軸的受力分析 同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器課_設(shè)_計(jì)

1、機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 課 程 設(shè)計(jì)計(jì) 算 說(shuō) 明 書(shū)設(shè)計(jì)題目： （系）院 專業(yè) 班 設(shè)計(jì)人： 指導(dǎo)老師： 年 月 日目錄1. 題目及總體分析22. 各主要部件選擇23. 選擇電動(dòng)機(jī)34. 分配傳動(dòng)比35. 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算46. 設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪57. 設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪108. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)14軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)15軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)21軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)279. 潤(rùn)滑與密封3210. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3211. 設(shè)計(jì)總結(jié)3312. 參考文獻(xiàn)33一.題目及總體分析題目：設(shè)計(jì)一個(gè)帶式輸送機(jī)的減速器給定條件：由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，運(yùn)輸帶工作拉力

2、為4000N，運(yùn)輸帶速度為1.6m/s，運(yùn)輸機(jī)滾筒直徑為400mm。自定條件：工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），三年一大修,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),室內(nèi)工作,有粉塵生產(chǎn)批量: 10臺(tái)減速器類型選擇：選用同軸式兩級(jí)圓柱齒輪減速器。整體布置如下：圖示：為電動(dòng)機(jī)，及為聯(lián)軸器，為減速器，為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)，為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)，為輸送機(jī)滾筒。輔助件有:觀察孔蓋,油標(biāo)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.。二.各主要部件選擇目的過(guò)程分析結(jié)論動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒傳動(dòng)平穩(wěn)高速級(jí)做成斜齒，低速級(jí)做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三.選擇電動(dòng)

3、機(jī)目的過(guò)程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動(dòng)機(jī)選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)功率工作機(jī)所需有效功率為PwF×V2000N×1.1m/s圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率(兩對(duì))為10.972球軸承傳動(dòng)效率(四對(duì))為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率(兩個(gè))取30.9932輸送機(jī)滾筒效率為40.96電動(dòng)機(jī)輸出有效功率為要求電動(dòng)機(jī)輸出功率為型號(hào)查得型號(hào)Y160M-6封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下額定功率kW=7.5滿載轉(zhuǎn)速r/min=970滿載時(shí)效率%=86滿載時(shí)輸出功率為 略小于在允許范圍內(nèi)選用型號(hào)Y160M-6封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)四.分配傳動(dòng)比目的過(guò)程分析結(jié)論分

4、配傳動(dòng)比傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比其中i是傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比，多級(jí)串聯(lián)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)等于各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積；nm是電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計(jì)算如下 (兩級(jí)圓柱齒輪) 五.傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算目的 過(guò)程分析結(jié)論傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算設(shè)：從電動(dòng)機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對(duì)應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對(duì)應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對(duì)應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動(dòng)比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率分別為 、 、 、

5、。軸號(hào)電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱減速器工作機(jī)O軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=970n1=970n2=269.44n3=74.84n4=74.84功率P(kw)P0=6.45P1=6.4P2=6.15P3=5.9P4=5.57轉(zhuǎn)矩T(N·m)T0=63.5T1=63T2=217.98T3=752.87T4=710.76兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比 ii01=1i12=3.6i23=3.6i34=1傳動(dòng)效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.944六.設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪目的過(guò)程分析結(jié)論選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)） 選用斜齒圓柱齒輪傳） 選用級(jí)精度） 材料選擇。小齒輪材料

6、為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.6×24=85,取Z2=85。選取螺旋角。初選螺旋角目的過(guò)程分析 結(jié)論按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1021）試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得（）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得目的

7、 過(guò)程分析結(jié)論按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)）計(jì)算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得（）計(jì)算圓周速度（）計(jì)算齒寬及模數(shù)（）計(jì)算縱向重合度（）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得目的過(guò)程分析結(jié)論按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（）計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式） 確定計(jì)算參數(shù)（）計(jì)算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（）由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)目的過(guò)程分析結(jié)論

8、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計(jì)算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則齒數(shù)幾何尺寸計(jì)算） 計(jì)算中心距將中心距圓整為124mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。中心距=124mm螺旋角目的分析過(guò)程結(jié)論幾何尺寸計(jì)算） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑） 計(jì)算大、小齒輪的齒根圓直徑） 計(jì)算齒輪寬度圓整后?。环侄葓A直徑齒根圓直徑

9、齒輪寬度驗(yàn)算合適合適七.設(shè)計(jì)低速級(jí)圓柱直齒傳動(dòng)目的設(shè)計(jì)過(guò)程結(jié)論選定齒輪精度等級(jí)、材料及齒數(shù)） 選用級(jí)精度） 由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取目的過(guò)程分析結(jié)論按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即） 確定公式各計(jì)算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得） 計(jì)算

10、（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值目的過(guò)程分析結(jié)論按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（） 計(jì)算圓周速度v （） 計(jì)算齒寬（） 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)，級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表查得使用系數(shù)由表查得由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計(jì)算模數(shù)分度圓直徑模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為目的分析過(guò)程結(jié)論按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)） 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得（

11、） 計(jì)算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）計(jì)算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.74，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值3.0。目的分析過(guò)程結(jié)論按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取齒數(shù)幾何尺寸計(jì)算） 計(jì)算分度圓直徑） 計(jì)算齒根圓直徑） 計(jì)算中心距） 計(jì)算齒寬取分度圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬驗(yàn)算合適驗(yàn)算合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) （中間軸）1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的過(guò)程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)

