機(jī)械課程設(shè)計(jì)-帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)PAGE46-機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書設(shè)計(jì)題目帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)學(xué)院機(jī)電與信息工程學(xué)院專業(yè)機(jī)械工程及自動(dòng)化班級(jí)機(jī)械12-4班設(shè)計(jì)人及學(xué)號(hào)劉家彤（1210430428）李瑜（1210430409）劉心煒（1210430411）邱鼎（1210430413）魏德民（1210430418）張寶寧（1210430422）指導(dǎo)教師曾鋼完成日期2014年1月13日中國(guó)礦業(yè)大學(xué)（北京）目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)………………32設(shè)計(jì)內(nèi)容和要求………………………33對(duì)傳動(dòng)方案分析論證…………………44電動(dòng)機(jī)選型……………64.1電動(dòng)機(jī)類型選擇…………………64.2電動(dòng)機(jī)功率的選擇………………65傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算………66傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算……………………76.1高速級(jí)齒輪組……………………76.2低速級(jí)齒輪組……………………117軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………157.1低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………157.2齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………227.3中速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………258滾動(dòng)軸承的校核………………………318.1高速軸承的校核…………………328.2中速軸軸承校核…………………338.3低速軸軸承校核…………………349鍵校核…………………359.1齒輪軸上鍵的校核計(jì)算……………359.2中速軸上鍵的校核計(jì)算……………359.3低速軸上鍵的校核計(jì)算……………3610連軸器的選擇…………3610.1電動(dòng)機(jī)聯(lián)軸器的選擇……………3810.2低速軸輸出端聯(lián)軸器的選擇……………………3811潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇…………3611.1滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑和密封…………3611.2齒輪的潤(rùn)滑………………………3612箱體設(shè)計(jì)………………3712.1箱體各參數(shù)………………………3712.2起重吊耳和吊鉤…………………3812.3視孔蓋……………3812.4通氣器選用通氣塞………………3812.5軸承端蓋設(shè)計(jì)……………………3912.6油溝形狀尺寸及油標(biāo)選擇………3912.7定位銷選擇………………………3912.8肋板設(shè)計(jì)…………3913設(shè)計(jì)小結(jié)………………3914資料書目………………42一、設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)圖1為帶式運(yùn)輸機(jī)及其傳動(dòng)裝置的簡(jiǎn)圖。圖2為參考傳動(dòng)方案。表1為設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)。我們所選的是第7組。表1設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)題號(hào)1234567890運(yùn)輸帶工作拉力F(kN)76.565.55.254.84.54.24運(yùn)輸帶工作速度v(m/s)1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D(mm)400400400450400500450400450450已知條件：1．運(yùn)輸帶工作拉力F=4.8kN；圖1動(dòng)力及傳動(dòng)裝置Dv圖1動(dòng)力及傳動(dòng)裝置DvF3．滾筒直徑D=450mm；4．滾筒效率ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；5．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6．使用折舊期：8年；7．工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃8．動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220V；9．檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10．制造條件與生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、設(shè)計(jì)內(nèi)容與要求 （1）繪制減速器裝配圖1張（A0或A1）。（2）繪制零件工作圖1張。（3）編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書1份。圖2三、傳動(dòng)方案論證減速器是一種相對(duì)精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號(hào)各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動(dòng)類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動(dòng)級(jí)數(shù)不同可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。針對(duì)此次設(shè)計(jì)內(nèi)容及要求采用二級(jí)圓柱直齒輪減速器，適用于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用維護(hù)方便，但結(jié)構(gòu)尺寸較大。四、電動(dòng)機(jī)選型設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1．電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)總傳動(dòng)效率：:一對(duì)齒輪的傳遞效率(圓柱閉式齒輪)為0.96～0.98，取=0.97。：一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率為0.98～0.995，取=0.99。：齒式聯(lián)軸器的效率為0.99～0.995，取=0.96。：滾筒的效率為已知條件（題中已給出）：=0.96。由此可以計(jì)算出總效率:2.滾筒通過(guò)運(yùn)輸帶的輸出功率:3.可以計(jì)算出電機(jī)的輸出功率由此可選電機(jī)額定功率為11kw。2．滾筒軸轉(zhuǎn)速兩級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比8~40，最多不超過(guò)60則電機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750,1000，1500r/min表4-2型號(hào)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速已知Y型電機(jī)多選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min，查文獻(xiàn)【2】表[12-1]和表[12-6]參考性價(jià)比，體積，重量等各方面，前者既重又貴,故通過(guò)額定功率11kw，可選用Y160M-4型電動(dòng)機(jī)，滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。Y160M-4型電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：機(jī)座中心高外型尺寸L×（AB/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸b(F)×h160600×420×385254×2101542×11012×8電機(jī)型號(hào)Y160M-4五、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1．.