二級圓柱直齒輪減速器設計

齊齊哈爾大學機械專業(yè) 機械設計課程設計 機械設計課程設計 設計題目 二級 展開式 圓柱 直 齒輪減速器 學院（部） 機電工程學院 專業(yè)班級 機械 091 學生姓名 學 號 指導教師（簽字） xxxx 2011 年 12 月 16 日 1 目錄 第 一 章 機械設計課程設計的目的 第二章 設計 條件及 要求 第三章 確定額定功率，選擇電動機 第 四 章 V 帶和帶輪的設計 第 五 章 齒輪的設計 第 六 章 軸的設計 第七章 鍵的選擇與校核第八章 軸承的選擇與校核 第九章 箱體及其附件設計 第 十 章 總結 第 十一 章 參考文獻 2 第一章 機械設計課程設計的目的 機械設計課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設 計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是： （ 1） 通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其他有關選修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固，深化和擴展。 （ 2） 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 （ 3） 進行機械設計的基本技能的訓練，如計算，繪圖，熟悉和運用設計資料（手冊，圖冊，標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。 3 第二章 設計條件及要求 設計條件： 輸送帶工作拉力： F=2400N； 輸送帶速度： V=0.75m/s； 轂輪直徑： mmD 330 ； 傳送帶主動軸所需扭矩： 670N.m 工作環(huán)境：清潔； 載荷性質：有輕震； 工作時間： 日/16h ； 工作壽命： 8 年 設計要求： 用于帶式運輸機上的二級 展開式 圓柱 直 齒輪減速器，運輸機連續(xù)單向運動。載荷不大，用于中小 批量生產，限用期八年，按每天工作16 個小時兩班制計算。用于多塵環(huán)境下。 零號裝配圖紙一張，三號零件圖一張，電子版說明書一份。 4 第三章 確定額定功率，選擇電動機 一 已知所需有效彎矩 T=670 轂輪直徑 D=330mm 帶速 v=0.75m/s 工作機轂輪轉速 n 轂 = Dv /100060 =43.4r/min 由 P=FV 得 P=T V/2 1000D=700 0.63/1000 0.33=3.05KW 1=0.99 聯軸器效率 2=0.98 每對軸承連接效率 3=0.97 閉式圓柱齒輪的傳動效率 4 =0.96 帶傳動效率 = 1 42 32 4=0.85 電動機功率為 Po=P/ =3.05/0.85=1.69Kw 額定功率 P 額 =（ 11.3） Po 則取 P 額 =4kW 由指導書查表得 閉式圓柱齒輪傳動比為 3-6 V 型帶傳動比為 2-4 由 i 總 =i 帶 i 齒 則 18 i 總 144 由 n 電 =n 轂 i 總 則 781.2 n 電 6249.6r/min 5 初選電動機轉速為 1440r/min 查表得 選定 Y112M 4 型電動機 其額定功率為 4KW 二， 確定傳動裝置的傳動比并分配給部件傳動比 電機傳動功率 主軸轉速 工作情況系數 4kw 1440r/min 1.2 總傳動比 i 總 =n 電 /n 轂 =1440/43.7=33.18 暫定 i 帶 =3.4 減速器齒輪的總傳動比 i = i 總 i 帶 =9.7589 高速級、高速級分別為 i1 、 i2 對于二級圓柱齒輪減速器可取 i1= i5.13.1 ）（ 由此可取得 i1=3.50， i2=2.79 三 計算傳動裝置的運動和運動參數 1.計算各軸轉速： 軸 n1=n 電 /i 帶 =1440/3.4=423.53r/min 軸 n2=n 電 /i 帶 i 齒 1=1440/3.4 3.5=121.01r/min 軸 n3=n 電 /i 帶 i 齒 1i 齒 2=1420/33.18=44.4r/min 2.計算各軸輸入功率： 軸 P1=P 電 4 2=4 0.98 0.96=3.76KW 軸 P2=P1 2 3=3.76 0.98 0.97=3.58KW 6 軸 P3=P2 2 3=3.58 0.98 0.97=3.40KW 3.計算各軸扭矩： 軸 T1=9550P1/n1=9550 3.76/423.53=84.85 N.m 軸 T2=9550P2/n2=9550 3.58/121.01=282.32 N.m 軸 T3=9550P3/n3=9550 3.40/44.4=748.27 N.m 7 第 四 章 V 帶和帶輪的設計 已知條件： 電機傳動功率 主軸轉速 工作情況系數 4KW 1440r/min 1.2 1.計算功率 Pca為： Pca=KAP=4 1.2=4.8KW 2.經查表選取 A帶 令 dd1=118mm 3.由 v1= dd1n電/60000得 v1= dd1n1/60000=3.14 118 1440/60000=8.9m/s 帶速在 5 25m/s范圍內，合格！ 由 dd1=i帶dd2得 i帶=3.4， dd1= i帶dd2=401.2mm 經查表得 dd2=400mm 4.初步選取中心距： 由 0.7（ dd1+dd2) a0 2（ dd1+dd2)得 362.6mm a0 1036mm 令 a0取 800mm 計算帶長： Ld0=2a0+ （ dd1+dd2)/2+（ dd1-dd2)2/4a0 =1600+813.67+24.85 2439mm 8 經查表得 Ld=2500mm kL=1.09 確定中心距： a=a0+(Ld-Ld0)/2=800+30.5=830mm 則中心變動范圍： amin=a-0.015Ld=792.5.5mm amax=a+0.03Ld=905mm 5.