機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計說明書最終正式

1、設(shè)計要求設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器。工作情況：工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)原始數(shù)據(jù)：鼓輪的扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）鼓輪直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）8000.8300552電動機的選擇與運動參數(shù)計算1、根據(jù)工作情況（工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)），選擇Y系列三相異步交流電動機2、選擇電動機容量 1）、確定電動機的工作功率 工作機軸轉(zhuǎn)速：nw=VD=0.83.140.3rs=50.93rmin 工作機的輸入功率（對于帶式運輸機可取工作機效率w=0.96）：Pw=Tnw9550w=80050.9395500.96kw=4.44kw 2）、確定電動機

2、輸出功率 確定機械傳動效率，由機械設(shè)計課程設(shè)計表12-8查得： 圓柱齒輪傳動（7級精度）： 1=0.98； 滾動軸承（球軸承）：2=0.99； 聯(lián)軸器（彈性柱銷聯(lián)軸器）：=0.990.995，取3=0.993 工作機與軸間的傳動效率：3w=23=0.990.993=0.983; 軸與軸間的傳動效率：23=12=0.980.99=0.97軸與軸間的傳動效率：12=12=0.980.99=0.97軸與電動機軸間的傳動效率：01=3=0.993傳動裝置總效率：a=3w231201=0.9830.970.970.993=0.918 因此電動機的功率Pd為： Pd=Pwa=4.440.918kw=4.8

3、4kw 3）、確定電動機轉(zhuǎn)速 由課程設(shè)計P7表21 圓柱齒輪常用傳動比：i=35; 則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍nd=i1i2nw=353550.93rmin=(458.371273.25)rmin 因此，可選取電動機的轉(zhuǎn)速為：nd=1000rmin; 根據(jù)電動機的輸出功率Pd及轉(zhuǎn)速nd可選用電動機的型號為：Y132M2-6電動機型號額定功率（kW）電動機轉(zhuǎn)速同步滿載Y132M2-65.51000960 3、傳動裝置的總傳動比的確定及傳動比的分配 1）、總傳動比:i=nmnw=96050.93=18.85 2）、分配各級傳動比 記高速級的傳動比為i1，低速級的傳動比為i2：i1=i2=i=18.85=

4、4.344、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）、各軸轉(zhuǎn)速 n=960r/min n=ni2=50.934.34rmin=221.04rmin n=50.93rmin 2)、各軸輸入功率 P=Pd01=4.81kw P=P12=4.810.97kw=4.67kw P=P23=4.670.97kw=4.53kw 3)、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 Td=9550Pdnw=95504.84960Nm=48.15Nm T=9550Pn=95504.81960Nm=47.85Nm T=9550Pn=95504.67221.04Nm=201.77Nm T=9550Pn=95504.5350.93Nm=849.43Nm

5、Tw=9550Pwnw=95504.4450.93Nm=832.55Nm 經(jīng)以上運算得運動和動力參數(shù)如下：軸號功率Pkw轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率電動機軸4.8448.1596010.9934.8147.859604.340.974.67201.77221.044.340.974.53849.4350.9310.983工作機4.44832.5550.93齒輪傳動設(shè)計(一) 高速級齒輪傳動設(shè)計A. 選擇精度等級、材料及齒數(shù)。1) 根據(jù)題目的設(shè)計要求選用斜齒輪傳動。2) 根據(jù)機械設(shè)計P210表10-8，帶式輸送機速度不會很高，故選用7級精度(GB10095-88)3) 材料選擇

6、。選用兩齒面均為軟齒面，由機械設(shè)計P191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，兩者材料硬度相差40HBS。4) 選擇小齒輪齒數(shù)：Z1=22，大齒輪齒數(shù)：Z2=Z1i1=224.34=95.48，取Z2=95。5) 初選螺旋角為：=14。B. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即：d1t32KtT1d1ZHZEH2（1） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)：Kt=1.62) 由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)：ZH=2.4333) 由圖10-26查得端面重合度：1=0.765 2=0.859 =1+2=1.6244) 小齒輪

