兩級直齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一章設(shè)計任務(wù)書………………………………………………1</p><p><b>　　§1-1設(shè)計任務(wù)</b></p><p>　　第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計………………………………1</p><p>　　§2-1傳

2、動方案的概述</p><p>　　§2-2電動機(jī)的選擇</p><p>　　§2-3傳動比的分配</p><p>　　第三章高速級齒輪設(shè)計…………………………………………4</p><p>　　§3-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　§3-2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p&

3、gt;<p>　　第四章低速級齒輪傳動設(shè)計……………………………………12</p><p>　　§4-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　§4-2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　第五章各軸設(shè)計方案……………………………………………17</p><p>　　§5-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計<

4、;/p><p>　　§5-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　§5-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　第六章 軸的強(qiáng)度校核…………………………………………22</p><p>　　§6-1高速軸的校核</p><p>　　§6-2中間軸的校核</p><

5、;p>　　§6-3低速軸的校核</p><p>　　第七章 滾動軸承選擇和壽命計算……………………………26</p><p>　　第八章 鍵連接選擇和校核……………………………………28</p><p>　　§8-1軸1上鍵的選擇和校核</p><p>　　§8-2軸2上鍵的選擇和校核</p>

6、;<p>　　§8-3 低速軸上鍵的選擇和校核</p><p>　　第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算…………………………………28</p><p>　　第十章 潤滑和密封形式的選擇………………………………29</p><p>　　§10-1傳動零件的潤滑</p><p>　　第十一章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選

7、擇……………………31</p><p>　　總 結(jié)……………………………………………………………32</p><p>　　參考文獻(xiàn)…………………………………………………………32</p><p><b>　　第一章設(shè)計任務(wù)書</b></p><p><b>　　§1-1設(shè)計任務(wù)</b>&l

8、t;/p><p>　　1、設(shè)計帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng)，采用兩級直齒圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。</p><p>　　2、工作條件：二班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，清潔。</p><p>　　3、使用期限：八年。</p><p>　　4、生產(chǎn)批量：小批量。</p><p>　　5、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8

9、級精度齒輪及渦輪。</p><p>　　6、動力來源：電力，三相交流（220/380V）。</p><p>　　7、運(yùn)輸帶速度允許誤差：土4%</p><p><b>　　8、原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　輸送帶的工作拉力 F1460N</p><p>　　輸送帶的工作速度

10、v=1.9m/s</p><p>　　輸送帶的卷筒直徑 d=300mm</p><p>　　第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計</p><p>　　§2-1傳動方案的概述</p><p>　　帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案如下圖2.1所示</p><p><b>　　圖2.1</b></p

11、><p>　　0—電動機(jī)；1—高速級； 2—中速級； 3—低速級； 4—聯(lián)軸器；</p><p>　　帶式輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動。電動機(jī)0通過聯(lián)軸器將動力傳入兩集圓柱齒輪減速器，再通過聯(lián)軸器，將動力傳至輸送機(jī)滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其機(jī)構(gòu)簡單，但齒輪箱對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。兩級齒輪均為直齒圓柱齒輪的傳動，高速級小齒輪位置遠(yuǎn)離電動機(jī)，齒面接觸更

12、均勻。</p><p>　　§2-2電動機(jī)的選擇 </p><p><b>　　1．電動機(jī)容量選擇</b></p><p>　　根據(jù)已知條件由計算得知工作機(jī)所需有效功率</p><p><b>　　（1）</b></p><p>　?。?）確定傳動總效率</p

13、><p><b>　　經(jīng)查表得： </b></p><p>　　一對滾動軸承效率=0.99;</p><p>　　閉式圓柱齒輪傳動為7級的效率=0.98；</p><p>　　彈性聯(lián)軸器的效率=0.99；</p><p>　　輸送機(jī)滾筒效率=0.96。</p><p>　　估算

