機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-二級(jí)圓錐齒輪-斜齒圓柱齒輪減速器

1、設(shè)計(jì)題目 : 二級(jí)圓錐齒輪 - 斜齒圓柱齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶拽引力F=3600N運(yùn)輸帶速度 v=1.0滾筒直徑 D=300mm使用年限 5 年，雙班制每年按300 天計(jì)算速度允許誤差 5%一 確定傳動(dòng)方案圖所示為電機(jī)直接與圓錐齒輪 - 圓柱齒輪減速器相聯(lián)結(jié)， 結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)。1二 選擇電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)裝置總效率24123450.9920.9940.960.970.960.8415123450.99 聯(lián)軸器傳動(dòng)效率0.99 滾動(dòng)軸承效率0.96 圓錐齒輪傳動(dòng)效率0.97 圓柱斜齒輪傳動(dòng)效率0.96 卷筒傳動(dòng)效率工作機(jī)輸入功率：p wfv3600 1.0 3.60kw電動(dòng)機(jī)所需要功率：pw3.

2、60pdkw4.278kwa0.8415確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：運(yùn)輸帶鼓輪的工作轉(zhuǎn)速為：60 1000 vng63.66r / minD按課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表 31 查得圓錐圓柱斜齒輪的傳動(dòng)比一般范圍為：錐齒輪：i1范圍是 2 到 3，斜齒輪 i 2范圍是 3 到 6，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：naia n(6 18) 63.66r / min381.96 1145.88r / min根據(jù)功率 pedpd ,且轉(zhuǎn)速滿(mǎn)足：381.96 nd1145.88r / min選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y132M16參數(shù)：額定功率為： P5.5kw電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 n m960r / min電動(dòng)機(jī)的軸伸出直徑 D38mm，電動(dòng)機(jī)的收伸長(zhǎng)度

3、 L80mm2三 運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算：1總傳動(dòng)比及其分配總傳動(dòng)比 i anm / ng960 / 63.66 15.082 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比直齒輪圓柱斜齒輪傳動(dòng)比錐齒輪傳動(dòng)比： i 13圓柱斜齒輪傳動(dòng)比：i 25.273.計(jì)算減速器各軸轉(zhuǎn)速：軸一的轉(zhuǎn)速：軸二的轉(zhuǎn)速：軸三的轉(zhuǎn)速：軸四的轉(zhuǎn)速：n 1n m960 r / minn 2n 1 / i1960 / 3 320 r / minn 3n 2/ i 2320 / 5.27 60 .72 r / minn4n360 .72 r / min4.減速器各軸功率計(jì)算：ppd1 24.2780.990.994.193 kwpp234.1930.9

4、90.963 .985 kwp p243.9850.990.973 .827 kwp 卷筒軸p 15 3.827 0.990.96 3.637 kw5.減速器各軸功率轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩：軸一的輸入轉(zhuǎn)矩：軸二的輸入轉(zhuǎn)矩：軸三的輸入轉(zhuǎn)矩：軸四的輸入轉(zhuǎn)矩：T1T2T3T4轉(zhuǎn)矩.Td9550 Pd / nm42 .56 N mTd1241 .71 NmT1i 123118 .93 NmT2 i 224601 .88 NmT315572 .08 Nm3四. 直齒圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算：1. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：1）選擇齒形制 GB12369-90，齒形角 20由題可知，小齒輪選用 40Cr, 調(diào)制處

5、理，硬度為 240280HB，平均硬度 280HB；大齒輪選用 45 號(hào)鋼，調(diào)制處理，硬度為 240HB，。2） 齒數(shù) z 和精度等級(jí)：取z1 24, z2 i1 z1 32472,取72 精度等級(jí)取 8 級(jí)一般情況下，閉式齒輪設(shè)計(jì)，先按接觸強(qiáng)度初步確定主要尺寸，即KT1Z Ed1 2.92R1 0.5R2 uH3)試選載荷系數(shù) k t1.3）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩495.5 105 P41T14.171 10 Nn15）取齒寬系數(shù)：R0.3016）確定彈性影響系數(shù)：由表10-6 189.， ZE8MPa 27）由圖 10-21 按齒面硬度查的小齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限H lim 1600MPa

