減速箱設(shè)計(jì)說明書

1、設(shè)計(jì)題目：帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置學(xué)院 ：君遠(yuǎn)學(xué)院班級：君遠(yuǎn)1001班設(shè)計(jì)者：王叢邦學(xué)號：0401100115指導(dǎo)老師：陳老師設(shè)計(jì)時(shí)間：2012年6月目錄一、已知技術(shù)參數(shù) 3 二、擬定三種方案 3三、電機(jī)選擇 6 四、傳動(dòng)系統(tǒng)的計(jì)算 7五、 V帶設(shè)計(jì) 11六、高速齒輪設(shè)計(jì) 13七、低速齒輪設(shè)計(jì)19八、軸的設(shè)計(jì)及校核 25九、軸承的選擇及計(jì)算 35十、鍵的選擇及校核 37 十一、潤滑和密封說明37十二、拆裝和調(diào)整說明 38十三、減速箱體的附件說明 38 1  輸送帶工作拉力F= 6 kN； 2輸送帶工作速度 =1.3m/s(允許輸送帶速度誤差為 ；5% ) 3  滾筒直徑D400

2、mm；4  滾筒效率 (包括滾筒與軸承的效率損失)；0.96 5工作情況兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6使用折舊期8年7 工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度為35°C；8 動(dòng)力來源電力，三相交流，電壓380/220V；9 檢修間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；10 制造條件及生產(chǎn)批量 :一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)1、 已知技術(shù)參數(shù)和條件：1.1工作機(jī)器特征的分析由設(shè)計(jì)任務(wù)書可知：該減速箱用于皮帶運(yùn)輸機(jī)，工作速度不高（V=1.6m/s）由于工作運(yùn)輸機(jī)工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變(單向運(yùn)轉(zhuǎn))，工作環(huán)境多塵，最高溫度為35，故減速箱應(yīng)盡量設(shè)計(jì)成閉式，箱體內(nèi)用油液潤滑

3、，軸承用脂潤滑。要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊，造價(jià)低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期8年,小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.96. 二、擬定的三種方案如下：類型方案簡圖 方案的優(yōu)缺點(diǎn)方案（一）二級圓柱輪減速器（展開式） 優(yōu)點(diǎn)：采用V帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，既可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)由于帶傳動(dòng)具有良好的緩沖、吸振性能，可適應(yīng)大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護(hù)方便，并且有過載保護(hù)功能。兩級大齒輪直徑接近，有利于浸油潤滑。且減速器結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高，傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)準(zhǔn)確可靠，使用維護(hù)簡單，并可成批生產(chǎn)。缺點(diǎn)：缺點(diǎn)是

4、傳動(dòng)尺寸較大，V帶使用壽命較短。軸向尺寸比較大，中間軸比較長，剛度較差。方案（二） 二級圓柱齒輪減速器（展開式） 優(yōu)點(diǎn)：采用齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)效率高，使用壽命長，使用維護(hù)較方便。缺點(diǎn)：由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷不均勻，要求軸有較大剛度。另外還要求大起動(dòng)力矩時(shí)，起動(dòng)沖擊大，并且成本太高，沒有過載保護(hù)且潤滑條件不好磨損較嚴(yán)重，壽命較短。方案（三） 一級人字齒輪減速器（鏈傳動(dòng)）優(yōu)點(diǎn)：鏈傳動(dòng)，它能滿足傳動(dòng)比要求。成本較低。缺點(diǎn)：在要求大起動(dòng)力矩時(shí)，鏈傳動(dòng)的抗沖擊性能差，噪音大，鏈磨損快壽命短，不宜采用。綜合分析：以上三種傳動(dòng)方案都可滿足帶式輸送機(jī)的功能要求，但其結(jié)構(gòu)性能和經(jīng)濟(jì)成本則各不

5、相同。布置傳動(dòng)順序時(shí)，一般應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)：（1）帶傳動(dòng)的承載能力較小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動(dòng)形式大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖減振，因此宜布置在高速級(轉(zhuǎn)速較高，傳遞相同功率時(shí)轉(zhuǎn)矩較小)。（2）鏈傳動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動(dòng)，應(yīng)布置在低速級。（3）開式齒輪傳動(dòng)的工作環(huán)境較差，潤滑條件不好，磨損較嚴(yán)重，壽命較短，應(yīng)布置在低速級。根據(jù)以上的要求和機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，應(yīng)該選擇方案a最好，最合適。三、電機(jī)的選擇計(jì)算及說明結(jié)果1、 選擇電動(dòng)機(jī)系列是 按工作要求及工作條件，選用Y型三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式臥 臥式結(jié)構(gòu)，即 電壓為380VY系列的三相交流電源電動(dòng)機(jī)。 2、確定方案中各部分效率選電動(dòng)機(jī)功率按