7、傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=T=47.25Nm5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)（兩支承相對小齒輪對稱布置）：d=16) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為：ZE=189.8MPa127) 由圖10-21(d)，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度為Hlim2=550MPa8) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=609601536528=1.682109N2=N1i1=1.6821094.34=3.8751089) 由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92 KHN2=0.9610) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=SH=1

8、H1=KHN1Hlim1S=0.936001MPa=552MPaH2=KHN2Hlim2S=0.965501MPa=528MPaH=H1+H22=552+5282MPa=540MPa（2） 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得：d1t321.64.72510411.6244.34+14.34189.82.4335402=43.76mm2) 計算圓周速度v=d1tn1601000=43.76960601000ms=2.20ms3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=dd1t=143.76mm=43.76mmmnt=d1tcosZ1=43.76cos1422mm=2.05mmh=2.25mnt

9、=2.252.05mm=4.61mmbh=43.764.61=9.494) 計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318122tan14=1.7445) 計算載荷系數(shù)K 載荷平穩(wěn)，原動機為電動機，使用系數(shù)：K A=1 圓周速度v=2.20ms，7級精度，動載系數(shù)：K V=1.08 由表10-4查得（小齒輪相對于支承對稱布置）：KH=1.297 由圖10-3得：KH=KF=1.4 故載荷系數(shù)：K=KAKVKHK H=11.081.41.297=1.9616) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=43.7631.9611.6mm=46.83mm考慮到低速級所傳遞的轉(zhuǎn)矩比

10、較大，為了保證低速級齒輪傳動的齒根接觸疲勞強度，高速級齒輪傳動的中心距不能太小，因此，取d1=55mm7) 計算模數(shù)mn=d1cosZ1=55cos1422mm=2.43mmC. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFK F=11.081.41.263=1.912) 根據(jù)縱向重合度=1.744，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù):Y=0.883) 計算當量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=22cos314=24.08ZV2=Z2cos3=95cos314=103.994) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得：YFa1

11、=2.648 YSa1=1.581YFa2=2.180 YSa2=1.7935) 由圖10-20(c)查得：FE1=500MPa FE2=380MPa6) 由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1=0.91 KFN2=0.94 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=SF=1.4F1=KFN1FE1S=0.915001.4MPa=325MPaF2=KFN2FE2S=0.943801.4MPa=255.14MPa8) 計算大小齒輪的YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.6481.581325=0.01288YFa2YSa2F2=2.1801.793255.14=0.01532取

12、：YFaYSaF=0.01532（2） 設(shè)計計算mn321.9104.7251040.88cos21412221.6240.01532mm=1.43mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=55mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=d1cosmn=55cos142=26.68取Z1=27，則：Z2=i1Z1=4.3427=117D. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距：a=Z1+Z2mn2cos=27+11722cos14mm=148.41mm將中心

13、距圓整為：a=148mm（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos27+11722148=13214因值改變不多，故參數(shù)、K、Z H等不必修正（3） 計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=272cos13214mm=55.50mmd2=Z2mncos=1172cos13214mm=240.50mm（4） 就算齒輪寬度：b=dd1=155.50mm=55.5mm圓整后?。築1=61mm B2=56mm（5） 齒頂圓直徑：d1a=d1+2mn=55.5+22mm=59.5mmd2a=d2+2mn=240.5+22mm=244.5mm（6） 齒根圓直徑：

14、d1f=d1-2.5mn=55.5-2.52mm=50.5mmd2f=d2-2.5mn=240.5-2.52mm=235.5mm(二) 低速級齒輪傳動設(shè)計A. 選擇精度等級、材料及齒數(shù)。1) 根據(jù)題目的設(shè)計要求選用斜齒輪傳動。2) 根據(jù)機械設(shè)計P210表10-8，帶式輸送機速度不會很高，故選用7級精度(GB10095-88)3) 材料選擇。選用兩齒面均為軟齒面，由機械設(shè)計P191表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為50HRC（相當于488HBS），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為46HRC（相當于436HBS），兩者材料硬度相差52HBS。4) 選擇小齒輪

