熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器

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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) - 48 - 機(jī)械課程設(shè)計(jì)任務(wù)書及傳動(dòng)方案的擬訂 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 設(shè)計(jì)題目:熱處理車間傳送設(shè)備的二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器 工作條件及生產(chǎn)條件: 該減速器用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置。工作時(shí)有輕微振動(dòng)，經(jīng)常滿載，空載啟動(dòng)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，雙班制工作。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限為10年（每年300天）。 第1組減速器設(shè)計(jì)基礎(chǔ)數(shù)據(jù) 卷筒直徑 D/mm 330 運(yùn)輸帶速度 v(m/s) 0.75 運(yùn)輸帶所需轉(zhuǎn)矩 T(N.m) 370 二、傳動(dòng)方案的分析與擬定 圖1-1帶式輸送機(jī)傳動(dòng)方案 帶式輸送機(jī)

2、由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)通過帶傳動(dòng)將動(dòng)力傳入減速器,再經(jīng)連軸器將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒,帶動(dòng)輸送帶工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)軸承位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級(jí)和低速級(jí)都采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 目 錄 第一章 電動(dòng)機(jī)的選擇………………………………….......................................1 1．1 電動(dòng)機(jī)的選擇………………………………….….…………………… …..…... .1 1．2裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算…………………….….……………………..…....1 1．3

3、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………....….3 第二章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算………………….……………………….…....…6 2. 1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………….…..........6 2．2 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算……….……….….…….….….....10 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算…………………………………….….....……...15 3．1 軸的材料選取…………………………….……….……………….…….….…...15 3．2 高速軸的設(shè)計(jì)……………………… …………………………….…….….….

4、..15 3. 3 低速軸的設(shè)計(jì)..……..............................................................................................19 3. 4 中間軸的設(shè)計(jì)..……..............................................................................................36 第四章 聯(lián)軸器的選擇與計(jì)算……....................................................

5、.................38 4.1 聯(lián)軸器的選擇和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)....................................................................................38 4.2 聯(lián)軸器的校核........................................................................................................39 第五章 鍵聯(lián)接的選擇與計(jì)算..........................................

6、...................................39 5.1鍵的選擇............................................. ....................................................................39 5.2鍵的校核........................................ .........................................................................39 第六章 滾動(dòng)軸

7、承的選擇與計(jì)算........................................................................40 6.2軸承的校核.............................. ................................. .............................................40 6.1軸承的選擇與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).............................. ...................................................

8、........40 第七章 潤(rùn)滑和密封方式的選擇………………………………………............42 7．1 齒輪潤(rùn)滑 ……………………………………………………….……………….42 7．2 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑……………………………………………………….……..….42 第八章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和選擇……………….…………….……....43 8．1 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……….………………….….........................................43 8．2 減速器的附件……………………………………….……………………......…44

9、 設(shè)計(jì)小結(jié)……………………………………………………………………....……..49 參考資料……………………………………………………………………...……...50 一、 電動(dòng)機(jī)的選擇 1. 電動(dòng)機(jī)的選擇 1.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 電動(dòng)機(jī)的類型根據(jù)動(dòng)力源和工作條件,選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。 1.1 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 根據(jù)已知條件計(jì)算出工作機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速為： 43.43r/min 工作機(jī)所需要的有效功率為: 1.68 kW 為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需功率，先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總效率。設(shè)為帶傳動(dòng)的效率為0.96，為齒輪傳動(dòng)（8級(jí)）的效率為0.97，為滾動(dòng)軸

10、承傳動(dòng)效率為0.98，為彈性聯(lián)軸器效率為0.99。則傳動(dòng)裝置的總效率為: 0.79 電動(dòng)機(jī)所需的功率為: 1.68/0.79 = 2.12 kW 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率/kW 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 Y100L1-4 2.2 1420 2.2 2.2 Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0 在機(jī)械傳動(dòng)中常用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的兩種電動(dòng)機(jī)，根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，由[2]P148表16-1查得電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)及計(jì)算總傳動(dòng)比如表3－1所示。 表3－1相關(guān)電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

