向運轉 ，載荷較平穩(wěn) ，室內工作 ，有粉塵 ，環(huán)境最高溫度 35 ℃； （ 2） 使用折舊期 ：8 年； （ 3） 檢修間隔期 ：四年一次大修 ，兩年一次中修 ，半年一次小修 ； （ 4） 動力來源 ：電力，三相交流 ，電壓 380/220V ； （ 5） 運輸帶速度允許誤差 ：±5% ；

2、 （ 6） 制造條件及生產批量 ：一般機械廠制造 ，小批量生產 。 3.設計數(shù)據(jù) ： 運輸帶工作拉力 F： 2600N; 運輸帶工作速度 v： 1.1m/s ； 卷筒直徑 D： 220mm ； 二、方案及主要零部件選擇 1. 設計方案 ：二級同軸式圓柱齒輪減速器 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯

3、 輔助件 ：觀察孔蓋 ，油標和油尺 ，放油螺塞 ，通氣孔 ，吊環(huán)螺釘 ，吊耳和吊鉤 ，定位 銷，啟蓋螺釘 ，軸承套 ，密封圈等 。 2.各主要部件選擇 目的 分析 結論 動力源 電動機 齒輪 斜齒輪傳動平穩(wěn) 兩對斜齒輪 軸承 軸承所受軸向力不大 球軸承 聯(lián)軸器 彈性聯(lián)軸器 三、電動機的選擇 工作機所需有效功率 Pw Fv 2600 1. 10 kW 1000 2. 86 1000 傳動裝置總效率 2 4

4、 2 1 2 34 查文獻 【1】P141 表二得各部分傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 1 0. 99 ， （兩個彈性聯(lián)軸器 ）； .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 滾動軸承傳動效率 2 0. 99 ，（四對滾動軸承 ）； 圓柱斜齒輪傳動效率 輸送機卷筒傳動效率  3 4  0. 98 ， （兩對 7 級精度齒輪傳動 ）； 0. 96， ； 所以電動機所需工作效率為 ： Pw Pd 3. 3kW

5、 工作機卷筒軸轉速為 ： nW 60v 95. 5r / min d 查文獻 【1】P413 兩級式同軸式齒輪傳動比范圍 i 8～60 nd nw i 764～5730r / min 符合這一范圍的同步轉速有 1000r/min 、 1500r/min 、 3000r/min 三種 ，綜合考慮電動機和傳 動裝置的尺寸 、質量及價格等因素 ，決定選擇同步轉速為 1500r/min 的電動機根據(jù)電動機類 型、容量和轉速 ，有文獻 【2 】P173 查得 ，選用 Y112M-4 ，

6、 方案 電動機 額定功 滿載轉 堵轉轉矩 最大轉矩 速 質量 /kg 號 型號 率/kw 額定轉矩 額定轉矩 /(r/min) 1 Y112M 4 1440 2.2 2.3 43 -4 四、傳動比及各軸轉速 、功率、轉矩計算 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 nm 1440 總傳動比 ： i 15. 08 nw 95. 5

7、 各軸的轉速 n1 nm 1440r / min n2 n1 1440 371. 13r / min i 1 3. 88 n3 n2 371. 13 95. 69 r / min i 2 3. 88 n4 n3 95. 69r / min 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率 ，即 軸1P1 Pd 1 2 3. 23kW 軸2P2 P12

8、3 3. 13kW 軸3P3 P223 3. 04kW 工作機 P4 P3 1 2 2. 98kW 各軸轉矩 電機軸輸出 Td 9. 55 10 6 Pd 2. 19 10 4 N mm nm 軸1T Td 1 2 2. 15 104N mm 1 軸2T

9、 T 3 i 1 8. 09 104N mm 2 1 2 軸3 T2 3 i 2 3. 05 105 N mm T3 2 工作機 T 4 T 1 2 2. 99 105 N mm 3 五、高速級齒輪設計 1.選定齒輪類型 、精度等級 、材料及齒數(shù) （ 1 ）選用斜齒圓柱齒輪 （ 2 ）運輸機為一般工作機器 ，速度不高 ，

