機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

1、湖南工業(yè)大學(xué) 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 課 程 設(shè) 計(jì)資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2011 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè) 機(jī)械工程及自動化 班級 機(jī)工091 學(xué)號 09405700435 題 目 熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011 年 12 月 20 日 2012 年 01 月 03 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1張2課程設(shè)計(jì)說明書1本3裝配草圖1張4裝配圖1張5零件圖2張課程設(shè)計(jì)任務(wù)書20112012學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械工程及自動化 專業(yè)

2、 機(jī)工091 班級課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 完成期限：自 2011 年 12月 20 日至 2012 年 01 月 03 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：工作條件：用于傳送清洗零件，雙班制工作，工作時(shí)有輕微震動，使用年限10年（其中軸承壽命為三年）。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：（1） 減速機(jī)裝配圖1張；零件工作圖23張； （2） 設(shè)計(jì)說明書1份（60008000字）。進(jìn)

3、度安排起止日期工作內(nèi)容2011.12.20-2011.12.23傳動系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2011.12.24-2011.12.26傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2011.12.27-2012.01.02減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說明書2012.01.03交圖紙并答辯主要參考資料【1】濮良貴,紀(jì)明剛. 機(jī)械設(shè)計(jì).8版. 北京:高等教育出版社,2006.【2】楊光,席偉光,李波,陳曉岑.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).2版.北京:高等教育出版社,2010【3】趙大興.機(jī)械制圖.2版.北京:高等教育出版社,2009【4】朱理.機(jī)械原理.2版.北京:高等教育出版社,2010【5】徐雪林.互換性與測量技術(shù)基

4、礎(chǔ).2版.長沙:湖南大學(xué)出版社,2010【6】劉鴻文.材料力學(xué).5版.北京:高等教育出版社,2011【7】毛謙德,李振清.袖珍機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊.3版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007 指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機(jī) 械 設(shè) 計(jì)設(shè)計(jì)說明書熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器起止日期： 2011 年 12 月 20 日 至 2012 年 01 月 03 日學(xué)生姓名郝志彬班級機(jī)工091學(xué)號成績指導(dǎo)教師(字)機(jī)械工程學(xué)院（部）2012年01月03日目錄1 傳動方案設(shè)計(jì)31.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容31.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)31.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件3

5、2 電動機(jī)的選擇32.1 選擇電動機(jī)的類型32.2選擇電動機(jī)的容量32.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速33 確定總傳動比及分配各級傳動比33.1傳動裝置的總傳動比33.2 分配傳動比33.3 各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算33.4 各軸輸入功率計(jì)算33.5 各軸輸入扭矩計(jì)算34 V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算34.1 電動機(jī)所需功率Pca和滿載轉(zhuǎn)速nm34.2 帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2；34.3 驗(yàn)算帶速34.4 中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld34.5 小帶輪包角1；34.6 帶的根數(shù)Z;34.7單根v帶初拉力34.8軸壓力Fp;35斜齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算35.1 材料的選擇、齒數(shù)的選擇35.2高速斜齒輪強(qiáng)度計(jì)算35.3低速斜齒輪強(qiáng)度計(jì)

6、算35.4齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)36 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算36.1 高速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算36.2 低速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算36.3 中間軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算37 軸承的壽命校核37.1 高速軸承的壽命校核37.2 低速軸承的壽命校核38鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算38.1普通平鍵的強(qiáng)度條件38.2高速軸上鍵的校核38.3低速軸上鍵的校核39 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇39.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇39.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇39.3密封方式的選擇310 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)310.1減速器箱體的設(shè)計(jì)310.2減速器附件的設(shè)計(jì)311設(shè)計(jì)總結(jié)312參考文獻(xiàn)31 傳動方案設(shè)計(jì)1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容帶傳動

7、平穩(wěn)、吸震且能器過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動和運(yùn)輸帶之間布置一臺二級斜齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。圖1-1雙級斜齒圓柱齒輪減速器1-電動機(jī)；2-傳動帶；3-減速器；4-聯(lián)軸器；5-卷軸；6-運(yùn)輸帶1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的扭矩：T=370N·m；運(yùn)輸帶的工作速度：v=0.75m/s；卷筒直徑：D=330mm；使用壽命：10年，每年工作日300天，3班制，每班8小時(shí)。1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續(xù)單向

