福建農(nóng)林大學(xué) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書(二級圓柱圓錐齒輪減速器)

1、目 錄1 傳動簡圖的擬定12 電動機(jī)的選擇23 傳動比的分配24 傳動參數(shù)的計(jì)算35 圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算36 圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算67 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算118 鍵連接的選擇和計(jì)算209 滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算2110 聯(lián)軸器的選擇2211 箱體的設(shè)計(jì)22設(shè)計(jì)總結(jié)25參考文獻(xiàn)261 傳動簡圖的擬定1.1 技術(shù)參數(shù)：碾輪上的阻力矩為2800N，碾輪軸的轉(zhuǎn)速n=40 rmin ，允許有5%的偏差。 1.2 工作條件：混沙機(jī)由交流電動機(jī)帶動，單班制工作，工作時經(jīng)常滿載、有輕微振動，工作年限為五年。 (設(shè)計(jì)時)。 1.3 擬定傳動方案傳動裝置由電動機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器

2、。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。 2 電動機(jī)的選擇2.1 電動機(jī)的類型：三相交流異步電動機(jī)（Y系列）2.2 功率的確定2.2.1 工作機(jī)所需功率 (kw):=Tnw/9550=2800*40/9550= 11.73kw2.2.2 電動機(jī)至工作機(jī)的總效率：= =0.9930.9930.9850.940.970.94=0.764（為聯(lián)軸器的效率，為軸承的效率，為圓錐齒輪傳動的效率，為圓柱齒輪的傳動效率，為開式圓錐齒輪傳動的效率）2.2.3 所需電動機(jī)的功率 (kw): =/=11.73Kw/0.764=15.353kw2.2.4電動機(jī)額定功率: 2.4 確定電動機(jī)的型號 因同步轉(zhuǎn)速的電動機(jī)磁極多

3、的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動比和機(jī)構(gòu)尺寸減小，其中=4kN，符合要求，但傳動機(jī)構(gòu)電動機(jī)容易制造且體積小。 由此選擇電動機(jī)型號：Y180M4 電動機(jī)額定功率=18.5kN,滿載轉(zhuǎn)速=1470r/min 電動機(jī)型號額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y180M-418.514702.02.2 選取B35安裝方式3 傳動比的分配總傳動比：=/n出=1470/40=36.75 設(shè)高速輪的傳動比為,低速輪的傳動比為,開式圓錐齒輪傳動比為，減速器的傳動比為,開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4，選=3.06 ，=/=12,選=3.2，=3.75則 =3.23.

4、753.06=36.72=（-）/=0符合要求。4 傳動參數(shù)的計(jì)算4.1 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸的轉(zhuǎn)速：=1470 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速：=/=1470/3.2=459.37 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速：=/=490/3.75=122.5r/min碾輪軸的轉(zhuǎn)速：=/=140/3.06=40 r/min4.2 各軸的輸入功率P（kw）高速軸的輸入功率：P1=pm*=15.35*0.993=15.25kw中間軸的輸入功率：P2=p1*2*=15.25*0.94=14.3kw低速軸的輸入功率：P3=p2*2*=14.3*0.97=13.9kw碾輪軸的輸入功率：P4=p3*2=13.9*0.9

5、4=13.06kw4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 99.07Nm中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 297.28Nm低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 1083.63Nm碾輪軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 3118.075Nm5 圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)5.1.1 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用頂隙收縮齒。5.1.2 根據(jù)課本表10-1，材料選擇，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。5.1.3 根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。5.1.4 傳動比u=/=3節(jié)

6、錐角， 不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： =16.22 選=35，=u=35*3=105 選取=1075.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 公式： 2.925.2.1 試選載荷系數(shù)=25.2.2 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩=95.510/=9.9104Nmm5.2.3 選取齒寬系數(shù)=0.35.2.4 由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)5.2.5 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。5.2.6 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 5.2.7 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 6.2.8 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 5.2.9 試算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值得 =88.663 mm 5.2

7、.10 計(jì)算圓周速度v mm =（3.1415975.3641470）/（601000）5.801m/s5.2.11 計(jì)算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得=1.25。由圖10-8查得動載系數(shù)=1.15。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.1。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-19得軸承系數(shù)=1.23由公式=1.5=1.383接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)=1.251.2311.383=2.135.2.12 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =88.663=104.525 mm m=/=104.525/35=2.99mm 取標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm 。5.2.13 計(jì)算

