《圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)（24頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 廣州大學(xué)機(jī)械與電氣工程學(xué)院 機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)報(bào)告 設(shè)計(jì)題目:帶式運(yùn)輸機(jī)上的園錐--斜齒園柱齒輪減速器 專業(yè)班級(jí): 姓 名: 學(xué) 號(hào): 指導(dǎo)老師: 完成日期: 2010/12/30 一、 目錄 1、

2、 設(shè)計(jì)任務(wù)書―――――――――――――――――――3 2、 電動(dòng)機(jī)選擇．傳動(dòng)比分配及運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算―――4 3、 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算―――――――――――――――――4 4、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核―――――――――――――――9 5、 滾動(dòng)軸承的選擇及校核――――――――――――――20 6、 鍵及聯(lián)軸器的選擇與校核―――――――――――――21 7、 潤(rùn)滑、密封及拆裝簡(jiǎn)要說(shuō)明――――――――――――22 8、 參考資料――――――――――――――――――――23 9、 裝配圖及零件圖―――――――――――――――――24 廣州大

3、學(xué)機(jī)械與電氣工程學(xué)院課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 專業(yè)班級(jí)： 機(jī)械083 學(xué)生姓名： 李坤 指導(dǎo)教師（簽名）：庾在海 一、課程設(shè)計(jì)（論文）題目 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 二、本次課程設(shè)計(jì)（論文）應(yīng)達(dá)到的目的 （1）培養(yǎng)學(xué)生協(xié)同設(shè)計(jì)完整機(jī)械的能力； （2）使學(xué)生了解機(jī)械設(shè)計(jì)過(guò)程、強(qiáng)化學(xué)生制圖能力、公差配合標(biāo)注能力、機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能力。 三、本次課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)的主要內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、設(shè)計(jì)要求等） 設(shè)計(jì)內(nèi)容: 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的園錐--斜齒園柱齒輪減速器。工作有輕微振動(dòng)。經(jīng)常滿載、空載起動(dòng)、不反轉(zhuǎn)、單

4、班制工作，運(yùn)輸帶允許的速度誤差為 ５％，小批量生產(chǎn)，使用期限１０年，傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖所示： 參數(shù)表 題 號(hào) 1 2 3 4 5 6 F(KN) 2.1 2.1 2.3 2.3 2.4 2.4 D(mm) 320 380 320 380 320 380 V(m/s) 1.00 1.20 1.00 1.20 1.00 1.20 表中： F--輸送帶工作拉力，v--輸送帶速度，Ｄ--卷筒直徑 設(shè)計(jì)任務(wù)： （1）繪制減速器裝配圖1張（A0或A1） （2）繪制減速器零件圖1~3張 （3）編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書１份 電動(dòng)機(jī)選擇．傳動(dòng)比分配及運(yùn)

5、動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 一、 電動(dòng)機(jī)的選擇 1、 類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。 2、 功率的確定： 1） 工作機(jī)所需功率Pw＝FwVw＝2.3*1.20Kw＝2.76KW 2） 電機(jī)至工作間總效率的確定： 取聯(lián)軸器效率η1＝0.99；滾動(dòng)軸承效率η2＝0.99；錐齒輪傳動(dòng)效率η3＝0.97圓柱齒輪傳動(dòng)效率η4＝0.98工作機(jī)效率ηw＝0.96；則總效率 η＝（η1∧2）（η2∧）η3η4ηw≈0.87 3)電動(dòng)機(jī)所需功率Pd：Pd＝Pw/η≈3.17KW 4）電動(dòng)機(jī)額定功率Pm：因Pm≥Pd，故取Pm＝4KW，查《機(jī)械設(shè)計(jì)、課程設(shè)計(jì)》一書表17－7

6、選擇型號(hào)為Y160M1—8的電動(dòng)機(jī)，該電機(jī)額定功率Pm＝4KW，滿載轉(zhuǎn)速nm＝720r/min 二、傳動(dòng)比的分配 1、總傳動(dòng)比：將輸送帶速度轉(zhuǎn)化為滾筒的轉(zhuǎn)速得到nw≈60.3r/min，則總傳動(dòng)比i＝nm/mw≈11.94 2、確定高速輪傳動(dòng)比i1：i1≈0.25i＝2.985 3、確定低速輪傳動(dòng)比i2：i2＝i/i1＝4 三。、傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算 1、各級(jí)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算（r/min） 高速軸Ⅰ轉(zhuǎn)速:n1=nm=720r/min 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：n2＝n1/i1＝241.2r/min 低速軸Ⅲ轉(zhuǎn)速：n3＝n2/i2＝60.3r/min 滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速：n4＝n3＝60.