10、故選 7 級精度 （ GB10095-88 ） .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 （ 3 ）選擇小齒輪材料為 40Cr （調質 ）， 硬度為 280HBS ；大齒輪材料為 45 鋼（調 質）， 硬度為 240HBS ，二者硬度差為 40HBS。 （ 4 ）選小齒輪齒數(shù) z1 30 ：大齒輪齒數(shù) z2 i z1 3. 88 30 116 （ 5 ）初選取螺旋角 14 2.按齒面接觸強度設計

11、 文獻 【1 】《機械設計 》第八版 高速級 名稱 符號 小齒輪 大齒輪 螺旋角 14 傳動比 i 3.88 齒數(shù) z 26 101 基圓螺旋角 b 14 法面模數(shù) mn 1.5 端面模數(shù) m 1.55 t 法面壓力角 n 20 端面壓力角 t 20.5 法面齒距 p n 6.28mm 端面齒距 pt 6.50mm 法面基圓齒距 p

12、bn 5.90mm .專業(yè) .整理 . 法面齒頂高系數(shù) 法面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 標準中心距 齒寬 低速級 名稱 螺旋角 傳動比 齒數(shù) 基圓螺旋角 法面模數(shù) 端面模數(shù) 法面壓力角 端面壓力角 法面齒距 端面齒距 法面基圓齒距 法面齒頂高系數(shù) 法面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑

13、 齒頂高  han* c*n d d b h a hf da df a b 符號 i z b mn mt n t p n pt p bn han* c*n d d b h a  下載可編輯 1 0.25 40.54 157.46 52.40mm 260.07mm

14、 2mm 2.5mm 43.5354 160.4646 36.7854 153.7146 99 45 40 小齒輪 大齒輪 14 3.88 20 99 14 2 1.55 20 20.5 6.28mm 6.50mm 5.90mm 1 0.25 40.41 157.59 52.40mm 260.07mm 2mm .專業(yè) .整理 . 下載可編輯

15、 齒根高 hf 2.5mm 齒頂圓直徑 da 44.4082 161.5918 齒根圓直徑 df 35.4082 152.5918 標準中心距 a 99 齒寬 b 45 40 八.減速器軸及軸承裝置 、鍵的設計 輸入軸 （中間軸） 輸出軸 1． １軸（輸入軸）及其軸承裝置 、

16、鍵的設計 目的 過程分析 結論 １ ． 輸 入 軸 上 的 功 率 P1 3. 23kw, 轉速 n1 1440r / min 選軸的材料為 ４ 輸 T1 2. 15 10 4 N mm ５鋼，調質處理 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 入 ２．求作用在車輪上的 軸 Ft 2T1 2 2. 15 104 d1 40. 13 1071. 5N 的 tan an tan 20 F

17、r Ft 1071. 5 401. 2 設 cos cos 13 36' N Fa Ft tan 1071. 5 tan 13 36' 259. 2N 計 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 ，根據(jù)文獻 【2 】中表 8-7 查 及 得，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)軸器 ，其公稱轉矩為 560000 。 半聯(lián)軸器的 其 孔徑 ,故取 ，半聯(lián)軸器長度 .半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度 。

18、 軸4、軸的結構設計 承 （ 1）低速軸的裝配方案如下圖所示 ： 裝 置 輸入軸 、 鍵 的 （ 2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 ， 2-3 軸段的左端需要一個定位軸 設 肩 ， 根 據(jù) 文 獻 【3 】（ P379 ） 可 知 軸 肩高 度 h=(0.07-0.1)d ，所以取直徑 計 ；

19、聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定 ，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上 而不壓在軸的端面上 ，所以應取 1-2 段的長度比聯(lián)軸器轂孔稍短一些 ，取 。 （ 3）初步選擇滾動軸承 。 因滾動軸承同時受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) ，由文獻 【2 】中表 6-7 （ P80 ）中初步選用圓錐滾子軸承30305 型，其尺寸為內徑 ，外 徑 ，軸承寬度 ， ； 所以 ， .專業(yè) .整理 . 下載可編輯