6、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊 表1-7確定各部分效率如下：V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)效率： =0.95每對軸承的傳動(dòng)效率： =0.99 （共四對球軸承）圓柱齒輪的傳動(dòng)效率 =0.97 （精度8級）聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率： =0.99卷筒的傳動(dòng)效率： =0.963、計(jì)算及說明3.1、電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率： 42 =0.950.9940.9720.96 =0.8163.2、所需電動(dòng)機(jī)的功率P（KW）： =0.95 =0.99 =0.97 =0.99 =0.96 =0.8163.3、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)述：工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n(r/min) 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍， V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比24，二級圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比825，則總傳

7、動(dòng)比合理范圍為=16100電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：×n（16100）×62.10 3.4、分析及確定按電動(dòng)機(jī)的額定功率，滿足，所以選取11kw。又轉(zhuǎn)速，所以可選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min，4級。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定電機(jī)的型號為Y160-4的三相異步電動(dòng)機(jī)。該電動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)為：額定功率：11kw；滿載轉(zhuǎn)速：1460/min；同步轉(zhuǎn)速：1500r/min；額定轉(zhuǎn)速：2.2；最大轉(zhuǎn)矩：2.3；質(zhì)量：1234、 傳動(dòng)系統(tǒng)的計(jì)算確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比1、 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比：由傳動(dòng)方案可知： 聯(lián)軸器的傳動(dòng)比 =1 傳動(dòng)

8、裝置的總傳動(dòng)比：=1460/62.10=23.512、 分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比；為傳動(dòng)帶的傳動(dòng)比，為減速器傳動(dòng)比。且的范圍為為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取。所以對二級展開式圓柱出論減速器，所以取又所以確定；各級傳動(dòng)比為：3、各軸的轉(zhuǎn)速(r/min) 電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)速=1460 r/min 高速軸1的轉(zhuǎn)速=/ =1460/2.3=634.783r/min中間軸2的轉(zhuǎn)速=634.783/3.78=167.932r/min低速軸3的轉(zhuǎn)速=167.932/2.70= 62.197r/min滾筒軸4的轉(zhuǎn)速=62.197 r/min4、各軸的輸入功率P（KW）電動(dòng)機(jī)與軸1的傳動(dòng)效率軸1與軸2的傳動(dòng)效率；

9、軸二和軸3的傳動(dòng)效率：軸3和軸4的傳動(dòng)效率：所以電動(dòng)機(jī)的輸入功率：高速軸的輸入功率：；軸2的輸入功率：；軸3的輸入功率：；軸4的輸入功率：；5、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N)、電動(dòng)機(jī)的輸入轉(zhuǎn)矩T=9550Pm/ =955011/1460 =71.94N、高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩T=9550P/ =955010.45/634.783 =157.215 N、中間軸2的輸入轉(zhuǎn)矩T=9550P/ =955010.03/167.93 =570.33N、低速軸3的輸入轉(zhuǎn)矩 T=9550P/ =95509.63/62.197 =1478.48N 、滾筒軸4的輸入轉(zhuǎn)矩 T=9550P/ =95509.44/62.197 =

10、1449.31N6、總結(jié)如下表：電動(dòng)機(jī)軸軸1軸2軸3滾筒軸4功率P （KW）1110.4510.039.639.44轉(zhuǎn)矩 T（N·m）71.94157.20570.331478.481449.31轉(zhuǎn)速（r/min）1460634.78167.9362.2062.20傳動(dòng)比2.33.782.701效率0.950.960.960.98=1460 r/min=634.783r/min=167.932r/min=62.197r/min=62.197 r/minT=71.94NT=157.215 NT=570.33N T=1478.48NT=1449.31N5、 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算及說明結(jié)果1、