8、運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產(chǎn)。2 電動機(jī)的選擇2.1 選擇電動機(jī)的類型按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為380V。2.2選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)所需的有效功率由文獻(xiàn)【6】中3.1式得式中：P工作機(jī)所需的有效功率（KW） T運(yùn)輸帶所需扭矩（N·m） n運(yùn)輸帶的轉(zhuǎn)動速度 推出 2.2.2 電動機(jī)的輸出功率卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速， 傳動裝置總效率，其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中查得 傳動裝置總效率v帶效率， 滾動軸承（一對）效率， 齒輪傳動效率， 彈性聯(lián)軸器效率， 卷筒效率，故： 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-53所示Y系列

9、三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機(jī)的額定功率。 .2.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常用的；兩種同步轉(zhuǎn)速：1500r/min和1000r/min，以便比較。根據(jù)電動機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查表8-53確定電動機(jī)的型號為Y100L2-4或Y132S-6。傳動系統(tǒng)的總傳動比為 式中 電動機(jī)的滿載效率； 卷筒轉(zhuǎn)動皮帶結(jié)構(gòu)輸入轉(zhuǎn)速。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-53所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，將計(jì)算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表2-1表2-1電動機(jī)數(shù)據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1查的V帶傳動比i=2-4,表4-2查的二級展開式圓柱齒輪傳動比i=7.1-50,則總傳動比i=14.2-100,兩類電動機(jī)都滿足條件

10、，但是方案1轉(zhuǎn)速高，電動機(jī)的價(jià)格低，而且傳動比也比較合適，所以選用方案1。3 確定總傳動比及分配各級傳動比3.1傳動裝置的總傳動比式中：總傳動比 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）3.2 分配傳動比帶傳動的傳動比取為=3,則減速器的總傳動比為則雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為低速級傳動比為3.3 各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算3.4 各軸輸入功率計(jì)算3.5 各軸輸入扭矩計(jì)算 將結(jié)果列入表3-1中，以便查用。表3-1各軸運(yùn)動和動力參數(shù)4 V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 電動機(jī)所需功率Pca和滿載轉(zhuǎn)速nm由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.4,故 Pca=KAP1=4.2kw， nm=1420r/min，傳

11、動比i=3，每天工作16個(gè)小時(shí) 4.2 帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2；由文獻(xiàn)【1】中圖8-11得基準(zhǔn)直徑dd1=80-100mm,且V帶帶型為A；得 dd2=idd1=240-300mm;取dd1=90mm，得dd2=270mm4.3 驗(yàn)算帶速 驗(yàn)算得v在5-25m/s內(nèi)，故帶速合適。4.4 中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld由文獻(xiàn)【1】中式8-20得得；取 由文獻(xiàn)【1】式8-22計(jì)算所需的基準(zhǔn)長度由文獻(xiàn)【1】表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm。按文獻(xiàn)【1】式8-23計(jì)算實(shí)際中心距a。4.5 小帶輪包角1；由文獻(xiàn)【1】式8-7計(jì)算輪包角1為4.6 帶的根數(shù)Z; 單根V帶的額定功率Pr：由dd1=9

12、0mm和nm=1420r/min,查文獻(xiàn)【1】中表8-4a得P0=1.05kw查文獻(xiàn)【1】中表8-4b查的P0=0.17kw;查文獻(xiàn)【1】中表8-5得K=0.95;查文獻(xiàn)【1】中表8-2得KL=0.96;于是：帶的根數(shù)ZV帶的根數(shù)Z為：取4根4.7單根v帶初拉力由文獻(xiàn)【1】中表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.10kg/m,所以單根v帶的初拉力的最小值（F0）min為：對于新安裝的V帶，初始拉力應(yīng)為1.5（F0）min=N。4.8軸壓力Fp;軸壓力的最小值為5斜齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 材料的選擇、齒數(shù)的選擇傳送設(shè)備為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）。材料的選擇

