課程設(shè)計(jì)同軸式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

課程設(shè)計(jì)說明書 1 一、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 1. 設(shè)計(jì)題目 設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的同軸式圓柱齒輪減速器。其傳動(dòng)簡圖如下： 1 電動(dòng)機(jī) 2 V 帶傳動(dòng) 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 卷筒 6 運(yùn)輸帶 2. 已知數(shù)據(jù) 運(yùn)輸機(jī)工作軸轉(zhuǎn)矩 T=1000 ( ) 運(yùn)輸帶工作速度 V= ( 卷筒直徑 D=400 (卷筒效率 96.0w（包括卷筒與軸承的功率損失） 工作年限 10 年， 每日工作 2 班 運(yùn)輸帶速度允許誤差為 5 3. 工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，灰塵較多，小批量生產(chǎn)。 4. 設(shè)計(jì)工作量 1 減速器裝配圖一張 2 零件工作圖 13 張 3 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份 指導(dǎo)教師 原始數(shù)據(jù) 運(yùn)輸機(jī)卷筒扭矩（ Nm） 運(yùn)輸帶速度（ m/s） 卷筒直徑（ 帶速允許偏差（ %） 使用年限（年） 工作制度（班 /日） 1000 00 5 10 2 X 123456、 傳動(dòng)方案的擬定及說明 X 123456動(dòng)方案采用 V 帶加同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速箱，采用 轉(zhuǎn)速 : m i n/rD vn w 三、 電動(dòng)機(jī)的選擇 1. 電動(dòng)機(jī)類型選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的（ 列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2. 電動(dòng)機(jī)容量 (1) 卷筒軸的輸出功率w 0002100021000 (2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率dP 傳動(dòng)裝置的總效率5423321 式中， 21, n分別為帶傳動(dòng)，軸承，齒輪傳動(dòng)，聯(lián)軸器和卷筒的傳動(dòng)效率。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊（第 3 版）（以下未作說明皆為此書中查得）表 1V 帶傳動(dòng) ；軸承 ；圓柱齒輪傳動(dòng) ；彈性聯(lián)軸器 ；卷筒 ，則 8 6 7 3 3 故 3 3 7 (3) 電動(dòng)機(jī)額定功率2取電動(dòng)機(jī)額定功率 3. 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 由表 1 查得 V 帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍 421 i，二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍4082 i ，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 m 3 5 0535* 21 可見同步轉(zhuǎn)速為 1000r/1500r/ 3000r/電動(dòng)機(jī)均符合。 如下表： 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（ 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（ r/ 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)質(zhì)量（ 同步 滿載 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 1 000 2900 4 2 500 1440 8 3 000 960 4 由表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行，但方案 2 的電動(dòng)機(jī)質(zhì)量較小，價(jià)低適中，轉(zhuǎn)速合適。因此，可采用方案 2，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 4. 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表 12出 電動(dòng)機(jī)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(hào) 額定功率 (同步轉(zhuǎn)速 (r/滿載轉(zhuǎn)速 (r/堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 500 1440 D E G K L F× 量（ 132 38 80 33 12 475 10× 43 68 四、 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 1. 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 2. 分配各級(jí)傳動(dòng)比 取 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 31i ，則兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為 4 3 5 4 2 所得32 符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)和兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。 五、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為 0 軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 m 6m 67 8 0m 8 031 4 4 0m 4 4 032211005%=足設(shè)計(jì)要求 2. 各軸輸入功率 按電動(dòng)機(jī)額定功率 321003. 各軸轉(zhuǎn)矩 000電動(dòng)機(jī)軸 高速軸 中速軸 低速軸 轉(zhuǎn)速（ r/ 1440 480 功率（ 矩（ ） 、 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1） 確定計(jì)算功率 由于是帶式輸送機(jī)，每天工作兩班，查機(jī)械設(shè)計(jì)（ V 帶設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表 8， 工作情況系數(shù) （ 2） 選擇 V 帶的帶型 由 0用 A 型 （ 3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑v 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑1表 8表 8小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d 1251 驗(yàn)算帶速 v。按式 (8算帶的速度 d /440125100060 01 30/5 因?yàn)?,故帶速合適。 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式 (8計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑2 7 51 2 53112 根據(jù)表 8整為 552 （ 4） 確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度根據(jù)式 (8初定中心距 000 。 由式 (8算帶所需的基準(zhǔn)長度 25355()355125(250024)()(224)()(222021221002122100由表 8帶的基準(zhǔn)長度 8006 按式 (8算實(shí)際中心距 a。 0 中心距變化范圍為 （ 5） 驗(yàn)算小帶輪上的包角1 90154509 . 25355(180a 180 121 dd （ 6） 確定帶的根數(shù) 計(jì)算單根 V 帶的額定功率 由 251 和 4400 ，查表 8 根據(jù) 4400 ， i=3 和 A 型帶，查表 8 °1541 于是得，表得查表 r 9 5 3 00 ）（ 計(jì)算 V 帶的根數(shù) z。 3 根。 （ 7） 計(jì)算單根 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q=m，所以 00)00)(22m i 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力( （ 8） 計(jì)算壓軸力p 12212154s i i n)(2)( 1m i i n 2. 