6、，大齒輪的H lim 2550MPa8）根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式 3 式 10-13 ，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N160n1 jL h6096012830051.38 109N2N14.61108u9）查 3圖 10-19 得接觸疲勞壽命系數(shù)： K HN 10.94 ， K HN 2 0.9510）由3 式 10-12 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù) SH1，4K HN1H lim 1H 1564MPa ，SHKHN 2H lim 2H 2522.5MPaSH2. 計(jì)算1）由接觸強(qiáng)度計(jì)算出小齒輪分度圓直徑：2Z EKT1d1t2.923283.88mm則R 10.5Rudm1d1t (1

7、0.5R )71.30mmdm1 n12）齒輪的圓周速度v3.58m / s6010003）計(jì)算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查 3 表 10-2 得 KA 1.25b：動(dòng)載系數(shù)，查 3 圖 10-8得 K v1.17c：齒間分配系數(shù)，查 3 表 10-3 得KHK F1d：齒向載荷分布系數(shù) K HK F1.5K Hbe查3 表 10-9 得 KHbe1.25 ，所以 K HK F1.875e：接觸強(qiáng)度載荷系數(shù) KK A K v K H K H1.251.17 1 1.875 2.744）按載荷系數(shù)校正分度圓直徑d1d1t 3 K / K t96.49mmd1m 4.02mm 取標(biāo)準(zhǔn)值，模數(shù)圓整

8、為 m 4mm z15）計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)d1mz196mm ， d2mz2288mm51arctan z118 2516 ， 2 90171 3444z2( z2) 21z1Rd1151.789mm26）確定齒寬： bR R 45.53mm圓整取 b1b246mm3. 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1載荷系數(shù) K2.74z1z22當(dāng)量齒數(shù) zv125.3 ， zv 2227.9cos 1cos 23查表得 Y2.61 ，1.592 YFa 22.06310-5Fa 1，YSa21.974 取安全系數(shù) SF1.4由3圖 10-18 得彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 1 0.92 ， K FN 20.9查 3

9、圖 10-20(c) 得 彎 曲 疲 勞 極 限 為 ： FE 1450MPa ，F(xiàn)E2410MPa許用應(yīng)力K FN1FE 1KFN2 FE2F1295.7MPa F 2263.6MPaSFSF5 校核強(qiáng)度，由 3 式 10-232KT1YFa YSaF22F 計(jì)算得 F 1 74.4MPa F 1bm(1 0.5R )zF 226.5MPaF 2可知彎曲強(qiáng)度滿(mǎn)足，參數(shù)合理。6五. 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算：1. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）選擇齒輪材料， 小齒輪 40Cr, 調(diào)制，硬度 260HB，大齒輪 45 號(hào)鋼，調(diào)制，硬度 240HB.2）精度等級(jí)取 8 級(jí)。）試選小齒輪齒數(shù)213z1z

10、2 i2 z1 5.2721110.67 取 z2 111z2111調(diào)整后 u5.29z121）初選螺旋角1242. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：1）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)查3(10-21)有齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式d1t 32Kt T2 u 1 ( ZE ZH )2du H 1試選載荷系數(shù)： K t1.86 P252 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩： T29.55 101.19 10N mn23取齒寬系數(shù)：d114確定彈性影響系數(shù)：由 3 表 10-6 ， ZE189.8MPa 25確定區(qū)域系數(shù)：查3 圖 10-30 ，標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)： Z H2.576根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式 3式 10-13 ，計(jì)算應(yīng)力循

11、環(huán)次數(shù)：N160n1 jL h 60 960 15 2 300 8 1.38109N2N12.61108u查3圖 10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)： K HN 10.95 ， K HN 2 0.97查 3 圖 10-21(d) 得 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 ： H lim 1600MPa ，H lim 2550MPa由3式 10-12計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)SH1.0，KHN1H lim 1H1570MPa ，SHKHN2H lim 2H 2533.5MPaSHH 1 H2H 551.75MPa27由3 圖 10-26 查得120.78 0.885 1.6658代入數(shù)值計(jì)算小