15、齒數(shù)：Z1=22，大齒輪齒數(shù)：Z2=Z1i1=224.34=95.48，取Z2=95。5) 初選螺旋角為：=14。B. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即：d1t32KtT1d1ZHZEH2（1） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)：Kt=1.62) 由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)：ZH=2.4333) 由圖10-26查得端面重合度：1=0.765 2=0.859 =1+2=1.6244) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=T=201.77Nm5) 因大小齒輪均為硬齒面，故宜取稍小的齒寬系數(shù)，?。篸=0.86) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為：ZE=189.8MPa127) 由圖10-21(e)，

16、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim1=1050MPa，大齒輪的接觸疲勞強度為Hlim2=1000MPa8) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60221.041536528=3.873108N2=N1i2=3.8731084.34=8.9231079) 由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.94 KHN2=0.9810) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=SH=1H1=KHN1Hlim1S=0.9410501MPa=987MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9810001MPa=980MPaH=H1+H22=987+9802MPa=983.5MPa

17、（2） 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得：d1t321.6201.771030.81.6244.34+14.34189.82.433983.52=51.27mm2) 計算圓周速度v=d1tn1601000=51.27221.04601000ms=0.59ms3) 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=0.851.27mm=41.02mmmnt=d1tcosZ1=51.27cos1422mm=2.26mmh=2.25mnt=2.252.26mm=5.09mmbh=41.025.09=8.064) 計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.3180.822tan14=1.3955

18、) 計算載荷系數(shù)K 載荷平穩(wěn)，原動機為電動機，使用系數(shù)：K A=1 圓周速度v=0.59ms，7級精度，動載系數(shù)：K V=1.02 由表10-4查得小齒輪相對于支承非對稱布置、6級精度KH=1.287，但考慮到齒輪為7級精度，取KH=1.297 由圖10-3得：KH=KF=1.4 故載荷系數(shù)：K=KAKVKHK H=11.021.41.297=1.8526) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=51.2731.8521.6mm=53.83mm7) 計算模數(shù)mn=d1cosZ1=53.83cos1422mm=2.37mmC. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計mn32KT1Ycos2d

19、Z12YFaYSaF（1） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFK F=11.021.41.265=1.8062) 根據(jù)縱向重合度=1.744，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù):Y=0.883) 計算當量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=22cos314=24.08ZV2=Z2cos3=95cos314=103.994) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得：YFa1=2.648 YSa1=1.581YFa2=2.180 YSa2=1.7935) 由圖10-20(c)查得：FE1=600MPa FE2=530MPa6) 由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1=0.94 KFN2=0

20、.97 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=SF=1.4F1=KFN1FE1S=0.946001.4MPa=402.86MPaF2=KFN2FE2S=0.975301.4MPa=367.21MPa8) 計算大小齒輪的YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.6481.581402.86=0.01039YFa2YSa2F2=2.1801.793367.21=0.01064?。篩FaYSaF=0.01064（2） 設(shè)計計算mn321.806201.771030.88cos2140.82221.6240.01064mm=2.17mm為了保證齒根彎曲疲勞強度可取mn=2.5mm，又因為該減

21、速器采用軸式結(jié)構(gòu)，受高速級齒輪的中心距的限制，同時又要保證傳動比，所以：Z1+Z2mn2cos=148mmi2=Z2Z1=4.34得：Z1=21.51Z2=93.37 取：Z1=22Z2=93D. 幾何尺寸計算（1） 由中心距a=148mm，修正螺旋角為：=arccosZ1+Z2mn2a=arccos22+932.52148=134550因值改變不多，故參數(shù)、K、Z H等不必修正（2） 計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=222.5cos134550mm=56.63mmd2=Z2mncos=932.5cos134550mm=239.37mm 因為d153.83mm，所以低速級的齒輪傳