11、 設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件帶工作條件：工作情況兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。所需傳遞的功率：P=8.76Kw。小帶輪轉(zhuǎn)速：=1460/min。傳動(dòng)比i：i=2.3。2、 計(jì)算及說明計(jì)算功率：，其中為工作情況系數(shù)，查表8-7知取1.3。P為負(fù)載功率。小帶輪轉(zhuǎn)速：。帶型號：由、查表8-11知選B型。小帶輪基準(zhǔn)直徑：由，查表8-6、8-8知取大帶輪基準(zhǔn)直徑：，查表8-8，圓整后得驗(yàn)算速度V：，所以符合。初定中心距：根據(jù)，初定中心距為500mm.基準(zhǔn)帶長：，查表8-2取實(shí)際中心距a：，計(jì)算得a=540.74mm驗(yàn)算小帶輪包角:,滿足條件。帶的根數(shù)z：帶的初拉力;,由v=10.09m/s,q=0.1

12、8kg/m,代入得。壓軸力：六、高速級齒輪設(shè)計(jì)已知條件：1. 輸入功率2. 傳動(dòng)比：3. 小齒輪轉(zhuǎn)速4. 工作壽命：8年（設(shè)工作300天），兩班制計(jì)算及說明結(jié)果1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按方案一所示的傳動(dòng)方案，高速軸選用斜齒圓柱齒輪進(jìn)行傳動(dòng)。2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）3) 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)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鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。4) 選用小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。5) 初選螺旋角。2. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式

13、（10-9a）進(jìn)行計(jì)算，即(1）. 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)。2) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)3) 由圖10-26查得，4) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)。6) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7) 由圖10-21d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550MPa。8) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7） 由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)8） 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10-12得 。(2）. 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬與齒高之比5

14、) 計(jì)算縱向重合度 6) 已知，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù);由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式;查圖10-13得;由表10-3查得 .故載荷系數(shù)7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8)計(jì)算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-17）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得5) 查取應(yīng)力較正系數(shù) 由表10-5查得 6)由圖10-20c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 7) 由圖10-18取彎曲

15、疲勞壽命系數(shù) 8)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,由式（10-12）得 9) 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較10) 大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算：對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取，可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有： ,取，則。4、 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距 ，圓整得246（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、等不必修正。（3） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4） 計(jì)算齒輪寬度 ，圓整后取（5） 驗(yàn)算 ，合格。246七、低速級齒輪設(shè)計(jì)已知

16、條件1. 輸入功率2. 傳動(dòng)比：3. 小齒輪轉(zhuǎn)速4. 工作壽命：8年（設(shè)工作300天），兩班制計(jì)算及說明結(jié)果1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按方案一所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪進(jìn)行傳動(dòng)。2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）3) 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)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鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。4) 選用小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。2. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9）進(jìn)行計(jì)算，即(1）. 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)。2

17、) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5) 由圖10-21d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550MPa。6) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7） 由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)。8） 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10-12得 。(2）. 計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代人中較小值1)2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬4) 計(jì)算齒寬與齒高之比5) 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)， 直齒輪, 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-4查得7級精度、小齒輪相對

18、支撐非對稱布置時(shí)由圖10-13查得故載荷系數(shù)6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得7) 計(jì)算模數(shù)=1.3,b=141.21mmb/h=10.67K=1.461m=6.12mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的計(jì)算公式為（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖10-20c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2） 由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)3) 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10-12得 4)計(jì)算載荷系數(shù)K。5)查取齒形系數(shù)由表10-5查得6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得7）計(jì)算大、小齒輪的，

19、并比較大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(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)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.80并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，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) ，取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。K=1.397=5mm4. 幾何尺寸計(jì)算(1）. 計(jì)算分度圓直徑(2）. 計(jì)算中心距(3）. 計(jì)算齒輪寬度取a=277.5mm8、 軸的設(shè)計(jì)及校核1、低速軸設(shè)計(jì)低速軸的基本參數(shù)：低速軸功率P9.63轉(zhuǎn)

20、矩1478480轉(zhuǎn)速62.20求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為而圓周力Ft，徑向力Fr的方向如圖。初步確定軸的最小直徑及初選聯(lián)軸器先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A0=112，于是得當(dāng)截面上開鍵槽時(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。對于的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大；所以輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,考慮到轉(zhuǎn)矩很小，故取KA=1.5,則：Tca=KAT3=1.5×1478480N·mm=2217720 N·