12、齒輪直徑 :d1t 32K t T2 u1(ZEZH )260.94mmdu H 9圓周速度 vd1t n21.02m / s60 100010齒寬 b 及模數(shù) mnt ，bdd1t1 60.94mm60.94mm8d1tcosmnt2.84mmz1h2.25mnt6.39mmb / h 9.5411計(jì)算縱向重合度0.318 d z1 tan1.4212計(jì)算載荷系數(shù)：齒間載荷分配系數(shù) K H a :由表 12.10，先求2T221.19105Ftd1t60.94K A Ft1.25390580.1N / mm100N / mmb60.94a：齒輪使用系數(shù)，查3 表 10-2得 K A1.25b

13、：動(dòng)載系數(shù)，查 3圖 10-8 得 K v 1.1c：齒間分配系數(shù)，查3 表 10-3 得 K HK F1.4d：查 3表 10-4 得齒向載荷分布系數(shù) K H1.457查3 圖 10-13 得 K F1.35e：接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K K A K v K H K H1.25 1.11.4 1.457 2.8013按載荷系數(shù)校正分度圓直徑Kd1d1t370.68mmK td1 cos14計(jì)算模數(shù) mn3.29mmz13）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由3 式 10-1792KT2Y cos2YFa YSamn3d z12F 1計(jì)算載荷系數(shù) KK A K v K F K F 1.251.11.4 1.35 2.

14、5992由縱向重合度1.42 ，從 2 圖 10-28 得 Y0.91z13計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) zv1322.4cosz2zv2118.6cos34 由 3圖 10-20得 彎 曲 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限FE1500MPa ，F(xiàn)E 2430MPa5由3 圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 10.92 ， K FN 2 0.956取彎曲疲勞安全系數(shù)SF1.4由3 式 10-12 得K FN1FE1F1SFKFN2FE 2F 2SF328.57MPa291.79MPa7由3 表 10-5 得齒形系數(shù) YFa12.76 ，YFa 2 2.172得應(yīng)力校正系數(shù) YSa1 1.56 ， YSa 21

15、.798YFaYSa8計(jì)算大、小齒輪的F 并加以比較。YFa1YSa10.013104 ，YFa 2YSa20.013384 F1 F2大齒輪的數(shù)值大。9計(jì)算得 mn 1.898mm ，去 mn3.0mm10校正齒數(shù)10d1 cosz123.04 23 ， z2 uz1 121.89 122mn11圓整中心距( z1z2 )mna222.39mm2 cos圓整為 a223mm12修正螺旋角( z1z2 )marccos12 50182a變化不大，不必修正前面計(jì)算數(shù)值。13計(jì)算幾何尺寸z1mz2 md170.77mm ， d2375.38mmcoscosbd d170.77mm ，取齒寬為 B1

16、76mm, B2 71mm11六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、I 軸的計(jì)算(1) 軸上的功率 P14.193kW ，轉(zhuǎn)速 n1960r / min ，轉(zhuǎn)矩 T141.71Nm ，錐齒輪小齒輪平均分度圓直徑dm171.30mm(2) 求作用在齒輪上的力2T1圓周力 Ft1170 N ，軸向力 FaFt tan cos 1 403 ，徑向力d m1Fr Ft tan sin 1134.55N(3) 初估軸的最小直徑先按 3 式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 3 表 15-3 ，取 A0110 ，于是得P1d minA0316.38mmn1由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸

17、器處軸徑。為了使所選軸徑d1 2 與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 3 表 14-1TcaK AT11.54171062565 Nmm查1 附表表 8-5 ，由于電動(dòng)機(jī)直徑為 38mm，所以選取型號(hào)為 LH3，孔徑選為 30mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為 60mm。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖12根據(jù)軸的初步設(shè)計(jì)軸的長(zhǎng)度的確定A 軸段 l1，半聯(lián)軸器型號(hào)直徑為 30mm，有段應(yīng)有軸肩定位， 半聯(lián)軸器與軸配合的孔長(zhǎng)度為 60mm 為了保證軸端擋圈只壓 在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸的端面上，故 l1應(yīng)比孔長(zhǎng)度略短些，取l158mm。B.軸段 l