總傳動(dòng)比及各個(gè)傳動(dòng)比：總傳動(dòng)比：按電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速計(jì)算i=nm/nw=1460/72.15=20.2356查課本可知,總傳動(dòng)比i=8～60，i1=（1.3～1.5）i2。各級(jí)傳動(dòng)比：按，可以求得：2．各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（1）轉(zhuǎn)速Ⅰ軸：=1460r/minⅡ軸：=/=1460/5.3=274.4r/minⅢ軸：=/=275.47/3.8=72.2r/min滾筒軸：==72.2r/min（2）各軸輸入功率電機(jī)的輸出功率===Ρ滾筒=（3）各軸轉(zhuǎn)矩電機(jī)轉(zhuǎn)矩Ⅰ軸轉(zhuǎn)矩=Ⅱ軸轉(zhuǎn)矩=Ⅲ軸轉(zhuǎn)矩滾筒軸輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩總傳動(dòng)比i=20.2356一級(jí)傳動(dòng)比i1=5.3二級(jí)傳動(dòng)比i2=3.8六、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算：設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1．高速級(jí)齒輪組（1）參數(shù)帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，直齒圓柱齒輪7級(jí)小齒輪材料40調(diào)質(zhì)Cr硬度=280HBS大齒輪材料45調(diào)質(zhì)鋼硬度=240HBS初選小齒輪齒數(shù)=20大齒輪齒數(shù)=i1=5.3×20=106壓力角=20°（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)其中,試選載荷系數(shù)=1.3，=61513文獻(xiàn)【1】圖10-30得：區(qū)域系數(shù)=2.5文獻(xiàn)【1】表10-7得：齒寬系數(shù)=1文獻(xiàn)【1】表10-5得：彈性影響系數(shù)=189.8計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)：計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力：文獻(xiàn)【1】圖10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由已知條件可得機(jī)器工作兩班制、設(shè)每年工作300天、壽命為8年文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.9，=0.95，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取兩者較小者為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即計(jì)算小齒輪分度圓直徑計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬b==51.01mm3）計(jì)算載荷系數(shù)KH文獻(xiàn)【1】表10-2查得=1.0；根據(jù)=1.25m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得=1.13齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2表10-4查得插值法有實(shí)際載荷系數(shù)4）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得：5）計(jì)算模數(shù)m。（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)文獻(xiàn)【1】由式（10-17）確定計(jì)算公式中各參數(shù)值試選=1.3計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)：計(jì)算文獻(xiàn)【1】由圖10-17查取齒形系數(shù)查得=2.83；=2.19文獻(xiàn)【1】由圖10-18查取應(yīng)力修正系數(shù)查得=1.55；=1.80文獻(xiàn)【1】圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；文獻(xiàn)【1】圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.83,=0.88；計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.35，由文獻(xiàn)【1】式（10-14）得計(jì)算大、小齒輪的并加以比較0.01480.0165大齒輪的大于小齒輪，取=0.0165計(jì)算模數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)：圓周速度齒寬寬高比計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)=0.835m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得=1.05齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.0表10-4查得插值法有，結(jié)合寬高比，查圖10-13得，實(shí)際載荷系數(shù)=5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞期強(qiáng)度算得分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由取,則。取。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑2）計(jì)算中心距齒輪寬度考慮不必要的安裝誤差，為保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5～10）mm，即取，而大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即4)其他有關(guān)參數(shù)的系數(shù)齒頂高:齒根高：齒全高：齒頂圓直徑齒根圓直徑：5)計(jì)算齒輪的圓周速度6)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度7)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度2．低速級(jí)齒輪組（1）參數(shù)帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，直齒圓柱齒輪7級(jí)小齒輪材料40調(diào)質(zhì)Cr硬度=280HBS大齒輪材料45調(diào)質(zhì)鋼硬度=240HBS初選小齒輪齒數(shù)=20大齒輪齒數(shù)=i2=3.8×20=76壓力角=20°（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)其中,試選載荷系數(shù)=1.3，=313.074文獻(xiàn)【1】圖10-30得：區(qū)域系數(shù)=2.5文獻(xiàn)【1】表10-7得：齒寬系數(shù)=1文獻(xiàn)【1】表10-5得：彈性影響系數(shù)=189.8計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)：計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力：文獻(xiàn)【1】圖10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由已知條件可得機(jī)器工作兩班制、設(shè)每年工作300天、壽命為8年文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.9，=0.95，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取兩者較小者為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即計(jì)算小齒輪分度圓直徑計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬b==86.89mm3）計(jì)算載荷系數(shù)KH文獻(xiàn)【1】表10-2查得=1.0；根據(jù)=1.25m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得=1.05齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2表10-4查得插值法有實(shí)際載荷系數(shù)4）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得：5）計(jì)算模數(shù)m。