11、 把這兩種方案進(jìn)行比較，方案1價(jià)格便宜，功率和傳動(dòng)比大小合適。方案2，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊故不可取，為了能合理地分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，綜合考慮兩種可選方案后，選擇方案1比較合適。 選用方案1電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y100L-4。 2. 裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 2.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和滾筒轉(zhuǎn)速可算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： 1420/43.43=32.70 V帶傳動(dòng)比i=2-4,二級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)比i=8-40,則總傳動(dòng)比i∑=16-160,已知工作轉(zhuǎn)速n=43.43r/min,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為： =(16-160)43.43=694.88

12、-6948.8r/min 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比取為i1=3,則減速器的總傳動(dòng)比為 則雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為 低速級(jí)傳動(dòng)比為 2.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算： a) 各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算： = /3=473.33r/min = /=473.33/3.76=125.89r/min =/=125.89/2.9=43.41r/min ==43.41r/min b) 各軸的輸入功率計(jì)算： ==2.12490.96=2.04kW ==2.04000.97kW ==1.9392 0.970.98=1.84kW ==1.84340.96 0.98=1.73kW

13、 c) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算： =955095502.04/473.33=41.16Nm =955095501.94/125.89=147.17Nm =955095501.84/43.41=404.79 Nm =955095501.73/43.41=380.59 Nm 由以上數(shù)據(jù)得各軸運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)見表3－1。 3－1 各軸運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 轉(zhuǎn)速 n/(r/min) 功率P/kW 轉(zhuǎn)矩T/N.mm 傳動(dòng)比 1 473.33 2.1249 41.16 3.76 2 125.89 1.9392 147.10 2.90 3 4

14、3.4277 1.8434 404.79 1.000 4 43.4277 1.7343 380.59 3. V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 電動(dòng)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=1.3,故 Pca=KAP1=3.9kw nm=1420r/min

15、

16、 3.2 帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2； 由文獻(xiàn)【1】中圖8-11得V帶帶型為A型； 得 dd2=idd1=240-300mm; 取dd1=85mm 3.3 驗(yàn)算帶速 驗(yàn)算得v在5-25m/s內(nèi)。 dd2=255mm，圓整后取250mm 3.4 中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)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(zhǎng)度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm。 按式8-23計(jì)算實(shí)際中心距a。 3.5 小帶輪包角α1； 由文獻(xiàn)【1】式8-7計(jì)算輪包角α1為 3.6 帶的根數(shù)Z;

17、單根V帶的額定功率Pr： 由文獻(xiàn)【1】中表8-4a得P0=0.94kw 優(yōu)表8-4b查的△P0=0.17kw; 查表8-5得Kα=0.95;查表8-2得KL=0.99; 于是： V帶的根數(shù)Z為： 取4根 3.7單根v帶初拉力 由文獻(xiàn)【1】中表8-3得Z型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.06kg/m,所以單根v帶的初拉力的最小值（F0）min為： 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>(F0)min。 3.8軸壓力Fp; 軸壓力的最小值為 二、 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 1.

18、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1) 選擇齒輪材料及熱處理方式： 由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場(chǎng)合。根據(jù)設(shè)計(jì)要求現(xiàn)選軟齒面組合： 根據(jù)[1]P102表8-1得： 小齒輪選擇45鋼調(diào)質(zhì),HBS=217～255； 大齒輪選擇45鋼?；?HBS=162～217； 此時(shí)兩齒輪最小硬度差為217-162=55；比希望值略小些，可以初步試算。 2) 齒數(shù)的選擇： 現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選 =24 ==3.7624=90.24 取大齒輪齒數(shù)=90，則齒數(shù)比（即實(shí)際傳動(dòng)比）為=/=90/24=3.75。與原要求僅差(3.76-6

19、3.75)/3.76=0.27%，故可以滿足要求。 3) 選擇螺旋角β： 按經(jīng)驗(yàn) ，8<<20,現(xiàn)初選=13 4) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，查齒形系數(shù)： z= z/cosβ=24/ cos13=25.91 z= z/cosβ=90/ cos13=97.30 由[1]P111表10-5求得： 5) 選擇齒寬系數(shù)： 由于減速器為展開式雙級(jí)齒輪傳動(dòng)，所以齒輪相對(duì)支承只能為非對(duì)稱簡(jiǎn)支結(jié)構(gòu)，故齒寬系數(shù)不宜選得過大，參考[1]表8-5，選擇為0.7～1.15，現(xiàn)選=0.9 6）選擇載荷系數(shù)： 參考[1]P106表8-3，由齒輪承受中等沖擊載荷，選載荷系數(shù)K為1.2～1.6。