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7 按低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)：小齒輪轉(zhuǎn)矩 ，小齒輪轉(zhuǎn)速m ，傳動(dòng)比 （ 1） 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選 7 級(jí)精度（ 由機(jī)械設(shè)計(jì)（斜齒輪設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表 10擇小齒輪材料為 40質(zhì)），硬度為 280齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240者硬度差為40 選小齒輪齒數(shù) 241 z ：大齒輪齒數(shù) 初選取螺旋角 14 （ 2） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式 (10算，即 3 211 )(12 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) 6.1由圖 10取區(qū)域系數(shù) Z c) 由圖 10得 ， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表 10取齒寬系數(shù) 1由表 10得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 001 ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 502 h) 由式 10算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 88112811101 7 1 04 3 03 6 582( 66060由圖 10得接觸疲勞壽命系數(shù) 1 K 8 b) 計(jì)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 i i c) 許用接觸應(yīng)力 M P 3m 計(jì)算 a) 試算小齒輪分度圓直徑計(jì)算公式得 t b) 計(jì)算圓周速度 t 1 c) 齒寬 b 及模數(shù) o o d) 計(jì)算縱向重合度a a e) 計(jì)算載荷系數(shù) K 由表 10得使用系數(shù) 1根據(jù) ， 7 級(jí)精度，由圖 10得動(dòng)載系數(shù)04.1由表 10得 值與直齒輪的相同，故 3181.因2/ 100 表 10 K ；圖 10得 故載荷系數(shù)： f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 (10 9 311 g) 計(jì)算模數(shù)n 4c o o （ 1） 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式 (103 2121co 確定計(jì)算參數(shù) a) 計(jì)算載荷系數(shù) 9 6 b) 根據(jù)縱向重合度 ，從圖 10得螺旋角影響系數(shù) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) o o o o 查取齒形系數(shù) 由表 10得 1 8 9 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10得 7 8 9 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖 10得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 001 ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 802 由圖 10得彎曲疲勞壽命系數(shù) =式 (10 10 g) 計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較 0 1 5 2 9. 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 o 對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) ，已可滿足彎曲強(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)度算得的分度圓直徑 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 4co 取 311 z ，則 1 1 8247 8 （ 2） 幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算中心距 n 11831co 1 將中心距圓整為 230 按圓整后的中心距修正螺旋角 "1439132302 3)11831(a r c c o r c c o s 21 a n 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 43913c o o 43913c o o 計(jì)算齒輪寬度 11 d 圓整后取 0 0,1 0 521 由于是同軸式二級(jí)齒輪減速器，因此兩對(duì)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(jí)傳動(dòng)計(jì)算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定能滿足高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的要求。 為了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(jí)小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級(jí)小齒輪右旋大齒輪左旋。 高速級(jí) 低速級(jí) 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動(dòng)比 數(shù) (3 螺旋角 13° 39 14 中心距 (230 齒數(shù) 31 118 31 118 齒寬 (105 100 105 100 直徑(分度圓 d 向 左旋 右旋 右旋 左旋 七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 高速軸的設(shè)計(jì) (1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 高速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 480 2) 作用在軸上的力 已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 d =93，根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì)（軸的設(shè)計(jì)計(jì)算部分未作說明皆查此書）式 (10 則 43913t a a 43913c o a o st a 12 43913c o o s o sc o (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15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 1120 A,于是得 2 330m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 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 V 帶輪的軸向定位， -軸段右端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d - =32V 帶輪與軸配合的長度 0了保證軸端檔圈只壓在 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故 -段的長度應(yīng)比 短一些，現(xiàn)取 L - =75 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =32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(jí)的單列圓錐滾子軸承 30307，其尺寸為 d× D× T=3580 d - =d - =35 L - =21+21=42L - =10 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得 30308 型軸承的定位軸肩高度h=此，套筒左端高度為 d - =44 取安裝齒輪的軸段 - 的直徑 d - =40 L - =103輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 軸承端蓋的總寬度為 36減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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=24取 L - =60 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 10863V 帶輪與軸的配合為 H7/輪與軸的周向定位選用平鍵 12870了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/動(dòng)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 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見圖 13 軸段編號(hào) 長度（ 直徑（ 配合說明 - 75 30 與 V 帶輪鍵聯(lián)接配合 - 60 32 定位軸肩 - 42 35 與滾動(dòng)軸承 30307 配合，套筒定位 - 103 40 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 - 10 44 定位軸環(huán) - 23 35 與滾動(dòng)軸承 30307 配合 總長度 313 1） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取 a 值。