14、傳動系統(tǒng)的總效率：</p><p>　　輸送帶卷筒的總效率為:</p><p>　　(3)選擇電動機(jī)電動</p><p>　　電動機(jī)類型：推薦Y系列380v，三相異步電動機(jī)。</p><p><b>　　(4)選擇功率</b></p><p>　　工作機(jī)所需要的電動機(jī)輸出功率計算如下：</p

15、><p><b>　　kw</b></p><p>　　查取手冊Y系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：</p><p>　　電動機(jī)的額定功率=4kw工作機(jī)所需的電動機(jī)</p><p>　　(5)電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇</p><p>　　根據(jù)已知條件由計算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速</p>&l

16、t;p>　　r/min,經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比</p><p><b>　?。?～25</b></p><p>　　所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為=×n＝（8～25）n=968～3025r/min,在該范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速1000r/min,1500r/min,3000r/min,其主要數(shù)據(jù)及計算的減速器傳動比，列表如下：<

17、/p><p><b>　　表2.1 </b></p><p>　　綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機(jī)型號為Y112M—4。</p><p>　　其主要參數(shù)：額定功率=4kw大于工作機(jī)所需的電動機(jī)輸出功率=3.2kw同步滿載轉(zhuǎn)速=1500r/min,其主要性能參數(shù)如下表2.2所示：

18、</p><p><b>　　表2.2</b></p><p><b>　　圖2.2</b></p><p>　　主要外形和安裝尺寸見下表2.3所示</p><p><b>　　表2.3</b></p><p>　　§2-2傳動比的分配<

19、/p><p>　　1帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比：</p><p><b>　　(1)</b></p><p>　　(2) 分配減速器傳動比。浸油圖深度如圖2.4所示，</p><p>　　盡量使高速級和低速級大齒輪浸油深度相當(dāng)，故取高速級傳動比與低速級傳動比。由此得減速器總的傳動比關(guān)系為：</p><p

20、>　　低速級齒輪傳動比：==2.975</p><p><b>　　高速級齒輪傳動比：</b></p><p>　　§3-3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計</p><p>　　傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：</p><p><b>　　0軸——電動機(jī)軸</b></

21、p><p>　　1軸——減速器中間軸</p><p>　　2軸——減速器中間軸</p><p>　　3軸——減速器低速軸</p><p><b>　　4軸——工作機(jī)</b></p><p>　　將計算結(jié)果匯表，如下表3.1所示。</p><p><b>　　表3.1&

22、lt;/b></p><p>　　第三章高速級齒輪設(shè)計</p><p>　　§3-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　已知條件為3.297kW，小齒輪轉(zhuǎn)速=1440r/min，傳動比4，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命8年，二班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。</p><p>　　1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。</p>

23、<p>　　按圖1.1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 </p><p>　　帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，按GB/T10095－1998，選擇7級精度，齒根噴丸強(qiáng)化。</p><p>　　材料選擇。由課本表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS。大齒輪材料為45鋼（正火）齒面硬度210HB</p><p>　　初選

24、小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)=</p><p>　　2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　確定公式中各參數(shù)的值:</p><p><b>　?、僭囘x=1.3。</b></p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p&g

25、t;<p>　?、塾杀?0-7選取齒輪系數(shù)=1。</p><p>　?、苡蓤D10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。</p><p>　?、萦杀?0-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。</p><p>　　⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。</p><p><b>　　=[]/</b><

26、;/p><p><b>　　=1.746</b></p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[]。</p><p>　　由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為,。 </p><p>　　由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</p><

27、p>　　=60=60=3.31776</p><p><b>　　=8.2944</b></p><p>　　由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)1。由公式，</p><p>　　取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力，==380MPa</p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑：</p

28、><p><b>　　=mm=44mm</b></p><p>　?。?）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　　①圓周速度v</b></p><p><b>　　齒寬b</b></p>