7、3r/min 3、 各軸輸入功率計(jì)算/KW 高速軸Ⅰ的輸入功率P1＝Pmη1＝3.96kW ； 中間軸Ⅱ的輸入功率P2＝P1η2η3＝3.80KW 低速軸Ⅲ的輸入功率P3＝P2η2η4＝3.69KW； 滾筒軸Ⅳ的輸入功率P4＝P3η2η1＝3.62KW 4、 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩/N*mm 高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩T1＝9550P1/n1＝5.25×10∧4N*mm 中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩T2＝9550P2/n2＝1.5×10∧5N*mm 低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩T3＝9550P3/n3＝5.84×10∧5N*mm 滾筒軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩T4＝9550P4/n4＝5.73×10∧5N*mm 齒

8、輪的設(shè)計(jì) 一， 直齒圓錐齒輪設(shè)計(jì) 1、 選材：所設(shè)計(jì)的帶式輸送機(jī)工作只有輕微振動(dòng)，速度不高，故選用7級(jí)精度。由課本表10－1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。選取小齒輪齒數(shù)為Z1＝23，大齒輪齒數(shù)為Z2＝Z1i1＝23*2.985＝68.655，取Z2＝69. 2、 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 設(shè)計(jì)公式為 （1）確定式內(nèi)各參數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)K＝1.8 2）計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩T1＝5.25^N*mm 3）取齒寬系數(shù)ΦR＝0.33 4）由表10－6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa^0.5 5）由圖10－2

9、1d查的小圓錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim1＝600MPa，大齒輪的為σHlim＝550MPa。 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（一年按300天計(jì)） N1＝60n1jLh=60×720×1×( 1×8×300×10)＝1.0368×10^9 N2＝N1/i1＝3.473×10^8 7）由圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.92，KHN2＝0.95 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，得 【σH】1＝KHN1σlim1/S＝552MPa；【σH】2＝KHN2σlim2/S＝522.5MPa (2)計(jì)算 1)試計(jì)算小圓錐直齒齒輪直徑d1t，帶入[σH]

10、中小值 76.7mm 2） 計(jì)算圓周速度v v＝πd1tn1/（60×1000）＝3.14×76.7×720/(60×1000)m/s＝2.89m/s 3） 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v＝2.89m/s，7級(jí)低一級(jí)即8級(jí)精度精度，由課本圖10－8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv＝1.15 由于輸送機(jī)有輕微振動(dòng)，且常滿載啟動(dòng)，由表10－2查得使用系數(shù)為KA＝1.25 齒間載荷分配系數(shù)KHа＝KFа＝1；根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪做懸臂布置，查表10－9得軸承系數(shù)KHβbe＝1.25， 則齒向載荷分配系數(shù)KHβ＝KFβ＝1.5KHβbe＝1.5×1.25＝1.875 故接觸疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)K＝KAKv

11、KHаKHβ＝1.25×1.15×1×1.875＝2.695 4） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1＝d1t＝87.7mm 5） 計(jì)算模數(shù)m m＝d1/Z1＝87.7/20＝3.8mm取標(biāo)準(zhǔn)值m＝4mm 6） 計(jì)算齒輪相關(guān)參數(shù) d1＝mZ1＝4×23mm＝92mm； d2＝mZ2＝4×69mm＝276mm δ1＝arctan（d2/d1）＝arctan3＝71°33′54" δ2＝90°-δ2＝18°26′6" R＝d1＝145.46mm 7） 圓整并確定齒寬b＝ΦRR=0.33×145.46mm=48mm B1=55mm,B2=50mm 3、校核齒根彎曲疲

12、勞強(qiáng)度 1） K＝KAkvKFаKFβ＝1.25×1.15×1×1.875＝2.695 2） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) ZV1＝Z1/cosδ1＝23/cos18°26′6"＝24.24 ZV2＝Z2/cosδ2＝69/cos71°33′54"＝218.2 3)由表10－5查得齒形系數(shù) YFa1＝2.643 YFa2＝2.06 應(yīng)力校正系數(shù) YSa1＝1.5824 YSa2＝1.97 4）由圖10－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1＝500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2＝380MPa 5）由圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.85，KFN2＝0.88

13、 6）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，得 [σF]1＝KFN1σFE1/S＝0.85×500/1.4＝303.57MPa [σF]2＝KFN2σFE2/S＝0.88×380/1.4＝238.86MPa 8） 校核彎曲疲勞強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式 ＝140.1MPa≤[σF]1 ＝53MPa≤[σF]2 滿足彎曲強(qiáng)度，所選參數(shù)合適。 二、斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 1、選定齒輪精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1）圓錐－斜齒圓柱齒輪減速器是通用減速器，速度不高，故選用7級(jí)精度 2）選擇材料 根據(jù)課本表10－1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度250HBS

14、，小齒輪硬度為220HBS 選擇小齒輪齒數(shù)為Z1=23,大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1i2=23×4=92 3)初選螺旋角β＝14° 2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)公式為 (1)/確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)Kt＝1.6 2）小齒輪轉(zhuǎn)矩T2＝1.5×10^5N*mm 3）選齒寬系數(shù)Φd＝1 4）由10－30選區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433 5）由圖10－26查得εa1＝0.765，εa2＝0.866，則εa＝εa1+εa2＝1.631 6）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa^0.5 7）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝60n2jLh＝60×241.2×1×

