機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)系別：專(zhuān)業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱(chēng)：目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)..............................................4第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.1電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).............................7第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)..........................................85.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.................................85.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................15第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................236.1輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................236.2中間軸的設(shè)計(jì)...........................................276.3輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................33第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................407.1輸入軸鍵選擇與校核......................................407.2中間軸鍵選擇與校核......................................407.3輸出軸鍵選擇與校核......................................40第八部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................418.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核...................................418.2中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................428.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................42第九部分聯(lián)軸器的選擇............................................439.1輸入軸處聯(lián)軸器...........................................439.2輸出軸處聯(lián)軸器...........................................44第十部分減速器的潤(rùn)滑和密封.......................................4410.1減速器的潤(rùn)滑............................................4410.2減速器的密封............................................45第十一部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸............................46設(shè)計(jì)小結(jié).........................................................48參考文獻(xiàn).........................................................49第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)展開(kāi)式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=700N，V=2m/s，D=400mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.齒輪的設(shè)計(jì)6.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開(kāi)式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=0.993×0.972×0.992×0.96=0.8591為軸承的效率,2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,3為聯(lián)軸器的效率,4為工作裝置的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=2m/s工作機(jī)的功率pw:pw=eq\f(F×V,1000)=\f(700×2,1000)=1.4KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(1.4,0.859)=1.63KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×2,π×400)=95.5r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=8~40，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(8×40)×95.5=764~3820r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y112M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為2.2KW,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm=940r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112mm400×265190×14012mm28×608×243.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=940/95.5=9.84（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=eq\r(1.3i)=\r(1.3×9.84)=3.58則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=eq\f(i,i12)=\f(9.84,3.58)=2.75第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nm=940=940r/min中間軸：nII=nI/i12=940/3.58=262.57r/min輸出軸：nIII=nII/i23=262.57/2.75=95.48r/min工作機(jī)軸：nIV=nIII=95.48r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd×=1.63×0.99=1.61KW中間軸：PII=PI×=1.61×0.99×0.97=1.55KW輸出軸：PIII=PII×=1.55×0.99×0.97=1.49KW工作機(jī)軸：PIV=PIII×=1.49×0.99×0.99=1.46KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×0.99=1.59KW中間軸：PII'=PII×0.99=1.53KW中間軸：PIII'=PIII×0.99=1.48KW工作機(jī)軸：PIV'=PIV×0.99=1.45KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI=Td×電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(1.63,940)=16.56Nm所以：輸入軸：TI=Td×=16.56×0.99=16.39Nm中間軸：TII=TI×i12××=16.39×3.58×0.99×0.97=56.35Nm輸出軸：TIII=TII×i23××=56.35×2.75×0.99×0.97=148.81Nm工作機(jī)軸：TIV=TIII×=148.81×0.99×0.99=145.85Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×0.99=16.23Nm中間軸：TII'=TII×0.99=55.79Nm輸出軸：TIII'=TIII×0.99=147.32Nm工作機(jī)軸：TIV'=TIV×0.99=144.39Nm第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=26，大齒輪齒數(shù)z2=26×3.58=93.08，取z2=93。（4）初選螺旋角=14°。（5）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=16.39N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[26×cos20.561°/(26+2×1×cos14°)]=29.402°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[93×cos20.561°/(93+2×1×cos14°)]=23.489°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[26×(tan29.402°-tan20.561°)+93×(tan23.489°-tan20.561°)]/2π=1.66軸向重合度：=φdz1tan/π=1×26×tan(14°)/π=2.063重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.66,3)\b(1-2.063)+\f(2.063,1.66))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos14)=0.985⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×940×1×10×300×3×8=4.06×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=4.06×109/3.58=1.13×109查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.85、KHN2=0.88。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.85×600,1)=510MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.88×550,1)=484MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=484MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×16.39×1000,1)×\f(3.58+1,3.58)×\b(\f(2.44×189.8×0.643×0.985,484))\s(\s(\s(2))))=29.1mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×54.622×940,60×1000)=1.43m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=eq1×29.1=29.1mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.43m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.08。