20、 ， 。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 ，根據(jù)文獻 【2 】表 6-7 （ P80 ）查得 ，所以取 。 （ 4）由于高速小齒輪的齒根圓直徑 ，所以安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位 。已知齒輪輪轂的 寬度為 B=50mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ，此軸段應稍短于齒輪輪 轂寬度 ，故取 ；齒輪的右端采用軸肩定位 ，軸肩高度 h>0.07d ，故 取 h=3mm, 則軸 環(huán) 處 的 直 徑 。 由 文 獻【3 】（ P379 ） 軸 環(huán)

21、 寬 度 b>1.4h ，所以取 。 （ 5 ）軸承端蓋的總寬度為 20mm 。 根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添 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 。 （ 6 ）取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm ，考慮到箱體的鑄造誤差 ，在確定滾動軸承位置時 。應距箱體內壁一段距離 s，取 s=8mm, 已知滾動軸承寬度 T=18.25mm ，則 至此 ，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度 。 軸段 直徑 （ mm ） 長度 （ mm ） 1-

22、2 20 35 2-3 23 50 3-4 25 46.25 4-5 28 46 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 5-6 34 10 6-7 32 14 7-8 25 18.25 總長度 249.5 目的 過程分析 結 論

23、 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 1 、 鍵的設計 根據(jù)文獻 【2】中表 4-1 （ P56 ）按 ,查得齒輪輪轂與軸連接的平 鍵截面 ， 配合為 H7/n6 ； 鍵的型號為 GB/T1096 鍵 輸 A × × 。 入 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 ， 配合為 H7/k6 ； 軸 鍵的型號為 GB/T1096 鍵 A6 ×6×18 。 的 2 、 軸的受力分析 設 計

24、 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 根據(jù)軸的尺寸確定 、 、 的長度 計 （ 1 ）在水平面上 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 F1H F2 H Ft 845 422. 5N hht 2 2 （ 2 ）在垂直面上

25、 Fr L3 Fa d 320 54. 25 244 45. 28 F1v 2 2 L2 L3 54. 25 54. 25 210. 9N 所以 F2v Fr F1v 320 210. 9 109. 1N （3）求彎矩 M1H M2H F1H L2 422. 5 54. 25 22920. 63N .mm Mv Fv L 210. 9 54. 25 11

26、441. 33N .mm 1 1 2 M2 F1 L2 F d 210. 9 54. 25 - 244 45. 28 v v a 2 2 5917. 17N.mm 所以合成后的彎矩 M1 M12H M12v 22920. 632 11441 . 332 25617. 56N mm M2 M22H M22v 22920. 632 5917. 172 23672. 10N mm （4）計算扭矩 3 、 軸的強度

27、校核 由文獻 【3 】（P380 ） 可知進行校核時 ，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 。 因為單向旋轉 ，扭轉切應力 為脈動循環(huán)應力 ，取 α=0.6 ，軸的計算應力由文獻 【3】式 15-5 已選定軸的材料為 45 鋼 ，調質處理 ，根據(jù)文獻 【3 】中表 15-1 查得 [ - 1 ]60MPa ca [ 1 ] ，故安全。 。因此 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 4 、 軸強

28、度的精確校核 截面 A， 2 ， 3， B 只受扭矩作用 ，雖然鍵槽 、軸肩及過度配合所引 起的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 度較為寬裕確定的 ，所以截面 A ， 2， 3，B 均無需校核 。 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 ，截面 4 和 5 處過盈配合引起 的應力集中最嚴重 ；從受載荷的情況來看 ，截面 C 上的應力最大 。 截面 5 的應力集中的影響和截面 4 的相近 ，但截面 5 不受扭矩作用 ，同時軸徑 也較大 ，故不必做強度校核 。 截面 C

