1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書 題目：卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)班級(jí)：機(jī)制11級(jí)02班學(xué)號(hào)：110200218設(shè)計(jì)者：指導(dǎo)老師：目   錄（一）傳動(dòng)方案的擬定2（二）選擇電動(dòng)機(jī)3（三）計(jì)算總傳動(dòng)比及配合各級(jí)的傳動(dòng)比41.計(jì)算總傳動(dòng)比42.傳動(dòng)比分配4（四）設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件51.高速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核52.低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核113.開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)16（五）設(shè)計(jì)計(jì)算軸201.低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算202.中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算283.高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算30（六）選擇滾動(dòng)軸承及壽命計(jì)算331.高速軸的滾動(dòng)軸承校核計(jì)算332.低速軸滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算353.中間軸滾動(dòng)軸承校核36（七）選

2、擇和校核鍵聯(lián)接38（八）選擇聯(lián)軸器39（九）選擇潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑劑牌號(hào)及密封件39（十）設(shè)計(jì)計(jì)算箱體的結(jié)構(gòu)尺寸40（十一）參考書目42（一）傳動(dòng)方案的擬定1設(shè)計(jì)題目 ：卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)2.系統(tǒng)總體方案的確定系統(tǒng)總體方案：電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)；3原始數(shù)據(jù)牽引力F= 1.7KN速度v= 0.3m/s,卷筒的直徑D= 480mm；4工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動(dòng)，連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)。作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時(shí)，檢修期間隔為三年。5設(shè)計(jì)內(nèi)容(1) 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；(2)斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算(3) 軸的設(shè)計(jì)(4) 滾動(dòng)軸承的選擇(

3、5) 鍵和連軸器的選擇與校核；(6) 裝配圖、零件圖的繪制；(7) 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫 。6設(shè)計(jì)任務(wù)(1)減速器裝配圖一張；(2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；(3)設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份7設(shè)計(jì)進(jìn)度第一階段：總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算； 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計(jì)；第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制； 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書的編寫。（二）選擇電動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)下工件機(jī)主軸所需功率：工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速為：工作機(jī)主軸上的轉(zhuǎn)矩： 初選聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器，滾動(dòng)軸承為角接觸軸承，傳動(dòng)齒輪為閉式軟齒面圓柱齒輪和開式直齒輪傳動(dòng)，因其速度不高，

4、選用7級(jí)精度(GB10095-88)，則機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率分別如下：彈性柱銷聯(lián)軸器： = 0.99圓柱齒輪（7級(jí)）： = 0.98角接觸軸承： = 0.99開式齒輪傳動(dòng) = 0.96 工作機(jī)效率： = 0.98所以，電動(dòng)機(jī)至工件機(jī)主軸之間的總效率為： = 0.99 ×0.98× 0.99×0.96×0.98=0.904所以電動(dòng)機(jī)所需功率為 由【1】表2-1各級(jí)傳動(dòng)副傳動(dòng)比的合理范圍：I總=（35）×（35）×（35）=27125則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍是：n=(27125) ×12.197=3291525r/min故選取電

5、動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為 n = 1000，查2表9-39 ，取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6(三)計(jì)算總傳動(dòng)比及配合各級(jí)的傳動(dòng)比1. 計(jì)算總傳動(dòng)比2. 傳動(dòng)比分配初選開式齒輪傳動(dòng)比i=3,則減速器傳動(dòng)比，查資料2式（2-8）雙級(jí)減速器傳動(dòng)總傳動(dòng)比搭配，選高速級(jí)傳動(dòng)比i1=4.7,低速級(jí)i2=3。各軸轉(zhuǎn)速：=960r/min960/4.7=204.26r/min66.1r/min各軸的輸入功率： =0.411×0.99×0.98²×0.99²=0.383KW=0.411×0.99²×0.98²×0.99