（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)文獻(xiàn)【1】由式（10-17）確定計(jì)算公式中各參數(shù)值試選=1.3計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)：計(jì)算文獻(xiàn)【1】由圖10-17查取齒形系數(shù)查得=2.65；=2.23文獻(xiàn)【1】由圖10-18查取應(yīng)力修正系數(shù)查得=1.55；=1.75文獻(xiàn)【1】圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；文獻(xiàn)【1】圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88；計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.35，由文獻(xiàn)【1】式（10-14）得計(jì)算大、小齒輪的并加以比較0.01300.01571大齒輪的大于小齒輪，取=0.01571計(jì)算模數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)：圓周速度齒寬寬高比計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)=0.82m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得=1.03齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.1表10-4查得插值法有，結(jié)合寬高比，查圖10-13得，實(shí)際載荷系數(shù)=5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞期強(qiáng)度算得分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由取,則。取。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑2）計(jì)算中心距齒輪寬度考慮不必要的安裝誤差，為保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5～10）mm，即取，而大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即4)其他有關(guān)參數(shù)的系數(shù)齒頂高:齒根高：齒全高：齒頂圓直徑齒根圓直徑：5)計(jì)算齒輪的圓周速度6)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度7)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度高速級(jí)齒輪組：=20，=120=2計(jì)算中心距180螺旋角小齒輪的分度圓直徑=51.72=308.27計(jì)算齒輪寬度=55=60低速級(jí)齒輪組：小齒輪齒數(shù)約為20大齒輪齒數(shù)=86模數(shù)m=3大、小齒輪的分度圓直徑120324中心距222mm計(jì)算齒輪寬度120mm=120=125七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1．低速軸（1）求低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知=8.672kw=72.2r/min 于是=95501146.76Nm（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=375mm而==N=6116.1N圓周力，無(wú)徑向力（3）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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=55.26mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩=，查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5，則：==1.51146.76Nm=1720.14Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱傳矩的條件，查文獻(xiàn)【2】表8-7，選用LT10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm。半聯(lián)軸器的孔徑=60mm，故取=60mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=107mm。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案經(jīng)分析，現(xiàn)選用圖4所示的裝配方案。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標(biāo)為Ⅰ~VIII。圖42）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段Ⅰ-Ⅱ右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑=67mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=70mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=107mm，為了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)比略短一些，現(xiàn)取=104mm。(b)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)=67mm及文獻(xiàn)【2】表6-7，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30314，其尺寸為dDT=70mm150mm38mm，故==70mm；而=38mm。(c)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑=75mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為95mm，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=91mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7mm，則軸環(huán)處的直徑=82mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm。(d)軸承端蓋的總寬度為25mm（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=35mm，故取=70mm。(e)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,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=38mm，大斜齒輪輪轂長(zhǎng)L=68mm，則=T+s+a+(120-112)=100mm=L+c+a+s-=50mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。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平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】表6-1查得圓頭普通平鍵截面bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm，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，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平頭普通平鍵為18mm11mm90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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文獻(xiàn)【1】表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖4。