18、3,先初步選定軸承型號(hào)，有受力情況選擇圓錐滾子軸承，型號(hào)取30207，內(nèi)徑 35mm，故可確定 d335mm, 長(zhǎng)度應(yīng)略小于軸承內(nèi)圈寬度 17 mm， l316mm(一般為利于固定l3比 B 小 1mm)C.由經(jīng)驗(yàn)公式算軸肩高度:h40.07 35(1 2)(3.5 4.5) mm,取軸肩高為 5mm, 確定 d4 43由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)要求可得l 42d3 21 l354mm.取 l4 60.2D.根據(jù)軸承安裝方便的要求，取 d2 .d5均比 d3小1mm,得d240mm， d534mm根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求，取 l240mm.根據(jù)齒輪與內(nèi)壁的距離要求，取 l516mm.E.根據(jù)齒輪孔的軸

19、徑和長(zhǎng) 度，確定 d6 32mm,小齒輪輪轂長(zhǎng)度為 50mm，齒輪左端面距離套杯約 為 8mm，再加上套杯厚度，確 定軸段 l 6 54mm。13確定軸上各力作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距由于選定的是深溝球軸承，其負(fù)荷中心在軸向?qū)挾鹊闹悬c(diǎn)位置，F(xiàn)零件的周向定位查3 表 6-1 得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為 8mm，高度 7mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取 50mm，選取鍵 8 50 ，右端小齒輪定位用平鍵， 寬度為 10mm，8mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取 40mm，選取鍵 1040mm。G 軸上圓角和倒角尺寸參考 3 表 15-2 ，取軸端倒角為1.2mm，圓角取 1.6mm(5) 求軸上的載荷2T1圓周力 Ft

20、1170 N ，軸向力 FrFt tan cos 1 403 ，徑向力d m1Fa Ft tan sin 1134.55NdFr51Fa2F207.27N，r 1v68FFF610.27N，r 2vrr1vFt51F877.5N，r 1H68FFF2047.5N，r 2 Htr 1HMV 1Fr1V6814094.36Nmm，MV 2F51 20553N mmM HFr1H6859670N mm，M 1M H2M V21 61312Nmm, M 2M H2M V22 63110.5N mm14根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最

21、大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3 式 15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力15M 22(T1) 2108949.52(0.6 41710) 2ca34.11MPaW0.1323查3 表 15-1 得 160MPa ，因此 ca 1 ，軸安全。2、II 軸的計(jì)算(1) 軸上的功率 P23.985kW ，轉(zhuǎn)速 n2320r / min ，轉(zhuǎn)矩 T2118.93Nm ，(2) 求作用在齒輪上的力大 圓 錐 齒 輪 ： 大 錐 齒 輪 的 平 均 分 度 圓 直 徑dm2d2 (10.5 R)244.8mm 圓 周 力 Ft971.65N ， 軸

22、向 力Fa134.55 N ，徑向力 Fr403N2T 221.1 91 05斜 齒 圓 柱 齒輪 ： 圓 周 力 Ft 03365軸向 力d16 0.94Ft 0 tannFr 01252.31N ，徑向力 FFNa 0t 0tan715.25。cos(3) 初估軸的最小直徑先按 3 式 15-2 初步估算軸的最小直徑。 由于此軸為齒輪軸， 選取軸的材料應(yīng)同斜齒圓柱齒輪一樣， 為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 3 表 15-3 ，取 A0 100 ，于是得P2d min A0 323.18mmn2(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)161 軸段 1-2 ，選用軸承型號(hào)為30207，軸段直徑為 35mm，齒輪端面