計算包角： 包角 1 180-57.3（ dd2-dd1)/a=160.53 1 90 則合格 6.經查表的 Ka=0.95 P=0.17，則傳送帶數 Z 為 : 由 z=Pca/Pr=KrP/kakL(P0+ P) =1.2 4/(1.92+0.17) 0.95 0.96 2.21 取 Z=3 7.初拉力 (F0)min=500Pca(2.5-Ka)/Kazv+qv2 經查表得 q=0.1 則 (F0)min=500 4.8 （ 2.5-0.95） /0.95 3 8.9+0.1 8.92=154.6N 應使帶的實際初拉力 F0 （ F0)min 8.計算壓軸力 Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z（ F0)minsin 1/2=2 3 154.6 sin160.53 2=914.3 N 9.帶輪的設計（略） 9 第七章 齒輪的設計 一 齒輪 Z1， Z2 強度校核 1. 選定齒輪類型。精度等級。材料級齒數 1）根據傳動方案。選用直齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度 3）材料選擇 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。二者材料硬度相差 40HBS 4）選小齒輪的 Z1=24 大齒輪齒數 Z2=3.5024=84 2. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算 3 23 131 132.2 HZEuudTtd (1)硬性公式內各計算的值 1）試選載荷 kt=1.3 2) 計算小齒輪傳遞轉矩 mmNPT 8 4 85 053.423 1 0 009 5 49 11 3）由表 10-7 選取齒寬系數 d=1 4）由表 10-6 查得材料彈性影響系數 ZE=189.8M Pa1/2 10 5）由圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5502lim 6）由應力循環(huán)次公式 911 101 8 7.183 6 582153.4 2 36060 jl hnN 912 1034.050.3 NN 7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命 90.01 HNK 95.02 HNK 8）計算接觸疲勞許用應力，取失效概念 1%，安全系數 S=1 M P asK HNH 5401 60090.01l i m1 1 M P asK HNH 5.52255095.02l i m2 2 （ 2） 計算 1）計算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入 H 中比較小的值 mmZEuuTKd Hdtt 5 9 4.615.5 2 2 8.1 8 95.3 5.41 104 8 5.83.132.2132.2 3243211 2） 計算圓周速度 V smndV t /366.1100060 53.423594.6114.3100060 11 3）計算齒寬 b mmddb t 594.61594.6111 4）計算齒寬與齒高之比hb 模數 566.224594.6111 zdm tt 齒高 mmmh t 77.5566.225.2258.2 11 67.1077.5 59 4.61 hb 5）計算載荷系數 根據 smV /366.1 7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系 數 08.1vk 直齒輪 1 FH kk 由表 10-2 查得實用示數 1Ak 由表 10-4 用插值法查 7 級精度小齒輪相對支承非對稱布置時421.1HBk 由 67.10hb， 421.1HBk 查圖 10-13 得 35.1FBk 載荷系數： 535.1421.1108.11 HBHVA kkkkk 6）按實際的載荷示數校正算得的分度圓直徑 0 9 7.653.15 3 5.15 9 4.61 3311 ktkdd t 7）計算模數 71.22409 7.6511 zdm 3. 按齒根彎曲強度設計 由式 10-5 得彎曲強度的設計公式為 3 1 122 F SaFa YYdZkTm （ 1） 確定公式內各計算數值 1）由圖 10-20C 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE 3802 2）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數88.0 85.021 FNFNKK 3）計算彎曲疲勞許用應力 12 取彎曲疲勞安全洗漱 S=1.4 M P aSK FEFNF 57.3 0 3111 M P aSK FEFNF 86.238222 4）計算載荷系數 458.135.1108.11 FFVA KKKKK 5)查取齒形系數 由表 10-5 查得 65.21 FaY 216.22 FaY 6）查取應力校正系數 由表 10-5 查得 58.11 SaY 774.12 SaY 7） 計算大、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 0 1 3 7 9.057.3 0 3 58.165.21 11 F SaFa YY 0 1 6 4 8.086.2 3 8 7 7 6.12 1 6.22 22 F saFa YY 大齒輪的數值大 （ 2）設計計算 mmm 92.10 1 6 4 8.02418 4 8 5 04 5 8.1232 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪 模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載的能力，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，可取彎曲強度算得的模數 1.43，并近圓整為標準值 m=2.5mm。