6、79;=0.375KW=0.411×0.99²×0.98²××0.96=0.357KW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： （四）設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件1高速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核11選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；卷?yè)P(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB1009588）；材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW。初選小齒輪齒數(shù)=23，大齒輪齒數(shù)為=4.7×=108。初選螺旋角=12確定許用應(yīng)力

7、查【2】圖4.19-3，=600MPa；=560MPa查【2】圖4.21-3，=610MPa；=470MPa查【2】表4-10， 取=1=1.25計(jì)算壽命：2.07×109同理N2=8.8×108查【2】圖4.20， 查【2】圖,4.22, 查【2】圖4.23,= /=570MPa= /=543.2MPa= /=448.96MPa= /=357.2MPa13齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算已知初步計(jì)算小齒輪直徑，有式（4.10）得查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齒寬系數(shù)取則齒寬b=取14按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：由【2】式（4.21）得 因工作機(jī)有中等沖擊，查表44得，查【2

8、】圖4.9取齒輪對(duì)稱布置，；查【2】圖4.12取查表45取計(jì)算齒面接觸應(yīng)力：查【2】圖4.14，查【2】表46,取 = =43.73取取15校核輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度由【2】圖4.18查得，； 查【2】圖4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 = =95.07=448.96MPa同理MPa大小輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求16確定傳動(dòng)主要尺寸17計(jì)算齒輪寬度 b=48mm B2=50mm， B1=55mm18高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒根圓直徑：482×1.25×2=43mm 齒頂圓直徑：=230mm小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu);大齒輪2的結(jié)構(gòu)尺寸和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)

9、算如下表代號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑=1.6d=1.6 4470輪轂軸向長(zhǎng)LL=b50倒角尺寸nn=0.51板孔分布圓直徑=0.5 140板孔直徑=0.2535腹板厚CC=0.3b15腹板最大直徑=2102.低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核2.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；卷?yè)P(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB1009588）；材料選擇。由2表42選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBW，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HBW。初選小齒輪齒數(shù)=26，大齒輪齒數(shù)為=3×=78。初選螺旋角=2.2

10、確定許用應(yīng)力查【2】圖4.19-3，=710MPa；=580MPa查【2】圖4.21-3，=600MPa；=450MPa查【2】表4-10， 取=1=1.25計(jì)算壽命：4.41×108 同理查【2】圖4.20， 查【2】圖,4.22, 查【2】圖4.23, = /=692.25MPa= /=604.94MPa= /=424.32MPa= /=325.08MPa2.3齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算已知初步計(jì)算小齒輪直徑，有式（4.10）得查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齒寬系數(shù)取則齒寬b=取2.4按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：由【2】式（4.21）得 因工作機(jī)有中等沖擊，查表44得，查【2

11、】圖4.9取齒輪對(duì)稱布置，；查【2】圖4.12取查表45取計(jì)算齒面接觸應(yīng)力：查【2】圖4.14，查【2】表46,取 = =75.52mm取取2.5校核輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度由【2】圖4.18查得，； 查【2】圖4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 =（）MPa =103.37=424.32MPa同理MPa大小輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求2.6確定傳動(dòng)主要尺寸mm2.7計(jì)算齒輪寬度b=81mm B2=85mm， B1=90mm2.8低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒根圓直徑： 73.5mm 齒頂圓直徑： 小齒輪3由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu);大齒輪4的結(jié)構(gòu)尺寸和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)算如下表代號(hào)結(jié)構(gòu)尺

12、寸計(jì)算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑=1.6d=1.6 5690輪轂軸向長(zhǎng)LL=b85倒角尺寸nn=0.51.5板孔分布圓直徑=0.5 155板孔直徑=0.2532腹板厚CC=0.3b26腹板最大直徑=2205.3 開式齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核5.3.1選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)按傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。卷?yè)P(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，由資料2得表10-8可知,選用8級(jí)精度（G B10095-88）.材料選擇。由資料2得表10-8可知，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，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒

13、數(shù)=18；由=3.48，大齒輪齒數(shù)為= =62.64；取=62由于齒輪傳動(dòng)為開式，按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按接觸疲勞強(qiáng)度校核。5.3.2按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由資料2得查得設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-5)計(jì)算： （6-12）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值，初選螺旋角=14°彎曲疲勞極限，由資料1圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限 =380mpaK= KAKVKK=2.765小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T4 =481.6 ×103N·mm由資料2得圖1026查得 =0.75 =0.75 所以 =1.5 由資料2得表10-7查得，選取齒寬系數(shù)=1；由縱向重合度=1.

14、427，查1圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88 由資料2得表10-6查得，得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 由資料2得10-13公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60nj=60j=6067.6417200=2.92=/= 2.92/3.1= 9.4 由資料2得圖10-18查得，得彎曲疲勞系數(shù)：=0.96； =0.98； 計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力由資料2得安全系數(shù)S=1.4，有公式：則：=342.857MPa=266MPa =19.12 =65.85 由資料2得表10-5查得齒形系數(shù)YFa5=2.91，YFa6=2.28 由資料2得表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)YSa5=1.53， YSa6=1.73計(jì)算大、小

15、齒輪的并加以比較=0.012986=0.014633大齒輪的數(shù)值大。由資料2得公式(10-5)計(jì)算 =3.89mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm =164.90mm =74.20mm =255.59mm計(jì)算齒輪寬度=74.20mm 圓整后取B4=75mm=80mm5.3.3校驗(yàn)傳動(dòng)比實(shí)際傳動(dòng)比為 =62.7實(shí)際卷筒轉(zhuǎn)速=1440/67.7=22.95r/min所以轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差為（23.3-22.95）×100%/23.3=1.5%<5%符合要求（五）設(shè)計(jì)計(jì)算軸1低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.1列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1.2求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=243 mm 圓周

16、力： 徑向力： 軸向力：1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由【2】表6-1，取=110，則輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm。軸孔長(zhǎng)度L=112mm，=84mm，軸孔直徑 D=42mm。故取=42mm。1.4初見各段直徑位置軸徑/mm說(shuō)明裝聯(lián)軸器軸端1242由最小直徑來(lái)確定裝軸承端蓋軸段236748聯(lián)軸器右端用軸肩定位，故取。裝軸承軸段3450由滾動(dòng)

17、軸承內(nèi)孔決定，初選深溝球軸承，型號(hào)為6010。裝齒輪軸段4556考慮齒輪裝拆方便，應(yīng)使。軸環(huán)段5662考慮軸承用軸肩定位，取。1.5確定各段長(zhǎng)度位置軸段長(zhǎng)度/mm說(shuō)明裝聯(lián)軸器軸端1280而不會(huì)壓在軸的端面上，故略小于。裝軸承端蓋軸段2367由軸承端蓋寬度及其固定螺釘所需拆裝空間要求決定。這里取。為深溝球軸承的寬度12mm及箱體內(nèi)壁與齒輪距離8mm。裝軸承軸段3431由深溝球軸承寬度，軸承與箱體內(nèi)壁與齒輪距離，軸承與箱體內(nèi)壁距離及大齒輪輪轂與裝配軸段的長(zhǎng)度差等尺寸決定。裝齒輪軸段4581由齒輪輪轂寬度決定，為使齒輪軸向固定，應(yīng)略小于寬度，故取。軸環(huán)段5672軸環(huán)寬度一般為軸肩高度的1.4倍。1.