22、動也滿足齒面接觸疲勞強度的要求。（3） 就算齒輪寬度：b=dd1=0.856.63mm=45.3mm圓整并考慮到鍵的強度，?。築1=61mm B2=56mm（4） 齒頂圓直徑：d1a=d1+2mn=56.63+22.5mm=61.63mmd2a=d2+2mn=239.37+22.5mm=244.37mm（5） 齒根圓直徑：d1f=d1-2.5mn=56.63-2.52.5mm=50.38mmd2f=d2-2.5mn=239.37-2.52.5mm=233.12mm(三) 各齒輪的尺寸如下齒輪模數(shù)m(mm)齒數(shù)Z螺旋角中心距a(mm)齒頂圓直徑da(mm)齒根圓直徑df(mm)高速級小齒輪227

23、1321414859.550.5大齒輪117244.5235.5低速級小齒輪2.52213455061.6350.38大齒輪93244.37233.12齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(一) 軸上的小齒輪由機械設(shè)計P229，小齒輪齒根圓到鍵槽的底部的距離為（鍵的尺寸為bh=128mm）：e=1.25mm，又2m t=2mncos=22cos13214mm=4.11mm，e2m t，因此，軸應(yīng)做成齒輪軸。(二) 軸上的小齒輪由機械設(shè)計P229，小齒輪齒根圓到鍵槽的底部的距離為（鍵的尺寸為bh=149mm）：e=-2.31mm，又2m t=2mncos=22.5cos134550mm=5.15mm，e2m t，因此

24、，軸上的小齒輪應(yīng)做成齒輪軸。(三) 軸上的大齒輪齒頂圓直徑da=244.50mm500mm，因此該齒輪應(yīng)采用腹板式結(jié)構(gòu)，其尺寸為（圖例詳見機械設(shè)計圖10-39）：D0=da-1014mn=244.50-10142=216.5224.5mm 取D0=220mmC=0.20.3B=0.20.356mm=11.216.8mm 取C=14mmD3=1.6D4=1.645mm=72mmD1=D0+D32=220+722mm=146mmD2=0.250.35D0-D3=0.250.35220-72mm=3751.8mm 取D2=46mm(四) 軸上的大齒輪齒頂圓直徑da=244.37mm500mm，因此該

25、齒輪應(yīng)采用腹板式結(jié)構(gòu)，其尺寸為（圖例詳見機械設(shè)計圖10-39）：D0=da-1014mn=244.37-10142.5=209.37219.37mm 取D0=216mmC=0.20.3B=0.20.356mm=11.216.8mm 取C=14mmD3=1.6D4=1.665mm=104mmD1=D0+D32=216+1042mm=160mmD2=0.250.35D0-D3=0.250.35216-104mm=2839.2mm 取D2=34mm轉(zhuǎn)速：nw=50.93rmin輸入功率：Pw=4.44kw 總效率：a=0.918電動機的功率：Pd=4.84kw電動機型號： Y132M2-6總傳動比:

26、i=18.85高低速級傳動比：i1=i2=4.34區(qū)域系數(shù)：ZH=2.433端面重合度：=1.624彈性影響系數(shù)為：ZE=189.8MPa12許用應(yīng)力：H=540MPad1t=43.76mm圓周速度：v=2.20ms縱向重合度：=1.744載荷系數(shù)：K=1.961分度圓直徑：d1=46.83mm載荷系數(shù)：K=1.91螺旋角影響系數(shù):Y=0.88YFaYSaF=0.01532mn1.43mm中心距：a=148mm修正螺旋角：=13214齒輪寬度：B1=61mm B2=56mm區(qū)域系數(shù)：ZH=2.433端面重合度：=1.624彈性影響系數(shù)為：ZE=189.8MPa12許用應(yīng)力：H=983.5MPa