20、 取K=1.3。 7）計(jì)算I號(hào)齒輪軸上的扭矩TI : 42872.40 Nm 8) 計(jì)算幾何參數(shù)： tg=tg/ cos=tg20/ cos13=0.3735 =20.4829= sin= sincos== sin13cos20=0.2114 =12.2035= =1.6742 =1/z1tg=1/3.141590.924tg13=1.5873 9) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 區(qū)域系數(shù)： 2.4420 彈性影響系數(shù): Z=189.8 由[1]P109表10-6取安全系數(shù)S=1.0 許用接觸應(yīng)力： 小齒輪分度圓直徑：

21、 計(jì)算法面模數(shù)m m=cosd/z=cos1334.9323/24=1.42 mm 10) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 計(jì)算螺旋角系數(shù)Y,因＝1.6238>1，按＝1計(jì)算得： Y＝1-＝1－1＝0.9981 計(jì)算齒形系數(shù)與許用應(yīng)力之比值： Y/[]=2.7380/148.9744=0.0184 Y/[]=2.1424/137.1795=0.0156 由于Y/[]較大，用小齒輪的參數(shù)Y/[]代入公式，計(jì)算齒輪所需的法面模數(shù)： 11) 決定模數(shù) 由于設(shè)計(jì)的是軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。所以對(duì)比兩次求出

22、的結(jié)果，按接觸疲勞強(qiáng)度所需的模數(shù)較大，齒輪易于發(fā)生點(diǎn)蝕破壞，即應(yīng)以mn≥1.3693mm為準(zhǔn)。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表，暫定模數(shù)為： m=2.0mm 12) 初算中心距： 2.0(24+90)/2cos12=117.8mm 圓整后取 a=118mm 13) 修正螺旋角β 按標(biāo)準(zhǔn)中心距修正β： 14) 計(jì)算端面模數(shù)： 15) 計(jì)算傳動(dòng)的其他尺寸： 16) 計(jì)算齒面上的載荷： 17) 選擇精度等級(jí) 齒輪的圓周轉(zhuǎn)速： m/s 對(duì)照[1]P107表8-4,因運(yùn)輸機(jī)為一般通用機(jī)械，故選齒輪精度等級(jí)為8級(jí)是合宜的。 18）齒輪圖：

23、 2. 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 1) 選擇齒輪材料及熱處理方式： 由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場(chǎng)合。根據(jù)設(shè)計(jì)要求現(xiàn)選軟齒面組合： 根據(jù)[1]P102表8-1得： 小齒輪選擇45鋼調(diào)質(zhì),HBS=217～255； 大齒輪選擇45鋼?；?HBS=162～217； 此時(shí)兩齒輪最小硬度差為217-162=55；比希望值略小些，可以初步試算。 2) 齒數(shù)的選擇： 現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選 =31 ==2.9031=89.9 取大齒輪齒數(shù)z=90

24、，則齒數(shù)比（即實(shí)際傳動(dòng)比）為=z/z1=90/31=2.9032。與原要求僅差(2.9032-2.90)/2.90=0.1103%，故可以滿足要求。 3) 選擇螺旋角β： 按經(jīng)驗(yàn) ，8<<20,現(xiàn)初選 =11 4) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，查齒形系數(shù)： z= 1 /cos=31/ cos11=32.7734 z= /cos=90/ cos10=95.1475 由[1]P200表10-5線性差值求得： 5) 選擇齒寬系數(shù)： 由于減速器為展開式雙級(jí)齒輪傳動(dòng)，所以齒輪相對(duì)支承只能為非對(duì)稱簡(jiǎn)支結(jié)構(gòu)，故齒寬系數(shù)不宜選得過大，參考[1]表8-5，選擇為0.7～1.15，現(xiàn)選=0.

