654523933机械设计课程设计链板式运输机传动装置

1、机械设计课程设计任务书机械设计制造及其自动化 专业 _ 07机制 4_班 姓名 设计日期 _2010.1.4_ _ 至 2010.1.15 指导教师_ _ 教研室主任 一、 设计题目：链板式运输机传动装置1 电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5开式齿轮传动；6输送链的小链轮二、 原始数据及工作要求三、组别链条有效拉力f（n）链条速度v（m/s）链节距p(mm)小链轮齿数z1 i开寿命（年）2100000.3550.80193610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%四、 设计工作量 设计说明书1份；减速器装配图，零号图1张；零件工作图2张机械设计课程设计进度

2、计划表设计阶段设计内容摘要计划时间15准备工作1、布置设计任务；说明设计题目的性质及设计内容；2、研究设计题目；3、阅读机械设计课程指导书05计算运动参数1、分析并确定传动方案；2、计算传动机构所需的总功率；3、选择电动机;4、记下所需电动机的参数尺寸；5、确定总传动比; 6、分配各级传动的传动比；7、计算各轴的转速、功率及转矩。1传动机构及传动支承零件的初步计算1、带传动计算;2、确定必要的数据；3、齿轮（或蜗杆）传动计算;4、确定主要参数；5、初计算轴;6、联接及轴承；7、设计二级传动减速器时;8、当高处出各级齿轮的主要尺寸后。即应检查空间尺寸是否过大或高速级的大齿轮是否与低速轴相干涉;9

3、、以及浸油深度各润滑方式是否合适等.15减速器装配图设计1、参观减速器陈列室或观看课程设计录像片2、绘制减速器装配草图（1）合理分布视图及选择比例；（2）确定齿轮（或蜗杆）及轴承的相对位置;（3）确定轴的跨距（4）画出零件的外廓及有关尺寸；（5）轴的结构化设计图.3、精确计算各级传动及转动支承零件（1）根据轴承跨距求反力;（2）画弯距;（3）扭矩图；（4）验算轴承及键；（5）精确计算和校核轴。4、画好装配草图后，应逐一检查轴结构、支承结构、箱缘尺寸等设计的正确性、合理性，修改草图、完善各零件的初步结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、润滑等要求）然后交教师审查。4绘制零件图根据教师指定的

4、零件进行零件结构工艺设计并绘制零件工作图（标注尺寸、公差、表面粗糙和技术要求）。15完图成装配1、结构工艺性；2、选择标;3、准零件（螺钉、销钉）;4、根据制图要求完成必要的视图;5、编排零件号;6、标注外廓尺寸、定位尺寸及配合尺寸。7、加注减速器技术特性及技术要求;8、填写标;9、题栏和零件明细表。25编制设计说明书1、根据计算底稿;2、按规定格式编写设计说明书；3、自己设计的零件结构应附简要的说明及简图；4、除教科书上级的资料外;5、所用其他资料均应注明来源、说明书上的数据应与图尺寸相符。2答辩进行课程设计答辩上交设计成果11.电动机的选择传递功率的计算 有题意可知：fe=10000n v

5、=0.35m/s p=50.80 z1=19由文献【1】链传动式（9-11）知 fe=1000* ,则：p=则：查阅文献【6】知：链传动的效率 ，滚动轴承传动效率 圆柱齿轮的传动效率 ，圆锥直齿齿轮传动效率 电动机输出功率 传动装置的总效率： 因此电动机的功率为：pd = 电动机额定功率的选择由文献【4】表20-1选取电动机额定功率 电动机的型号为：y132s-4 n=1440r/min2.传动比的分配 2.1计算小链轮的转速n1 参见【1】式（9-1）知 v=2.2系统的总传动比：i= 2.3各级传动比的分配： 开式圆柱直齿齿轮的传动比由题意知i1在36之间因此选择i1=4 斜齿圆柱齿轮的传

6、动比选择为：i2=6 圆锥直齿齿轮的传动比选择为：i3=2.83计算各轴的计算 转速的计算 计算各轴的功率 计算各轴的转矩 4.开式齿轮的设计计算已知输入功率，小齿轮转速21.42r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，链式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。4.1选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(gb10095-88)2） 材料选择 由文献【1】表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。3） 选小齿轮齿数18，大齿

7、轮齿数724.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数kt=1.732） 计算小齿轮的转矩t=3） 选齿宽系数4）由文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数6） 计算应力循环次数7) 由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数 8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，得(2)计算1）. 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值 2).计算圆周速度 3)计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5).计算载荷系数k，由

8、文献【1】表10-2查得使用系数根据v=0.563m/s，7级精度，由文献【1】图10-8查得动载荷系数,由文献【1】表10-4查得,由图10-13查得,由表10-3查得 故载荷系数 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7).计算模数m 4.3. 按齿根弯曲强度设计 （1）. 确定公式内的个各算数值1)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2).由文献【1】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3).计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，故 4)计算载荷系数k 5).查取齿形系数和应力校正系数，由文献【1】表10-5查得6）. 计算大、