29、<p><b>　　b=</b></p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)。</p><p>　　①由表（10-2）查得使用系數(shù)。</p><p>　?、诟鶕?jù)v=3.3m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)</p><p>　?、埤X輪圓周力=221010/44N=955N,</p>&

30、lt;p>　　=1955/44N/mm=21.7N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　?、?查表（10-4）用插值法查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為：</p><p>　　由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p><p>　　齒輪模數(shù)=50

31、.06/27mm=1.854mm。</p><p>　　§3-2按齒面強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由課本式（10-7）試算模數(shù)，即</p><p>　　確定公式中的各參數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x</b></p><p>　　②由式（10-5）計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)：

32、</p><p><b>　?、塾嬎?lt;/b></p><p>　　由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.6F、=2.16</p><p>　　由課本圖（10-18）查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.62、=1.81。</p><p>　　由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。</p>&

33、lt;p>　　由圖（10-22）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88。</p><p>　　取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得</p><p>　　因為大齒輪的大于小齒輪，所以取</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　2）試算模數(shù)</b>

34、</p><p><b>　?。?）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。</p><p><b>　　圓周速度v。</b></p><p><b>　　齒寬b。</b></p><p><b>　　b=<

35、;/b></p><p><b>　　寬高比b/h。</b></p><p>　　b/h=26.919/2.24325=12</p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)。</p><p>　?、俑鶕?jù)v=2.07m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)</p><p>　　=221010/

36、26.919N=1561N,=11561/26.919N/mm=58N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　?、诓楸恚?0-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=12查表（10-13），得。</p><p><b>　　則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒

37、輪模數(shù)</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)1.1mm，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=1.25mm，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=50.06,算出小齒輪齒數(shù)&l

38、t;/p><p>　　取則大齒輪齒數(shù),?。慌c于是由:互為質(zhì)數(shù)。</p><p>　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(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)。</p><p><b>　　4幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算分度圓直徑</b></p&g

39、t;<p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　a=（）/2=(68+218)/2mm=128.125mm,將中心距圓整為128mm。</p><p><b>　　(3)計算齒輪寬度</b></p><p>　　,將齒寬圓整為51mm。</p><p>　　考慮不可避免

40、的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即=51+(5-10)mm=56-61mm。取=58mm。而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即=b=68。</p><p>　　5齒面彎曲疲勞強(qiáng)度校核按前述類似方法，先計算式10-6中的各參數(shù), =21010， =2.6， =1.62, =2.16, </p><p>　　=1.81, =0.68, =1,m=1.

41、25, =41。將它們帶入式（10-6），得到</p><p><b>　　小于許用的應(yīng)力</b></p><p><b>　　小于許用的應(yīng)力</b></p><p>　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，所以設(shè)計合理。</p><p>　　第四章低速級齒輪設(shè)計</p><p>　　

42、§4-1按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　1選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級、</p><p>　　按圖①所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 </p><p>　　帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，按GB/T10095－1998，選擇7級精度，齒面粗糙度要求,齒根噴丸強(qiáng)化。</p><p>　　材料選擇。由課本表1

43、0-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS。大齒輪材料為45鋼（正火）齒面硬度210HB</p><p>　　初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)=</p><p>　　2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　確定公式中各參數(shù)的值:</p><

44、;p><b>　?、僭囘x=1.3。</b></p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　③由表10-7選取齒輪系數(shù)=1。</p><p>　?、苡蓤D10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。</p><p>　?、萦杀?0-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。</p><p&

45、gt;　?、抻墒剑?0-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。</p><p><b>　　=[24]/</b></p><p><b>　　=1.711</b></p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[]。</p><p>　　由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為,。<

46、/p><p>　　由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</p><p>　　=60=60=8.29</p><p><b>　　=2.788</b></p><p>　　由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)1。由公式，</p><p>　　取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力，=

47、=384MPa</p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　=mm=69mm</b></p><p>　　調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　3）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　?、賵A周速度v</b></p&g

