展開式二級斜齒輪減速器說明書

1、43機械設計課程設計計算說明書設計題目: 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器機械設計制造及其自動化 專業(yè) 20130719班設計者：唐藝鵬學號：2013071913指導教師：李立全 2016 年 1 月 3 日（ 哈爾濱工程大學機電工程學院）目錄一設計任務書及其傳動方案的擬定2二傳動方案的擬訂及說明4三.齒輪設計計算8四.軸的設計計算與校核16五. 軸、軸承、鍵的校核22六. 聯(lián)軸器的選擇35七. 減速器附件選擇及箱體的設計36八. 潤滑與密封39九. 設計心得與體會40十. 參考資料41十一. 致謝42一、設計任務書及其傳動方案的擬定（一）課程目的：1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和

2、其它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。（二）題目：題目：設計帶式運輸機傳動裝置的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器，如圖所示：1電動機 2聯(lián)軸器 3減速器 4聯(lián)軸器 5輸送帶 設計基礎數(shù)據(jù)如下：1、已知數(shù)據(jù)工作情況載荷平穩(wěn)輸送帶牽引力F/N3200運輸帶速度V（m/s）0.6滾筒直徑D/(mm)3002、工作條件 帶式輸送機用于鍋爐房送煤；三班制工作；每班工作8小時，常溫下連續(xù)

3、、單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；輸送帶滾輪效率為0.97。3、使用期限及檢修間隔 使用期限為12年；檢修間隔為3年。4、 生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件小批量生產(chǎn)（5臺），無鑄鋼設備。5、要求完成工作量1.減速器裝配圖一張(A0)。2.設計說明書一份。3.零件圖一張。4.草圖一張。（三）設計內(nèi)容：1.電動機的選擇與運動參數(shù)設計計算；2.斜齒輪傳動設計計算；3.軸的設計；4. 裝配草圖的繪制5.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6.滾動軸承的選擇；7.裝配圖、零件圖的繪制；8.設計計算說明書的編寫。（四）設計進度：1、 第一階段： 總體計算和傳動件參數(shù)計算。 2、 第二階段： 軸與軸系零件的設計。3、 第三階段： 軸、軸承、聯(lián)

4、軸器、鍵的校核及草圖繪制。4、 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。二、傳動方案的擬訂及說明計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果一：傳動方案的總體設計（一）對給定傳動方案分析論證總體布置見任務書工作情況：工作有輕震，經(jīng)常滿載，空載啟動，單向運動。（二）選擇電動機 選擇電動機的類型 按工作條件和要求選用 Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 選擇電動機型號1）工作機有效功率為：Pw=FV1000=32000.61000=1.92 KW 2）傳動裝置總效率電動機到工作傳輸帶間的總效率為：=1224324 1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒傳動的效率。取1=

5、0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96則： =0.8173） 所需電動機功率電動機所需的工作功率為：Pd=Pw = 1.920.817KW=2.35KW4）確定電動機額定功率所以應選額定功率大于2.35kW的電機。計算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍并選擇電動機型號二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840。工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： nw=601000vD=6010000.63.14300=38.2r/min電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=inw=(840)38.2=(305.61528)r/min選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動機。由電機產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選電動機型號為： Y132S-6電動機的技

6、術(shù)數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸由表145、表146查出Y132S2-6型電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。1) 外形、安裝尺寸尺寸D=38mm，中心高度H=132mm，軸伸長E=80mm。2）技術(shù)數(shù)據(jù)型號額定功率轉(zhuǎn)速r/min電流/A效率/%功率因數(shù)額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kgY132S2-639607.23830.762.063（三）計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比傳動裝置的總傳動比i=ndnw = 96036.2 = 25.13分配各級傳動比因為是展開式二級齒輪傳動，故，現(xiàn)取1.4，則則低速級齒輪傳動比為:傳動裝置中個軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）：減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸

7、為III 軸， 各軸的輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即； ； ； 卷筒機P卷 =2.100.980.99=2.04KW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW)匯總?cè)缦卤恚喉椖侩妱訖C軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）960960161.938.238.2功率（kW）2.352.332.212.102.04轉(zhuǎn)矩（Nm）23377.623143.8130463.1525837.3510167.3傳動比15.934.24 Pw=1.92KWPd=2.35KWnw=38.2r/min 電動機型號：Y132S-6=5.93=4.24三.齒輪設計計算計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果