29、上雖然應力最大 ，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 )，而且軸的直徑最大 ，故截 面 C 也不必校核 。 截面 6 和 7 顯然更不必校核 。 由機械設計手冊可知 ， 鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小 ，因而該軸只需校核截面 4 左右兩 側即可 。 （ 1 ） 分析截面 4 左側 抗彎截面系數(shù) ： W 0.1 d 3 0. 1 253 1562. 5 3

30、 mm 抗扭截面系數(shù) ： WT 0. 2d 3 0. 2 25 3 3 3125mm 截面 4 左側的彎矩 ： M M L2 T 25617. 56 54. 25 18. 25 L2 54. 25 16999. 67Nmm 截面 4 上的扭矩 ： 截面 4 上的彎曲應力

31、 ： b M W 16999. 67 1562. 5 10. 88 MPa 截面 4 上的扭轉切應力 ： .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 T T3 W 19130 3125 6. 12MPa T 軸的材料為 45 鋼，調質處理 。 根據(jù)文獻 【3 】中表 15-1 查得 B 64

32、0MPa ， 1 275MPa ， 1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 ,由文獻 【3 】附表 3-2 查取 ， 因 r d 2 25 0. 08 ， D d 28 25 1. 12 ， 經 插 值 后 可 查 得， 1. 74, 1.28 又由文獻 【3】附圖 3-1 （ P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0. 82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻 【3】附表 3-4 可得 由文獻 【3】附

33、圖 3-2 取尺寸系數(shù)為 ， 扭轉尺寸系數(shù)為 0.92 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖 3-4 查得表面質量系數(shù)為 0.92 軸未經表面強化處理 ，即表面高頻淬火強化系數(shù)中式 3-12 和式 3-12a 可得綜合系數(shù)為 ：  q 1 ，按照文獻 【3】 K k 1 / 1.61 0.9 1/0.92 2.876 K k 1 / 1.238 0.92 1/0.92 2.433 又由文獻 【3】3-1 （ P25 ）取碳鋼的 0.1 ， 0.05 計算安全系數(shù) ,由式 15-6,15-7

34、和 15-8 得到 目的 過程分析 結 論 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 ２） 計算支承反力 在水平面上 F1H F2H 483N 在垂直面上 F L3 F d 401. 2 47. 5 259. 2 40. 13 輸 M2 0, F1v r a 2 2280N L2 L3 39 47. 5 入 軸 故 2

35、 1 401. 2 280 121. 3 F v Fr F v N 的 總支承反力 設 F F 2 F 2 4832 2802 651N 1 1 H 1v 計 F F 2 F 2 4832 151. 52 506N 2 2H 2v 及 a) 畫彎矩圖 其 1 1 2 483 39 22932

36、 . M H F H L N mm 軸 F2H L3 483 47. 5 22943N .mm M2H 承 M1v F1v L2 280 39 10920. mm 裝 M F L F d 5719 . mm 2v 1v 2 a 2 N 置 M1 M12 M12 25399N mm 故

37、 H v 、 M2 M22H M22v 23645 N mm 鍵 4 ）畫轉矩圖 的 設 6 校核軸的強度 計 按彎矩合成應力校核軸的強度 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 對于單向轉動的轉軸 ,通常轉矩按脈動循環(huán)處理 ,故取折合系數(shù) 0.6 ,則 ca M2 ( T )2 12. 98 W mpa 查

38、表 15-1 得 [ 1 ]=60mpa, 因此 ca[ 1] ,故安全 . 精確校核軸的疲勞強度 C 剖面左側 ，因彎矩大 ，有轉矩 ，還有鍵槽引起的應力集中 ，故 C 剖面左 側為危險剖面 抗彎截面系數(shù) ： W 0.1d 3 0. 1 3 3 25 1562. 5mm 抗扭截面系數(shù) ： WT 0. 2d 3 0. 2 25 3 3 3125mm 截面 4 左側的彎矩 ： M M L2