8、齒輪的相關(guān)參數(shù)=m=335=105 mm=m=3107=321 mm = =90-=715.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5.3.1 確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù) K=2.135.3.2 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=35/cos=36.8 =/cos=107/cos71.9=344.45.3.3 查表10-5得 =2.62,=1.59,=2.11,=1.895.3.4 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.9 =0.97 取安全系數(shù)=1.7 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =500Mpa =380Mpa 按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力5.3.5 校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)

9、度條件公式 滿足彎曲強(qiáng)度要求，所選參數(shù)合適。6 圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1 選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。6.1.2 根據(jù)課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS 。7.1.3 根據(jù)課本表10-8，混沙機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。6.1.4 試選小齒輪齒數(shù)=26,則=u=24*3.7591 初選螺旋角=14。6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式：6.2.1 試選載荷系數(shù)=1.36.2.2 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =95.510 /=2.98105Nmm6.2.3 由

10、表10-7選取齒寬系數(shù)=16.2.4 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=188，由圖10-30查的區(qū)域系數(shù)=2.5。6.2.5 由圖10-26查的 則6.2.5 需用接觸應(yīng)力Mpa6.2.5 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa。6.2.6 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60459.3751（82505）=2.7610=/u=2.7610/3.75=0.73106.2.8 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。6.2.9 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S=1 取失效概率1%=0.96600=576MPa=0.98600=588MP

11、a6.2.10 試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 =79.08mm 6.2.11 計(jì)算圓周速度 =m/s=1.902m/s6.2.12 計(jì)算齒寬b =179.082mm=79.08mm6.2.13 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)=79.08*cos14。/24=3.20mm齒高=2.253.2=7.2mm=79.08/7.2=10.996.2.14 計(jì)算縱向重合度6.2.14 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.902m/s，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.05； 直齒輪，由標(biāo)10-3查的= =1.4 由表10-2查得使用系數(shù)=1.25由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=

12、1.40。由=10.99，=1.40查圖10-13得=1.35;故載荷系數(shù)=11.091.41.35=2.3796.2.15 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =88.791mm6.2.16 計(jì)算模數(shù)m：=88.791cos14。/24=3.14mm6.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 6.3.1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪 彎曲疲勞強(qiáng)度 據(jù)縱向重合度，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)6.3.2 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)和齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 6.3.3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90,

13、=0.97 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=0.91500/1.4=325 Mpa=0.95380/1.4=257.86 Mpa6.3.4 計(jì)算載荷系數(shù)K =11.11.41.35=2.3796.3.5 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得=2.65，=2.23 6.3.6 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得=1.58，=1.766.3.7 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 =2.651.58/289.29=0.0145=2.231.76/311.79=0.0126 大齒輪的數(shù)值大。6.3.8 設(shè)計(jì)計(jì)算 mm 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)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取mn=3.0

14、，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=111mm，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 = 30 大齒輪齒數(shù):=303.75=112.5，即取=113 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，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，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.4 幾何尺寸計(jì)算6.4.1 計(jì)算中心距 a= 圓整a=265mm6.4.2 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6.4.3 計(jì)算分度圓直徑和齒輪寬度 =mn/=303/cos14.55。 =90mm =mn/=1133/cos14.55。 =339mm b=190mm=90mm取=95m

15、m,=100mm 7 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1 輸入軸設(shè)計(jì)7.1.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =15.246kW =1470r/min =99.07 Nm7.1.2 求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為mm N255.6N7.1.3 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鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，取=35 mm 左右。輸入軸的最小直徑為安裝聯(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化較大，故取，則，因輸入軸與電動機(jī)

16、相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機(jī)型號為Y200L4,由指導(dǎo)書表12-4查得，電動機(jī)的軸伸直徑D= 48 mm 。查指導(dǎo)書表8-5，選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。7.1.4 擬定軸上零件的裝配方案7.1.5 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=35 mm 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=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1-2軸段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取。7.1.6 初步選擇滾動

17、軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=35 mm ，由指導(dǎo)書表6-7，初步選取03系列，30308軸承 其尺寸為，故，而為了利于固定。由指導(dǎo)書表15-1查得。7.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。7.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取7.1.9 至此，已