13、 由參考文獻(xiàn)【1】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。齒數(shù) 高速級選小齒輪的齒數(shù),大齒輪齒數(shù) 故取。 低速級選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 故取。選取螺旋角 初選螺旋角。5.2高速斜齒輪強(qiáng)度計(jì)算按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-21式進(jìn)行試算，即確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選Kt=1.62） 由文獻(xiàn)【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3） 由文獻(xiàn)【1】圖10-26查的，則4） 由文獻(xiàn)【1】表10-7查得因大小齒面均為硬齒面，故宜選用稍小的齒寬系數(shù)，先取。5） 由文獻(xiàn)【1】圖10-21d查得

14、 。6） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 7） 由文獻(xiàn)【1】表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.8 。8） 由文獻(xiàn)【1】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 9）由文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)10）由文獻(xiàn)【1】式10-12，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1） 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b及模數(shù)。 4)計(jì)算縱向重合度。 5）計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)【1】圖10-8查得動載系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】表10-4查得的值為1.289；由文獻(xiàn)【1】圖10-13查得=1.25；由文獻(xiàn)【1】表10-3查得=1.2故載荷

15、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)。 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)【1】式（10-17） 確定計(jì)算系數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。 2）根據(jù)縱向重合度，由文獻(xiàn)【1】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)。 由文獻(xiàn)【1】表10-5查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【1】表10-5查得； 6）由文獻(xiàn)【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 =380Mpa； 7）由文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88; 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

16、，由式（10-12）9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 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，已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度觸強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的的分度圓直徑d1=48.68mm來算出應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則。幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 將中心距圓整為118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。計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 圓整后??；。5.3低速斜齒輪強(qiáng)度計(jì)算按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-21式進(jìn)行試算，即確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選Kt=1.62） 由

17、文獻(xiàn)【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3） 由文獻(xiàn)【1】圖10-26查的，則4） 由文獻(xiàn)【1】表10-7查得因大小齒面均為硬齒面，故宜選用稍小的齒寬系數(shù)，先取。5） 由文獻(xiàn)【1】圖10-21d查得 。6） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 7） 由文獻(xiàn)【1】表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.8 。8） 由文獻(xiàn)【1】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 9）由文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)10）由文獻(xiàn)【1】式10-12，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1） 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b及模數(shù)。 4)計(jì)算縱向重合度。 5）計(jì)算載荷系

18、數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)【1】圖10-8查得動載系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】表10-4查得的值為1.290；由文獻(xiàn)【1】圖10-13查得=1.25；由文獻(xiàn)【1】表10-3查得=1.2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)。 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)【1】式（10-17） 確定計(jì)算系數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。 2）根據(jù)縱向重合度，由文獻(xiàn)【1】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)。 由文獻(xiàn)【1】表10-5查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【1】表10-5查得； 6）由文獻(xiàn)【1】圖10-20c查得小齒輪的彎

19、曲疲勞強(qiáng)度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 =380Mpa； 7）由文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88，=0.90; 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）9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大設(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，已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度觸強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的的分度圓直徑d3=75.30mm來算出應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則。幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 將中心距圓整為151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

20、。計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取；。5.4齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由高速級齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)【4】表7.7可對高速斜齒圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下表5-1所示名稱符號計(jì)算公式小齒輪大齒輪螺旋角傳動比齒數(shù)基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬結(jié)構(gòu)形式一般式腹板式表5-1高速斜齒圓柱齒的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸由低速級齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)【4】表7.7可對低速斜齒圓柱齒的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下表5-2所示名稱符號計(jì)算公式小齒輪大齒輪螺旋角傳動比齒數(shù)基圓螺旋角法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面

21、壓力角法面齒距端面齒距法面基圓齒距法面齒頂高系數(shù)法面頂隙系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬結(jié)構(gòu)形式一般式腹板式表5-2低速斜齒圓柱齒的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸6 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 高速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 由前面計(jì)算所得 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力、軸向力的方向如（圖6-3）所示。6.1.3 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有輸入軸的最小直徑應(yīng)該安裝V帶輪處，為了使軸直徑與V帶

22、輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取V帶輪的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【8】中表15-14查得帶輪的孔徑：由文獻(xiàn)【1】表8-10中可得 e=15±0.3mm、f=9mm（圖6-2），所以由求帶輪寬的公式B=（z-1）e+2f可得帶輪的寬為： 圖6-2輪槽截面6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個(gè)齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，故采用下圖（圖6-1）示裝配方案圖6-1高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。1）滿足帶輪的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（mm），根據(jù)文獻(xiàn)1中P364中查得定位軸肩的高