按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd 097.651 ，算出小齒輪齒數 13 2603.265.2 097.6511 mdZ 大齒輪齒數 912650.32 Z 4.幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 mm655.22611 mZd mm2275.29122 mZd （ 2）計算中心距 mm1 462 2 27652 21 dda （ 3）計算齒輪寬度 mmBBmmdb d 70,mm6565651 121 取 14 二 齒輪 Z3 ， Z4 強度校核 材料選擇 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。二者材料硬度相差 40HBS 選小齒輪的 Z,3=28，大齒輪齒數 Z4=2.7928=78.12， z4=78 1. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算 3 23 133 132.2 HZEuudTtd （ 1）確定公式內各計算的值 1）試選載荷 kt=1.3 2) 計算小齒輪傳遞轉矩 mmNPT 28232001.121 10009549 22 3）由表 10-7 選取齒寬系數 d=1 4）由表 10-6 查得材料彈性影響系數 ZE=189.8M Pa1/2 5）由圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 MPaH 6003lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5504lim 6）由應力循環(huán)次公 式 923 1034.083 6 582101.1 2 16060 jl hnN 15 934 10121.079.2 NN 7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命 95.03 HNK 98.04 HNK 8）計算接觸疲勞許用應力，取失效概念 1%，安全系數 S=1 M P asK HNH 5701 60095.03l i m3 3 M P asK HNH 53955098.04l i m4 4 （ 2）計算 1）計算小齒輪分度圓直徑 d3t，代入 H 中比較小的值 mmZEuuTKdHdtt 7 3 5.915 3 98.1 8 979.279.312 8 2 3 2 03.132.2132.2 3 23 223 2）計算圓周速度 V smndV t /581.010006001.121735.9114.310006023 3） 計算齒寬 b mmddb t 192.94735.9113 4）計算齒寬與齒高之比hb 模數 276.328735.9133 zdm tt 齒高 mmmh t 37.7276.325.225.2 44.1237.7 73 5.91 hb 16 5） 計算載荷系數 根據 smV /581.0 7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數 04.1vk 直齒輪 1 FH kk 由表 10-2 查得實用示數 1Ak 由表 10-4 用插值法查 7 級精度小齒輪相對支承非對稱布置時418.1HBk 由 44.12hb， 418.1HBk 查圖 10-13 得 32.1FBk 載荷系數： 478.1418.1104.11 HBHVA kkkkk 6）按實際的載荷示數校正算得的分 度圓直徑 744.953.1478.1735.91 3333 ktkdd t 7）計算模數 419.328744.9533 zdm 2.按齒根彎曲強度設計 由式 10-5 得彎曲強度的設計公式為 3 3 222 F SaFa YYdZkTm （ 1）確定公式內各計算數值 1）由圖 10-20C 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 M P aFE 5 0 03 大 齒 輪 的 彎 曲 強 度 極 限M P aFE 3 8 04 2）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數88.085.043FNFNKK 17 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全洗漱 S=1.4 M P aSK FEFNF 57.3 0 3333 M P aSK FEFNF 86.2 38434 4）計算載荷系數 3728.132.1104.11 FFVA KKKKK 6)查取齒形系數 由表 10-5 查得 55.23 FaY 224.24 FaY 7）查取應力校正系數 由表 10-5 查得 61.13 SaY 7 6 8.14 SaY 8） 計算大、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 0 1 3 5 2.057.3 0 361.155.2333 FSaFa YY 0 1 6 4 6.086.2 3 87 6 8.12 2 4.2444 FsaFa YY 大齒輪的數值大 （ 2）設計計算 mmm 5 3 4.20 1 6 4 6.02812 8 2 3 2 03 7 2 8.1232 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載的能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅 18 與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算得的模數 2.534，并近圓整為標準值 m=2.75mm。