23、距離箱體內(nèi)壁（即擋油板厚度）取9mm，軸承距內(nèi)壁2mm，所以軸段長(zhǎng)度取 30mm。2 軸段 2-3 ，齒輪輪轂長(zhǎng)度為48mm，軸段長(zhǎng)應(yīng)該短2mm，軸段長(zhǎng)度定為 46mm，直徑為齒輪孔徑40mm。3 軸段 4-5 ，由設(shè)計(jì)結(jié)果，斜齒圓柱小齒輪分度圓直徑為 70.77mm，齒寬為 76mm，取此軸段為 76mm,此處選擇軸輪結(jié)構(gòu)。 具體軸頸見(jiàn)小圓柱斜齒輪。4 軸段 6-7 ，用于裝軸承，擋油板厚度 9mm 長(zhǎng)度取 28mm，直徑取 35mm。5 軸段 5-6 ，軸承應(yīng)該距離箱體內(nèi)壁 2mm 左右，且小齒輪端面距離箱體內(nèi)壁 8mm 左右，長(zhǎng)度取 10mm，又根據(jù)軸肩定位需要，軸徑取 42mm。6 軸

24、段 3-4 ，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對(duì)于輸入軸的中心線(xiàn)對(duì)稱(chēng)，通過(guò)計(jì)算此段長(zhǎng)度為 22mm，又有定位需要，軸徑取42mm。7 零件的周向定位查3 表 6-1 得齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取38mm，選取鍵12x38。8 軸上圓角和倒角尺寸17參考 3 表 15-2 ，取軸端倒角為1.2mm，圓角取 1.6mm(5) 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1188N ,FNV 11758N ,FNH 21067NFNV 22622 N彎矩 MMMH 1H224219 Nmm， M V 119301N mm485

25、49N mm總彎矩 M12421921193012121735NmmM 24854921193012128801Nmm扭矩 TT2118930 Nmm彎矩和扭矩圖如下：18(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，校核此處即可，根據(jù)3 式 15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)， 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力， 取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力M 12( T1)2caW查3 表 15-1得 1 70MPa ，因此 ca 1 。另外小齒輪的兩個(gè)端面處較危險(xiǎn)，右端按照軸頸35mm，若彎扭組合M 12( T1)2按照最大處計(jì)算，有ca31.5MPa ，所以最終可以W確定彎扭校核結(jié)果為安全。193

26、、III軸的計(jì)算(1) 軸上的功率 P33.827W ，轉(zhuǎn)速 n360.72 r / min ，轉(zhuǎn)矩 T3601.88Nm ，(2) 求作用在齒輪上的力圓周力 Ft3207N ，軸向力 Fr1194N ，徑向力 Fa730N(3) 初估軸的最小直徑先按 3 式 15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 3表 15-3 ，取 A0 97 ，于是得 5P3d min A0 338.6mm，此處有一個(gè)平鍵， 直徑增加 5%，得出直徑最小n3為 40.53mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑d1 2 與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器

27、的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 3 表 14-1TcaK AT31.5601880902820 Nmm選取型號(hào)為 HL4，孔徑選為 42m。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為84mm。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖1 軸段 7-8 ，由聯(lián)軸器型號(hào)得直徑為42mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向20長(zhǎng)度應(yīng)該略小于84mm，取 80mm。2 軸段 4-5 ，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑70mm，長(zhǎng)度略小于輪轂長(zhǎng)度取為68mm。3 軸段 5-6 ，選取軸承型號(hào)為33109，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為45mm。又考慮大齒輪與小齒輪的配合，大齒輪與內(nèi)壁距離為10mm。軸承距離內(nèi)壁取 2mm 左右，最后確定軸段