9、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）. 设计计算 圆整 ，可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取故 ，圆整为 25 则4.4.几何尺寸计算（1）. 计算分度圆直径 （2）. 计算中心距 （3）. 计算齿轮宽度 圆整后取 5. 斜齿圆柱齿轮的设计计算已知输入功率p3=5.227kw，小齿轮转速514.3r/min，齿数比u=6，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，链式输送机工作经常满载，空载起动，工作有中等冲击，不反转。5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(gb10095-88)2） 材料选择 由

10、文献【1】表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为280hbs，大齿轮齿面硬度为240hbs。3） 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=20*6=1204） 选取螺旋角。初选螺旋角 5.2按齿面接触强度设计 （1）.公式内各计算值1).试选2).由文献【1】图10-30选取区域系数zh=2.433 3).由文献【1】图10-26查得，则4).小齿轮传递转距5).由文献【1】表10-7选取齿宽系数 6).由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数7).由文献【1】图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限8).应力循环次数 9).由文献【1】图

11、10-19查得接触疲劳寿命系数10).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数s=1，故 11).许用接触应力（2）.计算1). 试算小齿轮分度圆直径 2).计算圆周速度 3).计算齿宽b及模数 4).计算纵向重合度 5).计算载荷系数k由表10-2查得使用系数，根据v=1.1m/s，7级精度，由文献【1】图10-8查得动载荷系数,由表10-4查得,由文献【1】图10-13查得,由表10-3查得 故载荷系数 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7).计算模数 5.3.按齿根弯曲强度设计 （1）.确定计算参数 1）.计算载荷系数 2）.根据纵向重合度，从文献【1】图10-28查得螺

12、旋角影响系数 3）.计算当量齿数 4）.查取齿形系数和应力校正系数，由表10-5查得 5）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 6）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得 8）.计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿轮的弯曲强度计算的法面模数，因此取mn=2.5，但是为了同时满足接触疲劳强度算的分度圆直径d1=64.02mm 故 取，则(3).几何尺寸计算1）.计算中心距 将中心距圆整为225mm2）按圆整后

13、的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。 3）.计算大、小齿轮的分度圆直径 4）.计算齿轮宽度 ，圆整后取 6. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率p3=5.5kw，小齿轮转速1440r/min，齿数比u=2.8，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，链式输送机工作经常满载，空载起动，工作有中等冲击，不反转。 6.1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 2）材料选择 由文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40

14、hbs 3）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数6.2.按齿面接触疲劳强度设计 (1).确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数1.82）.小齿轮传递转距 3）.由文献【1】表10-7选取齿宽系数0.32 4）.由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数5）.由文献【1】图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）.计算应力循环次数 7).由文献【1】图10-19查得接触疲劳寿命系数8).计算接触疲劳许用应力，取失效率为1%，安全系数s=1，故(2).计算1).试算小齿轮分度圆直径, 2).计算圆周速度 3).计算载荷系数，根据5.38m/s，7级精度，由文献【1】图10-8查

15、得动载荷系数1.15 直齿轮 =1,由文献【1】表10-2查得使用系数1.5根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得，1.5接触强度载荷系数3.234).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 5).计算模数 6.3.按齿根弯曲疲劳强度设计计算1)确定弯曲强度载荷系数 3.23 2).查取齿形系数和应力校正系数，由文献【1】表10-5查得 3)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限4).查文献【1】图10-18得,失效概率为1%，安全系数取为s=1.4 5)弯曲疲劳许用应力： 6）.计算大小齿轮的并比较大小 小齿轮的值较大7）计算由此可知，mn=2.5即可满足

16、要求弯曲疲劳强度要求，按照接触疲劳强度计算d1=86.69mm 则：z1=d1/mn=34.676 取z1=35，z2=98 6.4计算锥齿轮的有关参数 1）分度圆直径 d1=z1*m=35*2.5=87.5mm d2=z2*m=98*2.5=245mm 2)计算锥顶角7 轴的设计与计算. 7.1输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为而cot=u=2.8, 故，有f1nv17544fnh1fnv1fnv2fnh2frfaftfnh1fnh2ftfnv1fnv2f1nv1fafrma-4469.252458.420700.7-2458

17、.46-7166.25设计内容3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据文献【1】表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d-，为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查文献【1】表14-1，由于转矩变化很小，故取ka=1.9，则 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件。由于所选择的电动机y132s-4的输出轴直径为d=38mm，因此，查文献【4】选ltz6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4.轴的结构设

18、计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位，i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段的直径2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由文献【4】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由文献【4】表15-7查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段vi-vii的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，v-vi段应略短于轴承宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖

19、的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取5）锥齿轮轮毂宽度为45mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取6）由于，故取l-=65（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d-=38mm由文献【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径r2.5.求轴上的载荷 参考文献【3】载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t 6.按弯扭合

20、成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力，前已选定轴的材料为45钢（调质），由文献【1】表15-1查得，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度 （1）. 判断危险截面截面a,ii,iii,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面a,ii,iii,b均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面ii过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面上的应力最大截面d上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面d不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需