15、（1×8×300×10）＝3.473×10^8 N2＝N1/i2＝8.68×10^7 8 )由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa，大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝570MPa 9） 由圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95KHN2＝0.98 10） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 11） 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，得 [σH]1＝KHN1σHlim1/S＝0.95×600/1MPa＝570 MPa [σH]2＝KHN2σHlim2/S＝0.98×570/1MPa＝558.6 MPa 則許用接觸應(yīng)力[σH]＝（[σH]1+

16、[σH]2）/2＝564.3 MPa （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得 ＝62.7mm 2）計(jì)算圓周速度v v＝πd1tn2/（60×1000）＝3.14×62.7×241.2/（60×1000）=0.79m/s 3）計(jì)算齒寬b級(jí)模數(shù)mnt b＝Φdd1t＝1×62.7mm＝62.7mm mnt＝d1tcosβ/Z1＝62.7×cos14°/23＝2.645mm h＝2.25mnt＝2.25×2.645＝5.95mm b/h＝62.7/5.95＝10.54 4）計(jì)算縱向重合度εβ：εβ＝0.318ΦdZ1tanβ＝0.318×1×23×tan14°＝1

17、.824 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v＝0.79m/s，7級(jí)精度，由課本圖10－8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv＝1.06 由表10－3查得齒間載荷分配系數(shù)KHа＝KFа=1.4 由表10－2查得使用系數(shù)KA＝1.25 由表10－4查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ＝1.42，由圖10－13和b/h＝10.54查得KFβ＝1.34 載荷系數(shù)K＝KAKVKHaKHβ＝1.25×1.06×1.4×1.42＝2.63 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 d1＝d1t＝74mm 7）計(jì)算模數(shù)mn mn＝d1cosβ/Z1＝74×cos14°/23＝3.12mm， 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)

18、設(shè)計(jì)公式為 （1）確定計(jì)算參數(shù) 1）計(jì)算載荷系數(shù)K＝KAKVKFaKFβ＝1.25×1.06×1.4×1.34＝2.486 2）根據(jù)縱向重合度εβ＝1.824，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0.88. 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) Zv1＝Z1/cosβ^3＝23/cos14°^3＝25.18 Zv2＝Z2/cosβ^3＝92/cos14°^3＝100.71 4）查取齒形系數(shù) 由課本表10－5查得YFa1＝2.6164，YFa2＝2.18 5）查得應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1＝1.5909，Ysa2＝1.7 6）由圖1 0－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1＝440MPa大齒輪

19、彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2＝425MPa 7）由圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.9KFN2＝0.92 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S＝1.4，得 [σF]1＝KHN1σFE1/S＝0.9×440/1.4＝282.86MPa [σF]2＝KHN2σFE2/S＝0.92×425/1.4＝279.3MPa 9）計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/[σF]并加以比較 YFa1YSa1/[σF]1＝2.6164×1.5909/282.86＝0.01472 YFa2YSa2/[σF]2＝2.18×1.7/279.3＝0.01327 小齒輪數(shù)值大 10）設(shè)計(jì)計(jì)算 ＝2.19m

20、m 對(duì)比計(jì)算結(jié)構(gòu)，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn＝2.19，已可滿足彎曲強(qiáng)度，圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn＝2.5。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度原直徑d1＝74mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 Z1＝d1cosβ/mn＝74×cos14°/2.5＝28.72取Z1＝29，Z2＝i2Z1＝4×29＝116 4、幾何尺寸計(jì)算 1)計(jì)算中心距 a＝（Z1+Z2）m/（2cosβ）＝（29+116）×2.5/（2*cos14）＝186.8mm將中心距圓整為187mm 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β＝arccos（Z1+Z2）

21、mn/（2a）＝arccos（Z1+Z2）*2.5/(2*187)=14°14′24"" 3)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 d1＝Z1mn/cosβ＝29*2.5/cos14°14′24"＝74.8mm d2＝Z2mn/cosβ＝116*2.5/cos14°14′24"＝299.2mm 4）計(jì)算齒輪寬度b＝Φdd1＝1*74.8mm＝74.8 圓整后取B2＝75mm，B1＝80mm 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm ，故，做成實(shí)心結(jié)構(gòu)；大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。其他有關(guān)尺寸按課本圖10－39薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)數(shù)值結(jié)果直

22、接標(biāo)注在大齒輪零件圖上。大齒輪零件圖見(jiàn)附圖1. 三，整理 1、圓錐齒輪 m＝4，Z1＝23，Z2＝69，d1＝92mm，d2＝276mm，δ1＝71°33′54″， δ2＝18°26′6″，B1＝55mm，B2＝50mm 2.斜齒圓柱齒輪 mn＝2.5，Z1＝29，Z2＝116，d1＝74.8mm，d2＝299.2mm β＝14°14′24″，B1＝80mm，B2＝75mm，中心距a＝187mm 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 一、輸入軸設(shè)計(jì) 1、輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1、和轉(zhuǎn)矩T1 P1=3.96KW,轉(zhuǎn)速n1＝720r/min，T1＝9550P1/n1＝52.525N*