23、度，故取。左端用軸端擋圈定位。V帶輪與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在V帶輪上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L稍短一些，現(xiàn)取。2）初選擇滾動軸承。因滾動軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【7】中表12-24中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承332/32， 其尺寸為故；而，11mm為擋油環(huán)的長度。 ，11mm為擋油環(huán)的長度。左右兩個(gè)滾動軸承都采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得332/32型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取3）根據(jù)，要想能順利裝入齒輪必須大于，取，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表6-1查的鍵高,齒輪開的鍵槽為，因

24、為略小于齒根圓直徑，顯然不能使用鍵，所以齒輪應(yīng)該跟軸做成一體的齒輪軸。由前面齒輪設(shè)計(jì)知小齒輪的齒寬為，所以，齒輪兩端需要開退刀槽，取規(guī)格為5×3mm。4）取軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離30mm，故取5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為18mm,齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取8mm，則。軸上零件的周向定位V帶輪與軸的周向定位采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得V帶輪與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長

25、為，V帶輪與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取左軸端倒角為，取右軸端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖6-1。6.1.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6-1）做出軸的設(shè)計(jì)簡圖（圖6-3）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對于332/32型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【7】中表12-24中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。計(jì)算軸水平面的彎矩 解得 計(jì)算軸垂直面的彎矩 解得 計(jì)算軸的總彎矩 計(jì)算軸的扭矩 由前面知由以上數(shù)據(jù)，根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-2所示。從軸

26、的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的、以及的值列于表（表6-2）。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩 扭矩T表6-1高速軸上的載荷分布圖6-3軸的載荷分析圖6.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(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。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式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)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面截面A受扭矩和彎矩，但是彎矩不是很大，雖有鍵槽，但是由

27、于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，且選帶輪孔徑時(shí)再次略有擴(kuò)大了軸的直徑，所以A截面不需要校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度影響來看，截面B和D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B上的應(yīng)力也是最大的，但是IV截面的彎曲應(yīng)力也比較大，也有過盈配合，而且還有軸肩對起疲勞強(qiáng)度的削弱、其左端的直徑在此軸里也算是交小軸，所以可以看出IV截面是此軸最危險(xiǎn)截面。其他齒輪因?yàn)榕c軸為一體的，且其直徑也很大，雖然彎矩也比較大，可以不需校核。VII、VIII、IX、不受扭矩，顯然不需要校核。所以只需校核IV截面兩側(cè)即可。6.1.7.2 分析截面IV左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，

28、抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面IV左側(cè)的彎矩M：截面IV上的扭矩： 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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-1查得，。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取并取軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該低速軸安全截面IV右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭

29、截面系數(shù)： 截面IV右側(cè)的彎矩M：截面IV上的扭矩： 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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-2查的。因，經(jīng)插值后可查得根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P

30、26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該高速速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時(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，高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)6.2 低速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 由前面計(jì)算所得 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力、軸向力的方向如（圖6-2）所示。6.2.3 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有輸出軸的最小

31、直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)GB/T 5843-2003選用HX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個(gè)齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，故采用下圖（圖6-4）示裝配方案。圖6-4低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 1）為了滿足半聯(lián)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；左端用軸端擋圈

32、定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,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)比略短一些，現(xiàn)取L=82mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故可選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承33011，其尺寸為故，而。其中14.5mm為擋油環(huán)的長度。左端滾動軸承同樣選用相同型號的圓錐滾子軸承，。采用軸套進(jìn)行軸向定位。但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，得綜合考慮。套筒長。因此。 3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑；齒輪的左端采用套筒定位，設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為65mm，為了

33、使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h（）可取一個(gè)合適的值h=6mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為18mm,齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取6mm，則軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按查得平鍵截，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時(shí)為了

34、保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為14mm9mm70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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。確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6-4。6.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6-4）做出軸的設(shè)計(jì)簡圖（圖6-5）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對于30311型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】表7.2中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。計(jì)算軸水平面的彎矩 解得 計(jì)算軸垂直面的彎矩 解得 計(jì)算軸的總彎矩

35、計(jì)算軸的扭矩 由前面知由以上數(shù)據(jù)，根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-2所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的、以及的值列于表（表6-2）。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T表6-2低速軸上的載荷分布6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(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。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式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)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的圖6-5軸的載荷分析圖6.2.