39、 T 54. 25 18. 25 25617. 56 16999. 67Nmm L2 54. 25 目的 過程分析 結論 M 16999 mpa m0 ab W 10. 88 1562 T T 1. 24mpa T 2. 48mpa a m 2 W T 輸 軸的

40、材料為 45 剛 , 調質處理 . 由 表 15-1 查得 mpa B 640 入 1 275mpa , 1 155mpa . 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系 .專業(yè) .整理 . 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 計

41、 目的  下載可編輯 數(shù) 及 按附表 3-2 查取 .因 r 1 0.03 , D 36 1.2 ,經插值后可 d 30 d 30 查得 2.09 1.66 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 q 0.74 q 0.77 故有應力集中系數(shù)按式 (附 3-4) 為 k 1 q ( 1) 1 0.74( 2.09 1

42、) 1.81 k 1 q ( 1) 1 0.77(1.66 1) 1.51 由附圖 3-2 得尺寸系數(shù) 0.77; 由附圖 3-3 得扭轉尺寸系數(shù) 0.88 由附圖 3-4 得 0.92 軸未經表面強化處理 ,即 q1 ,則按式 3-12 及 3-12a 得綜合系數(shù)值為 k 1 1 1.81 1 1 2.44 K 0.77 0.92 K k 1 1.51 1 1.81 1

43、 1 0.88 0.92 由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù) 0.1~ 0.2 , 取 0.1 0.05~ 0.1, 取 0.05 過程分析 結論 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 于是 ,計算安全系數(shù) Sca 值 ,按式 (15-6)~(15-8) 則得 S 1 275 6.09 鍵校核安全 K a m 2.44 18.5

44、0.1 0 S 1 155 67. 2 K a 1. 81 1. 24 0. 05 輸 m 1. 24 入 Sca S S S 1.3 ~1.5 故安 S2 3. 94 S2 軸 全 的 設 8 校核鍵連接強度 計 4 4 21500

45、 聯(lián)軸器 : p T1 20. 5mpa d1hl 25 7 ( 28 8 及 ) 2 其 查表得p 120 ~ 150 mpa . p p 故強度足夠 . 軸 齒輪 : 承 裝  4T1 4 21500 p d1hl 28 8 19mpa ( 56 10) 查表得p 120 ~ 150mpa . p p 故強度足夠 . 置 9

46、 . 校核軸承壽命 、 軸承載荷 軸承 1 徑向 : Fr 1 F1 651N 鍵 軸向 : Fa1 Fa 259. 2N 的 軸承 2 徑向 : Fr 2 F2 506 N 設 軸向 : Fa2 0 計 因此 ,軸承 1 為受載較大的軸承 ,按軸承 1 計算 .專業(yè) .整理 .

47、下載可編輯 Fa1 259. 2 0. 4 e Fr 1 651 按 表 13-6, f p 1.0 ~ 1.2 , 取 f p 1.0 按 表 13-5 注 1,對深溝 球軸 承取 f 0 14.7 ,則相對軸向載荷為 f 0 Fa 14. 7 610. 65 8300 1. 08 C0 在表 13-5 中介于 1.03~1.38 之間 ,對應的 e 值為 0.28~0.3,Y 值為 1.55~1.

48、45 線性插值法求 Y 值 Y (1.55 1.45) (1.380 1.08) 1.54 1.45 1.380 1.03 故 P f p ( XFr YFa ) 1.0( 0.56 1311.28 1.54 610.65) 1674N 106 Cr ) 3 106 19500 3 18294h Lh ( 60 ( ) 60n P 1440 1674 查表 13-3 得預期計算壽命 L`h 1200 Lh

49、 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 軸校核安全 輸入 軸承校核安全 軸的 壽命 （ｈ） 為 設計 L h 27159 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計 3.３軸（輸出軸）及其軸承裝置

50、、鍵的設計 目的 過程分析 結論 輸 １． 輸出軸上的功率 P3 3. 04kw, 轉速 n3 95. 69r / min 出 轉矩 T3 3. 05 105 N mm 軸 ２． 求作用在車輪上的力 及 Ft 2T3 2 3. 05 105 3875N d 1 157. 4 其 tan an tan 20 Fr Ft 3875 1454N 軸 cos