23、m 2）求作用在齒輪上的力 已知小圓錐齒輪的分度圓直徑為d1＝92mm，則平均分度圓直徑dm＝d1（1-0.5ΦR）=92*(1-0.5*0.33)mm=76.82mm而 Ft＝2T1/dm＝2*52.525×10^3/76.82N＝1367N Fr＝Fttanаcosδ1＝1367×tan20°cos71°33′54"＝157N Fa＝Fttanаsinδ1＝1367×tan20°sin71°33′54"＝472N 圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa的方向及彎矩圖，扭矩圖如圖一所示 圖一 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估計(jì)軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處

24、理。根據(jù)課本表15－3，取Ao＝112，得=19.77mm 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器的型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca＝KAT3，查表14－1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故選KA＝1.3則：Tca＝KAT3＝1.3*5.25×10^4＝68250N*mm 查GB/T4224－2002，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N*mm，半聯(lián)軸器的孔徑為d1＝20mm，故選d12＝20mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L＝50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)為38mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸的結(jié)構(gòu)（見(jiàn)圖二） 圖

25、二 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1－2斷軸右端需制出一軸肩，故2－3段的直徑d23＝27mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23＝27mm，由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15－7中初步取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d×D×T＝30mm×72mm×20.75mm,d34=d56=30mm,而l34＝20.75mm，為了便于套筒可靠地壓緊左端軸承，套筒需向軸承端伸出少許，也就是說(shuō)3-4段應(yīng)增長(zhǎng)少短，故最終取l34＝20mm。這對(duì)軸承均采用軸肩進(jìn)行

26、軸向定位，由表15－7查得30306型軸承的定位軸肩高度h＝3.5mm，因此取d45＝37mm20 3）取安裝齒輪出的軸段6－7的直徑d67＝25mm ，為使套筒可靠得壓緊軸承，5－6段應(yīng)略短與軸承寬度，故取l56＝19mm 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的間距為l＝30mm，故取l23＝50mm。 5）錐齒輪輪轂寬度為67.27mm，為使套筒斷面可靠地壓緊齒輪取l67＝70mm 6）4－5段裝定位套筒，套筒長(zhǎng)度不固定，故取l45＝50mm認(rèn)為比較合適。 （3）軸上的周向定位 圓錐齒輪和半聯(lián)軸器與軸的

27、周向定位均采用平鍵連接。按d67由課本表6-1查得平鍵截面鍵寬b×鍵高h(yuǎn)＝8mm×7mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為6mm×6mm×25mm，半連州其與軸的配合為H7/k6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過(guò)度配合來(lái)保證的，吃出選軸的尺寸公差為k6. （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本表15-2，取軸端倒角為2×45°。各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖 5、求軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1＝-1473N FNV1＝143

28、.4N FNH2＝2840N FNV2＝13.6N 彎矩 MH＝-85.4N*m MV1＝8.32N*m，Mv2＝28.08N*m 總彎矩T M= （M^2+Mv^2）^0.5＝85.45N*m 扭矩T T1＝52.525N*m 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)句軸的單向選裝，扭轉(zhuǎn)求應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取а＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力＝2.65MPa 根據(jù)已選定的材料為45鋼，調(diào)制處理，查課本表15－1的[σ-1]＝60MPa。因此σca＜[σ-1]，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危

29、險(xiǎn)截面 靠近齒輪滾動(dòng)軸承的支反力作用點(diǎn)所在截面C所受彎矩最大，但應(yīng)力不集中，且前面所計(jì)算得到的這段直徑能滿足力學(xué)要求，故不是危險(xiǎn)截面，不必校核。而由圖易知，截面5右端最靠近截面C，且截面5出有圓角，應(yīng)力集中最嚴(yán)重。所以截面5右側(cè)最危險(xiǎn)。 （2）截面5右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1d^3＝0.1*30^3＝2700mm^3 抗扭截面系數(shù) WT＝0.2d^3＝0.*30^3＝5400mm^3 截面5右側(cè)彎矩M及彎曲應(yīng)力 M＝（FNH2^2+ FNV2^2）^0.5*（l56-a） ＝（2840^2+13.6^2）^0.5*（0.019-0.015）＝11360N*mm 其中a由《機(jī)械

30、設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-1查軸承30306得到。a≈15mm σb＝M/W＝11360/2700＝4.21MPa 扭矩T1＝52525N*mm τT＝T1/WT＝52525/5400＝9.73MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15－1查得σB＝640MPa，σ-1＝275MPaτ-1＝155MPa 截面上由于周建而形成的理論集中系數(shù)аσ及τ按附表3-2插取。因r/d＝2.0/30＝0.067，D/d＝37/30＝1.233，經(jīng)插值后查得аσ＝1.93，аτ＝1.55 又由附圖3-1可得材料敏感系數(shù)為qa＝0.82，qτ＝0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 kσ＝1+qσ（