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×16.39/29.1=1126.46NKAFt1/b=1×1126.46/29.1=38.71N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KH=1.446。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH=1×1.08×1.4×1.446=2.1863）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=29.1×eq\r(3,\f(2.186,1.6))=32.29mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1=32.29×cos14°/26=1.205mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=eq\f(\b(z1+z2)mn,2cosβ)=eq\f(\b(26+93)×2,2×cos14°)=122.639mm中心距圓整為a=125mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z1+z2)mn,2a)=eqarccos\f(\b(26+93)×2,2×125)=17.833°即：=17°49′59″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,1)m\s(,n),cosβ)=eq\f(26×2,cos17.833°)=54.622mmd2=eq\f(z\s(,2)m\s(,n),cosβ)=eq\f(93×2,cos17.833°)=195.378mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=d×d1=1×54.622=54.622mm取b2=55mm、b1=60mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=26/cos317.833°=30.134ZV2=Z2/cos3=93/cos317.833°=107.788②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan17.833°×cos20.561°)=16.764°當(dāng)量齒輪重合度：v=/cos2b=1.66/cos216.764°=1.81軸面重合度：=φdz1tan/π=1×26×tan17.833°/π=2.662重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.81=0.664③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)=1-2.662×eq\f(17.833,120)=0.604④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.53YFa2=2.17YSa1=1.64YSa2=1.83⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4根據(jù)KH=1.446，結(jié)合b/h=12.22查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.08×1.4×1.416=2.141⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.81、KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.81×500,1.4)=289.29MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.4)=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.141×16.39×2.53×1.64×0.664×0.604cos\s(\s(2))17.833°,1×2\s(\s(3))×26\s(\s(2)))=19.572MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.141×16.39×2.17×1.83×0.664×0.604cos\s(\s(2))17.833°,1×2\s(\s(3))×26\s(\s(2)))=18.732MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=26、z2=93，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角=17.833°=17°49′59″，中心距a=125mm，齒寬b1=60mm、b2=55mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z2693螺旋角β左17°49′59″右17°49′59″齒寬b60mm55mm分度圓直徑d54.622mm195.378mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha58.622mm199.378mm齒根圓直徑dfd-2×hf49.622mm190.378mm5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=27，大齒輪齒數(shù)z4=27×2.75=74.25，取z4=74。（4）初選螺旋角=13°。（5）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=56.35N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13°)=20.482°at1=arccos[z3cost/(z3+2han*cos)]=arccos[27×cos20.482°/(27+2×1×cos13°)]=29.114°at2=arccos[z4cost/(z4+2han*cos)]=arccos[74×cos20.482°/(74+2×1×cos13°)]=24.116°端面重合度：=[z3(tanat1-tant)+z4(tanat2-tant)]/2π=[27×(tan29.114°-tan20.482°)+74×(tan24.116°-tan20.482°)]/2π=1.661軸向重合度：=φdz3tan/π=1×27×tan(13°)/π=1.984重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.661,3)\b(1-1.984)+\f(1.984,1.661))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos13)=0.987⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60×262.57×1×10×300×3×8=1.13×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1/u=1.13×109/2.75=4.12×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88、KHN2=0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.88×600,1)=528MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.9×550,1)=495MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×56.35×1000,1)×\f(2.75+1,2.75)×\b(\f(2.45×189.8×0.654×0.987,495))\s(\s(\s(2))))=44.883mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π×82.871×262.57,60×1000)=0.62m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=eq1×44.883=44.883mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.62m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力Ft1=2T2/d1t=2×1000×56.35/44.883=2510.973NKAFt1/b=1×2510.973/44.883=55.94N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KH=1.452。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.452=2.1343）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=44.883×eq\r(3,\f(2.134,1.6))=49.405mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z3=49.405×cos13°/27=1.783mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=eq\f(\b(z3+z4)mn,2cosβ)=eq\f(\b(27+74)×3,2×cos13°)=155.481mm中心距圓整為a=155mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z3+z4)mn,2a)=eqarccos\f(\b(27+74)×3,2×155)=12.205°即：=12°12′18″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,3)m\s(,n),cosβ)=eq\f(27×3,cos12.205°)=82.871mmd2=eq\f(z\s(,4)m\s(,n),cosβ)=eq\f(74×3,cos12.205°)=227.128mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=φd×d1=1×82.871=82.871mm取b2=83mm、b1=88mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3=Z3/cos3=27/cos312.205°=28.915ZV4=Z4/cos3=74/cos312.205°=79.248②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan12.205°×cos20.482°)=11.455°當(dāng)量齒輪重合度：v=/cos2b=1.661/cos211.455°=1.729軸面重合度：=φdz3tan/π=1×27×tan12.205°/π=1.859重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.729=0.684③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)=1-1.859×eq\f(12.205,120)=0.811④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.54YFa2=2.24YSa1=1.63YSa2=1.77⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4根據(jù)KH=1.452，結(jié)合b/h=12.3查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.4×1.422=2.09⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.4)=