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1、機械設(shè)計課程設(shè)計—同軸式二級圓柱齒輪減速器 《機械設(shè)計》 課程設(shè)計 題　 目: 垂直斗式提升機傳動裝置設(shè)計 學(xué) 院： 機電工程學(xué)院 班 級:_ 機自10-4班 姓 名: 孫小威 學(xué) 號: 03102352 指導(dǎo)教師: 唐老師 設(shè)計時間： 2013.1.12 目錄 一、設(shè)計任務(wù)書 1 二、傳動方案的擬定及說明 1 三、電動機的選擇 3 四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 3 五、計算傳動

2、裝置的運動和動力參數(shù) 4 六、傳動件的設(shè)計計算 5 1. V帶傳動設(shè)計計算 5 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 7 七、軸的設(shè)計計算 12 1. 高速軸的設(shè)計 12 2. 中速軸的設(shè)計 15 3. 低速軸的設(shè)計 19 精確校核軸的疲勞強度 22 八、滾動軸承的選擇及計算 26 1. 高速軸的軸承 26 2. 中速軸的軸承 27 3. 低速軸的軸承 29 九、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 31 十、 聯(lián)軸器的選擇 32 十一、 減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計 32 十二、 潤滑與密封 33 十三、 設(shè)計小結(jié) 34 十四、 參考資料 35  設(shè)計計算及說明 結(jié)果

3、一、 設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器 1. 總體布置簡圖 2. 工作情況 工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn) 3. 原始數(shù)據(jù) 運輸機卷筒扭矩（N?m） 運輸帶速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 帶速允許偏差（%） 使用年限（年） 工作制度（班/日） 1350 0.70 320 5 10 2 4. 設(shè)計內(nèi)容 (1) 電動機的選擇與參數(shù)計算 (2) 斜齒輪傳動設(shè)計計算 (3) 軸的設(shè)計 (4) 滾動軸承的選擇 (5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 (6) 裝配圖、零件圖的繪制 (7) 設(shè)計計算說明書的編寫 5. 設(shè)計任務(wù) (1) 減速

4、器總裝配圖1張（0號或1號圖紙） (2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙） (3) 設(shè)計計算說明書一份 二、 傳動方案的擬定及說明 如任務(wù)書上布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用V帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 三、 電動機的選擇 1. 電動機類型選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2. 電動機容量 (1) 卷筒軸的輸出功率 (2) 電動機的輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的

5、效率。由《機械設(shè)計課程設(shè)計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動軸承，則 故 (3) 電動機額定功率 由第二十章表20-1選取電動機額定功率。 3. 電動機的轉(zhuǎn)速 由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，由表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/mi

6、n的電動機均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較， 如下表： 方案 電動機型號 額定功率（kW） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機質(zhì)量（kg） 傳動裝置的傳動比 同步 滿載 總傳動比 V帶傳動 兩級減速器 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 34.468 2.5 13.787 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 23.218 2.2 10.554 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的電動機質(zhì)量較小，且比價低。因此，可采用方案1，選定電動機型號為

7、Y132M-4。 4. 電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表20-1、表20-2查出Y132M-4型電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。 型號 額定功率(kw) 同步轉(zhuǎn)速 (r/min) 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.3 H D E G K L ＦＧＤ 質(zhì)量（kg） 132 38 80 33 12 515 10８ 81 四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1. 傳動裝置總傳動比 2. 分配各級傳動比

8、取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，中速軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，各軸轉(zhuǎn)速為 2. 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各州轉(zhuǎn)矩 電動機軸 高速軸Ⅰ 中速軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 轉(zhuǎn)速（r/min） 1440

9、576 153.6 40.96 功率（kW） 7.20 6.91 6.64 6.37 轉(zhuǎn)矩（） 49.74 118.75 422.36 1370.92 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 六、 傳動件的設(shè)計計算 1. V帶傳動設(shè)計計算 （1） 確定計算功率 由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查《機械設(shè)計》（V帶設(shè)計部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù) （2） 選擇V帶的帶型 由、 由圖8-11選用A型 （3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 ①初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 ②驗算帶速v。按式(8-13)驗

10、算帶的速度 ,故帶速合適。 ③計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式(8-15a),計算大帶輪基準直徑 根據(jù)表8-8，圓整為 （4） 確定V帶的中心距a和基準長度 ①根據(jù)式(8-20)，初定中心距。 ②由式(8-22)計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度 A型 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 ③按式(8-23)計算實際中心距a。 中心距變化范圍為518.4～599.4mm。 （5） 驗算小帶輪上的包角 （6）