31、aσ-1）＝1+0.82*（1.93-1）＝1.76 kτ＝1+qτ（aτ-1）＝1+0.85*（1.55-1）＝1.47 由課本附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ＝0.85，ετ＝0.87 軸按磨削加工，有附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為βσ＝βτ＝0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及βq＝1則綜合系數(shù) Kσ＝kσ/εσ+1/βσ-1＝1.76/0.85+1/0.92-1＝2.16 Kτ＝kτ/ετ+1/βτ-1＝1.47/0.87+1/0.92-1＝1.78 取碳鋼特性系數(shù)為ψσ=0.1,ψτ=0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，得 Sσ＝σ-1/（Kσσa+ψσσm）＝275/（2.61

32、*4.21+0.1*0）＝25 Sτ＝τ-1/（Kττa+ψττm）＝155/（1.47*9.73/2+0.05*9.73/2）＝20.96 Sca= SσSτ/(Sσ^2+Sτ^2)^0.5 =25*20.96/(25^2+20.96^2)^0.5=16.06＞＞S＝1.5 故安全。 中間軸設(shè)計(jì) 1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2＝3.80KW n2＝241.2r/min，T2＝1.5×10^5N*mm 2求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑d1＝74.8mm,而 Ft1＝2T3/d1＝2*1.5*10^5/74.8＝4011N Fr

33、1=Ft1tanα/cosβ=4011*tan20°/cos14°14′24″＝1506N Fa1＝Ft1tanβ＝4011*tan20°＝1460N 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 dm2＝d2（1-0.5φR）＝276*（1-0.5*0.33）＝230.46mm而 Ft2＝2T2/dm2＝1302N Fr2＝Ft2tanαcosδ1=150N Fa2=Ft2tanαsinδ1＝450N 圓周力Ft1、Ft2，徑向力Fr1、Fr2，軸向力Fa1、Fa2的方向及軸的彎矩和扭矩圖如圖三所示 圖三 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑，選取 軸的材料

34、為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。取Ao＝105，得 （＝26.32mm，中間軸最小的直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸的結(jié)構(gòu)如圖所示（見(jiàn)圖四） 圖四 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d12＝d56＞26.32mm，根據(jù)<<機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-7初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度及的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d×D×T＝30mm×72mm×20.75mm，d12＝d56＝30mm 這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由，《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-7查得30306型軸承的定位軸肩

35、高度h＝3.5mm應(yīng)查取套筒的直徑為37mm。 2）取安裝齒輪的軸段d23＝d45＝35mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，由課本圖10-39可知，錐齒輪輪轂長(zhǎng)為L(zhǎng)≈（1～1.2）D23＝（1～1.2）*35＝35～42mm，取平均值L＝38.5mm。但為了是套筒端面可靠地壓緊輪轂端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故去l23＝35mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.007d，故取h＝4mm，則軸環(huán)出的直徑為d34＝43mm 3）已知圓柱斜齒輪齒寬B1＝80mm；為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于圓柱齒輪輪轂長(zhǎng)，故取l45＝76mm 4）取軸肩寬l34＝12mm，，初選

36、左右兩套筒分別長(zhǎng)為35. 75mm和30.25mm，則可確定l12＝60mm，l56＝55mm，軸總長(zhǎng)為238mm。 （3）軸上的周向定位 圓錐齒輪和圓柱斜齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d23＝d45＝35mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝10mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為25mm，50mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選初論輪轂與軸的配合H7/m6；滾動(dòng)軸承與軸的定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6. （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2×45° 5、求軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1＝2380N

37、 FNH2＝2933N FNV1＝82N FNV2＝974N 彎矩 MH1=-162N*m FNH2=-229N*m Mv1＝-23N*m Mv2=76N*m 總彎矩M M1=（162^2+23^2）^0.5＝164N*m， M2=（229^2+76^2）^0.5＝241N*m 扭矩T2 T2=150N*m 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及中軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，區(qū)α＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力＝60MPa 前面已經(jīng)選定軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），有課本表15-1查得[σ-1]＝70MPa， σca<[σ-1]，故安全。 7、精

38、確校核中歐疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 由彎矩圖知，截面C處彎矩最大，但前面已經(jīng)校核過(guò)截面C所在軸段的強(qiáng)度，完全滿足設(shè)計(jì)要求，故不是最危險(xiǎn)截面。由軸零件圖易知，截面5右端軸段直徑d56較d45小，且截面5處存在圓角，會(huì)引起應(yīng)力集中，故截面5右側(cè)最危險(xiǎn)。 （2）截面5右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W＝0.1d56^3＝2700mm^3 抗扭截面系數(shù)WT＝0.2d56^3＝5400mm^3 截面5的右側(cè)彎矩及彎曲應(yīng)力分別為 M＝（FNH2^2+ FNV2^2）^0.5*（l56-a）＝（2933^2+974^2）^0.5*（0.055-0.015）＝123620N*mm 其中，a由《機(jī)械設(shè)計(jì)課