48、t;<p><b>　　齒寬b。</b></p><p><b>　　b=</b></p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)。</p><p>　?、儆杀恚?0-2）查得使用系數(shù)。</p><p>　?、诟鶕?jù)v=1.3m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)</p>

49、<p>　?、埤X輪圓周力=281440/69N=2360.58N,</p><p>　　=12360.58/69N/mm=342N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　　查表（10-4）用插值法查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為：</p><p>　　由式（1

50、0-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p><p>　　及相應(yīng)的齒輪模數(shù)=77.75/1.0889mm。</p><p>　　§3-1按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　?、儆烧n本式（10-7）試算模數(shù)，即</p><p>　　確定公式中的各參數(shù)值</p><p><b>　　試選

51、</b></p><p>　　由式（10-5）計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.65，=2.23</p><p>　　由課本圖（10-18）查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.51、=1.76。</p><

52、;p>　　由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。</p><p>　　由圖（10-22）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88。</p><p>　　取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得</p><p>　　因為大齒輪的大于小齒輪，所以取</p><p><b>　　=<

53、;/b></p><p><b>　　2）試算模數(shù)</b></p><p><b>　　（2）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。</p><p><b>　　圓周速度v。</b></p><p><b&g

54、t;　　齒寬b。</b></p><p><b>　　b=</b></p><p><b>　　2)寬高比b/h。</b></p><p>　　b/h=41.259/3.83=10.77</p><p>　　3）計算實際載荷系數(shù)。</p><p>　?、俑鶕?jù)v=0

55、.777m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)，=281440/41.259N=3948N,</p><p>　　=13948/41.259N/mm=95.7N/mm<100N/mm，</p><p>　　查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。</p><p>　?、诓楸恚?0-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=10.77查圖（10-13），得。</p

56、><p><b>　　則載荷系數(shù)為：</b></p><p>　　由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算

57、的模數(shù)1.839mm，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=69,算出小齒輪齒數(shù)</p><p>　　取，則大齒輪齒數(shù),?。慌c于是由:互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(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)。</p><p><b>　　4幾何尺寸計算</

58、b></p><p>　　(1)計算分度圓直徑</p><p><b>　　(2)計算中心距</b></p><p>　　a=（）/2=(70+208)/2mm=139mm。</p><p><b>　　(3)計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　

59、。</b></p><p>　　考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，達(dá)到設(shè)計所需的要求，即=70+(5-10)mm=75-80mm。取=76mm。而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即=b=70。</p><p>　　5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核</p><p>　　按前述類似方法，先計算式（10-6）中的各參

60、數(shù)。，=81440，=2.65，=1.58, =2.23, =1.76, =0.68, =1,m=2, =35。將它們帶入式（10-6），得到</p><p><b>　　小于許用的應(yīng)力</b></p><p>　　小于許用的應(yīng)力，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，所以設(shè)計合理。</p><p>　　齒輪參數(shù)如下表5.3： </p>&l

61、t;p><b>　　表5.3</b></p><p><b>　　第五章各軸設(shè)計方案</b></p><p>　　§5-1中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p><b>　　1已知條件</b></p><p>　　中間軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,高速級大齒輪分度圓直徑,小齒

62、輪分度圓直徑為，低速級大齒輪分度圓直徑,小齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度,。</p><p><b>　　2選擇軸的材料</b></p><p>　　中間軸II材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。</p><p><b>　　3初算軸直徑</b></p><

63、;p><b>　　,</b></p><p>　　軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細(xì)處直徑為：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　由于軸承壽命，故取=45mm。</p><p><b>　　4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></

64、p><p>　?。?）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計,軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后按軸上零件的安裝順序，從 開始設(shè)計。</p><p>　　(2)軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設(shè)計：該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]直齒輪無軸向力，才用深溝球軸承。暫取6009，軸承內(nèi)徑為45mm，外徑D=75mm,寬度為16mm，定位軸肩直徑=54.2mm,外徑定位直徑=65.9mm，故=45mm