18、6軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b × h = 16mm × 10mm (GB/T 10961979)，長(zhǎng)度為70mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)中性，故選擇齒輪輪與軸的配合為H7/r6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵12mm×8mm×70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。1.7確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 ×。1.8求軸上的載荷首先作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如

19、下：=2496N=1335N=172224Nmm=1525N= -88N=×69=105225Nmm=×129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm1.9按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得 =60MPa，因此是安全的。1.10精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以這幾個(gè)截面均不需要校核。從應(yīng)力集中

20、對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面和的應(yīng)力集中的影響相近，但截面不受扭矩作用，故不必作強(qiáng)度校核。截面C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），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，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的左右兩側(cè)即可。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1=0.1×=15746抗扭截面系數(shù)=0.2=31492截面左側(cè)的彎矩M為M=172598×（129-40）/129=119079Nmm截面上的扭矩 截面上的彎曲

21、應(yīng)力 =7.56MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =14.88MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及查取。因?yàn)閞/d=2/54=0.037；D/d=77/54=1.148所以=2.05，=1.5軸的材料敏感系數(shù)為=0.82，=0.85所以有效應(yīng)力集中系數(shù)為=1.8611.425尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82。軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則得綜合系數(shù)值為=2.708=1.825取碳鋼的特性系數(shù) ，1.11求安全系數(shù)=13.43 =11.11 =8.56 >> S=1.5 故可

22、知其安全截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W公式計(jì)算，W=0.1=23833抗扭截面系數(shù) =0.2=47666彎矩M及彎曲應(yīng)力為 M=119079Nmm=4.996MPa截面上的扭矩 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =9.83MPa用插入法求出=3.20；=0.8 × 3.20 = 2.56軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù) 故得綜合系數(shù) =3.287=2.647求安全系數(shù)=16.746=11.693=9.587 >> S=1.5故可知其安全 2中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算2.1列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2.2求作用在齒輪上的力 因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為 圓周力 徑向力 軸向力2.3初步確定軸的最小直徑選取

23、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取，則2.4初見各段直徑位置軸徑/mm說(shuō)明裝軸承軸段125640由滾動(dòng)軸承內(nèi)孔決定，初選深溝球軸承，型號(hào)為6008。軸環(huán)段3-450考慮軸承用軸肩定位，取。裝齒輪軸段4544考慮齒輪裝拆方便，應(yīng)使。2.5確定各段長(zhǎng)度位置軸段長(zhǎng)度/mm說(shuō)明裝軸承軸段1256由深溝球軸承寬度，軸承與箱體內(nèi)壁與齒輪距離，軸承與箱體內(nèi)壁距離及大齒輪輪轂與裝配軸段的長(zhǎng)度差等尺寸決定。軸環(huán)段3-412軸環(huán)寬度一般為軸肩高度的1.4倍。裝齒輪軸段4550由齒輪輪轂寬度決定，為使齒輪軸向固定，應(yīng)略小于寬度，故取。2.6軸向零件的周向定位齒輪采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b &

24、#215; h =12mm × 8mm (GB/T 10961979)，長(zhǎng)度為40mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)中性，故選擇齒輪輪與軸的配合為H7/r6； 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1 ×。2.7按許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度校核軸 繪軸的受力圖，見下圖計(jì)算支反力 垂直面支反力：繞支點(diǎn)B的力矩和 ，得同理 ，得。校核：水平面支反力：同樣由支繞B點(diǎn)力矩和，得同理 ，得校核：轉(zhuǎn)矩.繪彎矩圖： 垂直平面內(nèi)的彎矩圖： C處彎矩：D處彎矩：水平面內(nèi)的彎矩圖： C處彎矩D處彎矩合成彎矩： C處： D處：校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度 取=0.6，根據(jù)以上求得

25、的數(shù)值由已選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)，3高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：圓周力 徑向力 軸向力3.2初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取，則3.3初見各段直徑位置軸徑/mm說(shuō)明裝聯(lián)軸器軸端1230由最小直徑來(lái)確定裝軸承端蓋軸段2336聯(lián)軸器右端用軸肩定位，故取。裝軸承軸段345635由滾動(dòng)軸承內(nèi)孔決定，初選深溝球軸承，型號(hào)為6007。自由段4540考慮齒輪裝拆方便，應(yīng)使。3.4確定各段長(zhǎng)度位置軸段長(zhǎng)度/mm說(shuō)明裝聯(lián)軸器軸端1250為保證軸端擋板壓緊聯(lián)軸器，而不會(huì)壓在軸的端面上，故略小于。裝軸承端蓋