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×2.09×56.35×2.54×1.63×0.684×0.811cos\s(\s(2))12.205°,1×3\s(\s(3))×27\s(\s(2)))=26.257MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×2.09×56.35×2.24×1.77×0.684×0.811cos\s(\s(2))12.205°,1×3\s(\s(3))×27\s(\s(2)))=25.144MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z3=27、z4=74，模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，螺旋角=12.205°=12°12′18″，中心距a=155mm，齒寬b3=88mm、b4=83mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2774螺旋角β左12°12′18″右12°12′18″齒寬b88mm83mm分度圓直徑d82.871mm227.128mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha88.871mm233.128mm齒根圓直徑dfd-2×hf75.371mm219.628mm第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=1.61KWn1=940r/minT1=16.39Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1=54.622mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×16.39×1000,54.622)=600.1NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=600.1×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos17.833\s(\s(\s(0))))=229.4NFa=Fttan=600.1×tan17.8330=192.9N3.初步確定軸的最小直徑先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)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(1.61,940))=13.4mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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Tca=KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT1=1.3×16.39=21.3Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為16mm故取d12=16mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為30mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿(mǎn)足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=21mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=30mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=28mm。2）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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=21mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T=25×52×15mm，故d34=d78=25mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=15+15=30mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=31mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=60mm，d56=d1=54.622mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，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，已知低速小齒輪的寬度b3=88mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=88+12+16+8-15=109mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a=12.7mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(60/2+30+109-12.7)mm=156.3mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(60/2+9+30-12.7)mm=56.3mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(600.1×56.3,156.3+56.3)=158.9NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(600.1×156.3,156.3+56.3)=441.2N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad1/2,L2+L3)=eq\f(229.4×56.3+192.9×54.622/2,156.3+56.3)=85.5NFNV2=eq\f(Fad1/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(192.9×54.622/2-229.4×156.3,156.3+56.3)=-143.9N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=158.9×156.3Nmm=24836Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=85.5×156.3Nmm=13364NmmMV2=FNV2L3=-143.9×56.3Nmm=-8102Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=28203NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=26124Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(28203\s(2)+\b(0.6×16.39×1000)\s(2)),0.1×54.622\s(3))MPa=1.8MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=1.55KWn2=262.57r/minT2=56.35Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=195.378mm則:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×56.35×1000,195.378)=576.8NFr1=Ft1×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=576.8×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos17.833\s(\s(\s(0))))=220.5NFa1=Ft1tan=576.8×tan17.8330=185.5N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=82.871mm則:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×56.35×1000,82.871)=1359.9NFr2=Ft2×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=1359.9×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.205\s(\s(\s(0))))=506.4NFa2=Ft2tan=1359.9×tan12.2050=294N3.初步確定軸的最小直徑先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)表，取：A0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(1.55,262.57))=19.3mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=19.3mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7204C，其尺寸為d×D×T=20×47×14mm，故d12=d56=20mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=25mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=55mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=53mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=25mm查表，得R=1mm，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d34=31mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7204C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d23=25mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=88mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=86mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，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=14mm，則l12=T+Δ+s+2=14+16+8+2=40mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=14+8+16+2.5+2=42.