21、;mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，手冊，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩2500000軸孔長度L107軸孔長度L1142軸孔直徑d63許用轉(zhuǎn)速3870轉(zhuǎn)動(dòng)慣量0.109軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、 由聯(lián)軸器的選擇可知為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸端右端需制出一軸肩，故取-段的直徑 dII-III70mm；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=105mm,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-段的長度應(yīng)比 L1略短一些，現(xiàn)取b、初步選擇深溝球軸承。因軸承主要受軸向力作用。故選用深溝球球軸承。參照工作要求并根據(jù) d

22、II-III70mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承軸承6015，故 d-=75mm；而。c、 對于齒輪段由于齒輪的參數(shù)已知，所以 ，d、 軸環(huán)的長度： 軸環(huán)直徑e、 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm，圓錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=10mm。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度 T=36mm，高速齒輪寬度T=105mm 至此，已初步確定了低速軸軸的各段直徑和長度。軸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑/mm63707580908075長度/mm10550401

23、461012820軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接。 取軸端倒角2×45，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm求軸上的載荷及按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 圖中L2=219mm,L3=105mm. 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。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，軸的計(jì)算應(yīng)力：； 由軸的。因此 所以安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1) 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來

24、看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上Mca1最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然Mca1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），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。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)即可。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M為截面上的扭矩T3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45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由軸常用材料性能表查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按手冊查取。因，

25、經(jīng)插值后可查得又由手冊可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由手冊得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由手冊得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按手冊得綜合系數(shù)為又由手冊得材料特性系數(shù)于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按公式則得故可知其安全。3) 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表中的公式計(jì)算，抗扭截面系數(shù)WT為彎矩M及彎曲應(yīng)力為扭矩T3及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處的值，由附表3-8插入法求出，并取，于是得，軸按磨削加工，由手冊得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)

26、計(jì)計(jì)算即告結(jié)束（當(dāng)然，如有更高的要求時(shí)，還可作進(jìn)一步的研究）。2、高速軸設(shè)計(jì)高速軸的基本參數(shù)：高速軸功率P10.45轉(zhuǎn)矩157200轉(zhuǎn)速634.78求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為而初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A0=112，于是得當(dāng)截面上開鍵槽時(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。對于的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大；所以輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,考慮到轉(zhuǎn)矩較小，故取KA=1.3,則：Tca=KAT3=1.3&

27、#215;157200N·mm=204360 N·mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，手冊，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器。其參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩560000軸孔長度L10760軸孔長度L182軸孔直徑d32許用轉(zhuǎn)速6300轉(zhuǎn)動(dòng)慣量0.009由聯(lián)軸器知軸的最小直徑由于軸的各段尺寸選取原則在低速軸設(shè)計(jì)時(shí)已經(jīng)說明清楚了，故而高速軸設(shè)計(jì)步驟不再重復(fù)，下面給出各段尺寸：軸（高速）I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑/mm32404550575045長度/mm5848441068168163、中速軸設(shè)計(jì) 選取原則與低速軸一致，下面直

28、接給出各段尺寸：軸（中速）I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI直徑/mm4556655645長度/mm4610110151349、 軸承的選擇及計(jì)算(1) .低速軸軸承的選擇選用深溝球軸承，代號為6015系列，其基本參數(shù)為：d=75mm,D=115mm,B=20mm基本額定動(dòng)載荷基本額定定載荷極限轉(zhuǎn)速：6300r/min(2) .壽命計(jì)算 兩軸承的徑向合力分別為： 所以2軸承放松，1軸承壓緊，由插值法確定得 兩次相差的值不大，因此確定查表13-5得 兩軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中只有輕度沖擊，按表13-6，=1.1，則 因?yàn)?所以按軸承2 的受力大的驗(yàn)算軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽命 所以 滿足壽命要求。（3） 、高速軸軸承選擇：選用角接觸球軸承，代號為7009AC系列，其基本參數(shù)為：d=45mm,D=75mm,B=16mm基本額定動(dòng)載荷基本額定定載荷極限轉(zhuǎn)速：10000r/min(4) 高速軸軸承選擇：選用角接觸球軸承，代號為7009AC系列，其基本參數(shù)為：d=45mm,D=75mm,B=16mm基本額定動(dòng)載荷基本額定定載荷極限轉(zhuǎn)速：10000r/min10、 鍵的選擇及校核（1）、低速軸鍵槽部分的軸徑為80mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2