65、。通常同一根軸上取相同軸承，則=45mm。 </p><p>　?。?）軸段②上安裝齒輪齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為了便于齒輪3和齒輪2的安裝應(yīng)分別略大于和，可初定和=49mm。</p><p>　　齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=51-60mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為51mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度

66、與齒寬相等76mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段②和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取。</p><p>　　(4)軸段③ 該段為中間軸上兩個齒輪提供定位，其軸肩高度H=（2-3）R，故取其高度為h=（2-3）1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm。故=57mm。</p><p>　　齒輪3左端與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離

67、均取=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離齒輪2的右端面與減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離=13.5mm，則軸段③的長度為。</p><p>　?。?）軸段①及軸段⑤的長度：該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需加擋油環(huán)，軸承內(nèi)端面的距離取Δ=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為：=48.5mm。</p><p&g

68、t;<b>　　軸段⑤的長度為:</b></p><p><b>　　=49.5mm。</b></p><p>　　(6)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=8mm,</p><p>　　mm=66.5mm,</p><p><b>　　5軸的受力分析</b&

69、gt;</p><p>　　畫軸的受力簡圖，如圖5.1所示：</p><p><b>　　圖5.1</b></p><p>　?。?）計算支承反力：</p><p>　　已知： =794.54N, =289N。</p><p><b>　　高速級：</b></p>

70、<p><b>　　低速級：</b></p><p>　　在水平面上受力如圖5.2所示：</p><p><b>　　圖5.2</b></p><p><b>　　列平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=1746N, =1309N。</p>

71、;<p>　　在垂直面上受力如圖5.3所示：</p><p><b>　　列平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=593N, =60N。</p><p><b>　　軸承1的總反力為：</b></p><p><b>　　軸承2的總反力為：</b>&

72、lt;/p><p><b>　?。?）畫彎矩圖</b></p><p><b>　　水平彎矩：</b></p><p>　　畫水平彎矩圖如圖5.4所示：</p><p><b>　　圖5.4</b></p><p><b>　　鉛垂彎矩：</

73、b></p><p>　　畫出垂直平面彎矩圖如圖5.5所示:</p><p><b>　　圖5.5</b></p><p>　　軸承一處合彎矩： </p><p><b>　　軸承二處合彎矩：</b></p><p>　　（4）畫出合彎矩圖如圖5.6所示：</

74、p><p><b>　　圖5.6</b></p><p>　　(5)畫出扭矩圖如圖5.7所示：</p><p><b>　　圖5.7</b></p><p>　　§5-2高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　1高速軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,小齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。<

75、;/p><p><b>　　2選擇軸的材料</b></p><p>　　高速軸I材料用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p><b>　　3初算軸直徑</b></p><p>　　查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：</p><p>　　軸與半聯(lián)軸器連

76、接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細(xì)處直徑為。</p><p><b>　　取。</b></p><p><b>　　4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方然后按軸上零件的安裝順序，從

77、軸的最細(xì)處開始設(shè)計（2）軸段①上安裝半聯(lián)軸器，此段軸的設(shè)計應(yīng)與半聯(lián)軸器輪轂軸孔設(shè)計同步進(jìn)行。初定最小直徑20mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為52mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=50mm。</p><p>　?。?）密封圈與軸段②</p><p>　　在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：</p>&

78、lt;p>　　軸段②的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。</p><p>　?。?）軸承與軸段③及軸段⑦</p><p>　　考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6006，由課本表查得軸承內(nèi)徑d=20mm，外徑D=55mm，寬度B=13mm，內(nèi)圈定

79、位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故取軸段③的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1—2mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=45mm。 </p><p><b>　?。?）齒輪與軸段⑥</b><