8、（一）高速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)1)按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)，表面淬火），硬度為4855HRC； 選擇大齒輪材料為45鋼（正火，表面淬火），硬度為4050HRC。4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i=204.24=84.8， 選Z4=85.5)初選螺旋角=14.按彎曲疲勞強度計算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF1） 初選各參數(shù)值初選載荷系數(shù) Kt=1.4,由表7-5，由于齒輪相對于軸承為非對稱布置，且齒輪為硬齒面齒輪，故齒寬系數(shù) d=0.5.由表7-6得，彈

9、性影響系數(shù)端面重合度=1.88-3.21Z3+1Z4cos =1.88-3.2120+185cos14 =1.688 彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，F(xiàn)lim3=710MPa； Flim4=710MPa. 應力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N3=60161.9336524=2.55108 大齒輪: N4=6038.2336524=6.02107 則YN3=0.9， 則YN4=0.92 取安全系數(shù)SF =1.25 F3 =Flim3YN3SF =511.2MPa F4 =Flim4YN4SF =522.

10、56MPa 齒形系數(shù)YF及應力校正系數(shù)YS的選取 計算當量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF3=2.756 ，YS3=1.569; YF4=2.194 , YS4=1.783 螺旋角系數(shù)Y的選取 =0.318dZ1tan =0.3180.520tan14=0.79 Y由圖7-14選為0.91 試算YFYSF YF3YS3F3=2.7561.569511.2=0.008 YF4YS4F4=2.1941.783522.56=0.007 代入較大值YFYSF=0.0082）確定傳動尺寸mn321.4130463.1cos3140.52021.688算得mn1.93 考慮到接觸疲勞強度，選mn=3 確定大小

11、齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cos =320cos14 =61.8mm d4=mnz4cos = 385cos14 =262.8mm 確定大小齒輪齒寬 b=dd3=0.561.8=30.9mm 取小齒輪齒寬b3=39mm 大齒輪齒寬b4=34mm 載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1齒輪圓周速度V=dn601000=61.8161.9601000=0.52m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.1 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)K=1.4 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)K=1.06. 故動載系數(shù)K=KAKvKK=1.63 模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =2.0731.631

12、.4 =2.17 仍取mn=3 中心距： 圓整為a=162mm 則=13.97 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計算大小齒輪分度圓直徑： d3=mnz3cos = 320cos13.97 = 61.8mm d4= mnz4cos = 385cos13.97 = 262.8mm校核齒根接觸疲勞強度H=ZEZHKFtbd1u+1uH1） 許用接觸應力的計算彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=1 ZN4=1.07(允許局部點蝕) 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 彎曲疲勞強度極限由圖7-16得，Hlim3=950MPa； Hlim4=950MPa. 安全系數(shù)SH=1 H3 =Hlim3Z

13、N3SH = 950MPa H4 =Hlim4ZN4SH = 988MPa u=4.242） 齒根接觸疲勞強度計算H3=189.82.431.632130463.13461.861.81.6884.24+14.24 =714MPa950MPaH4=189.82.431.632130463.134262.861.81.6884.24+14.24 =346Pa988MPa故齒根接觸疲勞強度滿足。結(jié)構(gòu)設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。小齒輪可采用實心式.。高速軸齒輪參數(shù)匯總齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr45齒數(shù)2085直徑/mm61.8262.8螺旋

14、角/13.97齒寬/mm3934模數(shù)3Z3=20Z4=85=1.688YN3=0.9YN4=0.92YF3=2.756 YS3=1.569YF4=2.194 YS4=1.783mn=3a=162mm=13.97d3=61.8mmd4=262.8mm計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果（二）低速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)1)按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)，表面淬火），硬度為4855HRC； 選擇大齒輪材料為45鋼（正火，表面淬火），硬度為4050HRC。4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i

15、=195.93=112.67， 選Z2=1135)初選螺旋角=15.按彎曲疲勞強度計算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF2） 初選各參數(shù)值初選載荷系數(shù) Kt=1.4,由表7-5，由于齒輪相對于軸承為非對稱布置，且齒輪為硬齒面齒輪，故齒寬系數(shù) d=0.5.由表7-6得，彈性影響系數(shù)端面重合度=1.88-3.21Z1+1Z2cos =1.88-3.2119+1113cos15 =1.683 彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，F(xiàn)lim1=710MPa； Flim2=710MPa. 應力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h