51、 cos 14 Fa Ft tan 3875 tan 14 966N 承 ３． 初定軸的最小直徑 裝 選軸的材料為 ４５ 鋼 ，調質處理 。 根據(jù)表 １５－３， 取 A 112 于是由式 置、 １５－２ 初步估算軸的最小直徑 d min A 3 P3 / n336mm這是安裝聯(lián) 鍵 .專業(yè)

52、 .整理 . 下載可編輯 的 軸 器 處 軸 的 最 小 直 徑 d1 2 ， 由 于 此 處 開 鍵 槽 ， 取 設 d min 36 1. 05 37. 8mm， 聯(lián) 軸 器 的 計 算 轉 矩 Tca KAT1查表 計 14-1 取 KA 1.3 ， 則 Tca KAT1 1. 3 3. 05 105 396500N mm 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 ，根據(jù)文獻 【2 】中表 8-7 查 得，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器 ，其公稱轉矩為 1250

53、000 。 半聯(lián)軸 器的孔徑 ,故取 ，半聯(lián)軸器長度 .半聯(lián)軸器與軸配合的 轂孔長度 ．軸的結構設計 １） 擬定軸上零件的裝配方案 （見前圖 ） ２） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 目的 過程分析 結論 （１） 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 ，１－２ 軸段右端需制處一軸肩 ， 軸肩高度 h 0.07 ~ 0.1d ,故取 ２段的直徑 d2 44mm 軸 的 尺 寸 （ ｍ 初步選擇滾動軸

54、承 。 因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用 ，故 ｍ）： 選用單列圓錐滾子軸承 。參照工作要求并根據(jù) d 2 44 ，獻【2】 d1 38 mm 中表 6-7 （ P80 ）中初步選用圓錐滾子軸承 30309 型，其尺寸為內徑 d2 44 輸 ， 外 徑 ，軸承寬度 ， d3 45 出 ； 所以 ， ， 。 d4 50 軸 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 ，根據(jù)文獻 【2】表 6-7 （ P80）查得 d5 60

55、 及 ，所以取 。 d6 54 其 d7 45 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 軸 軸 段 4 上 安 裝 齒 輪 ,為 便 于 齒 輪 的 安 裝 , d4 應 略 大 與 d3 , 可 取 承 d4 50mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位 。已知齒輪輪轂的 裝 寬度為 B=45mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ，此軸段應稍短于齒輪 置、 輪轂寬度 ，故取 ；齒輪的右端采用軸肩定位 ，軸肩高度

56、h>0.07d ， 鍵 故取 h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑 。 由機械設計 （ P379 ） 軸環(huán)寬度 的 b>1.4h ，所以取 。 設 （ 5 ）軸承端蓋的總寬度為 20mm 。 根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承 計 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 。 （ 6）取齒輪距箱體內壁之距離 △=16mm ，考慮到箱體的鑄造誤差 ，在確定滾動軸承位置時 。 應距箱體內壁一段距離 s，取 s=8mm, 已知滾動軸承寬度 T=27.25mm ，則  l 1 58 l 2

57、50 l 3 55. 25 l 4 41 l 5 10 l 6 14 l 7 27。25 5 、 鍵的設計 根據(jù) 《課程設計手冊 》中表 4-1 （ P56）按 ,查得齒輪輪轂與軸連接 的平鍵截面 ， 配合為 H7/n6 ；鍵的型號為 GB/T1096 鍵 C14 ×9×32 。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 ， 配合為 ；鍵的型 號為 GB/T1096 鍵 C10 ×8×45 。 6 、 軸的受力分析

58、 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 根據(jù)軸的尺寸確定 、、的長度 （ 1 ）在水平面上 F1H F2H Ft 3875 2 1937. 5N 2 （ 2 ）在垂直面上 Fr L3 Fa d 145