80、;/p><p>　　齒輪輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=51-60mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為58mm，左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等78mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段⑥長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=34mm。由表查出該處鍵的截面尺寸為=

81、10mm</p><p>　　8mm。輪轂鍵槽深度為=3.3mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂部的距離為： </p><p>　　=2.52=5mm,故該軸段做成鍵槽齒輪，=34mm，=58mm。</p><p><b>　　（6）軸段⑤的設(shè)計</b></p><p>　　為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段⑤需

82、要設(shè)置一個軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=3mm。軸環(huán)寬度,故取軸段⑤。</p><p><b>　?。?）軸段②的設(shè)計</b></p><p>　　該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承寬度及軸承端 蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為,由&

83、lt;/p><p>　　表查出下箱體壁厚為：</p><p>　　=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取軸承旁邊的</p><p>　　連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度</p><p>　　L=[8+14+12+(5-8)]</p><p>　　取L=30mm,為方便半

84、聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。</p><p>　　(8)軸上力的作用點的間距 </p><p>　　軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為：</p><p>　　mm=50+50+6=106mm,</p><p><b>　　5軸

85、的受力分析</b></p><p>　　（1）畫軸的受力簡圖如圖5.8所示：</p><p><b>　　圖5.8</b></p><p>　?。?）計算支承反力：</p><p><b>　　高速級：</b></p><p>　　在水平面上畫受力圖如圖5.9所示

86、：</p><p><b>　　圖5.9</b></p><p><b>　　由平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=222N, =572.54N。 </p><p>　　在垂直面上畫受力圖如圖5.10所示：</p><p><b>　　圖5.10&l

87、t;/b></p><p><b>　　由平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=81N, =208N。</p><p><b>　　軸承1的總反力為：</b></p><p><b>　　軸承2的總反力為：</b></p><p>&

88、lt;b>　　（3）畫彎矩圖</b></p><p><b>　　水平彎矩：</b></p><p>　　畫水平彎矩圖如圖5.11所示：</p><p><b>　　圖5.11</b></p><p><b>　　鉛垂彎矩：</b></p>&l

89、t;p>　　畫鉛垂面彎矩圖如圖5.12所示：</p><p><b>　　圖5.12</b></p><p>　　軸承一處合彎矩： </p><p>　　（4）畫合彎矩圖如圖5.13所示：</p><p><b>　　圖5.13</b></p><p>　?。?）畫

90、出轉(zhuǎn)矩圖如圖5.14所示：</p><p><b>　　圖5.14</b></p><p>　　6.2低速軸的設(shè)計與計算</p><p>　　1低速軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,大齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。</p><p><b>　　2選擇軸的材料</b></p><p>　　低速軸

91、材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。</p><p><b>　　3初算軸直徑</b></p><p>　　查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：</p><p>　　軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細(xì)處直徑為。</p>&

92、lt;p><b>　　取。</b></p><p><b>　　4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 </p><p>　　為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方然后按軸上零件的安裝順序，從軸的最小軸徑處開始設(shè)計。</p

93、><p>　　(2)聯(lián)軸器及軸段①</p><p>　　軸段①上安裝半聯(lián)軸器，此段軸的設(shè)計應(yīng)與半聯(lián)軸器輪轂軸孔設(shè)計同步進(jìn)行。初定最小直徑32mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為60mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=58mm。</p><p>　　(3)密封圈與軸段②</p><p>　　在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固

94、定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：</p><p>　　軸段②的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。</p><p>　　(4)軸承與軸段③及軸段⑦</p><p>　　考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6008，

95、由課本表查得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=68mm，寬度B=16mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故取軸段③的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1—2mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=40mm。 </p><

96、p><b>　　(5)齒輪與軸段⑥</b></p><p>　　齒輪輪轂寬度：取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為70mm，</p><p>　　端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等70mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段⑥長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒

97、輪，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=45mm。由表查出該處鍵的截面尺寸為=14mm9mm。輪轂鍵槽深度為=5.5mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂部的距離大于2.5,故該軸段做成鍵槽齒輪，=45mm，=70mm。</p><p><b>　　(6)軸段⑤的設(shè)計</b></p><p>　　為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段⑤需要設(shè)置一軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑

98、可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=4mm。軸段直徑=53mm，軸環(huán)寬度 ,故取軸段⑤。</p><p><b>　　(7)軸段②的設(shè)計</b></p><p>　　該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為,由表</p&g

99、t;<p><b>　　出下箱體壁厚為：</b></p><p>　　=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取軸承旁邊的</p><p>　　連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度</p><p>　　L=[8+14+12+(5-8)]</p><p>　　取L

100、=30mm,為方便半聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。</p><p>　　(8)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為：</p><p>　　mm=86.5mm,</p><p><b>　　6軸的受力分析</b></p

101、><p>　?。?）畫軸的受力簡圖如圖 5.15所示：</p><p><b>　　圖5.15</b></p><p>　?。?）計算支承反力：</p><p><b>　　低速級：</b></p><p>　　在水平面上畫受力圖如圖5.16所示：</p><

102、p><b>　　圖5.16</b></p><p><b>　　由平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=1574N, =686N。 </p><p>　　在垂直面上畫受力圖如圖5.17所示:</p><p><b>　　圖5.17</b></p>

103、<p><b>　　由平衡方程得：</b></p><p>　　解之得：=572N, =250N。</p><p><b>　　軸承1的總反力為：</b></p><p><b>　　軸承2的總反力為：</b></p><p><b>　?。?）畫彎矩圖

104、</b></p><p><b>　　水平彎矩：</b></p><p>　　畫水平彎矩圖如圖5.18所示：</p><p><b>　　圖5.18</b></p><p><b>　　鉛垂彎矩：</b></p><p>　　畫垂直彎矩圖如圖

105、5.19所示：</p><p><b>　　圖5.19</b></p><p><b>　　軸承一處合彎矩： </b></p><p>　?。?）畫合彎矩圖如圖5.20所示：</p><p><b>　　圖5.20</b></p><p>　?。?）畫出

106、扭矩圖如圖5.21所示：</p><p><b>　　圖5.21</b></p><p>　　第六章 軸的強(qiáng)度校核</p><p>　　§6-1中間軸的校核</p><p><b>　　校核軸的強(qiáng)度</b></p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎

107、矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：</p><p>　　由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：</p><p>　　抗彎截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力：</p><

108、;p>　　抗扭截面系數(shù)： 剪切應(yīng)力：</p><p>　　按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)理，故取折合系數(shù)，，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　§6-2高速軸的校核</p><p><b>　　7校核軸的強(qiáng)度</b></p><

109、p>　　進(jìn)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）的強(qiáng)度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：</p><p>　　由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：</p><p><

110、b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力：</b></p><p>　　按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理

111、，故取折合系數(shù)，，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　§6-3低速軸的校核</p><p><b>　　1校核軸的強(qiáng)度</b></p><p>　　進(jìn)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）的強(qiáng)度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪

112、處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：</p><p>　　由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：</p><p>　　抗彎截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力</p><p>　　抗扭截面系數(shù)：剪切應(yīng)力：</p><p>　　按彎扭合成

113、強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　8精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　?。?）判斷危險截面</b></p><p>　　截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所應(yīng)起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲

114、勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ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

115、最大，故截面C不比校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不必校核。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Ⅴ的左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　?。?）截面Ⅴ左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　W=0.1</b></p>&

116、lt;p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面Ⅴ左側(cè)的彎矩：</b></p><p><b>　　截面Ⅴ上的扭矩：</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

117、：</p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表（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)及按附表（3-2）查取。因、,經(jīng)插值后可得</p><p>　　=2.01，=1.31</p><p>　　又由附圖（3-1）可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p><b>　　,</b></p&