25、95 6）選擇載荷系數(shù)： 參考[1]P106表8-3，由齒輪承受中等沖擊載荷，選載荷系數(shù)K為1.2～1.6。 取K=1.3。 7）計(jì)算II號(hào)齒輪軸上的扭矩TII: 147107.47 Nm 8) 計(jì)算幾何參數(shù)： tg=tg/ cos=tg20/ cos11=0.3708 =20.3439= sin= sincos= sin11cos20 =0.1793 =10.3291= =1.7200 =1/z1tg=1/3.141590.9531tg11=1.8222 9) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 區(qū)域系數(shù)： Z==2.4569 彈性影響系數(shù)

26、: Z=189.8 K＝１　?。?01.3333 MPa S=1.0 許用接觸應(yīng)力： 小齒輪分度圓直徑： 計(jì)算法面模數(shù)m: m=cosd/z=cos1159.3720/31=1.8800mm 10) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 計(jì)算螺旋角系數(shù)Y,因＝1.9181>1，按＝1計(jì)算得： Y＝1-＝1－1＝0.9984 計(jì)算齒形系數(shù)與許用應(yīng)力之比值： Y/[]=2.597/148.9744=0.0172 Y/[]=2.177/137.1795=0.0156 由于Y/[]較大，用大齒輪的參數(shù)Y/[]代入公式 計(jì)算齒輪所需的法面模數(shù)： 11)

27、 按接觸強(qiáng)度決定模數(shù)值，取 m=2.0mm 12) 初算中心距： a=m(z1+ z)/2cos=2.0(31+90)/2cos11=123.26 mm 標(biāo)準(zhǔn)化后取 a=123 mm 13) 修正螺旋角β： 按標(biāo)準(zhǔn)中心距修正β： 14) 計(jì)算端面模數(shù)： 15) 計(jì)算傳動(dòng)的其他尺寸： 　　　 16) 計(jì)算齒面上的載荷： 齒輪的主要參數(shù) 高速級(jí) 低速級(jí) 齒數(shù) 24 90 31 90 中心距 118 123 法面模數(shù) 2.0 2.0 端面模數(shù) 2.0710 2.0331 螺旋角

28、 法面壓力角 端面壓力角 齒寬b 52 44 68 60 齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 1 1 齒頂高系數(shù) 0.9742 0.9813 齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 0.25 0.25 當(dāng)量齒數(shù) 25.91 97.30 32.77 95.14 分度圓直徑 49.70 186.39 63.02 182.98 齒頂高 2.0 2.0 齒根高 2.5 2.5 齒全高 4.5 4.5 齒頂圓直徑 53.70 190.39 67.02 186.98 齒根圓直徑 44.70 181.39 58.02 177.98 基

29、圓直徑 46 175 59 171 三、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算 軸是組成機(jī)械的主要零件，它支撐其他回轉(zhuǎn)件并傳遞轉(zhuǎn)矩，同時(shí)它又通過軸承和機(jī)架連接。所有軸上零件都圍繞軸心做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，形成一個(gè)以軸為基準(zhǔn)的組合體——軸系部件。 3.1軸的材料選取 軸類零件應(yīng)根據(jù)不同的工作條件和使用要求選用不同的材料并采用不同的熱處理規(guī)范（如調(diào)質(zhì)、正火、淬火等），以獲得一定的強(qiáng)度、韌性和耐磨性。 45鋼是軸類零件的常用材料，它價(jià)格便宜經(jīng)過調(diào)質(zhì)（或正火）后，可得到較好的切削性能，而且能獲得較高的強(qiáng)度和韌性等綜合機(jī)械性能，淬火后表面硬度可達(dá)45～52HRC。 40Cr等合金結(jié)構(gòu)鋼適用于中等精度而轉(zhuǎn)速

30、較高的軸類零件，這類鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)和淬火后，具有較好的綜合機(jī)械性能。 軸承鋼GCr15和彈簧鋼65Mn，經(jīng)調(diào)質(zhì)和表面高頻淬火后，表面硬度可達(dá)50～58HRC，并具有較高的耐疲勞性能和較好的耐磨性能，可制造較高精度的軸。 精密機(jī)床的主軸（例如磨床砂輪軸、坐標(biāo)鏜床主軸）可選用38CrMoAIA氮化鋼。這種鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)和表面氮化后，不僅能獲得很高的表面硬度，而且能保持較軟的芯部，因此耐沖擊韌性好。與滲碳淬火鋼比較，它有熱處理變形很小，硬度更高的特性。 45鋼是軸類零件的常用材料，它價(jià)格便宜經(jīng)過調(diào)質(zhì)后，可得到較好的切削性能，而且能夠獲得較高的強(qiáng)度和韌性等綜合機(jī)械性能，調(diào)質(zhì)后表面硬度可達(dá)220-240HBS

