二級斜齒出入聯軸器

1、機械設計減速器設計說明書目 錄第一部分 設計任務書.4第二部分 傳動裝置總體設計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.7第五部分 齒輪傳動的設計.8 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算.8 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算.15第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計.23 6.1 輸入軸的設計.23 6.2 中間軸的設計.27 6.3 輸出軸的設計.33第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算.40 7.1 輸入軸鍵選擇與校核.40 7.2 中間軸鍵選擇與校核.40 7.3 輸出軸鍵選擇與校核

2、.40第八部分 軸承的選擇及校核計算.41 8.1 輸入軸的軸承計算與校核.41 8.2 中間軸的軸承計算與校核.42 8.3 輸出軸的軸承計算與校核.42第九部分 聯軸器的選擇.43 9.1 輸入軸處聯軸器.43 9.2 輸出軸處聯軸器.44第十部分 減速器的潤滑和密封.44 10.1 減速器的潤滑.44 10.2 減速器的密封.45第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸.46設計小結.48參考文獻.49第一部分 設計任務書一、初始數據 設計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數據F = 3300 N，V = 1.2m/s，D = 350mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（3.2小

3、時/班）：3班制，每年工作天數：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計10. 聯軸器設計第二部分 傳動裝置總體設計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：選擇電動機-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。二. 計算傳動裝置總效率ha=h1

4、3h22h32h4=0.993×0.972×0.992×0.96=0.859h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.2m/s工作機的功率pw:pw= 3.96 KW電動機所需工作功率為:pd= 4.61 KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為:n = 65.5 r/min 經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i=840，則總傳動比合理范圍為ia=840，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×65.5

5、= 5242620r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置

6、總傳動比為:ia=nm/n=960/65.5=14.66（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.35第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速:輸入軸：nI = nm = 960 = 960 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 960/4.37 = 219.68 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 219.68/3.35 = 65.58 r/min工作機軸：nIV = nIII = 65.58 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h3 = 4.61×

7、;0.99 = 4.56 KW中間軸：PII = PI×h1×h2 = 4.56×0.99×0.97 = 4.38 KW輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 4.38×0.99×0.97 = 4.21 KW工作機軸：PIV = PIII×h1×h3 = 4.21×0.99×0.99 = 4.13 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 4.51 KW中間軸：PII' = PII×0.99 = 4.34 KW中

8、間軸：PIII' = PIII×0.99 = 4.17 KW工作機軸：PIV' = PIV×0.99 = 4.09 KW(3)各軸輸入轉矩:輸入軸：TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉矩:Td = = 45.86 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×h3 = 45.86×0.99 = 45.4 Nm中間軸：TII = TI×i12×h1×h2 = 45.4×4.37×0.99×0.97 = 190.52 Nm輸出軸：TIII = TII×i23×h

9、1×h2 = 190.52×3.35×0.99×0.97 = 612.9 Nm工作機軸：TIV = TIII×h1×h3 = 612.9×0.99×0.99 = 600.7 Nm 輸出轉矩為：輸入軸：TI' = TI×0.99 = 44.95 Nm中間軸：TII' = TII×0.99 = 188.61 Nm輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 606.77 Nm工作機軸：TIV' = TIV×0.99 = 594.69 Nm第五部分

10、 齒輪傳動的設計5.1 高速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數z1 = 25，大齒輪齒數z2 = 25×4.37 = 109.25，取z2= 109。（4）初選螺旋角b = 14°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉矩T1 = 45.4 N/m選取齒寬系數d =

11、 1。由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°) = 29.683°aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arc

12、cos109×cos20.561°/(109+2×1×cos14°) = 23.088°端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 25×(tan29.683°-tan20.561°)+109×(tan23.088°-tan20.561°)/2 = 1.663軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 1×25×tan(14°)/ = 1.984重合度系數：Ze = = = 0.653由式

13、可得螺旋角系數Zb = = = 0.985計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環(huán)次數：小齒輪應力循環(huán)次數：N1 = 60nkth = 60×960×1×10×300×3×3.2 = 1.66×109大齒輪應力循環(huán)次數：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/4.37 = 3.8×108查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。取失效概率為1%,安全系數S=1

14、,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 495 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 = 495 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 40.135 mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv = = = 2.02 m/s齒寬bb = = = 40.135 mm2）計算實際載荷系數KH由表查得使用系數KA = 1。根據v = 2.02 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.12。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×45.4/40.135 = 2

15、262.365 NKAFt1/b = 1×2262.365/40.135 = 56.37 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.45。則載荷系數為：KH = KAKVKHaKHb = 1×1.12×1.4×1.45 = 2.2743）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d1 = = 40.135× = 45.125 mm及相應的齒輪模數mn = d1cosb/z1 = 45.125×cos14°/25 = 1.751