對(duì)于 30307 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=18此，軸的支撐跨距為 18 3=42 根據(jù)軸的計(jì)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(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面 C 處的 的值列于下表。 14 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H ，H V ，V C 截面彎矩 M 7 4 732 6 8 5 8 32 總彎矩 222m a x 扭矩 105050 （ 3） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式 (15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(jì)算應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 70 1- 。因此 1 ，故安全。 2. 中速軸的設(shè)計(jì) (1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 中速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 2) 作用在軸上的力 已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a 已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15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 155 取 1120 A,于是得 30m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =d - =45軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承 30309，其尺寸為 d× D× T=45100 L - =L- =27+20=47 兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得 30309 型軸承的定位軸肩高度h=此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為 取安裝大齒輪出的軸段 -的直徑 d - =50輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 L - =98 為了使大齒輪軸向定位，取 d - =55由于考慮到與高、低速軸的配合，取 L- =90 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 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵 14970了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/動(dòng)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 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見圖 軸段編號(hào) 長度（ 直徑（ 配合說明 - 49 45 與滾動(dòng)軸承 30309 配合，套筒定位 - 98 50 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 - 90 55 定位軸環(huán) - 103 50 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 - 45 45 與滾動(dòng)軸承 30309 配合 總長度 385 16 （ 5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取 a 值。對(duì)于 30309 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=21此，軸的支撐跨距為 6 根據(jù)軸的計(jì)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(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面 C 處的 的值列于下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H H V V C 截面彎矩 M 0 0 2 332 9 6 8 6 232總彎矩 479165189686440023 2222m a 390120 （ 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式 (15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(jì)算17 應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 701- 。因此 1 ，故安全。 3. 低速軸的設(shè)計(jì) (1) 低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 低速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 2) 作用在軸上的力 已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15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 1120 A，于是得 1 30m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 1） 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， -軸段左端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d - =64聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 07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 -段的長度應(yīng)比 短一些，現(xiàn)取 L - =105 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 18 承。參照工作要求并根據(jù) d - =65軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承 30314，其尺寸為 d× D× T=7015038 d - =d - =70 L - =38L - =38+20=58 左端滾動(dòng)軸承采用軸環(huán)進(jìn)行軸向定位。由表 15得 30314 型軸承的定位高度 h=6此，取得 d - =82端軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6 取安裝齒輪出的軸段 -的直徑 d - =75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 100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 - =98 軸承端蓋的總寬度為 30減速器及 軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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取 L - =60 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2） 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 181180聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 201280了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/ 3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見 圖 軸段編號(hào) 長度（ 直徑（ 配合說明 - 38 70 與滾動(dòng)軸承 30314 配合 - 10 82 軸環(huán) - 98 75 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 - 58 70 與滾動(dòng)軸承 30314 配合 - 60 68 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 - 105 63 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 3699 （ 5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取 a 值。