59、4 52. 45 966 157. 4 F1v L2 2 52. 45 52. 45 2 L3 1452N 所以 F2v Fr F1v 1454 1452 2N .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 （3）求彎矩 M1H M2H F1H L2 1937. 5 52. 45 101621N.mm M1v F1v L2 1452 52. 45 76157N .mm M F L F d 1452

60、 52. 45 - 966 157. 4 2v 1v 2 a 2 2 133. 2N .mm 所以合成后的彎矩 M1 M12H M12v 1016212 76157 2 126991N mm M2 M22 M22 1016212 133. 22 101621N mm （ 4 ）計 H v 算扭矩 7 、 軸的強度校核 由文獻 【3 】（P380 ） 可知進行校核時 ，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

61、）的強度 。 因為單向旋轉 ，扭轉切應力 為脈動循環(huán)應力 ，取 α=0.6 ，軸的計算應力由文獻 【3】式 15-5 已選定軸的材料為 45 鋼 ，調質處理 ，根據(jù)文獻 【3 】中表 15-1 查得 [ - 1 ]60MPa ca [ 1 ] ，故安全。 。因此 8 、 軸強度的精確校核 截面 A， 2 ， 3， B 只受扭矩作用 ，雖然鍵槽 、軸肩及過度配合所引 起的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

62、寬裕確定的 ，所以截面 A ， 2， 3，B 均無需校核 。 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 ，截面 4 和 5 處過盈配合引起 .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 的應力集中最嚴重 ；從受載荷的情況來看 ，截面 C 上的應力最大 。 截面 5 的應力集中的影響和截面 4 的相近 ，但截面 5 不受扭矩作用 ，同時軸徑 也較大 ，故不必做強度校核 。 截面 C 上雖然應力最大 ，但應力集中不大 (過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端 )，而且軸的直徑最大 ，故截 面 C 也不必校

63、核 。 截面 6 和 7 顯然更不必校核 。 由機械設計手冊可知 ， 鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小 ，因而該軸只需校核截面 4 左右兩 側即可 。 （ 2 ） 分析截面 4 左側 抗彎截面系數(shù) ： W 0.1 d 3 0. 1 453 9112. 5 3 mm 抗扭截面系數(shù) ： WT 0. 2d 3 0. 2 45 3 3

64、 18225 mm 截面 4 左側的彎矩 ： M左 M L2 T 101621 52. 45 27. 25 48825 Nmm L2 52. 45 截面 4 上的扭矩 ： T 3. 05 105 N mm 3 截面 4 上的彎曲應力 ： b M W 48825 9112.

65、5 5. 36MPa 截面 4 上的扭轉切應力 ： T W 3. 05 105 18225 16. 7MPa T 3 T 軸的材料為 45 鋼，調質處理 。 根據(jù)文獻 【3 】中表 15-1 查得 B 640MPa ， 1 275MPa ， 1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 ,由文獻 【3 】附表 3-2 查取 ， .專業(yè) .整理 . 下載可編輯 因 r d 2 45 0. 044 ， D d 28 25 1. 111 ， 經插值后可查 得， 1. 98,

66、1.30 】 又由文獻 【3】附圖 3-1 （ P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0. 82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻 【3】附表 3-4 可得 由文獻 【3】附圖 3-2 取尺寸系數(shù)為 ， 扭轉尺寸系數(shù)為 0.86 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖 3-4 查得表面質量系數(shù)為 0.92 軸未經表面強化處理 ，即表面高頻淬火強化系數(shù)中式 3-12 和式 3-12a 可得綜合系數(shù)為 ：  q 1 ，按照文獻 【3】 K k 1 / 1.7872 0.75 1/0.92 2.136 K k 1 / 1.255 0.86 1/0.92 2.546 又由文獻 【3】3-1 （ P25 ）取碳鋼的 0.1 ， 0.05 計算安全系數(shù) ,由式 15-6,15-7 和 15-8 得到 S S 7.20 S 1.5