11、確定帶的根數(shù) ① 計算單根V帶的額定功率 由和，查表8-4a得 根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表8-4b得 ② 計算V帶的根數(shù)z。 取5根。 （7） 計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應(yīng)使帶的實際初拉力 （8） 計算壓軸力 5根 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比。 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)

12、 ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88） ③由《機械設(shè)計》（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）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，二者硬度差為40HBS。 ④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤初選取螺旋角 （2） 按齒面接觸強度設(shè)計 按式(10-21）試算，即 ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表10-7選取齒寬系數(shù) f) 由表10-6查得材料

13、彈性影響系數(shù) g) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 h) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 斜齒圓柱齒輪 7級精度 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 k) 許用接觸應(yīng)力 ②計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b) 計算圓周速度 c) 齒寬b及模數(shù)mnt d) 計算縱向重合度 e) 計算載荷系數(shù)K 由表10-2查

14、得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查得；圖10-13查得 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 g) 計算模數(shù) （3） 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式(10-17) ①確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù) 由表10-

15、5查得 e) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 f) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得 g) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ②設(shè)計計算 對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，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來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由

16、取，則 （4） 幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為233mm ②按圓整后的中心距修正螺旋角 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 圓整后取 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。 為了

17、使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 3.713 模數(shù)(mm) 3 螺旋角 中心距(mm) 233 齒數(shù) 32 119 32 119 齒寬(mm) 105 100 105 100 直徑(mm) 分度圓 98.75 367.24 98.75 367.24 齒根圓 91.25 359.74 91.25 359.74 齒頂圓 104.75 373.24 104.75 373.24

18、 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 七、 軸的設(shè)計計算 1. 高速軸的設(shè)計 (1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（） 高速軸功率（） 轉(zhuǎn)矩T（） 576 6.91 118.75 (2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為=98.75 ，根據(jù)《機械設(shè)計》（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

19、計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足V帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=32mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=75mm。 ②初步選擇滾動軸

20、承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=32mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7207AC軸承，其尺寸為dDB=35mm72mm17mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=17+20=37mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7207AC軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。 ③取安裝齒輪的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=102mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 ④軸承端蓋的總寬度為36mm（

21、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，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的軸向定位 V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm8mm63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm8mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；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m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm）

22、 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 75 30 與V帶輪鍵聯(lián)接配合 Ⅱ-Ⅲ 60 32 定位軸肩 Ⅲ-Ⅳ 37 35 與7207AC軸承配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 102 40 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅴ-Ⅵ 10 44 定位軸環(huán) Ⅵ-Ⅶ 17 35 角接觸球軸承7207AC軸承 總長度 301mm （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7207AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=21mm。因此，軸的支撐跨距為 L1=118.5mm， L2+L3=67+57=124mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出

23、軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)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，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 2. 中速軸的設(shè)計 (1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（） 中速軸功率（）

24、轉(zhuǎn)矩T（） 177.18 7.97 429.58 (2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 安全 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） Ⅰ Ⅱ

25、 Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的7209AC型角接觸球軸承，其尺寸為dDB=45mm85mm19mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=19+20=39mm。 兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得7209AC型角接觸球軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為4.5mm。

26、 ②取安裝大齒輪出的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=45mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 ③為了使大齒輪軸向定位，取dⅢ-Ⅳ=50mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 3）軸上零件的軸向定位 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm9mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；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m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖

27、 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 41 39 與7209AC型角接觸球軸承配合，套筒定位 Ⅱ-Ⅲ 98 45 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅲ-Ⅳ 90 50 定位軸環(huán) Ⅳ-Ⅴ 103 45 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅴ-Ⅵ 39 39 與7209AC型角接觸球軸承配合 總長度 369mm （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7209AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=24.7mm。因此，軸的支撐跨距為 L1=65.3mm， L2=190.5，L3=65.