圖5(5)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖5）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從文獻(xiàn)【2】查取a值。對(duì)于30314型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得a=29mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距+=（69+44）mm+117mm=230mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖5）。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。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及M的值列于下表（參看圖5）。載荷水平面H垂直面V支反力F=4524.5N，=4524.5N=2013N，=1024N彎矩M=503348Nmm=183296Nmm總彎矩M==535683Nmm扭矩T=1394.84Nmm(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)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=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力==MPa=12.85MPa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=60MPa。因此<，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A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(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)度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)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V的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V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C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)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Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。由文獻(xiàn)【1】第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。2）截面Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)=0.1=0.1=34300抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=68600截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=535683N=327098N截面Ⅳ上的扭矩為=1394840N截面上的彎曲應(yīng)力==MPa=9.536MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力==MPa=20.33MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1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)及按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。因==0.029，==1.07，經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.31又由文獻(xiàn)【1】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.82，=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為=1+(-1）=1+0.82(2.0-1)=1.82=1+(-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26由文獻(xiàn)【1】附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.65；由文獻(xiàn)【1】附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則按文獻(xiàn)【1】式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=+-1=+-1=2.89=+-1=+-1=1.64又由文獻(xiàn)【1】§3-1及§3-2得碳鋼的特征系數(shù)=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【1】式（15-6）~(15-8)則得===14.22=====7.85>>S=1.5故可知其安全。3）截面Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)按文獻(xiàn)【1】表15-4中的公式計(jì)算。=0.1=0.1=34300抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=68600彎矩M及彎曲應(yīng)力為M=535683N=327098N==MPa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為=1394840N過(guò)硬配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-5得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92故得綜合系數(shù)為所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為>>S=1.5故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的，因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)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，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。(8)繪制軸的工作圖，見(jiàn)CAD圖。2．齒輪軸（1）求齒輪軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知=9.266kW=1460r/min于是=9550000=955000060609.79N.m（2）求作用在齒輪上的力因已知一級(jí)齒輪的分度圓直徑為=51.72mm而（3）初步確定軸的最小直徑參考文獻(xiàn)【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取=112，于是得==112mm=20.73mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖6）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩=，查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5則：==1.560610.=90915N.mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻(xiàn)【2】表8-3，選用GICL1型鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為800000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm，故取=28mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=44mm。