118、gt;<p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為</p><p>　　由附圖(3-2)的尺寸系數(shù)；由附圖（3-3）得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：</p><p>　　又由&

119、#167;3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：</p><p><b>　　,取=0.1</b></p><p><b>　　,取=0.05</b></p><p>　　于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得：</p><p><b>　　>>S=1

120、.5</b></p><p><b>　　故可知其安全。</b></p><p><b>　?。?）截面Ⅴ右側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　W=0.1</b></p>&

121、lt;p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面Ⅴ左側(cè)的彎矩：</b></p><p><b>　　截面Ⅴ上的扭矩</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：

122、</p><p>　　過盈配合處的,由附表（3-8）用插值法求出，并取,于是的，</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：</p><p>　　又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：</p&

123、gt;<p><b>　　,取=0.1</b></p><p><b>　　,取=0.05</b></p><p>　　于是，軸在截面Ⅴ右側(cè)安全系數(shù)值為：</p><p><b>　　>S=1.5</b></p><p>　　故該軸在截面Ⅴ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠

124、的，可知其安全。</p><p>　　第七章 滾動軸承壽命計算</p><p>　　§7-1中間軸的壽命計算</p><p><b>　　校核軸承壽命</b></p><p><b>　　(1)求比值:</b></p><p>　　根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸

125、承的最大e值為0.44，故此時</p><p>　　(2)初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）</p><p>　　按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1。</p><p>　　按照表（13-5），X=1，則</p><p><b>　　=1844N。</b></p><p>　

126、　（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值</p><p>　　=68379h>38400h ,故 合格。</p><p>　　§7-2高速軸的壽命計算</p><p><b>　　9校核軸承壽命</b></p><p><b>　?。?）求比值</b></p&g

127、t;<p>　　根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時</p><p>　　(2)初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）</p><p>　　按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。</p><p>　　按照表（13-5），X=1，則</p><p><b>　　=731N。

128、</b></p><p>　　（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值</p><p>　　=68148h>38400h，合格。</p><p>　　§7-3低速軸的壽命計算</p><p><b>　　9校核軸承壽命</b></p><p><b&

129、gt;　　（1）求比值</b></p><p>　　根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時</p><p>　　(2)初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）</p><p>　　按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。</p><p>　　按照表（13-5），X=1，則</p>

130、;<p><b>　　=1674.7N。</b></p><p>　?。?）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值</p><p>　　=271442h>38400h，合格。</p><p>　　第八章 鍵連接選擇和校核</p><p>　　§8-1中速軸上鍵的選擇和校核<

131、/p><p><b>　　1.鍵的選擇</b></p><p>　　齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵和鍵。</p><p><b>　　2鍵的校核</b></p><p>　　齒輪2處的鍵連接的擠壓應(yīng)力為：</p><p><b>　　，</b><

132、;/p><p>　　取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應(yīng)力，,強(qiáng)度足夠，齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵長，故強(qiáng)度也足夠。</p><p>　　§8-2高速軸上鍵的選擇和校核</p><p><b>　　1.鍵的選擇</b></p><p>　　半聯(lián)軸器與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵。&

133、lt;/p><p><b>　　2校核鍵連接的強(qiáng)度</b></p><p>　　齒輪2處的鍵連接的擠壓應(yīng)力為：</p><p>　　取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應(yīng)力，,強(qiáng)度足夠。</p><p>　　§8-3低速軸上鍵的選擇和校核</p><p><b

134、>　　1鍵的選擇</b></p><p>　　半聯(lián)軸器與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵。</p><p>　　2.校核鍵連接的強(qiáng)度</p><p>　　齒輪2處的鍵連接的擠壓應(yīng)力為：</p><p>　　取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應(yīng)力，,強(qiáng)度足夠。</p><p>

135、;　　第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算</p><p>　　高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。</p&