對(duì)于 30314 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=31此，軸的支撐跨距為 4 2756721 根據(jù)軸的計(jì)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(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面 B 處的 的值列于下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H H V V B 截面彎矩 M 1 2 3 311 5 0 5 3 22 總彎矩 300 214105 053281 233 2222m a 1370920 20 （ 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式 (15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(jì)算應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 701- 。因此 1 ，故安全。 （ 7） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1） 判斷危險(xiǎn)截面 截面只受扭矩作用，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(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處 過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面 B 上的應(yīng)力最大。 截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)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 面顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)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左右兩側(cè)。 2） 截面 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3333 抗扭截面系數(shù) 3333 8 4 3 7 截面 左側(cè)的彎矩為 1 0 80 7 775 48753 0 02 1 4 截面 上的扭矩為 1447600 截面上的彎曲應(yīng)力 M P 18 71 0 80 7 7 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 M P T 3 7 51 4 4 7 6 0 0 軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 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 經(jīng)插值后可查得 又由附圖 3得軸的材料的敏性系數(shù)為 21 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 qk 由附圖 3尺寸系數(shù) 由附圖 3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖 3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)值為 3§ 3得碳鋼的特性系數(shù) , 取 ； , 取 ； 于是，計(jì)算安全系數(shù)式 (15 (15得 5 51 222 SS 故可知其安全。 3） 截面 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3333 3 4 3 0 抗扭截面系數(shù) 3333 6 8 6 0 截面 右側(cè)的彎矩為 1 0 80 7 775 48754 4 84 2 3 截面 上的扭矩為 1447600 22 截面上的彎曲應(yīng)力 M P 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T 6 0 01 4 4 7 6 0 0 軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 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 經(jīng)插值后可查得 又由附圖 3得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 qk 由附圖 3尺寸系數(shù) 由附圖 3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖 3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)值為 3§ 3得碳鋼的特性系數(shù) , 取 ； , 取 ； 于是，計(jì)算安全系數(shù)式 (15 (15得 551 23 222 SS 故可知其安全。 八、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承 選用 30307 型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表 15 531511 ， r a a e （ 1） 求兩軸承所受到的徑向載荷 1 2由高速軸的校核過程中可知： H ， H V ， V 221211 222222 （ 2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力1械設(shè)計(jì)表 13 Nc t t 6 9 5 221因?yàn)?以 12 7 3 24 （ 3） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷1 5 2 7 311 6 2 022由機(jī)械設(shè)計(jì)表 13載荷系數(shù) 1.1Nc t 111 4 6 （ 4） 驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗(yàn)算 9 1 060 106010 531066 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(jì)表 15 017512 ， r 102 a a e （ 1） 求兩軸承所受到的徑向載荷 1 2由中速軸的校核過程中可知： H ， H V ， V 221211 222222 （ 2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力1機(jī)械設(shè)計(jì)表 13 Nc t t 因?yàn)?8 6 712 所以 12 3 6 （ 3） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 1P 和 2P 械設(shè)計(jì)表 13載荷系數(shù) 1.1Nc t 111 7 3 （ 4） 驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗(yàn)算 06010 531066 故所選軸承滿足壽命要求。 九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 由機(jī)械設(shè)計(jì)式 (6得 ak 3102 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6 1026 （ 1） V 帶輪處的鍵 取普通平鍵 10× 63的工作長度 31063 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 00 3 52102 33 （ 2） 高速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵 12× 70的工作長度 81270 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 52102 33 （ 3） 中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵 14× 70的工作長度 61470 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 02102 33 （ 4） 中速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵 14× 70的工作長度 61470 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 02102 33 （ 5） 低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵 20× 80的工作長度 02080 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 l dT 1 775606 4 72102 33 （ 6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵 取普通平鍵 18× 80的工作長度 21880 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 l dT 1 4 72102 33 聯(lián)接擠壓強(qiáng)度不夠，而且相差甚遠(yuǎn)，因此考慮采用雙鍵，相隔 180°布置。 則該雙鍵的工作長度為 27 M P ak l dT 1 4 72102 33