按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd 744.951 ，算出小齒輪齒數 358.3475.2 7 44.9533 mdZ 大齒輪齒數 9865.973579.2 44 ZZ 取 4.幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 9675.23533 mZd mm 5.2 6 975.29844 mZd mm （ 2）計算中心距 1 832 5.2 69962 43 ddamm （ 3）計算齒輪寬度 mmBBmmdb d 1029696961 123 ，取 19 三齒輪簡圖 20 第六章 軸的設計 1. 求作用在軸上的作用力 根據三個軸的扭矩計算知：輸出軸的扭矩最大，只需校核該軸，其他軸的就能滿足強度要求。 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為： mmd 2463 ； 則圓周力： NdTFt 55535.2691027.74822 323 ； 徑向力： N2021Fr ； 其中各力方向如圖： 2 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr，調質處理。根據表 14-3 ，取 1120 A，于是得： mmmmnPAd 56.474.44 40.3112 33330m i n ； 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 d。為了 21 使所選直徑 d與聯軸器的孔徑相適應，故需同 時選取聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉矩3TKT Aca ，考慮到轉矩變化很小，故取3.1AK ，則： mmNmmNTKTAca 9 7 2 7 5 11027.7 4 83.1 33； 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/ T 5014 2003，選用 HL5 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩范圍為 mmN 1250000 。半聯軸器的孔徑 mmd 551 ，故取mmd 55 ，半聯軸器長度 mmL 112 ，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 841 。 3 軸的結構設計 3.1 擬訂軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖所示： 3.2 根據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 mmd 62- ；右端 22 用軸端擋圈定位， 擋圈直徑 mmD 65 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 1041 ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故 段的長度應比 1L 略短一些，現取 mml 102。 2） 初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受到徑向力作用和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 mmd 62- ，由軸承產品目錄中選取 0 基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承 30313，其尺寸為 mmmmmmTDd 3614065 ，故 mmdd 65 ；而 mml 36。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 30313 型軸承的定位軸肩高度 mmh 6 ，因此，取mmd 77 。 3） 取安裝齒輪處的軸段 的直徑 mmd 70；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為 mmL 80 ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸應略短于輪轂寬度，故 mml 76，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 6 ，則軸環(huán)處的直徑 mmd 82。軸環(huán)寬度 hb 4.1 ， 取 mml 12。 4） 軸承端蓋總寬為 mm20 。取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 mml 30 故取 mml 50- 。 