21、校核截面vi左右两侧即可。（2）. 截面vi左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面vi右侧弯矩m为截面vi上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【1】表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由文献【1】附图3-2查得尺寸系数，由文献【1】附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。（3）截面vi右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面vi左侧

22、弯矩m为截面vi上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由文献【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =2.32 轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。7.2中间轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为 而已知圆锥齿轮与输入轴的锥齿轮之间的力为作用力和反作用力因而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40（调质），根据文献【1】表15-3，取，得，中间轴的最小直径显然是

23、安装滚动轴承的直径和4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 ）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d-和d-，由文献【6】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由文献【6】查得30305型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径32mm。2）取安装齿轮处的轴段；锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮毂长l=42mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高度，

24、故取，则轴环处的直径为d-。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略短于轮毂长，故取。， 4）取齿轮距箱体壁内之距,锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离。 （3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由文献【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故参考文献【5】选择齿轮轮毂与轴的配合

25、为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径r2.5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305型圆锥滚子轴承，有机械设计课程设计中查得a=13mm,故作为简支梁的轴的支撑跨距。参考文献【3】轴的计算列于下表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t 6.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 ftfr1fa1ftfafrfnv1fnh1f/nv1f/nv2fnh2fnv250.25

26、7464.25fr1ft1fnh1ftfnh264179.3124696.5fnv1fr1fa1frfama1fat-55512.1136494.7-21749-5642mhmvm 前已选定轴的材料为40（调质），由文献【1】表15-1查得，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度 （1）. 判断危险截面由图知、截面为应力集中面，其中、受到的弯矩最大，但是较的直径大，但是由于还受到扭矩，因此是危险截面，校核该截面即可。（2）. 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧弯矩m为截面vi上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由文献【1】表15-1查得。截面上由于轴

27、肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。因，经插值后查得又由文献【1】附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为 由文献【1】附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。（3）截面右侧 抗弯截面系数抗扭截面系数 截面vi左侧弯矩m为 截面vi上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由文献【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =1.86 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即

28、，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。7.3输出轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据文献【1】表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 查文献【4】选lt9型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为100000n.mm，半联轴器的孔径，故取，半联。轴器长度，半联轴器与轴配

29、合的毂孔长度为4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位，i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段的直径，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取i-ii段的长度应比略短些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由文献【4】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，而 。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由文献【6】查得30311型轴承的定

30、位轴肩高度，因此取，齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮齿宽为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，故取4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距，故取5）取齿轮距箱体壁内之距,锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离。则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）.轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣

31、刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良 好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴连接，选用平键截面,半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径r2.5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305型圆锥滚子轴承，文献【6】查得a=21.5mm,故作为简支梁的轴的支撑跨距。从轴的结构图和弯矩图及扭矩图中可以看出截面c是危险截面，先将计算出的的结果列于下表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t根据上表中的

32、数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由文献【1】表15-1查得，故安全。7精确校核轴的疲劳强度（1）. 判断危险截面fnh1ftfnh2118155.75fnv1frfafnv2f.,nv1tma=fad/2175209.5118167.1075118155.751638.3fnv1fnh1frftfafnv2fnh1l1l2l3acdb截面a,ii,iii,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面a,ii,iii,b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强

33、度的影响来看，截面vi,vii过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面c上的应力最大截面vi和vii的应力集中相近，但截面vii不受扭矩作用，故截面vii不必做强度校核。截面上的应力最大截面c、上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面c不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需校核截面vi左右两侧即可。（2）. 截面vi左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面vi右侧弯矩m为截面vi上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由文献【1】表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。因，经插值后查得 又由附

34、图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。3）截面vi左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面vi左侧弯矩m为 截面vi上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由文献【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =3.1 轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。8.滚动轴承的设计及计算8.1输入轴

35、滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【4】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为， 载荷水平面h垂直面v支反力f故 故 ， 故合格8.2中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【4】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为， 而 故合力为 载荷水平面h垂直面v支反力f故 故 ， 故合格8.3输出轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【4】初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，载荷水平面h垂直面v支反力f则 故 故 故合格9.键联接的选择及校核计算9.1输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用

36、普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为： ，故单键即可。2、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可9.2中间轴键计算1.校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为： ，故单键即可。2.校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，与大圆锥处的键型号相同，而且其长度为56mm,大于32mm,故单键即可.9.3输出轴键计算1.校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为： ，故单键即可2.校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能

37、传递的转矩为：，故单键即可10.联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。1.输入轴选ltz6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。2.输出轴选lt9型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为100000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。11、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用m161.5油面指示器选用游标尺m16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉放油螺塞选用外六角油塞及垫片m141.5根据机械设计基础课程设计表13-7选择适当型号：起盖螺钉型号：g

38、b578386 m620,材料q235高速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m620,材料q235低速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m620,材料 q235螺栓：gb578286 m1080，材料q2312.润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由机械设计课程设计手册选用n220中负荷工业齿轮油（gb5903-86）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于小圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。对于滚动轴承，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不易流失，同时也能形成滑动表面完全分开的一层薄膜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