28、長(zhǎng)度為48mm。4 軸段 3-4 ，此段用于大齒輪定位，軸肩高度為 4mm，所以直徑取 78mm，長(zhǎng)度取 10mm。5 軸段 2-3 ，左端用于軸承定位，軸肩高度取 5.5mm，直徑為 52mm，又有軸承距離內(nèi)壁 2mm 左右，軸段長(zhǎng)度得出為 71mm。6 軸段 6-7 ，根據(jù)軸承和端蓋寬度，再是軸稍微伸出一段，確定軸段長(zhǎng)度為 20mm，直徑取軸承內(nèi)圈大小為 43.5mm。軸段 1-2 ，此段裝軸承 33109，軸頸去 45mm，軸段長(zhǎng)度去 26mm。零件的周向定位查1 附表 4-1 得左端半聯(lián)軸器定位用 C 型平鍵，寬度為 12x8mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取 70mm，選取鍵 12 70，右端

29、大齒輪定位用平鍵， 寬度為 20 x12mm，長(zhǎng)度略小于軸段， 取 60mm，選取鍵 2060 。軸上圓角和倒角尺寸參考 3 表 15-2 ，取軸端倒角為2mm，圓角取 1.6mm(5) 求軸上的載荷21根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示圓周力 Ft 3207N ，軸向力Fr 1194N，徑向力 Fa支反力： F1V1113N ,F2V81N ,F1H1123.3N , F2 H 2083.7N彎矩 M：M H143782.4Nmm,M V 1 142464N mm, M V 25589Nmm總彎矩： M 1202408N mm，M 2143875Nmm(6) 按彎扭合成應(yīng)力校

30、核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3 式 15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6 ，由 3 表 15-4查的 W 公式，軸的計(jì)算應(yīng)力222M 2 (T3)22024082(0.6 601880) 2ca12.15MPaW0.1 703查3 表 15-1得 170MPa ，因此 ca 1 ，軸安全。(7) 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1 判斷危險(xiǎn)截面截面 1 ，2，6，7 只受扭矩作用，雖然鍵槽軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度， 但是由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面 1，2，6，7均無(wú)需校核。由上述計(jì)算已知

31、齒輪中點(diǎn)C 處應(yīng)力最大，截面 4 的應(yīng)力集中影響和截面 5 的相近，但截面 4 不受扭矩作用，而且截面較大，所以不必做強(qiáng)度校核。 截面 C 上雖然應(yīng)力較大，但應(yīng)力集中不大而且這里的軸頸最大，故截面 C 也不必校核。顯然截面 3 也不用校核，所以只需校核截面 5 兩側(cè)即可。2 截面 5 的左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.1d 30.1 70334300 mm3抗扭截面系數(shù) WT0.2d 368600mm3截面 4 左側(cè)的彎矩為54.532.5M 20240881706 N mm54 .5截面 6 上的扭矩為 T3601880 N mm截面上的彎曲應(yīng)力M.81706b2.38MPaW3430023截面上扭

32、轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3601880T8.77MPaWT68600軸的材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由 3 表 15-1查得B 735MPa , 1 355MPa ,1 200MPa 。綜合系數(shù)的計(jì)算r2D查3 附表 3-2 ，由0.03，1 .56d70d經(jīng)直線(xiàn)插入，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為2.14 ，1.81，由3 附圖 3-1得軸的材料敏感系數(shù)為 q0.81 ， q0.85 ，則有效應(yīng)力集中系數(shù)為，按3 式（附表 3-4 ）k1q (1)1.92k1 q (1)1.69由3 附圖 3-2 ，3-3 查得尺寸系數(shù)為0.73 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.9 ，查3 附圖 3-4 ，軸采用精車(chē)加工，表面質(zhì)量系

33、數(shù)為0.86 ，軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即q1 ，則綜合系數(shù)值為k1K1 2.06k1K1 3.04碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為0.1，0.0524安全系數(shù)的計(jì)算軸的疲勞安全系數(shù)為1S45.3Kam1S7.44KamS SSca7.34 S 1.5S2S2故此處安全。3 截 5 的右側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.1d 30.1 4539112.5mm3抗扭截面系數(shù) WT0.2d 318225mm3截面 5 右側(cè)的彎矩為M81706N mm截面 5 上的扭矩為 T3601880 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力M81706b8.97MPaW9112.5截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3601880T33MPaWT18225軸的