27、d1t51.27mm圓周速度v=0.59ms縱向重合度：=1.395載荷系數(shù)：K=1.852分度圓直徑：d1=53.83mm載荷系數(shù)：K=1.806螺旋角影響系數(shù):Y=0.88YFaYSaF=0.01064mn2.17mm修正螺旋角為：=134550軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核1、 求各軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和扭矩項目功率P（kw）轉(zhuǎn)速（r/min）扭矩（Nm）軸4.8196047.85軸4.67221.04201.77軸4.5350.93849.432、 求作用在齒輪上的力軸上的小齒輪Ft=2T1d1=247.8555.5010-3N=1.724103NFr=Fttanncos=1.724103tan20

28、cos13214N=645.24NFa=Fttan=1.724103tan13214N=409.24N軸上的大齒輪Ft=1.724103NFr=645.24NFa=409.24N軸上的小齒輪Ft=2T1d1=2201.7756.6310-3N=7.126103NFr=Fttanncos=7.126103tan20cos134550N=2.67103NFa=Fttan=7.126103tan134550N=1.746103N軸上的大齒輪Ft=7.126103NFr=2.67103NFa=1.746103N3、初步確定軸的最小直徑參考機械設(shè)計式15-2初步估算軸上的最小直徑。dA03Pn軸：試選材

29、料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取=118，于是得：dmin=A03Pn=11834.81960mm=20.19mm軸：試選材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取=114，于是得：dmin=A03Pn=11434.67221.04mm=31.52mm軸：試選材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取=110，于是得： dmin=A03Pn=11034.5350.93mm=49.10mm4、 次對軸進行設(shè)計計算(一) 先設(shè)計軸（輸出軸）a) 輸出軸的最小直徑顯然是用來安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算扭矩T

30、ca=KAT，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3。則： Tca=KAT=1.3849.43Nm=1104.26Nm按照計算扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱扭矩的條件，查標準GB/T5014-1985或是手冊（機械設(shè)計課程設(shè)計），選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為1250Nm，半聯(lián)軸器孔徑50mm，故d-=50mm，半聯(lián)軸器長112mm，與軸配合的轂孔長度L1=84mm。b) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案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)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需要制出一軸肩，故取-段的直徑為d-=55mm；左端用軸端擋板定位，按軸端直徑取擋

31、圈直徑D=60mm。半聯(lián)軸器與軸相配合的轂孔長度 L1=84mm ，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-段的長度比L1的短一些，現(xiàn)取L-=82mm。初步選取滾動軸承因采用斜齒輪傳動，軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故采用角接觸球軸承。參照工作的要求，并根據(jù)d-=55mm，因為軸承受的軸向力較大，故選7212AC型軸承，其尺寸為：dDB=6011022，故取d-=d-=60mm，而L-=22mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，在機械設(shè)計課程設(shè)計手冊上查得7212AC型的軸承的定位軸肩高h=4.5mm，因此，取d-=69mm。取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=65mm；齒輪

32、的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的齒頂圓直徑為da=244.37mm，故其結(jié)構(gòu)采用腹板式，齒輪輪轂的寬度B=56mm，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 -=53mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d；取h=5mm。則軸環(huán)處的直徑為d-=75mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取L- =9mm。軸承端蓋的總寬度為e+m=9.6+38=47.6mm（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)軸器的距離為lB=13.4mm，故取L-=60mm。取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為2=14mm，則大齒輪距箱體內(nèi)壁的

33、距離為16.5mm?？紤]到箱體的焊接誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一點距離s 。取s=3mm。已知滾動軸承寬度B=22mm，則L-=22+3+16.5+3=44.5mm使兩軸承相對齒輪成對稱布置：L-=44.5-22-3-9=10.5mm至此輸出軸的各段直徑和長度已初步確定。3) 軸上的零件的軸向定位齒輪和半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d-由表6-1查得大齒輪處平鍵的截面bh=18mm11mm（GB/T1096-1979），鍵槽用銑刀加工，長為l=50mm，同時保證齒輪和軸相配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為H7r6（齒輪、聯(lián)軸器與軸的配合在較少裝拆的情況下選用小過盈配