39、程設(shè)計(jì)》表15-1查滾動(dòng)軸承30306得到。a≈15mm σb＝M/W=123620/2700MPa=45.8MPa 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力分別為 T2＝150000N*mm τT＝T2/WT＝150000/5400MPa＝27.8MPa 軸材料巍峨哦40Cr，調(diào)制處理，有表15-1查得σB＝735MPa，σ-1＝355Mpa，τ-1＝200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表3-2查取，因r/d＝2.0/30＝0.067，D/d＝35/30＝1.167，經(jīng)插值后查得ασ＝1.90，ατ＝1.47 又由附圖3-1得軸的材料銘感系數(shù)為qσ＝0.82，qτ＝0.85

40、 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 kσ＝1+qσ（ασ-1）＝1.74 kτ＝1+qτ（ατ-1）＝1.40 由課本附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ＝0.85，由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ＝0.87 軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為βσ＝βτ＝0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及βq＝1，得綜合系數(shù)為 Kσ＝kσ/εσ+1/βσ-1＝1.74/0.85+1/0.92-1＝2.13 Kτ＝kτ/ετ+1/βτ-1＝1.40/0.87+1/0.92-1＝1.70 取合金鋼的特性系數(shù)ψσ＝0.1，ψτ＝0.05 計(jì)算安全系數(shù)Sca值，得 Sσ＝σ-1/（Kσσa+ψσσm）＝355/（2.

41、13*45.8+0.1*0）=3.64 Sτ＝τ-1/（Kτστ+ψττm）=200/(1.70*27.8/2+0.05*27.8/2)=8.22 Sca= SσSτ/(Sσ^2+Sτ^2)^0.5＝3.64*8.22/(3.64^2+8.22^)^0.5=3.33＞S=1.5 故可知安全。 三、低速軸的設(shè)計(jì) 1，求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3、和轉(zhuǎn)矩T3 P3＝3.69KW，n3＝60.3r/min，T3＝584N*m 2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑d2＝299.2mm，則 Ft＝2T3/d2＝2*584/0.2992＝3904N Fr＝F

42、ttanα/cosβ＝3904*tan20°/cos14°14′24″＝1466N Fa=Fttanβ=3904*tan14°14′24″=991N 圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa及軸的彎矩圖如圖五所示 圖五 3、初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取Ao＝112，得＝44.14mm，輸出軸的最小直徑為安裝；聯(lián)軸器的直徑d12，為了是所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選擇聯(lián)軸器的型號(hào)。 連軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca＝KAT3,查14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA＝1.3，則 Tca＝1.3*584＝759.2N*m

43、，GB/T5014，選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，器公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*m。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝55mm，故取d12＝55mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為L(zhǎng)＝112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1＝84mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （（1）擬定軸的結(jié)構(gòu)如圖所示（見(jiàn)圖六） 圖六 （2）根據(jù)軸向的定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23＝62mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D＝65mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1＝84mm，為了幫助軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短

44、一些，現(xiàn)取l12＝82mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承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)的d23＝62mm，由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為d×D×T＝65mm×140mm×36mm，故d34＝d78＝65mm，l34＝36mm 左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由表15-7查得30313型軸承的定位軸肩高度為h＝6mm，因此，取d45＝77mm；齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了是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l67=72

45、mm。取安裝齒輪處的軸端6-7的直徑d67＝70mm，齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d，故取h＝6mm，，則軸環(huán)出直徑d56＝82mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56＝12mm 3）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆級(jí)便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為l＝30mm故取l23＝50mm。 4）由于中間軸長(zhǎng)為238mm，則低速軸在減速箱部分的軸長(zhǎng)也應(yīng)為238mm，則有 l45+l78+l端蓋+l34+l56+l67＝l45+l78+20+36+12+72＝l45+l78+140=238，即有l(wèi)45+l78＝98mm。同時(shí)，需滿足大小斜

46、齒圓柱齒輪正確嚙合，對(duì)比中間軸和低速軸，可適當(dāng)取l78＝58mm，則l45＝40mm，套筒長(zhǎng)19mm。 （3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d67和d12有課本表6-1查得兩處平鍵截面尺寸分別為b×h＝20mm×12mm和b×h＝16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為50mmm和63mm。。同時(shí)為幫助齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂、半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/m6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2×45° （5）求軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面