34、材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由 3 表 15-1 查得 B 735MPa , 1 355MPa , 1 200MPa 。綜合系數(shù)的計(jì)算查3 附表 3-2 ，由 r20.044 ， D1.56d45.d25經(jīng)直線(xiàn)插入，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為2.14 ，1.81，由3 附圖 3-1得軸的材料敏感系數(shù)為 q0.81 ， q0.85 ，則有效應(yīng)力集中系數(shù)為，按3 式（附表 3-4 ）k1q (1)1.92k1 q (1)1.68由3 附圖 3-2 ，3-3 查得尺寸系數(shù)為0.75 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.85 ，查3 附圖 3-4 ，軸采用精車(chē)加工，表面質(zhì)量系數(shù)為0.82 ，軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即

35、q1 ，則綜合系數(shù)值為k1k1K1 3.78 ,K1 3.19碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為0.1，0.05安全系數(shù)的計(jì)算軸的疲勞安全系數(shù)為1S10.47Kam1S3.74KamS SSca3.52 S 1.5S2S2故此處安全。26綜上得出，此軸疲勞強(qiáng)度達(dá)到要求。七、軸承的計(jì)算1、I 軸的軸承校核軸承 30207 的校核求兩軸承受到的徑向載荷FF 2F 2N22徑向力r1H 1V1902 ，F(xiàn)r 2FH 2 FV 22137N查1 附表表 6-6 ，得 Y=1.6，e=0.37 ， Cr54.2kNFr1Fr 2派生力 Fd 1218.9 ， Fd 2667.8N2Y2Y軸向力 Fa134

36、.55N ，左側(cè)軸承壓緊由于 FaFd 2 134.55667.8801.55NFd1 ，所以軸向力為 Fa1801.55N ， Fa 2667.8N當(dāng)量載荷Fa1Fa 2由于0.89 e ，0.31e ，F(xiàn)r1Fr 2所以 XA0.4 ， YA1.6， XB1，YB 0 。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p1.1，故當(dāng)量載荷為P1f p ( X A F r 1Y A F a1 )1808 NP2f p ( X B F r 2YB F a 2 )2351 N軸承壽命的校核L106(Cr )467714h24000hh160nP11L106( Cr )212724h24000hh 260n1P

37、2272、II 軸的軸承校核軸承 30207 的校核求兩軸承受到的徑向載荷FF 2F 2N22徑向力r1H 1V 11768， Fr 2FH 2FV 22831N查1 附表 6-6 ，得 Y=1.6，e=0.37 ， Cr54.2kN派生力軸向力Fr1Fr 2Fd1553N ， Fd 2884N2Y2YFa653N ，右側(cè)軸承壓緊由于 FaFd1 6535531206 NFd 2 ，所以軸向力為 Fa1553N ， Fa 21206 N當(dāng)量載荷由于 Fa10.31 e， Fa20.43 e，F(xiàn)r 1Fr 2所以 XA0.4 ， YA1.6， XB1，YB 0。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f

38、p1.1，故當(dāng)量載荷為Pf( XFY F)1945NP f( X FY F) 3368 N1pA r 1Aa1， 2pBr 2Ba 2軸承壽命的校核Lh1106( Cr )2.57106 h24000h60n2P1Lh 2106( Cr )4.13105 h24000h60n2P2283、III軸的軸承校核軸承 33109 的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力 Fr 1FH21FV21 1518.3N ， Fr 2FH22 FV22 2085N查1 附表 6-6 ，得 Y=1.6，e=0.38 ， C r87kNFr 1Fr 2派生力 Fd1475 N ， Fd 2652 N2Y2Y軸向力 Fa730N ，左側(cè)軸承壓緊由于 FaFd 2 7306511381NFd1 ，所以軸向力為 Fa11318 N ， Fa 2 652 N當(dāng)量載荷由于 Fa10.87 e ， Fa20.31 e ，F(xiàn)r 1Fr 2所以 XA0.4 ， YA1.6， XB1，YB 0。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p1.1，故當(dāng)量載荷為P1f p ( X A Fr 1YA Fa1 ) 2988N ， P