1、景德鎮陶瓷學院機 械 設 計課程實習設計書鏈 式 運 輸 機 傳 動 裝 置 設 計學生姓名 黎智鑫班級 材化1班學號 202110230115成績指導教師(簽字)起止日期： 2021 年 12 月 30 日 至 2021 年 1 月 3 日內容及任務一、 設計的主要技術參數帶的圓周力F/N 帶速vm/s滾筒直徑mm40000.4263工作條件：三班制，使用年限10年，連續單向運轉，載荷平穩，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差±5%.二、設計任務傳動系統的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、設計工作量1 減

2、速機裝配圖1張；A12 零件工作圖1張；A43 設計說明書1份60008000字。進度安排起止日期工作內容傳動系統總體設計傳動零件的設計計算；減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書交圖紙和設計說明主要參考資料1濮良貴，紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，2001.2金清肅.機械設計課程設計.武漢：華中科技大學出版社，2007.3?機械設計?課程設計指導書?機械設計?圖冊目 錄一、傳動方案圖-4二、設計方案分析-5三、各軸的轉速，功率和轉速-6四、傳動零件設計計算-7五、軸系零件設計計算-20六、鍵的選擇及計算-35七、減速器附件選-37八、心得體會-39九、參考資料-39十、附圖A1,

3、A4各一張機械設計課程設計設計計算說明書一、 傳動方案圖1設計鏈式運輸機的傳動裝置 2傳動方案參考圖 工程設計方案運動鏈牽引力F/(KN)4輸送速度V/(m/s)0.5鏈輪節圓直徑D/(mm)263每日工作時間h/小時8傳開工作年限/年10二、設計方案分析本傳動裝置總傳動比不是很大，宜采用二級傳動。第一級高速級采用圓錐-圓柱齒輪減器；第二級低速級采用鏈條鏈輪機構傳動，即在圓錐-圓柱齒輪減速器與鏈式運輸機之間采用鏈傳動。軸端連接選擇彈性柱銷聯軸器。1、選擇電動機的類型和結構按工作要求選用籠型三相異步電動機，電壓380V2、電動機所需工作功率： (其中取0.96)傳動裝置的總效率： 電機所需的功率

4、為: 技術參數，選電動機的額定功率為2.2KW因載荷平穩，電動機額定功率略大于即可，由第十九章表191所示三相異步電動機的3、傳動比的計算與分配 卷筒軸工作轉速為 (要求v=0.4，計算v=0.5，由于結果根本相差不大，便于說明) 由表2-2可知，一級圓錐齒輪一級圓柱減速器一般傳動比為840，那么符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min無特殊要求，不常用，故僅用1000r/min和1500r/min兩種方案進行比擬。選用前者電動機型號額定功率KW同步轉速r/min滿載轉速r/min額定轉矩KN/mY112M-61000940總傳動比

5、: 考慮齒輪潤滑問題，大齒輪應有相近的浸油深度，查資料得i2=1.21.3i3，取i2=1.2 i3，v帶傳動比i1=2.5，總的傳動比i總=i1i2i3其中i總=32.31 i1v帶傳動比；i2高速圓錐齒齒輪傳動比；i3低速直齒齒輪傳動比。所以傳動比分配為i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。三、各軸的轉速，功率和轉速1、各軸的轉速可根據電動機的滿載轉速和各相鄰軸間的傳動比進行計算，轉速r/min。 軸：n1=940軸：n2=n1i1 軸：n3=n2i2軸 ：n4=n3i32，各軸的輸入功率kw 3，各軸輸入扭矩的計算將以上算得的運動和動力參數列表如下：軸號輸入功率P/KW轉速n/r

6、/min 傳動比 1049401 104376 105 105四、傳動零件設計計算1、V帶輪設計計算帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。要求分析：電動機功率p=2.02kw,傳動比i1=2.5，每天工作8小時。1、確定計算功率Pca 由表8-7查得工作情況系數KA=1.1，所以 2、選擇v帶的帶型 根據Pca、n1由圖8-11選用A型。、確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v1初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1106mm2） 驗算帶速v。按式8-13驗算得因為5m/sv30m/s，故帶速適宜。3） 計算大帶輪的基準直徑。根據式8-15a，計算大帶輪的基準

7、直徑ddi1.d106mm265mm根據表8-8。圓整為dd2280mm4） 確定v帶的中心距a和基準長度Lda、 根據式8-20，初定中心距a500mm。b、 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Ld=1600mma、 按式8-23計算實際中心距a1。 中心距的變化范圍為 5.驗算小帶輪上的包角a 6.計算帶的根數z 1計算單根v帶的額定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0 根據n1=940r/min，i1=2.5和A型帶，查表8-4b得po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+