12、輸入軸上的功率求作用在軸上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開(kāi)鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版），選用GB5014-1985中的HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長(zhǎng)度L32,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動(dòng)端的代號(hào)為HL1 24*32 GB5014-1985,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔長(zhǎng)度略短,故取選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過(guò)程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）擬定軸上零件

13、的裝配方案（見(jiàn)前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號(hào)6的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷故 軸段7的長(zhǎng)度與軸承寬度相同,故取 ( 3 )軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5

14、 )取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見(jiàn)的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過(guò)程分析輸入軸上的功率求作用在軸上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑L1=58+40+9=107mm L2=9+8+10+89/2=71.5mm L3=89/2+16+9=69.5mm結(jié) 論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)（6）鍵連接。聯(lián)軸器：由直徑選平鍵類型 鍵

15、 GB1095-1979b=8mm h=7mm ，長(zhǎng)為45mm 5.軸的受力分析 1)畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖目的過(guò)程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)）計(jì)算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力） 畫(huà)彎矩圖 故 4）畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和最大扭矩的截面（即截面c），有以上數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定材料為45鋼，由表查的，故安全。 6 校核軸的強(qiáng)度 1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A上雖然應(yīng)力最大，但其為齒輪軸，而且這里軸的直徑較大，故不必校核。截面應(yīng)力集中，且左側(cè)軸直徑較小。故對(duì)截面左側(cè)進(jìn)行較核即可。

16、 截面2左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)截面2左側(cè)的彎矩為M=77027*(9+8+10)/71.5=29087Nmm截面上的扭矩為T1=83.01Nm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45剛 , 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)及按附表3-2查取.因 , ,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 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)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)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ,

17、 取 , 取目的過(guò)程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)輸入軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全8 校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計(jì)算 因其基本額定靜載荷為18KN, 按表13-6,取按表13-5注1,對(duì)深溝球軸承取,則相對(duì)軸向載荷為 在表13-5中介于0.13-0.25之間,對(duì)應(yīng)的e值為0.31-0.37,X=1,Y=0故 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命T=8*350*16=44800<,故合適鍵校核安

18、全軸校核安全軸承選用6006深溝球軸承，校核安全壽命（）為2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的 過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑,取軸段1的直徑軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（ 1 ）初選型號(hào)6307的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷 故 軸段7的長(zhǎng)度與軸承寬

19、度相同,故取 ( 2 )軸段3上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,兩齒輪間的間隙取故取 ( 3 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段5的直徑應(yīng)根據(jù)6307深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 4 )取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見(jiàn)的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K

20、=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)（ 5 ）鍵連接。高速齒輪：選普通平鍵 鍵 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齒輪：選普通平鍵 鍵 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.軸的受力分析1)畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)） 計(jì)算支承反力預(yù)選軸承型號(hào)為30208的圓錐滾子軸承，寬度mm，外圈直徑D=80mm，其內(nèi)圈直徑mm查表得a=16.9L1=19.75-16.9+18.75+42=63.6L2=42+89/

21、2+97=183.5L3=19.75-16.9+20.25+89/2=67.6在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力3 ) 畫(huà)彎矩圖 故 4 ) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強(qiáng)度 5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和最大扭矩的截面（即小齒輪截面），有以上數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定材料為45鋼，由表查的，故安全。目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 軸的材料為45剛 , 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)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材

22、料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)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)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核鍵連接強(qiáng)度高速齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.低速齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向:

23、 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承2為受載較大的軸承,按軸承2計(jì)算預(yù)選軸承型號(hào)為30208的圓錐滾子軸承，寬度mm，外圈直徑D=80mm，其內(nèi)圈直徑mm Cr=63kn軸校核安全軸承選用6307深溝球軸承，校核安全壽命（）為目的過(guò)程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì),查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命z3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此

24、處開(kāi)鍵槽，取，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版），選用GB5014-1985中的HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長(zhǎng)度L84,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動(dòng)端的代號(hào)為HL4 55*84 GB5014-1985,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔長(zhǎng)度略短,故取軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號(hào)6313的深溝球軸承參數(shù)如下

25、故 軸段7的長(zhǎng)度與軸承寬度相同,故取 ( 3 )軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6313深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 )取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見(jiàn)的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間

26、的距離K=20mm.故 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,6）鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 10*80 GB1095-1979 t=6mmh=10mm 齒輪：選普通平鍵 鍵 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm5.軸的受力分析1 )畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖）計(jì)算支承反力在水平面上 在垂直面上 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)總支承反力 3 )畫(huà)彎矩圖 目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)故 4）畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強(qiáng)度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險(xiǎn)剖面 軸的材料為4

27、5剛 , 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)及按附表3-2查取.因 , ,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,故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)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)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全 7 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-

28、1得=60mpa,因此,故安全. 8 校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠.齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠.軸校核安全軸承選用6313深溝球軸承，校核安全壽命（）為目的過(guò)程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 9 校核軸承壽命 ,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命 九.潤(rùn)滑與密封目的過(guò)程分析結(jié)論潤(rùn)滑與密封1潤(rùn)滑方式的選擇 因?yàn)闈?rùn)滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤(rùn)滑。I，II，III軸的速度因子，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可選用鈉基潤(rùn)滑劑2號(hào) 2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤(rùn)滑油的選擇因?yàn)樵摐p速器屬于一般減速器，查機(jī)械手冊(cè)可選用中負(fù)載工業(yè)齒輪