帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機同軸式二級圓柱齒輪減速器一、減速器設(shè)計任務(wù)及分析21.1 零件的用途及基本原理21.2 零件設(shè)計任務(wù)31.3 零件的工藝分析4二、項目組織與分工2三、課程設(shè)計23.1 總體設(shè)計方案53.2電動機的選擇63.3計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比73.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)73.5傳動件的設(shè)計計算83.51V帶傳動設(shè)計計算83.62中速軸的設(shè)計103.63低速軸的設(shè)計103.64精確校核軸的疲勞強度103.7滾動軸承的選擇及計算103.71高速軸的軸承103.72中速軸的軸承103.73低速軸的軸承103.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算103.9聯(lián)軸器的選擇103.6

2、1高速軸的設(shè)計113.63低速軸的設(shè)計223.7滾動軸承的選擇及計算353.72中速軸的軸承353.73低速軸的軸承353.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算353.71高速軸的軸承353.72中速軸的軸承373.73低速軸的軸承393.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算413.9聯(lián)軸器的選擇41四、課設(shè)總結(jié)2一、 減速器設(shè)計任務(wù)及分析1.1 零件的用途及基本原理帶式輸送機帶式輸送機(belt conveyor)又稱膠帶輸送機，廣泛應(yīng)用于家電、電子、電器、機械、煙草、注塑、郵電、印刷、食品等各行各業(yè)，物件的組裝、檢測、調(diào)試、包裝及運輸?shù)?。線體輸送可根據(jù)工藝要求選用：普通連續(xù)運行、節(jié)拍運行、變速運行等多種控制方式；

3、線體因地制宜選用：直線、彎道、斜坡等線體形式 輸送設(shè)備包括：皮帶輸送機也叫帶式輸送機或膠帶輸送機等，是組成有節(jié)奏的流水作業(yè)線所不可缺少的經(jīng)濟型物流輸送設(shè)備。皮帶機按其輸送能力可分為重型皮帶機如礦用皮帶輸送機，輕型皮帶機如用在電子塑料，食品輕工，化工醫(yī)藥等行業(yè)。皮帶輸送機具有輸送能力強，輸送距離遠，結(jié)構(gòu)簡單易于維護，能方便地實行程序化控制和自動化操作。運用輸送帶的連續(xù)或間歇運動來輸送100KG以下的物品或粉狀、顆狀物品，其運行高速、平穩(wěn)，噪音低，并可以上下坡傳送。工作原理 帶式輸送機主要由兩個端點滾筒及緊套其上的閉合輸送帶組成。帶動輸送帶轉(zhuǎn)動的滾筒稱為驅(qū)動滾筒（傳動滾筒）；另一個僅在于改變輸送帶

4、運動方向的滾筒稱為改向滾筒。驅(qū)動滾筒由電動機通過減速器驅(qū)動，輸送帶依靠驅(qū)動滾筒與輸送帶之間的摩擦力拖動。驅(qū)動滾筒一般都裝在卸料端，以增大牽引力，有利于拖動。物料由喂料端喂入，落在轉(zhuǎn)動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送到卸料端卸出。聯(lián)軸器的作用:是用來聯(lián)接不同機構(gòu)中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)并傳遞扭矩，部分聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)接。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)接，是機械產(chǎn)品軸系傳動最常用的連接部件。常用聯(lián)軸器有膜片聯(lián)軸器，齒式聯(lián)軸器，梅花聯(lián)軸器，滑塊聯(lián)軸器，鼓形齒式聯(lián)軸器，萬向聯(lián)軸器，安全聯(lián)軸器，彈性聯(lián)軸器

5、及蛇形彈簧聯(lián)軸器。V帶傳送機理：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流?異步電動機?總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高同軸式二級減速器：同軸式減速器的

6、輸入軸與輸出軸在同一軸線上，箱體較短，但箱體內(nèi)須設(shè)置軸承支座，使箱體軸向尺寸增大，中間軸加長，結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜。減速器軸向尺寸和重量較大，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。中間軸承潤滑困難。中間軸較長，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。由于兩伸出軸在同一軸線上，在很多場合能使設(shè)備更為方便。1.2 零件設(shè)計任務(wù)設(shè)計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖2. 工作情況工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)3. 原始數(shù)據(jù)運輸機卷筒扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）18001.230051024. 設(shè)計內(nèi)容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2)

7、斜齒輪傳動設(shè)計計算(3) 軸的設(shè)計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設(shè)計計算說明書的編寫1.3 零件的工藝分析二、 項目組織與分工我們是根據(jù)自己的特長，結(jié)合彼此間的優(yōu)勢互補而組成的，大家態(tài)度認真，分工明確，互幫互助，相互探討，積極準(zhǔn)備，團結(jié)一致，大家都積極完成自己的分工，總之，整個過程中大家統(tǒng)籌兼顧，具體分工如下表：姓名學(xué)號職位職責(zé)楊洋6136206組長對項目進行總體的安排與分工，主要承擔(dān)螺栓的設(shè)計計算部分，以及任務(wù)書的打印和遞交馮秀霞6136232組員資料的搜集和繪制螺栓的工作圖湛小雪61361組員寫零件課程設(shè)計任務(wù)書以及最后的排版及打印