8、po) kakl =(1.15+0.11) 2 )計算v帶的根數z。 所以取3根。 7計算單根v帶的初拉力的最小值f0min 由表8-3的A型帶的單位長度質量q=/m，所以 應使帶的實際初拉力Fo>1.5(Fo)min8.計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =23sin() 帶型小帶輪直徑mm中心距mm根數小帶輪包角A10649032、高速一級圓錐齒輪設計計算因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效主要是點蝕。考慮加工的本錢和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由表10-1選擇：小齒輪材料為

9、4Cr，調質處理，齒面硬度為241286HBS大齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為217255 HBS1確定許應力 A、確定極小應力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按220HBS，二者材料硬度差為60HBS。由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。B.計算應力循環數N，由式10-13計算NN=60n2jLh=603761 (38300109N2=N1i2C.計算許應力1計算接觸疲勞許應力取失效概率為0.01，平安

10、系數S=1，由式10-12得由圖10-19取接觸疲勞壽命系數Khn1=0.90,Khn2MPaMPa2)計算彎曲疲勞許應力。由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限, .由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85,KFN2取彎曲疲勞平安數系數S=1.4,由式(10-12)得3)初步確定齒輪的根本參數和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型根據齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪.2)選擇齒輪精度等級運輸機為一般工作機器,速度不高,應選用7級精度(GB 10095-88).3)初選參數 Z1=21,Z2=213.77=79.17,取Z2=804)初步確定齒輪的主要尺寸因為電動驅動,有輕微震動

11、,根據V,7級精度,由圖10-8查得動載系數Kv=1.12;直齒輪,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系數KA=1;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,KHB=1.423.故載荷系數K=KAKVKhaKHB=11初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數和幾何尺寸.1試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值. 2計算圓周速度v3計算齒寬bb= d1t =153.08=4計算齒寬與齒高之比模數mt=5按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得6計算模數m(5)按齒根彎曲強度設計由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為） 計算載荷系數K，由

12、 =8.45，KHB=1.423，查圖10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb=11） 查取齒型系數，由表10-5得Yfa1=2.65，Yfa2） 查取應力校正系數，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。） 計算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數值大） 設計計算： 比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑即模數與齒數的乘積有關。可取由彎曲強度算得的模數 1.95 并就近圓整為標準值m= 2 mm，按接觸強度算得的分度圓

13、直徑d= 56.81 mm，算出小齒輪齒數Z1= =28.4，取Z1=29大齒輪齒數 Z2=293.77=109.33，取Z2=110這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，防止浪費。6幾何尺寸計算。 1計算分度圓直徑d=Z1m=292=58mmd2=Z2m=1102=220mm2計算中心距：a= 3 計算齒輪寬度b=d=158=58mm取B2=58mm，B1=63mm小齒輪大齒輪齒數29110直徑dmm58220齒寬bmm6358模數mm2中心距amm1163、低速一級直齒圓柱齒輪設計計算因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效主要是點蝕。考慮

14、加工的本錢和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由表10-1選擇：小齒輪材料為4Cr，調質處理，齒面硬度為241286HBS大齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為217255 HBS確定許應力 A.確定極小應力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按240 HBS，二者材料硬度差為40HBS。由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。 B.計算應力循環數N，由式10

15、-13計算NN=60n1jLh=601 (3830010) N=C.計算許應力1計算接觸疲勞許應力取失效概率為0.01，平安系數S=1，由式10-12得，由圖10-19取接觸疲勞壽命系數Khn1=0.90,Khn2MPaMPa2 )計算彎曲疲勞許應力。由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限FE1=500MPa, FE2=380MPa.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85,KFN2取彎曲疲勞平安數系數S=1.4,由式(10-12)得3)初步確定齒輪的根本參數和主要尺寸1)選擇齒輪的類型根據齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪.2)選擇齒輪精度等級運輸機為一般工作機器,速度不

16、高,應選用7級精度(GB10095-88).3)初選參數 Z1=24,Z2=243.14=75.36,取Z2=764)初步確定齒輪的主要尺寸因為電動驅動,有輕微震動,根據V,7級精度,由圖10-8查得動載系數Kv=1.11;直齒輪,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系數KA=1;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,KHB=1.422. 選用載荷系數故載荷系數K=KAKVKhaKHB=11初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數和幾何尺寸。1t,代入H中較小的值. 2計算圓周速度vb= d1t =1模數mt= mt5.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,由

17、式(10-10a)得計算模數m5) 按齒根彎曲強度設計由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為 1)計算載荷系數K，由=10.66，KHB=1.423，查圖10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb2)查取齒型系數，由表10-5得Yfa1Yfa23)查取應力校正系數，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。4)計算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數值大5)設計計算： = 比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑既模數與齒數的