26、軸段23由軸承端蓋寬度及其固定螺釘所需拆裝空間要求決定。這里取。裝軸承軸段3456由深溝球軸承的寬度確定。由深溝球軸承的寬度及箱體內(nèi)壁與齒輪距離確定。自由段45106由齒輪輪轂、齒輪之間的距離、齒輪距箱體內(nèi)壁的距離和軸承與箱體內(nèi)壁距離等尺寸決定。3.6軸向零件的周向定位在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵8mm×7mm×45mm，聯(lián)軸器與軸的配合為n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。3.7確定軸上圓角和倒角尺寸圓角R=1.6mm，倒角2×45°。 3.8求軸上的載荷首先作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭

27、矩圖如下：由水平面 =1419×51.9/186.8=394N =1025N=由垂直面=101N= -431N=×69=105225Nmm=×129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm.3.9校核軸上承受最大彎扭矩的截面強(qiáng)度 取 ，.根據(jù)前面選取的材料45鋼調(diào)質(zhì)=60MPa,（六）選擇滾動(dòng)軸承及壽命計(jì)算1高速軸的滾動(dòng)軸承校核計(jì)算1.1.徑向負(fù)荷1處軸承： ,2處軸承：，1.2.軸向載荷對(duì)于60000型軸承，軸承派生軸向力，其值由的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算故軸承1“放松”，軸承2“壓緊。插值計(jì)算兩次計(jì)

28、算的值相差不大，確定1.3計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷徑向動(dòng)載荷系數(shù)，。軸向動(dòng)載荷系數(shù)因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，取,軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷=(+)=1.5=(+)=1835.9N 1.4驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?故只需校核2處軸承即可.軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同,為:7200h軸承的實(shí)際壽命: 球軸承=3具有足夠的使用壽命.2低速軸滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算選用的軸承型號(hào)為代號(hào)為6007, =16.2KN =10.5KN2.1作用在軸承上的載荷徑向負(fù)荷1處軸承 ，2處軸承, ，軸向載荷對(duì)于60000型軸承，軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算故軸

29、承2“放松”，軸承1“壓緊。插值計(jì)算計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷徑向動(dòng)載荷系數(shù)，。軸向動(dòng)載荷系數(shù)因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，取,軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷=(+)=1.5=(+)=2007N驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?故只需校核1處軸承即可.軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同,為:7200h軸承的實(shí)際壽命: 球軸承=3具有足夠的使用壽命.3中間軸滾動(dòng)軸承校核中間軸滾動(dòng)軸承型號(hào)為：7008C， Cr=17.0KN Cur=11.8KN3.1作用在軸承上的負(fù)荷徑向負(fù)荷A處軸承B處軸承軸向負(fù)荷對(duì)于60000型軸承，軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算外部軸向力故軸承1“放松”，軸承2“壓緊”。插值計(jì)算3.2計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷徑向動(dòng)載荷系數(shù)，軸向動(dòng)載荷系數(shù)因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，取,軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷=(+)=1.5=(+)=5205.65N3.3驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?故只需校核2處軸承即可.軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同,為:7200h軸承的實(shí)際壽命: 球軸承=3具有足夠使用壽命。（七）選擇和校核鍵聯(lián)接1高速軸與聯(lián)軸器相連的鍵連接選用及計(jì)算由軸設(shè)計(jì)可知 選用單圓頭平鍵（C型），由【2】表6-6，鍵8×7×45鍵接觸長(zhǎng)度l=L-b/2=50-4=46mm,k=0.5h=3.5mm,查【2】表6-7