34、合）；同時半軸器與軸聯(lián)接，選用平鍵bh=14mm9mm，長l=70mm，半聯(lián)軸器和軸的配合為H7r6。滾動軸承的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸。參考機械設(shè)計課程設(shè)計表12-13，取聯(lián)軸器倒角為C1=2.0mm；軸左端的倒角為C=1.6mm，右端的倒角為C=2.0mm。5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從機械設(shè)計課程設(shè)計手冊中查取7212AC型軸承支點位置a=30.8mm，作為外伸梁的軸的支撐跨距L=44.5+53+9+10.5+22-230.8=77.4mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭

35、矩圖如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險面。現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、Mv和M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3563NFNH2=3563NFNV1=4034.9NFNV2=1364.9N彎距MMH=137.89NmMV1=156.15NmMV2=-52.83Nm總彎距M1=137.892+156.152Nm=208.32NmM2=137.892+-52.832Nm=147.66Nm扭矩TT=849.43Nm6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭矩的截面（危險面）的強度。根據(jù)機械設(shè)計式（15-5）及上標中的數(shù)值，

36、并取=0.6，軸的計算應(yīng)力為：ca=M12+T2W=208.321032+0.6849.4310320.1653MPa=20.05MPa材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得-1，因此ca-1，因此安全。7) 精確校核軸的疲勞強度參考機械設(shè)計P380可知，只需校核該軸截面的左右兩側(cè)即可。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3=0.1603mm3=21600mm3抗扭截面系數(shù)：WT=0.2d3=0.2603mm3=43200mm3截面左側(cè)的彎矩M為：M=208.3238.7-2538.7Nm=73.75Nm截面上的扭矩為：T=849.43Nm截面上的彎曲應(yīng)力為：b=MW=73.75216

37、0010-9Pa=3.41MPa截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：T=TWT=839.434320010-9Pa=19.43MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得：B=640MPa -1=275MPa -1=155MPa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rd=2.060=0.033，Dd=6560=1.08，經(jīng)插值后可查得：=2.0 =1.31。又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q=0.82 q=0.85故有效應(yīng)力系數(shù)為：k=1+q-1=1+0.822.0-1=1.82k=1+q-1=1+0.851.31-1=1.26由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.69，由

38、附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.83。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，綜合系數(shù)為：K=k+1-1=1.820.69+10.92-1=2.725K=k+1-1=1.260.83+10.92-1=1.605碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2 取=0.1=0.050.1 取=0.05于是計算安全系數(shù)：S=-1Ka+m=2752.7253.41+0.10=29.59S=-1Ka+m=1551.60519.432+0.0519.432=9.64Sca=SSS2+S2=29.599.6429.592+9.642=9.17S=1.5故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系

39、數(shù)：W=0.1d3=0.1653mm3=27462.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT=0.2d3=0.2653mm3=54925mm3截面右側(cè)的彎矩M為：M=208.3238.7-2538.7Nm=73.75Nm截面上的扭矩為：T=849.43Nm截面上的彎曲應(yīng)力為：b=MW=73.7527462.510-9Pa=2.685MPa截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：T=TWT=839.435492510-9Pa=15.28MPa過盈配合處的k，由附表3-8用插值法求出并取k=0.8kk=3.588 k=0.83.588=2.870軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)：=0.92故得綜合系數(shù)為：K=k+1-1=3