47、V 支反力F FNH1＝1587N，F(xiàn)NH2＝2317N FNV1＝-813N ，F(xiàn)NV2＝653N 彎矩M MH＝150.765N*m MV1＝-77.235N*m，MV2＝-42.55N*m 總彎矩 M1＝（MH^2+ MV1^2）^0.5＝169.4N*m，M2＝（MH^2+ MV2^2）^0.5＝156.65N*m 扭矩T T3＝584N*m 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)即軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α＝0.6軸的計(jì)算應(yīng)力 σca＝[（M^2+（αT3）^2]^0.5/W＝[169.4^2+（0.6*584）^2]^0.5

48、/（0.1*0.070^3）＝11.35MPa 前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由課本表15-14查得[σ-1]＝ 60MPa，σca<[σ-1]，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判讀危險(xiǎn)截面 由彎矩圖知道截面C的應(yīng)力最大，但前面已經(jīng)校核過(guò)，C截面所在軸段的強(qiáng)度完全滿足設(shè)計(jì)要求，故不是最危險(xiǎn)截面。由軸零件圖易知，截面7右端軸段直徑d78較d67小，且截面7處存在圓角，會(huì)引起應(yīng)力集中，故截面7右側(cè)最危險(xiǎn)。 （2）截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W＝0.1d^3＝0.1*65^3＝27462.5mm 扭截面系數(shù)WT＝0.2d^3＝0.2*65^3＝54925mm 截面7右

49、側(cè)彎矩M及彎曲應(yīng)力σb分別為 M＝（FNH2^2+FNV2）^0.5×（l78－a）＝（2317^2+653^2）^0.5*（0.058-0.029）＝69811mm 其中a由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-1軸承30313查得。a≈29mm σb＝M/W＝69811/27462.5＝2.54MPa 截面上扭矩T3及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τT分別為 T3＝584000N*mm ，τT＝T3/WT＝584000/54925＝10.63MPa 軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得σB＝640MPa，σ-1＝275MPa，τ-1＝155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及α

50、τ由附表3-2查取。因r/d＝2/65＝0.031，D/d＝70/65＝1.08，經(jīng)插值后可查得ασ＝2.0，ατ＝1.31 又由附圖3-1可查得材料的敏感系數(shù)為qσ＝0.82，qτ＝0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 kσ＝1+qσ（ασ-1）＝1+0.82*（2-1）＝1.82 kτ＝1+ qτ(ατ-1)=1+0.85*(1.31-1)=1.26 由附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ＝0.67，由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ＝0.82 軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為βσ＝βτ＝0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq＝1，得綜合系數(shù)為 Kσ＝kσ/εσ+1/βσ-1＝1.82/

51、0.67+1/0.92-1＝2.80 Kτ＝kτ/ετ+1/βτ-1＝1.26/0.82+1/0.92-1＝1.62 又取碳鋼的特性系數(shù)ψσ＝0.1，ψτ＝0.05 計(jì)算安全系數(shù)Sca值 Sσ＝σ-1/（kσσa+ψσσm）＝275/（2.80*2.54+0.1*0）＝38.68 Sτ＝τ-1/（Kττa+ψττm）＝155/（1.62*10.63/2+0.05*10.63/2）＝17.46 Sca＝SσSτ/（Sσ^2+ Sτ^2）^0.5＝38.68*17.46/（38.68^2+17.46^2）^0.5 ＝15.91＞＞S＝1.5，故安全。 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 一，輸

52、入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選擇滾動(dòng)軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d×D×T＝30mm×72mm×20.75mm，F(xiàn)a＝472N，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-1得e＝0.31，Y＝1.9，基本額定負(fù)載Cr＝59.0KN 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1＝-1473N FNV1＝143.4N FNH2＝2840N FNV2＝13.6N Fr1＝1480N，F(xiàn)r2＝2840N 則 Fd1＝Fr1/（2Y）＝1480/（2*1.9）＝389.5N Fd2＝Fr2/（2Y）＝2840/（2*1.9）＝

53、747.4N 則Fa1＝Fd2+Fa＝747.4+472＝1219.4N Fa2＝Fd2＝747.4N 則Fa1/Fr1＝1219.4/1480＝0.824＞e，F(xiàn)a2/Fr2＝747.4/2840＝0.263

54、50N 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1＝2380N FNH2＝2933N FNV1＝82N FNV2＝974N 則Fr1＝2381.4N，F(xiàn)r2＝3090.5N 則Fd1＝Fr1/（2Y）＝2381.4/（2*1.9）＝626.68N Fd2＝Fr2/（2Y）＝3090.5/（2*1.9）＝813.29N 則Fa1＝Fd2+Fa=813.29+450=1263.29N Fa2=Fd2=813.29N 則Fa1/Fr1＝1263.29/2381.4＝0.53 Fa2/Fr2＝813.29/3090.5＝0.263 則Pr1＝XFr1+YFa1＝0.