36、7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度6.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，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。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，故不必做強(qiáng)度校核。截面C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)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。因?yàn)殒I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。6.2.7.

37、2 分析截面左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-1查得，。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取并取軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該低速軸安全。分析截面右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【

38、1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-2查的。因，經(jīng)差值后可查得，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14

39、b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該低速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時(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，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。6.3 中間軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 由前面計(jì)算所得 。6.3.2 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表15-3，取，于是就有6.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.3.3.1擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上有兩個(gè)齒輪

40、，結(jié)合高速軸和低速軸，故采用下圖（圖6-6）示裝配方案。圖6-6中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 1）初步選擇滾動軸承。因軸承既承受徑向力，也受軸向力，故可選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求最小直徑，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承33007，其尺寸為故。右端滾動軸承同樣選用相同型號的圓錐滾子軸承，。采用軸套進(jìn)行軸向定位。但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，得綜合考慮。套筒長左端取。右端取，結(jié)合高低速級結(jié)構(gòu)，取2齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為20.5mm, 取3齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為15.5mm，考慮到箱體

41、的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取8mm。并結(jié)合高低速軸確定的箱體寬度，因此。 上述式中多取的部分，采用套筒的長度來補(bǔ)償。 3）取安裝齒輪2處的軸段-的直徑；齒輪的左端采用套筒定位，設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h（）可取一個(gè)合適的值h=6mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4）取安裝齒輪3處的軸段-的直徑；齒輪的右端采用套筒定位，設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。6.3.3.3軸上零件的周向定位齒輪2與

42、軸的周向定位均采用平鍵連接。按查得平鍵截，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，齒輪3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按查得平鍵截，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。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。6.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6-6。7 軸承的壽命校核因?yàn)檩S承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受

43、的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。7.1 高速軸承的壽命校核7.1.1高速軸齒輪的載荷計(jì)算由上述6.1.2中高速級齒輪設(shè)計(jì)可求得小斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力：軸向力：7.1.2軸承的徑向載荷計(jì)算低速軸上的滾動軸承采用正裝。兩個(gè)軸承型號均為332/32型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。計(jì)算出軸的支反力列于下表（表7-1）可得：載荷水平面H垂直面V支反力F表7-1高速軸支反力7.1.3軸承的軸向載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【8】中表12-24查得332/32型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因?yàn)?故軸

44、左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， 。7.1.4軸承的當(dāng)量動載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因?yàn)?，根?jù)文獻(xiàn)【8】中表12-24查得兩個(gè)軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為7.1.5軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)設(shè)計(jì)要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時(shí)，壽命為三年?？伤愕妙A(yù)期壽命為，取進(jìn)行計(jì)算故軸承絕對安全。7.2 低速軸承的壽命校核 7.2.1 低速齒輪的載荷計(jì)算由上述中低速級齒輪設(shè)計(jì)可求得大斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力：軸向力： 7.2.2軸承的徑向載荷計(jì)算低速軸上的

45、滾動軸承采用正裝，兩個(gè)軸承型號均為33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。計(jì)算出軸的支反力列于下表（表7-2）。載荷水平面H垂直面V支反力F 表7-2低速軸支反力 7.2.3軸承的軸向載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【7】中表12-24查得33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因?yàn)?故軸左移，左軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， 7.2.4軸承的當(dāng)量動載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因?yàn)椋鶕?jù)文獻(xiàn)【7】中表12-24查得兩個(gè)軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文

46、獻(xiàn)1中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為 7.2.5軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)設(shè)計(jì)要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時(shí)，壽命為三年。可算得預(yù)期壽命為,進(jìn)行計(jì)算故軸承絕對安全。8鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算8.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。8.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知:于是得， ，故該鍵安全。8.3低速軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。9 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇9.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小斜齒輪的圓周速度：中間軸大斜齒輪和小斜齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，通用的閉式齒輪傳動，起潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。當(dāng)齒輪的圓周速度v<12m/