16、mm模數取為標準值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a = = = 138.098 mm中心距圓整為a = 140 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 16.844°即：b = 16°5038（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 52.239 mmd2 = = = 227.762 mm（4）計算齒輪寬度b = sd×d1 = 1×52.239 = 52.239 mm取b2 = 53 mm、b1 = 58 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1）確定公式中各參數值計算當量齒數Z

17、V1 = Z1/cos3b = 25/cos316.844° = 28.511ZV2 = Z2/cos3b = 109/cos316.844° = 124.308計算彎曲疲勞強度的重合度系數Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan16.844°×cos20.561°) = 15.827°當量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.663/cos215.827°= 1.796軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 1×25×tan16.844&#

18、176;/ = 2.409重合度系數：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.796 = 0.668計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YbYb = 1-eb = 1-2.409× = 0.662由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.4根據KHb = 1.45，結合b/h = 11.78查圖得KFb = 1.42則載荷系數為KF = KAKvKFaKFb = 1×1.12×1.4×1.

19、42 = 2.227計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系數S=1.4，得sF1 = = = 300 MPasF2 = = = 233.43 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 67.833 MPa sF1sF2 = = = 65.063 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設計結論 齒數z1 = 25、z2 = 109，模數m = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 16.8

20、44°= 16°5038，中心距a = 140 mm，齒寬b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。6.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z25109螺旋角左16°5038右16°5038齒寬b58mm53mm分度圓直徑d52.239mm227.762mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha56.239mm231.762mm

21、齒根圓直徑dfd-2×hf47.239mm222.762mm5.2 低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數z3 = 26，大齒輪齒數z4 = 26×3.35 = 87.1，取z4= 87。（4）初選螺旋角b = 13°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的

22、轉矩T2 = 190.52 N/m選取齒寬系數d = 1。由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482°aat1 = arccosz3cosat/(z3+2han*cosb) = arccos26×cos20.482°/(26+2×1×cos13°) = 29.379°aat2 = arccosz4

23、cosat/(z4+2han*cosb) = arccos87×cos20.482°/(87+2×1×cos13°) = 23.618°端面重合度：ea = z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)/2 = 26×(tan29.379°-tan20.482°)+87×(tan23.618°-tan20.482°)/2 = 1.666軸向重合度：eb = dz3tanb/ = 1×26×tan(13°)/ = 1.91

24、1重合度系數：Ze = = = 0.662由式可得螺旋角系數Zb = = = 0.987計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環(huán)次數：小齒輪應力循環(huán)次數：N3 = 60nkth = 60×219.68×1×10×300×1.2×8 = 3.8×108大齒輪應力循環(huán)次數：N4 = 60nkth = N1/u = 3.8×108/3.35 = 1.13×108查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.9、KHN

25、2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = = 540 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 65.842 mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv = = = 0.76 m/s齒寬bb = = = 65.842 mm2）計算實際載荷系數KH由表查得使用系數KA = 1。根據v = 0.76 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1 = 2T2/d1t = 2×

26、1000×190.52/65.842 = 5787.188 NKAFt1/b = 1×5787.188/65.842 = 87.9 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.458。則載荷系數為：KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.4×1.458 = 2.1433）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d1 = = 65.842× = 72.578 mm及相應的齒輪模數mn = d1cosb/z3 = 72.578&

27、#215;cos13°/26 = 2.72 mm模數取為標準值m = 3 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a = = = 173.954 mm中心距圓整為a = 175 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 14.41°即：b = 14°2436（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 80.531 mmd2 = = = 269.469 mm（4）計算齒輪寬度b = d×d1 = 1×80.531 = 80.531 mm取b2 = 81 mm、b1 = 86 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件

28、sF = sF1）確定公式中各參數值計算當量齒數ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos314.41° = 28.614ZV4 = Z4/cos3b = 87/cos314.41° = 95.747計算彎曲疲勞強度的重合度系數Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan14.41°×cos20.482°) = 13.534°當量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.666/cos213.534°= 1.762軸面重合度：eb = dz3tanb/ = 1×

29、;26×tan14.41°/ = 2.126重合度系數：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.762 = 0.676計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YbYb = 1-eb = 1-2.126× = 0.745由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.8計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.4根據KHb = 1.458，結合b/h = 12查圖得KFb = 1.428則載荷系數為KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05

30、×1.4×1.428 = 2.099計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.86、KFN2 = 0.89取安全系數S=1.4，得sF1 = = = 307.14 MPasF2 = = = 241.57 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 85.716 MPa sF1sF2 = = = 82.358 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設計結論 齒數z3 = 26、z4 = 87，模數m = 3 mm，壓力角a =