55、4*2381.4+1.9*1263.29＝3352.811N Pr2＝Fr2＝3090.5N 則＝979372.508h＞＞T＝24000h， 故安全。 三、輸出軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為 d×D×T＝65mm×140mm×36mm，F(xiàn)a＝991N 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表15-1 30313軸承，得Cr＝195KN，e＝0.35，Y＝01.7，X＝0.4. 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1＝1587N，F(xiàn)NH2＝2317N FNV1＝-813N ，F(xiàn)NV2＝653N 則Fr1＝1783.1N

56、 ，F(xiàn)r2＝2407.26N 則Fd1＝Fr1/（2Y）＝1783.1/（2*1.9）＝469.24N Fd2＝Fr2/（2Y）＝2407.26/（2*1.9）＝633.49N 則Fa1=Fd2+Fa=633.49+991=1624.49N Fa2＝Fd2＝633.49N 則Fa1/Fr1＝1624.49/1783.1＝0.911 Fa2/Fr2＝633.49/2407.26＝0.263 則Pr1＝XFr1+YFa1＝0.4*1783.1+1.9*1624.49＝3799.771N Pr2＝Fr2＝2407.26N 則＝138821072.5h＞＞T=24000h 故安全

57、。 鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 一、輸入軸鍵計(jì)算 1、校核聯(lián)軸器出的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝6mm×6mm×25mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k＝0.5h＝3mm；鍵的工作長(zhǎng)度為l＝L-b＝25mm-6mm＝19mm，聯(lián)軸器所在軸的直徑為d＝20mm，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力為[σp]＝110MPa 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，則其強(qiáng)度為 σp＝2T1/（kld）＝2*52525/（3*19*20）＝ 92.15MPa<[σp]，故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝8mm×7mm×50mm，齒輪輪轂鍵槽與鍵

58、的接觸高度為k＝0.5h＝3.5mm，鍵的工作長(zhǎng)度為l＝L-b＝50mm－6mm＝44mm，齒輪所在軸段直徑為d＝25mm，則 σp＝2T1/（kld）＝2*52525/（3.5*44*25）＝27.3<[σp]，故單鍵即可 二，中間軸鍵計(jì)算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝10mm×8mm×25mm,k=0.5h=4mm,l=L-b=15mm d＝35mm，T2＝1.5×10^5N*mm 則σp＝2T2/（kld）＝2*150000/（4*15*35）＝142.86MPa＞[σp]可見(jiàn)連接的擠壓強(qiáng)度不夠，因此改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長(zhǎng)度

59、l＝1.5×35mm＝52.5mm 則σp＝2T2/（kld）＝2*150000/（4*15*52.5）＝95.24MPa<[σp]，符合要求。 2、校核圓柱斜齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝10mm×8mm×50mm，k＝0.5h＝4mm，l＝L-b＝40mm，d＝35mm 則σp＝2T2/（kld）＝2*150000/（4*40*35）＝53.57MPa<[σp]，故用單鍵即可 三、輸出軸鍵計(jì)算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝16mm×10mm×63mm，k＝0.5h＝5mm，l＝L-b＝47mm，d＝55mm，T3＝5.84×

60、10^5MPa 則σp＝2T3/（kld）＝2*584000/（5*47*55）＝90.37MPa<[σp]，，故單鍵即可。 2、校核圓柱斜齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L＝20mm×12mm×50mm，k＝0.5h＝6mm，l＝L-b＝30mm，d＝70mm 則σp＝2T3/（kld）＝2*584000/（6*30*70）＝92.7MPa[σp]，，故單鍵即可。 聯(lián)軸器的選擇 在軸的計(jì)算中已經(jīng)選定聯(lián)軸器的型號(hào)，下面做一下整理。 輸入軸選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160N*m，半聯(lián)軸器的孔徑為d1＝20mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L＝50mm，半聯(lián)軸器

61、與軸配合的轂孔長(zhǎng)為38mm。 輸出軸選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*m。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝55mm半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為L(zhǎng)＝112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1＝84mm。 減速器附件的選擇 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》選定通氣帽M36×2，A型壓配方式，圓形油標(biāo)A20（GB1160.1-89），外牛角油塞及封油墊M14×1.5，箱座吊耳，吊耳螺釘M12（GB825-88），啟蓋螺釘M8. 潤(rùn)滑與密封 齒輪采用浸油潤(rùn)滑，由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表16-1查得選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）中的L-CKC150。當(dāng)齒輪圓周速度v≤12m/s

62、時(shí)，圓錐齒輪浸入油的深度約一個(gè)齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30～60mm，由于大圓錐齒輪v＝3.48m/s＞2m/s,可利用齒輪飛濺的油潤(rùn)滑軸承，并通過(guò)油槽潤(rùn)滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。密封防止外界的灰塵，水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥偷牧魇А? 參考資料 【1】濮良貴，紀(jì)名剛。機(jī)械設(shè)計(jì).第八版.北京：高等教育出版社 【2】李育錫.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社 【3】劉鴻文.材料力學(xué).第四版.北京：高等教育出版社 【4】成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出版2004 【5】孫桓，陳作模，葛文杰.第七版.北京：高等教育出版社 【6】王伯平.互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ).第三版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社 24