8、劉月洋6136207組員資料的搜集和繪制螺栓的工作圖三、 課程設(shè)計3.1 總體設(shè)計方案當(dāng)速比分配適當(dāng)時，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。減速器軸向尺寸和重量較大，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。中間軸承潤滑困難。中間軸較長，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。傳動方案的確定要求：運輸機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，輸送帶速度為1.2m/s，允許誤差±5%，每天兩班制工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境要求清潔,每年按360個工作日計算，使用期限10年。 如同任務(wù)書布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用V帶可以起到緩沖吸振和過載保護作用；同軸式可使減速器橫向尺寸較小。齒輪

9、相對于軸承位置不對稱，當(dāng)軸產(chǎn)生彎曲變形時，在和在齒寬上分布不均勻，因此，軸應(yīng)設(shè)計得具有較大的剛度，并盡量使高速級齒輪遠離輸入端。高速級可制成斜齒，低速級可制成直齒?？傮w設(shè)計方案設(shè)計二級減速器步驟如下：1.由于該減速機為皮帶傳動滾筒用的減速機故不需要設(shè)計為立式結(jié)構(gòu)，可采用臥式減速器的型式進行設(shè)計。2.行星傳動減速器結(jié)構(gòu)雖然緊湊，但成本也高，故在本次設(shè)計中不考慮采用，而錐齒輪及蝸桿傳動型式的輸入輸出軸垂直，這樣與傳動滾筒配合起來布置不夠緊湊，而且加工起來也較困難，故擬采用圓柱齒輪傳動。3.2電動機的選擇由于本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)，調(diào)速范圍寬。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價

10、格和減速器的傳動比，減小振動和噪聲，提高運轉(zhuǎn)效率，所以選用Y系列封閉式三相異步電動機。 卷筒軸所需功率 通過查找機械設(shè)計手冊得出 V帶傳動，滾動軸承 ，齒輪 ，聯(lián)軸器（彈性），卷筒軸滑動軸承 電動機的輸出功率 卷筒輸入軸的轉(zhuǎn)速已知V帶傳動的傳動比為，二級同軸式直齒圓柱齒輪減速器的傳動比所以，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍： 暫取值為1000選電動機型號為Y200L1-6，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，額定功率18.5Kw 電動機外形尺寸 中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸底腳螺栓直徑 K軸伸尺寸D×E鍵聯(lián)接部分尺寸F×CD200318×305 1955&#

11、215;11016×10 3.3計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比理論總傳動比 分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比，則二級圓柱齒輪減速器的傳動比 而二級同軸式圓柱齒輪減速器內(nèi)部兩組齒輪傳動為同級傳動，故 所得和符合一般圓柱齒輪傳動和二級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。3.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.41確定各軸轉(zhuǎn)速首先定義電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸根據(jù)公式可得 3.42確定各軸輸入功率 高速軸 中間軸 低速軸 3.43確定各軸輸出轉(zhuǎn)矩 由于電機輸出轉(zhuǎn)矩 所以各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)如下表所示軸 名功率P/Kw轉(zhuǎn)矩T/Nm 轉(zhuǎn)速

12、 n/r/min傳動比i電 機 軸17.56172.8897012.69高速軸16.769495.296323.332.06中速軸16.063977.329156.96低速軸15.3861928.55076.193.5傳動件的設(shè)計計算3.51V帶傳動設(shè)計計算3.511確定計算功率 由于是帶式運輸機，功率<18.5kw，輕載啟動，每天兩班工作，載荷變動較小，查閱機械設(shè)計基礎(chǔ)表31-7 可得，工作情況系數(shù) 根據(jù)公式可知，計算載荷，其中P為所傳遞的額定功率。3.522選擇V帶型號所以根據(jù)計算載荷和小輪的轉(zhuǎn)速在機械設(shè)計基礎(chǔ)圖31-15中可以查得該V帶為普通帶B型。3.523確定帶輪直徑和帶速已知

13、帶輪越小，帶的彎曲應(yīng)力越大，因此小帶輪的直徑不能太小，至少保證帶輪直徑，查閱機械設(shè)計基礎(chǔ)表31-3，根據(jù)已知的帶型和小帶輪轉(zhuǎn)速，選擇根據(jù)公式驗算帶的速度，所得v值介于525m/s之間，因此帶速設(shè)計合理。根據(jù)公式可得大帶輪的基準(zhǔn)直徑為3.524確定V帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度根據(jù)公式，初定中心距再根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系，由公式求出基準(zhǔn)長度，根據(jù)機械設(shè)計手冊表13-1-4，選取和相近的基準(zhǔn)長度由于V帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，可以進行近似計算，即考慮到安裝調(diào)整和補償初拉力的需要，中心距的變化范圍為: 3.525驗算主動輪的包角一般小帶輪的包角應(yīng)該不小于120°，小帶輪的包角應(yīng)為145