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案經(jīng)分析，選用圖6所示的裝配方案。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標(biāo)為Ⅰ~VII。圖62）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度(a)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅶ-Ⅵ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑=33mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=38mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=44mm，為了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Ⅵ-Ⅶ段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=42mm。(b)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)=33mm及文獻(xiàn)【2】表6-7，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30307，其尺寸為dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm；而=22.75mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由文獻(xiàn)【2】表6-7查得30307型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取=44mm。(c)齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為60mm，套筒外徑為45mm(d)軸承端蓋的總寬度為25mm（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=35mm，故取=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm36mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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文獻(xiàn)【1】表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖6。（5）求軸上的載荷對(duì)于30307圓錐滾動(dòng)軸承，由文獻(xiàn)2，表6-7，得a取17，L1+L2=205+52=257現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F，，彎矩M，總彎矩扭矩T（6）繪制軸的工作圖，見(jiàn)CAD圖。3．中速軸（1）求中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知=8.899kw=244.5r/min于是=9550000344030N.mm（2）求作用在齒輪上的力因已知圓柱直齒輪的分度圓直徑為==51.72mm而====13303=4842N斜齒輪的分度圓直徑為==395.75mm而==N=1938.6N==1938.6N=729.9N==1938.67N=513.47N圓周力、，徑向力、和軸向力的方向如圖8所示。（3）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鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=37.11mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑和（圖7）。為了使所選的軸直徑和與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承型號(hào)。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。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7所示。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標(biāo)為Ⅰ~VI。圖72）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度(a)參照工作要求并根據(jù)=37.11mm及文獻(xiàn)【2】表6-7，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30307，其尺寸為dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm。兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。取套筒外徑=50mm=44mm。(b)取安裝齒輪處II-III和IV-V的軸段的直徑==55mm；左齒輪的左端與左軸承之間、右齒輪的右端與右軸承之間均采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度分別為100mm和55mm，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=96mm,=51mm。左齒輪的右端與右齒輪的左端均采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑=60mm。軸環(huán)寬度b1.4h，計(jì)算得=12mm。(c)軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。(d)由各軸段尺寸可求得=88mm=44mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。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。按和由文獻(xiàn)【1】表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為90mm和45mm，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；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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文獻(xiàn)【1】表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7。（5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從文獻(xiàn)【2】查取a值。對(duì)于30309型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得a=17mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距++=（116+87+55）mm=258mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的、及M的值列于下表（參看圖8）。載荷水平面H垂直面V支反力F=1145.92N，=2123N=2426.77N，=3145.13N彎矩M=132820Nmm,=-116765Nmm=281416Nmm,=71379Nmm,=172982Nmm總彎矩=Nmm,=Nmm,=Nmm扭矩T=344030N.mm圖8（6）按照彎扭合成應(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)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=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力==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=60MPa。因此<，故安全。（7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1）判斷危險(xiǎn)截面經(jīng)分析可知該軸只需校核截面II左右兩側(cè)即可。