31、20°，螺旋角b = 14.41°= 14°2436，中心距a = 175 mm，齒寬b3 = 86 mm、b4 = 81 mm。6.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數m3mm3mm齒數z2687螺旋角左14°2436右14°2436齒寬b86mm81mm分度圓直徑d80.531mm269.469mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ham×ha3mm3mm齒根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2

32、15;ha86.531mm275.469mm齒根圓直徑dfd-2×hf73.031mm261.969mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計6.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1 = 4.56 KW n1 = 960 r/min T1 = 45.4 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 52.239 mm 則:Ft = = = 1738.2 NFr = Ft× = 1738.2× = 661 NFa = Fttanb = 1738.2×tan16.8440 = 526 N3.初步確定軸的最小

33、直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 18.8 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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Tca = KAT1，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT1 = 1.3×45.4 = 59 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT4型聯軸器。半聯軸器的孔徑為20 mm故取d12

34、= 20 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為38 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯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 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 36 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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d23 = 25 mm，由軸承產品目錄中選擇角接觸球

35、軸承7206C，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 58 mm，d56 = d1 = 52.239 mm 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯軸器右端面有一定距離，取l23 =

36、50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 86 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 86+12+16+8-15 = 107 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (58/2+31+107-14.2)mm = 152.8 mm 齒寬中點

37、距右支點距離L3 = (58/2+9+31-14.2)mm = 54.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 458.8 NFNH2 = = = 1279.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 240.7 NFNV2 = = = -420.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 458.8×152.8 Nmm = 70105 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 240.7×152.8 Nmm = 36779 NmmMV2 = FNV2L3 = -420.3

38、5;54.8 Nmm = -23032 Nmm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 = = 79167 NmmM2 = = 73791 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 5.9 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：

39、6.2 中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 4.38 KW n2 = 219.68 r/min T2 = 190.52 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 227.762 mm 則:Ft1 = = = 1673 NFr1 = Ft1× = 1673× = 636.2 NFa1 = Ft1tanb = 1673×tan16.8440 = 506.2 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 80.531 mm 則:Ft2 = = = 4731.6 NFr2 = Ft2× = 4731.6&

40、#215; = 1778 NFa2 = Ft2tanb = 4731.6×tan14.410 = 1215.1 N3.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，調質處理，根據表，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 29 mm4.軸的結構設計圖5.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。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時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dmin = 29 mm由軸承產品目錄中選取角接觸球軸承7206C，其尺寸為d&

41、#215;D×T = 30×62×16 mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 mm；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 = 53 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 51 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由

42、手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 mm。 4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 86 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 84 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 16 mm，則l12 = T+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mml67 = T2T+s+2.5+

43、2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (53/2-2+42-14.2)mm = 52.3 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (53/2+14.5+86/2)mm = 84 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (86/2+44.5+-14.2)mm = 73.3 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2910.3 NFNH2 = = = 3494.3 N

44、垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 364.1 NFNV2 = = = -1505.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2910.3×52.3 Nmm = 152209 NmmMH2 = FNH2L3 = 3494.3×73.3 Nmm = 256132 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 364.1×52.3 Nmm = 19042 NmmMV2 = FNV2L3 = -1505.9×73.3 Nmm = -110382 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩

45、圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 153395 NmmM2 = = 278905 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 44.6 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3 輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3P3 =

46、4.21 KW n3 = 65.58 r/min T3 = 612.9 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 269.469 mm 則:Ft = = = 4548.9 NFr = Ft× = 4548.9× = 1709.4 NFa = Fttanb = 4548.9×tan14.410 = 1168.2 N3.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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 44.8 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處

47、軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT3 = 1.3×612.9 = 796.8 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯軸器。半聯軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結構設計圖5.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，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-II

48、I段的直徑d23 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，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I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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d23 = 55 mm，由軸承產品目錄中選取角接觸球軸承7212C，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15

49、 = 37 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7212C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm；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 = 81 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 79 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。

50、4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 53 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 53+12+5+2.5+16+8-12-15 = 69.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度

51、。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據7212C軸承查手冊得a = 22.4 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (81/2+12+69.5+37-22.4)mm = 136.6 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (81/2-2+50.5-22.4)mm = 66.6 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1490.9 NFNH2 = = = 3058 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1334.9 NFNV2 = = = -374.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 149

52、0.9×136.6 Nmm = 203657 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1334.9×136.6 Nmm = 182347 NmmMV2 = FNV2L3 = -374.5×66.6 Nmm = -24942 Nmm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 = = 273362 NmmM2 = = 205179 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小

53、的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.9 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×2

54、0×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。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 = 10mm×8mm×45mm，接觸長度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 NmTT2，故鍵滿足強度要求。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 = 10mm×8mm×80mm，接觸長度:l' = 80-10 = 70 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×70×35×120/1000 = 588 NmTT2，故鍵滿足強度要求。7.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的