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:根據(jù)7204C軸承查手冊(cè)得a=11.5mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(55/2-2+40-11.5)mm=54mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(55/2+14.5+88/2)mm=86mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(88/2+42.5+-11.5)mm=75mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3)=eq\f(576.8×(86+75)+1359.9×75,54+86+75)=906.3NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(576.8×54+1359.9×(54+86),54+86+75)=1030.4N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(220.5×(86+75)+185.5×195.378/2-506.4×75+294×82.871/2,54+86+75)=129.4NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(220.5×54-185.5×195.378/2-506.4×(54+86)-294×82.871/2,54+86+75)=-415.3N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=906.3×54Nmm=48940NmmMH2=FNH2L3=1030.4×75Nmm=77280Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=129.4×54Nmm=6988NmmMV2=FNV2L3=-415.3×75Nmm=-31148Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=49436NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=83321Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(49436\s(2)+\b(0.6×56.35×1000)\s(2)),0.1×25\s(3))MPa=38.3MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=1.49KWn3=95.48r/minT3=148.81Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4=227.128mm則:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×148.81×1000,227.128)=1310.4NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=1310.4×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.205\s(\s(\s(0))))=488NFa=Fttan=1310.4×tan12.2050=283.3N3.初步確定軸的最小直徑先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)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(1.49,95.48))=28mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT3=1.3×148.81=193.5Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT6型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm故取d12=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=37mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=42mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=60mm，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L略短一些，現(xiàn)取l12=58mm。2）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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=37mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×18mm，故d34=d78=40mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=18+15=33mm左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7208C型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=47mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=83mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=81mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=45mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d56=53mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，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)軸承的寬度T=18mm高速大齒輪輪轂寬度B2=55mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=55+12+5+2.5+16+8-12-15=71.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=18+8+16+2.5+2=46.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:根據(jù)7208C軸承查手冊(cè)得a=17mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(83/2+12+71.5+33-17)mm=141mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(83/2-2+46.5-17)mm=69mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(1310.4×69,141+69)=430.6NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(1310.4×141,141+69)=879.8N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad4/2,L2+L3)=eq\f(488×69+283.3×227.128/2,141+69)=313.5NFNV2=eq\f(Fad4/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(283.3×227.128/2-488×141,141+69)=-174.5N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=430.6×141Nmm=60715Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=313.5×141Nmm=44204NmmMV2=FNV2L3=-174.5×69Nmm=-12040Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=75102NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=61897Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(75102\s(2)+\b(0.6×148.81×1000)\s(2)),0.1×47\s(3))MPa=11.2MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=5mm×5mm×25mm，接觸長(zhǎng)度:l'=25-5=20mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×5×20×16×120/1000=48NmT≥T1，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。7.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l'=50-8=42mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×42×25×120/1000=220.5NmT≥T2，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l'=80-8=72mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×72×25×120/1000=378NmT≥T2，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。7.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-14=56mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×56×45×120/1000=680.4NmT≥T3，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l'=50-10=40mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×40×32×120/1000=307.2NmT≥T3，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。第八部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×3×8×300=72000h8.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×229.4+0×192.9=229.4N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=229.4×eq\r(3,\f(60×940,10\s(\s(6)))×72000)=3660N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr=12.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×940)\b(\f(12.8×1000,229.4))\s(\s(3))=3.08×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2中間軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×506.4+0×294=506.4N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=506.4×eq\r(3,\f(60×262.57,10\s(\s(6)))×72000)=5281N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7204C軸承，Cr=11.2KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×262.57)\b(\f(11.2×1000,506.4))\s(\s(3))=6.87×105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×488+0×283.3=488N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=488×eq\r(3,\f(60×95.48,10\s(\s(6)))×72000)=3633N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7208C軸承，Cr=26.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3)))=eq\f(10\s(\s(6)),60×95.48)\b(\f(26.8×1000,488))