18、乘積，取標準值m=2.5,那么 小齒輪齒數，取=32 大齒輪齒數，取=1016幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 小齒輪大齒輪齒數z32101直徑d/mm80齒寬B/mm8580模數m/mm錐距R/mm五、軸系零件設計計算1、高速軸設計計算 1、對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。：輸入軸輸入功率P2=1.861KW，轉速n2=376r/min，齒輪機構的參數列于下表： 級別齒寬/mm高速級2911021大錐齒輪L=50低速級32101=85, =802、初步確定軸的最小直徑先按

19、1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據1表15-3，取A0=110，于是得輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑，由于軸上有鍵槽，考慮到軸的強度，初步確定軸的最小直徑為31mm。又知大帶輪輪轂寬度為50mm，故取=50mm。3、軸的結構設計 1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖圖22根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。由右往左一次確定軸的直徑和長度，端蓋處軸的直徑=37，15mm 1、初步選擇滾動軸承。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協調的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻2表13-2初步取

20、0根本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C=45×85×20.75×19×16，故=45,取19mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻2表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm,考慮到軸的熱應變問題，此處采用螺紋定位，螺紋大徑=39mm，小徑=38mm,在螺紋與軸肩處開越乘槽，槽寬=4mm，=9mm。左軸承的右端，右軸承的左端由定位槽定位，取定位槽中間凸臺長度為63mm，取軸的長度=58mm。軸承的寬度為20.75mm，考慮到此處軸承應小于軸頸，故取軸

21、頸長25mm。左軸承采用軸肩定位，考慮到小錐齒輪與箱體必須有一定的距離，取14mm。2 ) 小錐齒輪長度為58.8mm，齒輪軸總長為248.8mm。2、中間軸設計計算 1、對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。 ：中間軸輸入功率P4=2.19KW，轉速n3=960r/min，齒輪機構的參數列于下表：級別齒寬/mm高速級2911021大錐齒輪L=50低速級32101=85, =802、初步確定軸的最小直徑先按1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據1表15-3，取

22、A0=110，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸頸的直徑3、軸的結構設計1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖2根據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。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協調的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻2表13-2初步取0根本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為其尺寸為d×D×T×B×C=45×85×20.75×19×16，故=45,右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻2表1

23、3-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm2)、取安裝齒輪處的軸段B-C的直徑=52mm，直齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LBC=mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故取h=4那么軸環處的直徑dCD=60mm,軸環寬度b考慮到整個減速器的對稱性，即小錐齒輪的中心線在減速箱的中心線上，又知小錐齒輪小端直徑為29mm，加上大齒輪凸出長度8mm，故取LCD=37mm。3，大錐齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位, 大錐齒輪除去凸出局部長度后為51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于此

24、輪轂寬度，故取LDE=mm。設計大錐齒輪與箱體內壁距離為11.5mm考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距箱體內壁一段距離s，取s=5.25mm,滾動軸承寬度T=20.75 LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4軸上零件的周向定位。齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dBC=52mm平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應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，此處選軸的直徑尺寸過公差為k6。3確定軸上圓角和倒角尺寸由參考文獻1P365表15-2

25、45。45。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。其中減速器內腔寬度為187.5mm。 3、低速軸設計計算 對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。齒輪機構的參數列于下表：級別齒寬/mm高速級2911021大錐齒輪L=50低速級32101=85, =804，轉速n4和轉矩 由前一局部可知： P4=1.682KW； 低速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft4，徑向力Fr4的方向如下圖：3初步確定軸的最小直徑先按1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據1表15-3，

26、取A0=110，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查1表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，那么：按照計算轉矩Tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查由參考文獻2表14-4，選用LX3型彈性聯軸器，其公稱轉矩為1250N·m。半聯軸器的孔徑d1=45mm,故取dA-B=40mm，半聯軸器的長度L=112mm, 半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm4、軸的結構設計1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖2根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1、為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，A-B

27、軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑dB-C=47mm,左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故A-B段的長度應比L1略短一些，現取LA-B=82mm2、初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，應選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據dB-C=47mm，查參考文獻2表13-2初步取0根本游隙、標準精度級的深溝球滾子軸承6011，其尺寸為其尺寸為d×D×B=55×90×18，故dCD=dGH=50mm,而LGH=18mm。右端滾動軸承采用軸肩

28、進行軸向定位。查參考文獻2表13-2得6011型軸承的定位軸肩直徑=57 mm。 3 )、取安裝齒輪處的軸段D-E的直徑dDE =55mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LDE=76mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故取h=5那么軸環處的直徑dEF=65mm,軸環寬度b，取LEF=10mm。4 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離L=30mm,故取LBC=50mm。5取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,中間軸兩齒輪之間的