5） 取齒輪輪轂距箱體內壁之距離 mma 16 ，高速級 23 齒輪輪轂與低速級齒輪輪轂之距離 mmc 25 ?？紤]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 mmS 8 ，已知滾動軸承 mmT 36 ，高速級齒輪輪轂寬度 mmL 75 ，則 mmmmaSTl 64)416836()7680( ； 4 軸上的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位，均采用平鍵連接。按 齒輪輪轂孔直徑 mmdVIIVI 70，由表 6-1 查得平鍵截面 mmmmhb 1220 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工長 mm63 。選擇齒輪輪轂與軸的配合為67nH；半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為 mmmmmmLhb 901016 ，半聯軸器與軸的配合為67kH，滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來實現的，軸的直徑尺寸公差為 6m 。 5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 452 。各軸端處的圓角半徑如圖 6 求軸上的載荷 對于 30313 型圓錐滾子軸承，由手冊查得 mma 29 。因 此 ， 作 為 簡 支 梁 的 支 的 支 承 跨 距mmL 212583682127664 。根據軸的計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖： 24 從軸的結構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將計算出的截面 C 處的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 25 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F NFNF NHNH 1 8 5 1,3 7 0 2 21 NFNF NVNV 6 7 4,1 3 4 7 21 彎矩M mmNM H 262842 mm.95637 NM V 總彎矩 mmNMMM VH 2 7 9 7 0 09 5 6 3 72 6 2 8 4 2 22221 扭矩T mmNT 7482703 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的 26 截面（即危險截面 C）的強度。根據上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 6.0 ，軸的計算應力 M P aW TMca 23.3454 )7482706.0(27970032)( 3 22232 ； 前已選定軸的材料為 40cr，調質處理 ，由表 15-1 查得MPa60 1 ，故安全。 8 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、軸肩及過度配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕來確定的，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 VI 和VII 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最大。截面的應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），而這里的軸徑最大，故截面 C 也不必校核。截面和截面顯然更不必校核。因為鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。 27 2 截面 IV 右側： 抗彎截面系數 333 2746332/6532/ mmdW ； 抗扭截面系數 333 5 4 9 2 516/6516/ mmdW r ； 截面 左側的彎矩 M 為 mmNmmNM 1378807135279700； 截面 上的扭矩3T為 mmNT 7482703； 截面上的彎曲應力 M P aM P aWMb 02.52 7 46 31 3 78 8 0 ； 截面上的扭轉切應力 M P aM P aWTrr62.135 4 9 2 57 4 8 2 7 03 ； 軸的材料為 40Cr，調質處理。由表 15-1 查得MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按表3-2 查取。因 031.0650.2 dr， 08.16570 dD； 經插值后可查得 ， 2。 31.1 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數為 82.0q ， 85.0q 。 故有效應力集中系數為 82.1)10.2(82.01)1(1 qk ； 26.1)131.1(85.01)1(1 qk ； 28 由附圖 3-2 的尺寸系數 67.0；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數 82.0。 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數為92.0 。 