16、） 小齒輪:N1=60960336524=1.511010 大齒輪: N2=60960336524=2.55109 則YN1=0.82， 則YN2=0.85 取安全系數(shù)SF =1.25 F1 =Flim1YN1SF =466MPa F2 =Flim2YN2SF =483MPa 齒形系數(shù)YF及應力校正系數(shù)YS的選取 計算當量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF1=2.76 ，YS1=1.56; YF2=2.16 , YS2=1.81 螺旋角系數(shù)Y的選取 =0.318dZ1tan =0.3180.519tan15=1.28 Y由圖7-14選為0.809 試算YFYSF YF1YS1F1=2.761.564

17、66=0.00924 YF2YS2F2=2.161.81483=0.00809 代入較大值YFYSF=0.009242）確定傳動尺寸mn321.423143.8cos3150.51921.6830.00924算得mn1.21 考慮到接觸疲勞強度，選mn=2 確定大小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1cos =219cos15=39.3mm d2=mnz2cos =2113cos15=234mm 確定大小齒輪齒寬 b=dd1=0.539.3=19.65mm 取小齒輪齒寬b1=29mm 大齒輪齒寬b2=24mm 載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1齒輪圓周速度V=dn601000=39.396

18、0601000=1.97m/s由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.13 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)K=1.4 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)K=1.06. 故動載系數(shù)K=KAKvKK=1.68 模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =1.2131.681.4 =1.29 仍取mn=2 中心距： 圓整為a=137mm 則=15.5 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計算大小齒輪分度圓直徑： d1=mnz1cos =219cos15.5=39.4mm d2=mnz2cos =2113cos15.5=234.5mm校核齒根接觸疲勞強度H=ZEZHKFtbd1u+1uH1)許用接觸應力的計算彈性影響

19、系數(shù) 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.42 由圖7-19選ZN1=0.8 ZN2=0.87 (允許局部點蝕) 彎曲疲勞強度極限由圖7-16得，Hlim1=950MPa； Hlim2=950MPa. 安全系數(shù)SH=1 H1 =Hlim1ZN1SH =760MPa H2 =Hlim2ZN2SH =827MPa u=5.932)齒根接觸疲勞強度計算H1=189.82.421.68223143.82439.439.41.6835.93+15.93 =555.2MPa760MPaH2=189.82.431.68223143.82439.4234.51.6835.93+15.93 =227.6MPa

20、827MPa故齒根接觸疲勞強度滿足。結(jié)構(gòu)設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。高速軸齒輪參數(shù)匯總齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr45齒數(shù)19113直徑/mm39.4234.5螺旋角/15.5齒寬/mm2924模數(shù)2Z1=19Z2=113=1.683YN1=0.82YN2=0.85YF1=2.76 YS1=1.56YF2=2.16 YS2=1.81mn=2a=137mm=15.5d1=39.4mmd2=234.5mm四.軸的設計計算與校核計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果（一） 高速軸結(jié)構(gòu)設計1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（r/

21、min）高速軸功率（kw）轉(zhuǎn)矩T（）9602.3323143.82）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=106，于是得： 軸上有兩個鍵槽，則dmin=1.1dmint=15.6mm3） 軸的結(jié)構(gòu)設計注：本設計中定位軸肩直徑為d=d1+(0.07d10.1d1) 軸環(huán)的寬度l=1.4h(h為軸肩得而高度)，以下只寫明計算結(jié)果。 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖I II III IV V VI VII 高速軸零件裝配方案圖b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度各段直徑的確定： -：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器： 計算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.523.4=3

22、5.1(Nm)又電機輸出軸直徑D=38mm,選擇LX2型聯(lián)軸器ZC3860JB3052GBT 5014-2003，故選擇高速軸外伸端直徑選為20mm。由半聯(lián)軸器長度L=52mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為50mm.-：考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，此處有一定位軸環(huán)，所以該段直徑選為24mm。-：該段軸要安裝軸承端蓋，即該段直徑定為22mm。-：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，根據(jù)安裝方便和軸承內(nèi)徑的要求，確定安裝處的軸徑為25mm，初選深溝球軸承6203，基本尺寸dDB=255215 在軸承后面加一擋油環(huán)起到固定軸承與齒輪的作用，并且保證軸承良好的脂潤滑。 考慮到齒輪與箱壁的距離