29、距離c=20mm,考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm,滾動軸承寬度B=18，高速級大錐齒輪輪轂長L=50mmLCD=B+a+s+(100-96)=18+16+8+4=46mm. LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。為了方便制造減速器，故LFG=89.5mm。 3軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dDE=55mm由參考文獻1表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配

30、合為，同樣半聯軸器與軸的連接，選用平鍵12mm8mm70mm；半聯軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸過公差為m6。4確定軸上圓角和倒角尺寸由參考文獻1P365表15-245。，右端倒角為245。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。 圖： 軸的載荷分析5、求軸上的載荷首先，根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。確定深溝球滾子軸承的支點位置為它的中心線位置。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=73+153=226mm 根據軸的計算簡圖，作出軸的彎距和扭距圖見軸的載荷分析圖從軸的結構圖以及彎距圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現計算截面C處的MH，MV及M的

31、值列于下表：載荷水平面H垂直力V支持力=2712N=1294N彎矩M=197976總彎矩扭矩T計算如下：水平面支反力彎矩：垂直支反力彎矩：6.按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度。根據參考文獻1P373式15-5以及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已經選定軸的材質為45鋼，調質處理，由參考文獻1表15-1查得=60MPa，因此，故平安。7.精度校核軸的疲勞強度1判斷危險截面截面L、B、C，M只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸間及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度

32、較寬裕確定的，所以這些截面均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面D和E處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面Y上的應力最大。截面E的應力集中的影響和截面F的相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面Y上雖然應力最大但截面應力集中不大過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端，而且這里軸的直徑最大，故截面Y也不必校核。截面F和G顯然更不必校核。又知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而只需要校核D左右兩側即可。2截面D左側。由參考文獻1P373表15-4知： 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面b左側的彎矩M1為截面b上的扭矩T4為T4=5.058&

33、#215;105截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻1表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按參考文獻1P40附表3-2查取，因，經插值后可查得，3又由參考文獻1附圖3-1可得軸材料敏性系數為故有效應力集中系數按式附表3-4為由參考文獻1P40附圖3-2的尺寸系數，由參考文獻1P43附圖3-3的扭轉尺寸系數，軸按磨削加工，由參考文獻1P44附圖3-4得外表質系數為 軸未經外表強化處理，即，那么按參考文獻1式3-12及3-12a得綜合系數為 又由參考文獻1§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數0.10.2，取0.1，取于是計算

34、平安系數Sca值，按式參考文獻1P374式15-615-8那么得：故可知其平安。3截面b右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面b右側的彎矩M為 截面b上的鈕矩T4為T4=5.058×105截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由1附表3-8用插值法求出，并取，于是得，軸按磨削加工，由參考文獻1附圖3-4得外表質系數為故得綜合系數為 所以軸在D右側的平安系數Sca為： 故可知其平安。故該軸在截面b右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結束當然，如有更高的要求時，還可以做進一步的研究。4、軸承的校核1、高速圓

35、錐齒輪軸軸承的校核：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷=,要求使用壽命，工作溫度以下，根據工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解： 對深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設計?書第130頁查得6008深溝球軸承根本動載荷，查書表13-4溫度系數，查表13-6載荷系數，對球軸承，將以上有關數據帶入上式，得：所以N。故在規定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為269.03N，遠大于軸承實際承受徑向載荷76.47N，所以軸承合格。2、中間軸軸承的校核：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據工作條件決定選用一對6008

36、深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解：對深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設計?書第130頁查得6008深溝球軸承根本動載荷，查書表13-4溫度系數，查表13-6載荷系數，對球軸承，將以上有關數據帶入上式，得：所以N。故在規定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為421.84N，遠大于軸承實際承受徑向載荷273.71N，所以軸承合格。3、低速軸軸承的校核：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解：對深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設計?書第130頁查得

37、6008深溝球軸承根本動載荷，查書表13-4溫度系數，查表13-6載荷系數，對球軸承，將以上有關數據帶入上式，得： 所以N。故在規定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為7555.56N，遠大于軸承實際承受徑向載荷6649.41N，所以軸承合格。六、鍵的選擇及計算1、高速軸系鍵連接的選擇及計算1鍵連接的選擇。根據連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，連帶輪軸段為60mm，選用鍵，其中。 2鍵連接的強度校核。 由工作件查?1?第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式6-1得：所以平安。2、中間軸系鍵連接的選擇及

38、計算 A、小齒輪連接鍵 1鍵連接的選擇。 根據連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，選用鍵，其中。 2鍵連接的強度校核。 由工作件查?1?第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力對于鍵。 由書中公式6-1得：所以平安。B、大錐齒輪連接鍵1鍵連接的選擇。 根據連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，選用鍵，其中。 2鍵連接的強度校核。 由工作件查?1?第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式6-1得：所以平安。3、低速軸系鍵連接的選擇及計算1鍵連接的選擇。 根