40、.588+10.92-1=3.67K=k+1-1=2.87+10.92-1=2.96碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2 取=0.1=0.050.1 取=0.05于是計算安全系數(shù)：S=-1Ka+m=2753.672.685+0.10=27.91S=-1Ka+m=1552.9615.282+0.0515.282=6.74Sca=SSS2+S2=27.916.7427.912+6.742=6.55S=1.5故可知其安全。(二) 設(shè)計軸（輸入軸）a) 輸入軸的最小直徑顯然是用來安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算扭矩Tca=KAT，查表14-1，考

41、慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3。則： Tca=KAT=1.347.85Nm=62.21Nm按照計算扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱扭矩的條件，查標準GB/T5014-1985或是手冊（機械設(shè)計課程設(shè)計），選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為315Nm，半聯(lián)軸器孔徑24mm，故d-=24mm，半聯(lián)軸器長52mm，與軸配合的轂孔長度L1=38mm。b) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案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)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需要制出一軸肩，故取-段的直徑為d-=30mm；左端用軸端擋板定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=32mm。半聯(lián)軸器與軸相配合的

42、轂孔長度 L1=38mm ，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-段的長度比L1的短一些，現(xiàn)取L-=36mm。初步選取滾動軸承因采用斜齒輪傳動，軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故采用角接觸球軸承。參照工作的要求，并根據(jù)d-=30mm，因為軸承受的軸向力較大，故選7207AC型軸承，其尺寸為：dDB=357217，故取d-=d-=35mm，而L-=17mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，在機械設(shè)計課程設(shè)計手冊上查得7207AC型的軸承的定位軸肩高h=3.5mm，因此，取d-=42mm。由齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，該小齒輪應(yīng)做成齒輪軸。已知齒輪的寬度B=61mm，故取L -=61

43、mm。軸承端蓋的總寬度為e+m=9.6+43=52.6mm（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)軸器的距離為lB=5.4mm，故取L-=52.6mm+5.4mm=58mm。取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為2=14mm?？紤]到箱體的焊接誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一點距離s。取s=3mm。已知滾動軸承寬度B=17mm，則L-=17+3+14=34mm另外取： L-=13mm至此輸入軸的各段直徑和長度已初步確定。3) 軸上的零件的軸向定位半軸器與軸采用平鍵聯(lián)接，選用平鍵bh=8mm7mm，長l=28mm，半聯(lián)軸器和軸的配合為H

44、7r6。滾動軸承的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸。參考機械設(shè)計課程設(shè)計表12-13，取聯(lián)軸器倒角為C1=1.6mm；軸左端的倒角為C=1mm，右端倒角為C=1.6mm。5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從機械設(shè)計課程設(shè)計手冊中查取7207AC點位置a=21mm，作為外伸梁的軸的支撐跨距L=34+61+13+17-221=83mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險面。現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、Mv和M的值列于下表：載荷水平面H

45、垂直面V支反力FNH1=820.46NFNH2=903.54NFNV1=443.84NFNV2=201.20N彎距MMH=35.69NmMV1=19.304NmMV2=7.396Nm總彎距M1=35.692+19.3042Nm=40.58NmM2=35.692+7.3962Nm=36.45Nm扭矩TT=849.43Nm6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭矩的截面（危險面）的強度。根據(jù)機械設(shè)計式（15-5）及上標中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應(yīng)力為：ca=M12+T2W=40.581032+0.636.4510320.150.503MPa=3.58MPa材

46、料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得-1，因此ca-1，因此安全。(三) 設(shè)計軸（中間軸）a) 擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。b) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 中間軸的最小直徑顯然是用來安裝軸承處軸承的內(nèi)徑。為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時選定軸承的型號。2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選取滾動軸承因采用斜齒輪傳動，軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故采用圓錐滾子軸承。參考機械設(shè)計課程設(shè)計P137表15-4選取軸承30208，其尺寸為：dDT=408019.75mm，故取d-=d-=40mm，由對、軸的設(shè)計可知，軸上小齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為14mm，大齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為16.5mm，又軸承寬度B=19.75mm，取齒輪輪轂比階梯長3mm，則：L-=19.75+3