28、8mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 （6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)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，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 3. 低速軸的設(shè)計 (1) 低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

29、 轉(zhuǎn)速（） 中速軸功率（） 轉(zhuǎn)矩T（） 43.00 7.65 1699.01 (2) 作用在軸上的力 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 安全

30、 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅵ-Ⅶ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑dⅤ-Ⅵ=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LⅥ-Ⅶ=105mm。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用7213AC型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅥ-Ⅶ=65mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的7214AC型角接觸球軸承，其尺寸為dDB=70mm125mm24mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ

31、-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=24mm，LⅣ-Ⅴ=24+20=44mm。 左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得7214AC型角接觸球軸承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=83mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。 ③取安裝齒輪出的軸段Ⅲ-Ⅳ的直徑dⅢ-Ⅳ=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，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lⅢ-Ⅳ=98mm。 ④軸承端蓋的總寬度為30mm（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，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30

32、mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3） 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm11mm80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm12mm80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 24 70 與7214AC型角接觸球軸承配合 Ⅱ-Ⅲ 10 83 軸環(huán) Ⅲ-Ⅳ 98 75 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合

33、，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 44 70 與7214AC型角接觸球軸承配合 Ⅴ-Ⅵ 60 68 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 105 66 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 341mm 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7214AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=35.1mm。因此，軸的支撐跨距為 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及

34、M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)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，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 （7） 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起

35、應(yīng)力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面Ⅲ的應(yīng)力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B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），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設(shè)計》第三章附錄可知，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Ⅳ左右兩側(cè)。 安全 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 2） 截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為

36、 截面Ⅳ上的扭矩為 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45Cr，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)按附表3-2 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 故有效應(yīng)力集中系數(shù)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) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ??； , ??； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得

37、 故可知其安全。 3） 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 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45Cr，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)按附表3-2 安全 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 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 故有效應(yīng)力集中系數(shù)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) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即

38、βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ??； , 取； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 安全 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 八、 滾動軸承的選擇及計算 軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承 選用7207AC型角接觸球軸承，查表13-5，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由高速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求

39、兩軸承的計算軸向力和 由《機械設(shè)計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 由《機械設(shè)計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 2. 中速軸的軸承 選用30309型圓錐滾子軸承，查《課程設(shè)計》表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由中速軸的校核過程中可知：

40、 ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 滿足壽命要求 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 由《機械設(shè)計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 由《機械設(shè)計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 滿足壽命要求 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 3. 低速軸的軸承 選用30314型圓錐滾子軸承

41、，查《課程設(shè)計》表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由低速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設(shè)計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承當量動載荷和 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 由《機械設(shè)計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。

42、 滿足壽命要求 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 九、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 由《機械設(shè)計》式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設(shè)計》表6-2，取 （1） V帶輪處的鍵 取普通平鍵1063GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （2） 高速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵1270GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （3） 中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵1470GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （4） 中速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵1470GB1096-79 鍵的工作

43、長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （5） 低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵2080GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 （6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵 取普通平鍵1880GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180布置。 則該雙鍵

44、的工作長度為 十、 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查《課程設(shè)計》表17-4 選用HL5聯(lián)軸器60142GB5014-85，其公稱扭矩為符合要求。 十一、 減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計 1. 窺視孔和視孔蓋 查《課程設(shè)計》（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋， 。 2. 通氣器 查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。 3. 油面指示器 查表9-14，選用油標尺。 4. 放油孔和螺塞 查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。 5. 起吊裝置 查表9-20，選用箱蓋吊耳，，， 箱座吊耳，，，， 6. 定位銷 查表14-3

45、，選用圓錐銷GB 117-86 A1240 7. 起蓋螺釘 查表13-7，選用GB5782-86 M835 該鍵滿足 強度要求 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 8. 箱體的設(shè)計 名稱 符號 尺寸 箱座壁厚 δ 9 箱蓋壁厚 δ1 9 箱體凸緣厚度 b、b1、b2 b=14;b1=12;b2=23 加強筋厚 m、m1 m=9;m1=8 地腳螺釘直徑 df 32 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 24 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 16 十二、 潤滑與密封 由于中速速軸上的大

46、齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封? 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 十三、 設(shè)計小結(jié) 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 十四、 參考資料 1．《機械設(shè)計（第八版）》 高等教育出版社 西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室 編著 濮良貴 紀名剛 主編 2．《機械原理（第六版）》 高等教育出版社 西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室 編著 孫 桓 陳作模 主編 3．《課程設(shè)計》 高等教育出版社 華中理工大學(xué) 王 昆 重 慶 大 學(xué) 何小柏 同 濟 大 學(xué) 汪信遠 主編 4.《機械制圖》 同濟大學(xué)出版社 許連元 李強德 徐祖茂 主編 5. 《機械設(shè)計手冊(軟件版)R2.0》 43