23、為10.5mm，軸承與箱壁的距離為9mm，此段長度選為32.5mm-：這一段有一定位軸肩，直徑選為30mm-：這一段為齒輪軸軸段。軸段與齒輪齒頂圓同高。-：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，同-。各段長度的確定： -：由半聯(lián)軸器長度L=52mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為50mm.-：軸環(huán)寬度根據(jù)規(guī)定L=1.4h（h為軸肩高度），軸環(huán)長度為3mm.-: 考慮到齒輪與箱壁的距離為10.5mm，軸承與箱壁的距離為9mm，此段長度選為32.5mm-：由齒輪的齒寬為29mm,此段長度為29mm。-：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，綜合軸承齒輪與箱壁的距離，該段長度選為34.5mm。軸段-直徑

24、202422253043.325長度5034632.5432934.5配合聯(lián)軸器無軸承蓋軸承、擋油環(huán)無齒輪軸軸承、擋油環(huán)高速軸各段參數(shù)匯總表（二） 中間軸結(jié)構(gòu)設計1）中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（r/min）高速軸功率（kw）轉(zhuǎn)矩T（）161.92.21130463.12）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=112，于是得： 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設計 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-&-：用于安裝軸承，查表11-2，選取6406型向心球軸承，基本尺寸為基本尺寸dDB=35

25、9023，則這兩段軸直徑為30mm，長度為23mm。-：用于安裝擋油環(huán)，固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為39mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為22.5mm。-：這一段與齒輪配合，直徑為42mm，長度比齒輪齒寬24mm短2mm，故這一段長度為22mm。-：定位軸環(huán)。直徑選為49mm，長度為5mm。-：與齒輪配合，直徑為42mm，長度比齒輪齒寬39mm短3mm，這一段長度為36mm。-：用于安裝擋油環(huán)，固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為39mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為22mm。中速軸各段參數(shù)匯總表 軸段-直徑30394249423930長度232

26、2.5225362223配合軸承擋油環(huán)齒輪無齒輪擋油環(huán)軸承 （三） 低速軸結(jié)構(gòu)設計1）低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（r/min）高速軸功率（kw）轉(zhuǎn)矩T（）38.22.10525837.32）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=110，于是得： 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設計 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器： 計算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.5525.8=788.7(Nm)查表12-4得,選擇GY7/GYS7 JJ1型聯(lián)軸器J48173J155219GB

27、/T 5843-2003，故選擇低速軸外伸端直徑選為48mm。由半聯(lián)軸器長度L=173mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為170mm.-：該段軸與軸承端蓋配合，且左端定位軸肩起到固定聯(lián)軸器的作用。該段直徑定為55mm，長度為40mm。-：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，根據(jù)安裝方便和軸承內(nèi)徑的要求，確定安裝處的軸徑為65mm，初選深溝球軸承6213，基本尺寸dDB=6512023 ，故直徑選為65mm。長度為48mm。-：該軸段不與其他零件配合，左端定位軸肩起到固定擋油環(huán)位置的作用。該軸段的直徑為72mm，長度為21mm。-：這一段為軸環(huán)，直徑選為82mm，長度為7mm，右端起到固

28、定齒輪軸向位置的作用。-：這一段與齒輪配合，直徑為72mm，長度比齒輪齒寬34mm短2mm，故這一段長度為32mm。-：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，根據(jù)安裝方便和軸承內(nèi)徑的要求，確定安裝處的軸徑為65mm，初選深溝球軸承6213，基本尺寸dDB=6512023 ，故直徑選為65mm。在軸承后面加一擋油環(huán)起到固定軸承與齒輪的作用，并且保證軸承良好的脂潤滑。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為46.5mm。軸段-直徑48556572827265長度17040482173246.5配合聯(lián)軸器軸承蓋軸承、擋油環(huán)無無齒輪軸軸承、擋油環(huán)低速軸各段參數(shù)匯總表選擇LX2型聯(lián)軸器ZC3860JB3

29、052GBT 5014-2003五. 軸、軸承、鍵的校核計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果（一）高速軸及其軸承、鍵的校核1）齒輪受力分析2)V面上受力分析MA=0: -Fad2+FrL1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fad2-FrL1+RVAL1+L2=0得：RVA=174.4N RVB=49.73N3)H面上受力分析RHA=FtL2L1+L2=395.7NRHB=FtL1L1+L2=199.1N4)彎矩計算此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 =0.585）受力分析及其彎矩圖 A C B根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為齒輪中心面。6）按彎扭合成強度校核根據(jù)