31、。 根據(jù)傳動(dòng)軸的制造材料（45鋼），毛坯類型可采用型材和鍛件，現(xiàn)選用鍛件；毛坯采用自由鍛造。 3.2 高速軸的設(shè)計(jì) 3.2.1 軸的受力分析 由上述5.2.3中設(shè)計(jì)可求得小斜齒輪的嚙合力： 小斜齒輪的分度圓直徑： d1=mnz1cosβ=232cos131724″=47mm 小斜齒輪的圓周力： Ft=2T1d1=24479147=1906N 小斜齒輪的徑向力： Fr=Fttanαncosβ=1906tan20cos131724″=713N 小斜齒輪的軸向力： Fa=Fttanβ=1906tan131724″=450N 7.2.2 初步確定軸的最小直徑 先按文獻(xiàn)

32、[1]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)[1]表15-3，取A0=120，于是得： dmin=A03P1n1=12032.22473.33=20.1mm 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝V帶輪處，為了使軸直徑dⅠ-Ⅱ與V帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取V帶輪的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)[7]中表15-14查得帶輪的孔徑dⅠ： dⅠ=25mm 由文獻(xiàn)[1]表8-10中可得 圖7.2.1 輪槽截面 e=150.3mm、f=9mm，所以由求帶輪寬的公式B=（z-1）e+2f可得帶輪的寬為： B=z-1e+2f=4-115+29=63mm 7

33、.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案已在前面分析了，如圖7.1.2所示，軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)與裝配圖如下： 圖7.2.2 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 7.2.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ①滿足帶輪的軸向定位要求。Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑 dⅡ-Ⅲ=dⅠ-Ⅱ+2hⅡ=25+22.5=30m 式中：hⅡ—軸Ⅱ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度 hⅡ=0.07~0.1dⅠ-Ⅱ=0.07~0.125=1.75~2.5mm，故取hⅡ=2.5mm。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取

34、擋圈直徑D=35mm。V帶輪與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度L=63mm，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Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L稍短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=61mm。 ②步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表13-1可選30000型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)[7]中表12-24中參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=30mm，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(jí)的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7.2.1所示 參數(shù) 數(shù)值mm 標(biāo)準(zhǔn)圖 d 32 D 58 T 17 C 13 a 14.0 B 17 表7

35、.2.1 320/32型圓錐滾子軸承 由表7.1可得軸承尺寸為dDT=32mm58mm17mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-Ⅸ=32mm；而lⅢ-Ⅳ=lⅧ-Ⅸ=17mm。 左右兩個(gè)滾動(dòng)軸承都采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得320/32型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取dⅢ-Ⅳ=dⅧ-Ⅸ=38mm。  ③齒輪因?yàn)辇X根圓到鍵槽處e=3.5mm，而2mt=22.06=4.12mm，因?yàn)閑<2mt，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45，所以lⅥ-Ⅶ=45mm，齒輪兩端需要開退刀槽，取規(guī)格為55mm。

36、 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(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離l=30mm（參考圖7.1.1），故取lⅡ-Ⅲ=50mm。 ⑤根據(jù)軸的總體布置簡(jiǎn)圖7.1可知，小圓柱齒輪右端面距箱體左內(nèi)壁之間距離a=16mm，軸Ⅱ上的兩個(gè)大小齒輪之間的距離為c=20mm（參看圖7.1.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm。退刀槽l′=5mm，因?yàn)檩SⅠ小齒輪比軸Ⅱ大齒輪的寬度大5mm。所以嚙合時(shí)大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離會(huì)相差2~3mm，取該長(zhǎng)度為l″=3mm，所以： lⅦ-Ⅷ=