軸未經表面強化處理，即 1q，則綜合系數為 8.2192.0 167.0 82.111 kK； 62.1192.0 182.0 26.111 kK； 又由合金鋼的特性系數 2.01.0，且 5.0，即1.005.0 ，故取 1.0 ， 05.0 于是，計算安全系數caS值，則 56.1901.002.58.2 2751 maKS ； 63.13262.1305.0262.1362.11551 maKS ； 5.118.1163.1356.19 63.1356.19 2222 Sca SSS SSS ； 故可知其安全。 3 截面右側： 抗彎截面系數 W 按表 15-4 中的公式計算。 333 3430032/70 mmmmW ； 抗扭截面系數 33 6 8 6 0 016/70 mmW T ； 29 截面 左側的彎矩 M 及 彎曲應力 為 mmNM 137880 ； M P aM P aWMb 02.43 4 30 01 3 78 8 0 ； 扭矩3T及扭轉切應力為 mmNT 7482703； M P aM P aWTTT91.106 8 6 0 07 4 8 2 7 03 ； 過盈配合處的k，由附表 3-8 查得，并取 kk 8.0，于是得 16.3k； 53.216.38.0 k； 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數為 92.0 故得綜合系數為 25.3192.0 116.311 kK； 62.2192.0 153.211 kK； 所以軸在截面 右側的安全系數為 05.2101.002.425.3 2 7 51 maKS ； 64.10291.1005.0291.1062.21551 maKS ； 5.150.964.1005.21 64.1005.21 2222 Sca SSS SSS； 故該軸在截面 右側的強度也是足夠的。本設計因無 30 大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可省略靜強度校核。 31 第 七 章 鍵的選擇與校核 大齒輪處： 由輸出軸的結構設計，選定： 低速級大齒輪處鍵為 mmmmhb 1220 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工長mm63 ； 鍵的接觸高度 mmmmhk 6125.05.0 ； 鍵的工作長度 mmmmbLl 432063 ； 傳遞的轉距 mNTT 27.7483齒輪； 查表 6-2 得鍵的許用擠壓應力 MPaP 100 。 所以， M P aM P aM P ak l dT PP 1 0 086.8270436 1027.7 4 8210233 ； 故大齒輪處的鍵聯接強度足夠。 半聯軸器處： 半聯軸器與軸的聯接采用平鍵聯接： 選用平鍵為 mmmmhb 1016 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工長 mm90 ； 鍵的接觸高度 mmmmhk 5105.05.0 ； 鍵的工作長度 mmmmbLl 741690 ； 查表 6-2 得鍵的許用擠壓應力 MPaP 100 。 所以， M P aM P aM P ak l dT PP 1 0 054.7355745 1027.7 4 8210233 ； 故半聯軸器處的鍵聯 接強度也足夠。 32 第 八 章 軸承的選擇與校核 1 軸承的選擇： 根據輸出軸載荷及速度情況，軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。由輸出軸的結構設計，參照工作要求并根據 mmd 50- ，由軸承產品目錄中選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30211，其尺寸為 mmmmmmTDd 3610055 ，kNC r 8.90 ， kNC r 1150 ， 4.0e ， 5.1Y ， 8.00 Y 。 2 軸承的校核： 1） 軸承受力圖： 2 ） 徑向載荷 rF ： 由于圓柱直齒輪的齒輪所受軸向力為零，所以 Fae = 0. N. 根據軸的分析，可知： A 點總支反力 NFFF NVNHr 393937021347 222 12 11 ； B 點總支反力： NFFFNVNHr 19706741851 222 22 22 。 33 3 ） 軸向載荷： 對于圓錐滾子軸承，按表 13-7，軸承派生軸向力YFF rd 2，其中 Y 為表 13-5 中 eFFra 的 Y 值，查表得軸承 30211 的 Y 值為5.1Y ，故 NYFF rd 13135.1239392 11 ， NYFF rd 6575.1219702 22 則因為 NFNFFddae 1 3 1 36 5 7,0 12 ，所以 A 處 1 軸承被放松， B 處 2 軸承被壓緊。故 NFFda 65721 ， NFFda 65722 4） 求軸承當量載荷 1P 和 2P ： 根據工況，由表 13-6 取得載荷系數 1Pf 。且 4.0e ，故 1 軸承：因 4.017.03 9 3 96 5 711 eFFra，由表 13-6 可知 NFFFfPrarP 3 9 3 9)01( 1111 ； 2 軸承：因 4.033.01 9 7 06 5 722 eFFra，由表 13-6 可知 NFFfParP 1 9 7 0)01( 222 。 5） 驗算軸承壽命： 因 21 PP ，故只需驗算 1 軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為 h3 8 4 0 016300)8 （小時）（天）年 。 hhPCnL h 38400155 515523)3939108.190(4.446010)(6010 3103616 ； 故軸承具有足夠壽命。 34 第九章 箱 體及其附件設計 1.減速器鑄造箱體的結構尺寸 （ 1）箱座，箱蓋 箱座壁厚： 635.