2）截面II左側(cè)抗彎截面系數(shù)=0.1=0.1=9112.5抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=18225截面II左側(cè)的彎矩M為M=311185N=182418.79N截面II上的扭矩為=344030N.mm截面上的彎曲應(yīng)力==MPa=20MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力==MPa=18.87MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1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)及按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。因==0.044，==1.22，經(jīng)插值后可查得=2.3，=1.68又由文獻(xiàn)【1】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.82，=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為=1+(-1）=1+0.82(2.30-1)=2.066=1+(-1)=1+0.85(1.68-1)=1.578由文獻(xiàn)【1】附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.74；由文獻(xiàn)【1】附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.85軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則按文獻(xiàn)【1】式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=+-1=+-1=2.88=+-1=+-1=1.94又由文獻(xiàn)【1】§3-1及§3-2得碳鋼的特征系數(shù)=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【1】式（15-6）~(15-8)則得===2.74===5.46===2.45>S=1.5故可知其安全。3）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù)按文獻(xiàn)【1】表15-4中的公式計(jì)算。=0.1=0.1=16637.5抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=33275彎矩M及彎曲應(yīng)力為M=756241N=317010N==MPa=19.05MPa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為=344030N.mm==MPa=10.33MPa過(guò)硬配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-5得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92故得綜合系數(shù)為所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為===4.44===7.42===3.81>S=1.5故該軸在截面II右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的，因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)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，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。（8）繪制軸的工作圖，見(jiàn)CAD圖低速軸：轉(zhuǎn)矩=1394.84Nmm各軸段的直徑=60mm=67==70mm=75mm=82mm=82mm各軸段長(zhǎng)度=104mm=70=100=91=12=50=38齒輪軸：轉(zhuǎn)矩=142465N·mm各軸段直徑==35mm=44mm=33mm=28mm各軸段長(zhǎng)度=22.75mm=157.5mm=63.5mm=60mm=42mm中速軸：轉(zhuǎn)矩=520276Nmm各軸端直徑==45mm==55mm=60mm各軸端長(zhǎng)度=65mm=120mm=12.5mm=64mm=69mm八、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果軸承預(yù)計(jì)使用時(shí)間=2×8×300×8=38400h1．高速軸承的校核選用的是6008型深溝球軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，30307型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.31由此可得按文獻(xiàn)【1】式（13-11）得378（3）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)【1】表13-5及文獻(xiàn)【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1=0.4=1.9對(duì)軸承2=1=0因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按文獻(xiàn)【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計(jì)算軸承壽命根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動(dòng)載荷和基本額定靜載荷分別為=75200N=82500N因?yàn)?gt;，所以按軸承1的受力大小計(jì)算即軸承的壽命大于預(yù)期計(jì)算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。2．中速軸承的校核選用的是30309型圓錐滾子軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，30309型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.35由此可得按文獻(xiàn)【1】式（13-11）得（3）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)【1】表13-5及文獻(xiàn)【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1=0.4=1.7對(duì)軸承2=1=0因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按文獻(xiàn)【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計(jì)算軸承壽命根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動(dòng)載荷和基本額定靜載荷分別為=108000N=130000N因?yàn)?gt;，所以按軸承1的受力大小計(jì)算即軸承的壽命大于預(yù)期計(jì)算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。3．低速軸承的校核選用的是30314型圓錐滾子軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，30314型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.35由此可得按文獻(xiàn)【1】式（13-11）得（3）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)【1】表13-5及文獻(xiàn)【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1=1=0對(duì)軸承2=1=0因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按文獻(xiàn)【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計(jì)算軸承壽命根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動(dòng)載荷和基本額定靜載荷分別為=218000N=272000N因?yàn)?gt;，所以按軸承1的受力大小計(jì)算即軸承的壽命大于預(yù)期計(jì)算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。高速軸承：選用30307型圓錐滾子軸承中速軸承：選用30309型圓錐滾子軸承低速軸承：選用30314型圓錐滾子軸承九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果軸、鍵和輪轂的材料都是45鋼，由資料[2]P.106表6-2查表得許用擠壓應(yīng)力[σp]=100～120MPa，取平均值，[σp]=110Mpa1．