37、a+s-l=16+8-5=19mm lⅣ-Ⅴ=a+b+c+s-l″-l=16+65+20+8-3-5=101mm 至此，經(jīng)過步驟①②③④⑤已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.2.2所示，并歸納為下表7.2.2所示 軸的參數(shù) 參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ Ⅸ 軸段長(zhǎng)度 61 50 17 101 5 齒寬 45 19 17 軸段直徑 25 30 32 38 28 齒輪 直徑 38 32 軸肩高度 — 2.5 1 1.5 3 — — 3 — 表7.2.2 高速軸

38、的參數(shù)值 7.2.4.3 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(zhǎng)為，V帶輪與軸配合為；滾動(dòng)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。 7.2.4.4 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7.2.2。 7.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.2.2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（7.2.3圖）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取值。對(duì)于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.1中可

39、知。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.2.3所示。 圖7.2.3 高速軸的受力分析 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面。B點(diǎn)總彎矩為MP=97470mm；扭矩T=44791Nmm。 7.2.6 按彎扭校核軸的疲勞強(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B）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)[1]中15-5式查得， 式中：—B截面的計(jì)算應(yīng)力（MPa） —折合系數(shù)，該高速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)[1]中P373應(yīng)取折合系數(shù) —抗彎截面系數(shù)（mm3

40、），根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表15-4按圓形截面查得 ∴ 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)[1]15-1查得。因此，故安全。 7.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 7.2.7.1 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(duì)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(duì)起疲勞強(qiáng)度的削弱、其左端的

41、直徑在此軸里也算是較小軸，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截面左側(cè)即可。 7.2.7.2 截面IV左側(cè)受載情況 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)[

42、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)， 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中的附表3-8用插值法可求得， ，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，根據(jù)文獻(xiàn)[

43、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， 式中：， 故可知該高速速軸的截面Ⅳ左側(cè)過盈配合情況的強(qiáng)度是足夠的。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(duì)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)束。  7.3 低速軸的設(shè)計(jì) 7.3.1 軸的受力分析 由上述5.2.3中設(shè)計(jì)可求得大斜齒輪的嚙合力： 大斜齒輪的分度圓直徑： d4=mnz4cosβ=1022cos134124″=

44、210mm 大斜齒輪的圓周力： Ft=2T3d4=2442191210=4211N 大斜齒輪的徑向力： Fr=Fttanαncosβ=4211tan20cos134124″=1577N 大斜齒輪的軸向力： Fa=Fttanβ=4211tan134124″=1026N 7.3.2 初步確定軸的最小直徑 先按文獻(xiàn)[1]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)[1]表15-3，取A0=120，于是得： dmin=A03P3n3=12032.0143.41=43.1mm 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相

45、適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)[1]中14-1式查得， 式中：—聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） —工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， —低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知： 因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)[7]中表14-4查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如下表7.3.1所示。由下表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 圖7.3.1 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖 表7.3.1

46、 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸 型號(hào) 公稱轉(zhuǎn)矩Tn N.m 許用轉(zhuǎn)速[n]（ r/min） 軸孔直徑 （d1、d2、dZ） 軸孔長(zhǎng)度mm D mm D1 mm B mm S mm 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 Kg.m2 質(zhì)量 kg Y型 J、J1、Z型 L L L1 LX3 1250 4750 30,32,35,38 82 60 82 160 75 36 2.5 0.026 8 40,42,45,48 112 84 112 7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低

47、速軸的裝配方案如下圖7.3.2所示， 圖7.3.2 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配 7.3.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 ①滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=52mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm，為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Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=82mm。 ②初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受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)dⅡ-Ⅲ=52mm，由軸承產(chǎn)品

48、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33011，其尺寸為dDT=55mm90mm27mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=55mm；而lⅢ-Ⅳ=27mm。其基本尺寸資料如下表7.3.2所示  表7.3.2 33011型圓錐滾子軸承 參數(shù) 數(shù)值mm 標(biāo)準(zhǔn)圖 d 45 D 90 T 27 C 21 a 19 B 27 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由于手冊(cè)上查得33011型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取dⅣ-Ⅴ=62mm。 　③取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ=60mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定