18、經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。7.1.10 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軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=30mm, 查得平鍵截面 ,長70mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按，由課本表6-1查得平鍵截面，長為42mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，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，此處選軸的尺寸公差為m6。7.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，全部倒角為。7.1.12軸的強(qiáng)度校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)截面。

19、 計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的、及的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T=Nmm聯(lián)軸器附加徑向載荷計(jì)算 作用下的受力分析如圖f 由受力平衡的 作彎矩圖，如圖g所示 ,如圖h 綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處 M=N/mm,T=N/mm7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(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)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。7.2 中間軸設(shè)計(jì)7.2.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =14.3kW =459.37r/min =297.28Nm7.2.2 求作用在

20、齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑=90 mm=已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑mm N7.2.3 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鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故7.2.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖7.2.5 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書表6-7中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，所以=40mm。這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸

21、肩高度，因此取套筒外直徑55mm，內(nèi)直徑50mm。7.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為。7.2.7 已知圓柱直齒輪齒寬=106mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取=105mm。7.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推 算出，箱體對稱則：取軸肩 ,7.2.9 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為51mm，同時為保證齒輪與軸配合有良

22、好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為97mm，同時為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，此處選軸的尺寸公差為k6。7.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為。7.2.11軸的強(qiáng)度校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)危險(xiǎn)截面。 計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T=Nmm 綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支

23、點(diǎn)處 =Nmm,T=Nm7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(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)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)7.3.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =13.901kW =122.5r/min =1088.64Nm7.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 =339mm=7.3.3 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鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直

24、徑增大10%15%，故7.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。7.3.5 由圖可得為整個軸直徑最小處選=60 mm 。 為了滿足齒輪的軸向定位，取。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取，。7.3.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書表6-7中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為，所以=70mm。這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度，因此取。去安裝支持圓柱齒輪處直徑。7.3.7 已知圓柱直齒輪齒寬=96mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于

25、輪轂長，故取=93mm。7.3.8 由于輸出軸在箱體內(nèi)部長為235mm，軸承30214寬為38mm，可以得 出，。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。7.3.9 軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為88mm，同時為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；鏈輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為92mm，同時為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，此處選軸的尺寸公差為k6。7.3.10 確定軸上圓角和倒

26、角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為。7.3.11 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險(xiǎn)截面。 計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T=Nmm 聯(lián)軸器附加徑向載荷計(jì)算 作用下的受力分析如圖（5） 由受力平衡的 作彎矩圖，如上圖所示 ,如上圖所示 綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處 M=1214.4N/m,T=1360N/m7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選

27、定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng) 力，因此，故安全。8 鍵連接的選擇和計(jì)算8.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=70mm。由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=42mm。由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，l=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。8.3 中間軸與大圓錐齒

28、輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=51mm。由指導(dǎo)書4-1得，鍵在軸的深度t=5.5mm，輪轂深度3.8mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，l=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。8.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=97mm。由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，l=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。8.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=88mm。由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=9.0mm，輪轂深度5.4mm。圓角半

29、徑r=0.4mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，l=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。8.6 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=92mm。由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=7.0mm，輪轂深度4.4mm。圓角半徑r=0.4mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。有k=0.5h，l=L-b。 滿足強(qiáng)度要求。9 滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算9.1 輸入軸上的軸承計(jì)算 (30308圓錐軸承)9.1.1 由已知可得:=1470r/min， , , e=0.35，Y=1.79.1.2 求兩軸承的軸向力 , 9.1.3 求軸承當(dāng)量動載荷和 e 14600h 故可以選用。9.2 中間軸上的

30、軸承計(jì)算 (30308圓錐軸承)9.2.1 由已知可得：=432r/min， ， ，e=0.35，Y=1.79.2.2求兩軸承的軸向力 9.2.3 求軸承當(dāng)量動載荷和 e 由指導(dǎo)書表6-7查的， 9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命 故可以選用。9.3 輸出軸上的軸承計(jì)算 (30314圓錐軸承)9.3.1 由已知可得：=140r/min，, ，e=0.35，Y=1.79.3.2求兩軸承的徑向力和軸向力 9.3.3 求軸承當(dāng)量動載荷 e 由指導(dǎo)書表6-7查的 9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命 故可以選用。10 聯(lián)軸器的選擇在軸的計(jì)算中已選定聯(lián)軸器型號，選LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為3600 r/min。11 箱體的設(shè)計(jì)11.1 箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，