齒輪軸上鍵的校核計(jì)算：(1)聯(lián)軸器上鍵的校核計(jì)算選用的是8×7×36的單圓頭普通平鍵（C型）鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b/2=36-4=32mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/3.5×32×28=90.88MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵合適。(2)高速齒輪上鍵的校核計(jì)算選用的是12×8×45的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=45-12=33mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/4×33×44=49.07MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵合適。2．中速軸上鍵的校核計(jì)算：（1）斜齒輪上鍵的校核計(jì)算選用的是16×10×45的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=45-16=29mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×29×55=103.48MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵符合要求。（2）直齒輪上鍵的校核計(jì)算選用的是16×10×90的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=90-16=74mm接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×74×55=51.13MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵符合要求。3．低速軸上鍵的校核計(jì)算：（1）聯(lián)軸器上鍵的校核計(jì)算選用的是18×11×90的平頭普通平鍵（B型）鍵的工作長(zhǎng)度l=90接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/5.5×90×60=91.03MPa<[σp]=110MPa,此時(shí)強(qiáng)度符合要求。（2）齒輪上鍵的校核計(jì)算選用的是20×12×80的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=80-18=62mm接觸高度k=0.5h=0.5×12=6mm由文獻(xiàn)【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/6×62×75=96.90MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵強(qiáng)度符合要求。齒輪軸上：聯(lián)軸器上的鍵選用8×7×36的單圓頭普通平鍵（C型）高速齒輪上的鍵選用12×8×45的圓頭普通平鍵中速軸上：斜齒輪上的鍵選用16×10×45的圓頭普通平鍵（A型）直齒輪上的鍵選用16×10×100的圓頭普通平鍵（A型）低速軸上：聯(lián)軸器上的鍵選用18×11×90的平頭普通平鍵（B型）齒輪上的鍵選用20×12×80的圓頭普通平鍵（A型）十、聯(lián)軸器的選擇設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果電動(dòng)機(jī)聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩=，查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5則：==1.560610=90915N.mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻(xiàn)【2】表8-3，選用GICL1型鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為800000Nmm,許用轉(zhuǎn)速為7100r/min。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm，故取=28mm，本聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm，本聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=44mm。低速軸輸出端聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計(jì)算傳矩=，查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮到傳矩變化很小，故取=1.5，則：==1.51394.84=2092.26N．ｍｍ按照計(jì)傳矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱傳矩的條件，查文獻(xiàn)【2】表8-7，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱傳矩為2500Nm，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min。本聯(lián)軸器的孔徑=60mm，故取=60mm，本聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm，本聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=107mm。十一、潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1．滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑和密封由于滾動(dòng)軸承最大的dn值小于2.6×104mm由文獻(xiàn)【1】表13-10知，應(yīng)選用脂潤(rùn)滑，由文獻(xiàn)【2】表7-1選用適合滾動(dòng)軸承的滾珠軸承脂。由于最高轉(zhuǎn)速不超過(guò)4-5m/s，工作溫度一般不超過(guò)90選用規(guī)格由文獻(xiàn)【2】表7-12可知，軸Ⅰ選用毛氈圈D×d1×B1=47.4×32×7，槽D0×d0×b=46.4×34×6軸Ⅲ選用毛氈圈D×d1×B1=86.4×65×8，槽D0×d0×b=84.4×68×72．齒輪的潤(rùn)滑齒輪的平均圓周速度為V=12.5m/s,因?yàn)辇X輪材料是鋼，強(qiáng)度極限=4501000MPa,由文獻(xiàn)【1】表10-12可知，運(yùn)動(dòng)黏度選118；又查文獻(xiàn)【2】表7-1可知選用牌號(hào)為7407號(hào)齒輪潤(rùn)滑脂。齒輪潤(rùn)滑的方式采用油池浸油潤(rùn)滑，由于是多級(jí)減速器，并且要求應(yīng)使高速齒輪浸油深度約為2~3個(gè)齒高，低速級(jí)浸油深度約為1/6~1/3齒輪半徑，高速級(jí)2齒高為4.25×2=8.5mm，同時(shí)考慮油深不小于10mm，高速級(jí)在1個(gè)齒高（1/61/3）齒輪半徑，所以選擇浸沒(méi)高速級(jí)10mm。軸承的潤(rùn)滑方式：選脂潤(rùn)滑，毛氈圈密封。齒輪潤(rùn)滑：采用油池浸油潤(rùn)滑十二、箱體的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果箱體各參數(shù)見(jiàn)下表：中心距a本設(shè)計(jì)是二級(jí)減速器，故為低速級(jí)齒輪中心距237箱座壁厚0.025a+310箱蓋壁厚0.02a+39箱座凸緣厚度b1.515箱蓋凸緣厚度b11.513.5箱座底凸緣厚度b22.525地腳螺釘直徑df0.036a+12M20.532地腳螺釘數(shù)目n時(shí)n=44軸承旁連接螺柱直徑d10.75dfM16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d20.5~0.6dfM12聯(lián)接螺栓d2的間距L150~200150軸承端蓋螺釘直徑d30.4~0.5dfM10視孔蓋螺釘直徑d40.3~0.4dfM8df、d1、d2至外箱壁距離C1由文獻(xiàn)【2】表11-2查得26df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2由文獻(xiàn)【2】表11-2查得24沉頭座直徑由文獻(xiàn)【2】表11-2查得40軸承凸臺(tái)半徑R1C224凸臺(tái)高度h由軸承座外徑定58外箱壁至軸承座端距離L1C1+C2+（5~10）55軸承座孔邊緣至軸承螺栓軸線的距離16箱蓋、