49、位。已知齒輪輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅥ-Ⅶ=56mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=72mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取lⅤ-Ⅵ=12mm。 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)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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l=30mm（參看圖7.3.2），故取lⅡ-Ⅲ=50mm。 ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T

50、=27mm，軸2大齒輪的寬度為B=40mm，則： lⅦ-Ⅷ=T+s+a+60-56=27+8+16+4mm=55mm lⅣ=Ⅴ=B+c+a+s-lⅤ-Ⅵ+3=40+20+16+8-12+3=75mm 至此，經(jīng)過步驟①②③④⑤基本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表7.3.3所示  表7.3.3 低速軸的參數(shù)值 參數(shù)名稱 參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 軸段長(zhǎng)度 82 50 27 75 12 56 55 軸段直徑 45 52 55 62 72 60 55 軸

51、肩高度 — 3.5 1.5 3.5 3.5 5 2.5 — 7.3.4.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器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均為m6。 7.3.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表15-2查

52、得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.3.2。 7.3.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.3.2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.3.3）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于33011型圓錐滾子軸承，由于手冊(cè)中查得a=19mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L2+L3=125mm+62mm=187mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖喝扭矩圖（圖7.3.4）  圖7.3.4 高速軸的受力分析 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面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 FNH1

53、=FtL3(L2+L3)=421162187=1396Nmm FNH2=Ft-FNH1=4211-1396=2915Nmm FNV1=Fr-FNV2=1577-478=1099N FNV2=FrL2-Ma（L2+L3）=1577125-107730187=478N 彎矩M MH=FtL2L3L2+L3=421112562187=174520Nmm MV1=FrL2L3(L2+L3)=157712562187=65357Nmm MV2=MV1-Ma=65357-107730=-42373Nmm 總彎矩 M1=174520+65357=186357Nmm M2=174520

54、+42373=179590Nmm 扭矩T TⅢ=442191Nmm 7.3.6 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)式文獻(xiàn)[1]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)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 σca=M1+αTⅢW=186357+（0.6442191）0.1603=15.01MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[1]表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1],故安全。 7.3.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,

55、，Ⅱ，Ⅲ，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，但是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A,Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)在后i丶疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ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C上的應(yīng)力最大，截面VII的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必校核。截面C雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面VI右側(cè)即可。 （2）截面VI右側(cè) 抗彎

56、截面系數(shù)： W=0.1d3=0.1603=21600Nmm3 抗扭截面系數(shù)： WT=0.2d3=0.2603=43200Nmm3 截面VI右側(cè)的彎矩M為： M=186357125-30125Nmm=141631Nmm 截面VI上的扭矩TⅢ為: TⅢ=442191N?mm 截面上的彎曲應(yīng)力： σb=MW=14163121600MPa=6.56MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 τT=TⅢWT=44219143200MPa=10.24MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[1]表15-1查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，τ-1=155MPa。

57、 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按文獻(xiàn)[1]附表3-2查取。因rd=260=0.033，Dd=7260=1.2，經(jīng)過插值后可查得 ασ=2.31，ατ=1.7 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 qσ=0.82，qτ=0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 kσ=1+qσασ-1=1+0.822.31-1=2.07 kτ=1+qτατ-1=1+0.851.7-1=1.60 由附圖3-2的尺寸系數(shù)εσ=0.69；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.83. 軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 βσ=βτ=0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即

58、βq=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 Kσ=kσεσ+1βσ-1=2.070.69+10.92-1=3.09 Kτ=kτετ+1βτ-1=1.600.83+10.92-1=2.01 又由文獻(xiàn)[1]中3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) φσ=0.1~0.2，取φσ=0.1 φτ=0.05~0.1，取φτ=0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得 Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2753.096.56+0.10=13.57 Sτ=τ-1kττa+φττm=1552.015.12+0.055.12=14.70 Sca=SσSτSσ+

59、Sτ=13.5714.7013.57+14.70=9.97?S=1.5 故可知其安全。 7.4 中間軸的設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4.1所示， 圖7.4.1 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配 7.4.1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 ① 初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求由軸承產(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32008，其尺寸為dDT=40mm68mm19mm，故dⅠ-Ⅰ=dⅤ-Ⅵ=40mm。 ?、?取安裝齒輪處的軸II-III的直徑dⅡ-