14、.27°>90°3.526確定帶的根數(shù)因為單根V帶的基本額定功率P是在特定條件下由實驗得到的，當(dāng)帶的實際工作情況與特定的條件不同時，需要對P進行修正，修正后的單根V帶所能傳遞的額定功率根據(jù)和，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表31-3可得再根據(jù)i=3，B型帶，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表31-4可得根據(jù)包角值，查機械設(shè)計手冊表13-1-22可得包角系數(shù)=0.91，根據(jù)基準(zhǔn)長度，查機械設(shè)計手冊表13-1-23可得長度系數(shù)=1.04所以已知計算載荷V帶的根數(shù)由公式，并且z值介于37之間，綜合可得z=5。3.527確定帶的初拉力其中的單位長度質(zhì)量由機械設(shè)計手冊表13-1-24可得對于V帶傳動，單根帶的初

15、拉力為由于新帶容易松弛，因此安裝新帶時的預(yù)緊力應(yīng)為上述的初拉力的1.5倍。3.528確定傳動帶作用在軸上的壓軸力根據(jù)公式3.62中速軸的設(shè)計3.63低速軸的設(shè)計3.64精確校核軸的疲勞強度3.7滾動軸承的選擇及計算3.71高速軸的軸承3.72中速軸的軸承3.73低速軸的軸承3.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3.9聯(lián)軸器的選擇設(shè)計計算及說明結(jié)果3.6軸的設(shè)計計算3.61高速軸的設(shè)計(1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）高速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）486.6710.56207.22(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=98.75 ，根據(jù)機械設(shè)計（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-

16、14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(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)表15-3，取,于是得(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=37mm。V帶輪與軸配合的長度L1=99mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=95mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時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)d-=37mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙

17、組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故d-=d-=40mm；而L-=24+24=48mm，L-=15mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，套筒左端高度為5mm，d-=50mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=45mm，取L-=115mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取L-=60mm。至此，已

18、初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×80mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵14mm×9mm×90mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-9535與V帶輪鍵聯(lián)接配合-6037定位軸肩-4840與滾動軸承30307配合，套筒定位-11545與小齒輪鍵聯(lián)

19、接配合-1550定位軸環(huán)-2640與滾動軸承30307配合總長度359mm（1） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=19.5mm。因此，軸的支撐跨距為L1=129mm， L2+L3=83.5+76.5=160mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。結(jié)果83.512976.5設(shè)計計算及說明結(jié)果載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩（2） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15

20、-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。3.62中速軸的設(shè)計中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）140.6510.14688.49(1) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則安全設(shè)計計算及說明結(jié)果(2) 初步確定軸的最小直徑先按式(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)表15-3，取,于是得(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的

21、要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時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)d-=d-=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故L-=L-=29+20=49mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30310型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為5mm。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=50mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=66mm，

22、又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L-=110mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設(shè)計計算及說明結(jié)果3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵18mm×11mm×90mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-5450與滾動軸承30309配合，套筒定位-11060與大齒輪鍵聯(lián)接配合-11065定位軸環(huán)-11560與小齒輪鍵聯(lián)接配合-5450

23、與滾動軸承30309配合總長度433mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=23mm。因此，軸的支撐跨距為L1=78.5mm， L2=217.5，L3=81mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩設(shè)計計算及說明結(jié)果83.5-=74.5-=227.5=設(shè)計計算及說明結(jié)果（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)

24、，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。3.63低速軸的設(shè)計低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）40.669.742288.24(1) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(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)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 安全設(shè)計計算及說明結(jié)果2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一

25、軸肩，故取-段的直徑d-=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=105mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時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)d-=75mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30317，其尺寸為d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故 d-=d-=80mm；而L-=45mm，L-=45+20=65mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30317型軸承的定位

26、高度h=6mm，因此，取得d-=97mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=95mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為115mm，為了使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l-=110mm。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×85mm，半聯(lián)軸器與軸的

27、配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為25mm×14mm×95mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-455與滾動軸承30314配合-1597軸環(huán)-11090與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-6585與滾動軸承30314配合-6079與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10574與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度400mm設(shè)計計算及說明結(jié)果81.566.5設(shè)計計算及說明結(jié)果（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸

28、承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=36mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。3.64精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強

29、度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，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B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。安全設(shè)計計算及說明結(jié)果2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上

30、的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為設(shè)計計算及說明結(jié)果又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，

31、調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 安全設(shè)計計算及說明結(jié)果經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。安全設(shè)計計算及說明結(jié)果3.7滾動軸承的選擇及計算3.72中速軸的軸承3.73低速軸的軸承3.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3.9聯(lián)軸器的選擇軸承預(yù)期壽命 3.71高速軸的軸承選用30308型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表15-7，得 ， ，（1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設(shè)計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當(dāng)量動載荷和設(shè)計計算及說明結(jié)果 由機械設(shè)計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。3.72中速軸的軸承選用30310型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求