30、表9-4，查得40Cr鋼：+1b=270MPa0b=130MPa-1b=75MPap=800Mpa =0.58則齒輪處的軸徑： d3Me0.1-1b=322.410000.175=14.4mm43.3mm故軸徑滿足強度要求。7）軸承壽命的校核軸承A：6205 軸承B：6205此處只需對軸承A進行強度校核。根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為： ；靜載荷為：此處iFac0r=0.02 故取e=0.203.取X=0.56, Y=2.2 C=P360Ln106a1=0.5923603243659601061=6.8KNCr故軸承壽命符合要求。8)鍵校核同聯(lián)軸器相連的鍵校核：(1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采

31、用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=20mm和軸段長為50mm以及半聯(lián)軸器的長度L=52mm，選取鍵尺寸為：鍵的公稱尺寸鍵寬b/mm鍵高h/mm鍵長L/mm6648 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=23143.8Nmm，軸的直徑d=20mm 鍵的工作長度l=L-b=48-6=42mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm 則該鍵的強度符合要求。（二）低速軸及其軸承、鍵的校核1）齒輪受力分析2 )V面上受力分析MA=0: -Fad2+FrL1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fad2-FrL1+RVAL1+L2=0得：RVA=1.9

32、3KN RVC=-0.43KN3） H面受力分析RHA=FtL2L1+L2=2.48KNRHC=FtL1L1+L2=1.52KN4)彎矩計算此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 =0.585）受力分析及其彎矩圖根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為B截面。6）按彎扭合成強度校核根據(jù)表9-4，查得45鋼：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在B截面處：由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為：故軸徑滿足強度要求。7）軸承壽命的校核 軸承A：6213 軸承C：6213此處只需對軸承C進行強度校核。根據(jù)軸承型號取軸承

33、基本額定動載荷為： ；靜載荷為：此處iFac0r=0.025 故取e=0.195.取X=0.56, Y=2.06 C=P360Ln106a1=3.8236032436538.21061=14.97KNCr故軸承壽命符合要求。8)鍵校核同齒輪相連的鍵校核：(1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=72mm和輪轂長為32mm和，選取雙鍵尺寸為：鍵的公稱尺寸鍵寬b/mm鍵高h/mm鍵長L/mm12831.5(2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3Nmm，軸的直徑d=72mm 鍵的工作長度l=L-b=31-8=23mm 鍵與半聯(lián)

34、軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm 則該鍵的強度符合要求。同聯(lián)軸器相連的鍵校核：(1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=55mm和軸段長為170mm以及半聯(lián)軸器的長度L=173mm，選取鍵尺寸為：鍵的公稱尺寸鍵寬b/mm鍵高h/mm鍵長L/mm149150(2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3Nmm，軸的直徑d=55mm 鍵的工作長度l=L-b=150-14=136mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.59=4.5mm 則該鍵的強度符合要求。(三)中間軸及其軸承、鍵的校核中間軸上有大齒輪2以及小

35、齒輪31）齒輪受力分析 齒輪2：齒輪3：2) V面上受力分析 MA=0: Fa2d22+Fr2L1-Fa3d32+Fr3 (L1+L2)-RVBL1+L2+L3=0MB=0: Fa2d22-Fr3 L3-Fa3d32+Fr3 (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0得：RVA=0.86KN RVC=1.14KN3）H面受力分析MA=0: Ft2L1+Ft3(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3L3-Ft2(L3+L2)- RHAL1+L2+L3=0)得：RHA=-2.34KNRHB=-3KN彎矩計算此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條

36、件，取 =0.584）受力分析及其彎矩圖根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為C、D截面。5）按彎扭合成強度校核根據(jù)表9-4，查得45鋼：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在D截面處：由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為：故軸徑滿足強度要求。在C截面處：由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為：故軸徑滿足強度要求。6）軸承壽命的校核 軸承A：6406 軸承B：6406此處只需對軸承B進行強度校核。根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為： ；靜載荷為：此處iFac0r=0.031 故取e=0.262.取X=0.56, Y=1.96 C=P360L

37、n106a1=3.27360324365161.91061=20.7KNCr故軸承壽命符合要求。7)鍵校核同齒輪3相連的鍵校核：(1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=42mm和輪轂長為36mm，選取雙鍵尺寸為：鍵的公稱尺寸鍵寬b/mm鍵高h/mm鍵長L/mm10828 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=130463.1Nmm，軸的直徑d=42mm 鍵的工作長度l=L-b=28-10=18mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm 則該鍵的強度符合要求。同齒輪2相連的鍵校核：(1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=42mm和輪轂長為22mm和，選取