60、Ⅲ=45mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=36mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，則直徑dⅢ-Ⅳ=60mm。 取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑dⅡ-Ⅲ=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅡ-Ⅲ=61mm。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以lⅢ-Ⅳ=20mm。 ③ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁

61、一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=19mm，軸2大齒輪的寬度為B=40mm，則： lⅠ-Ⅱ=lⅤ-Ⅵ=a+s+T+4=16+8+19+4=47mm 至此，經(jīng)過步驟①②③基本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表7.4.1所示 表7.4.1 中間軸的參數(shù)值 參數(shù)名稱 參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 軸段長(zhǎng)度 47 61 20 36 47 軸段直徑 40 45 60 45 40 軸肩高度 — 2.5 7.5 7.5 2.5 — 7.4.2 軸上零件的周向定位

62、 大小齒輪與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器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均為m6。 7.4.3 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7.4.1。  四、 聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算 聯(lián)軸器是連接兩軸和回轉(zhuǎn)件，在傳遞

63、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力過程中使他們一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種裝置。聯(lián)軸器還具有補(bǔ)償兩軸相對(duì)位移、緩沖和減振以及安全防護(hù)等功能. 4.1聯(lián)軸器的選擇和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 以輸入軸為例進(jìn)行聯(lián)軸器的介紹： 根據(jù)所選電動(dòng)機(jī)的公稱直徑38mm和設(shè)計(jì)所要求的機(jī)械特性選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單裝配維護(hù)方便使用壽命長(zhǎng)和應(yīng)用較廣。 4.2聯(lián)軸器的校核 校核公式： = 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得，查表11-1得=1.5 =1.5 x41.16=61.17≤[T] 所以經(jīng)校核后符合設(shè)計(jì)的要求，具體參數(shù)如下 型號(hào) 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑 軸孔長(zhǎng)度 鋼 J型

64、 HL3 630 5000 30，32，35， 38 82 Hl4 1250 2800 40，42，45，48，50，55，56 112 五、 鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 鍵是標(biāo)準(zhǔn)件，通常用于聯(lián)接軸和軸上的零件，起到周向固定的作用并傳遞轉(zhuǎn)矩。有些類型的鍵還可以實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動(dòng)。根據(jù)所設(shè)計(jì)的要求。此次設(shè)計(jì)采用平鍵聯(lián)接。 5.1鍵的選擇 取中間軸段的普通平鍵進(jìn)行說明，具體結(jié)構(gòu)： 據(jù)中間軸尺寸d=46mm，由[3]P144表5-73中查得鍵尺寸：鍵寬b=14 mm,鍵高h(yuǎn)=9mm,由軸轂寬B=50mm并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=36mm，選圓頭

65、普通平鍵（A型）。 5.2鍵的校核 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k等于0.5h =4.5mm,鍵的工作長(zhǎng)度=L-b=14 mm，由[3]P143表5-72，由于鍵承受輕微沖擊，許用擠壓應(yīng)力，取中間值=110，可知： 101.5 該平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度是足夠的。按照同樣的方法選擇其它鍵，具體主要參數(shù)如下： 軸 鍵 鍵槽 公稱直徑d 公稱尺寸bh 鍵長(zhǎng) L 鍵的標(biāo)記 寬度b 深度 公稱尺寸b 極限偏差 軸 t 榖 t1 一般鍵聯(lián)接 軸N9 榖JS9 >22～30 87 50 鍵 C850 GB1096-2003 8 0 0.018 4

66、 3.3 -0.036 -0.018 >38～44 128 32 鍵 1232 GB1096-2003 12 0 0.0215 5 3.3 -0.043 -0.0215 >50～58 1610 45 鍵 1645 GB1096-2003 16 0 0.0215 6 4.3 -0.043 -0.0215 >38～44 128 70 鍵 C1270 GB1096-2003 12 0 0.0215 5 3.3 -0.043 -0.0215 六、 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 軸承是支承軸的零件，其功用有兩個(gè)：支承軸及軸上零件，并保持軸的旋轉(zhuǎn)精度，減輕轉(zhuǎn)軸與支承之間的摩擦和磨損。 與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承具有啟動(dòng)靈活、摩擦阻力小、效率高