減速器設計說明書--聯(lián)軸器-展開式二級斜齒圓柱.doc

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設計小結45參考文獻45一 設計任務書1.1設計題目 展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=3500N，速度v=1.25m/s，直徑D=450mm，每天工作小時數(shù)：24小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設計計算 6.傳動軸的設計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設計 9.聯(lián)軸器設計 10.潤滑密封設計 11.箱體結構設計二 傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。三 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3選擇電動機容量 工作機所需功率為Pw=FV1000=35001.251000=4.38kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=4.380.877=4.99kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.25450=53.08rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：840?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(840)53.08=425-2123r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機主要外形尺寸圖3-1 電動機中心高H外形尺寸LHD安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE鍵部位尺寸FG13251531521617812388010333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=96053.08=18.086 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.35ia=4.94 則低速級的傳動比i2=3.66 減速器總傳動比ib=i1i2=18.0804四 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)P0=4.99kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500004.99960=49640.1Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P01=4.990.99=4.94kWn=n0=960rpmT=9550000Pn=95500004.94960=49142.71Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P23=4.940.990.98=4.79kWn=ni1=9604.94=194.33rpmT=9550000Pn=95500004.79194.33=235395.98Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P23=4.790.990.98=4.65kWn=ni2=194.333.66=53.1rpmT=9550000Pn=95500004.6553.1=836299.44Nmm4.5工作機的參數(shù)P=P122w=4.650.990.990.990.97=4.38kWn=n=53.1rpmT=9550000Pn=95500004.3853.1=787740.11Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸9604.9949640.1高速軸9604.9449142.71中間軸194.334.79235395.98低速軸53.14.65836299.44工作機53.14.38787740.11五 減速器高速級齒輪傳動設計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20，初選螺旋角=13。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=23，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=234.94=114。5.2按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551064.94960=49142.71Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos23cos20.48323+21cos13=30.276at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos114cos20.483114+21cos13=22.923=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=23tan30.276-tan20.483+114tan22.923-tan20.4832=1.665=dz1tan=123tan13=1.69Z=4-31-+=4-1.66531-1.69+1.691.665=0.691 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13=0.987 計算接觸疲勞許用應力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=6096012425010=3.456109NL2=NL1u=3.4561094.94=6.996108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.959，KHN2=1.05 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9596001=575.4MPaH2=KHN2Hlim2S=1.055501=577.5MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=575.4MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.349142.7114.94+14.942.46189.80.6910.987575.42=36.102mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v=d1tn601000=36.102960601000=1.814 齒寬bb=dd1t=136.102=36.102mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.814m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.034 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=249142.7136.102=2722.437NKAFtb=12722.43736.102=75Nmm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.417 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0341.41.417=2.051 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=36.10232.0511.3=42.028mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=42.028cos1323=1.78mm，取mn=2mm。5.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2mn2cos=140.6mm，圓整為141mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.6871 =134113 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=232cos13.6871=47.344mmd2=z2mncos=1142cos13.6871=234.664mm (4)計算齒寬 b=dd1=47.34mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=23cos313.6871=25.076 大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=114cos313.6871=124.291 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.69，YFa2=2.132 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.575，YSa2=1.844 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.6871=20.536b=arctantancost=arctantan13.6871cos20.536=12.847v=cos2b=1.658cos212.847=1.744Y=0.25+0.75v=0.68 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-113.6871120=0.886 根據(jù)v=1.452m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.079 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4 由表10-4用插值法查得KH=1.417，結合b/h=10.491查圖10-13，得KF=1.078。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0791.41.078=1.628 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.877，KFN2=0.912 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.8775001.25=350.8MPaF2=KFN2Flim2S=0.9123801.25=277.25MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=67.186 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=64.29 MPa 100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.421 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0111.21.421=1.724 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=58.35231.7241.3=64.109mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=64.109cos1324=2.603mm，取mn=3mm。6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2mn2cos=173.96mm，圓整為174mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.0656 =13356 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=243cos13.0656=73.913mmd2=z2mncos=893cos13.0656=274.096mm (4)計算齒寬 b=dd1=73.91mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=24cos313.0656=25.965 大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=89cos313.0656=96.286 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.202 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.779 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.0656=20.488b=arctantancost=arctantan13.0656cos20.488=12.265v=cos2b=1.657cos212.265=1.735Y=0.25+0.75v=0.682 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-113.0656120=0.891 根據(jù)v=0.497m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.421，結合b/h=10.947查圖10-13，得KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.061.21.079=1.372 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.912，KFN2=0.918 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9125001.25=364.8MPaF2=KFN2Flim2S=0.9183801.25=279.07MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=79.087 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=74.496 MPa F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=79.91mm da2=d2+2ha=280.1mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=66.41mm df2=d2-2hf=266.6mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左13356右13356齒數(shù)z2489齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d73.913274.096齒頂圓直徑da79.91280.1齒根圓直徑df66.41266.6齒寬B8075中心距a174174圖6-1 低速級大齒輪結構圖七 軸的設計7.1高速軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=4.94kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=49142.71Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用40Cr調(diào)質(zhì)，許用彎曲應力為=70MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11234.94960=19.34mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0519.34=20.31mm 查表可知標準軸孔直徑為22mm故取dmin=22 (4)確定軸的直徑和長度圖7-1 高速軸示意圖 1)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)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=63.89Nmm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB T4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為22mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 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，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 27 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7206AC，其尺寸為dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手冊上查得7206AC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 = 55 mm，d56 = 51.34 mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=80mm，則l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑2227303651.343630長度526328100.555828 (5)軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=249142.7147.344=2075.985N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=2075.985tan20cos13.6871=777.681N 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tan=2075.985tan13.6871=506N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=107.7mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=137.3mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=44.8mm 計算支承反力 在水平面上為FNH1=-Fr1l3-Fa1d12l2+l3=777.68144.8-50647.3442137.3+44.8=-125.55NFNH2=-FNH1-Fr1=-125.55-777.681=-652.13N 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為FNV1=Ft1l3l2+l3=2075.98544.8137.3+44.8=510.73NFNV2=Ft1-FNV1=2075.985-510.73=1565.255N 軸承1的總支承反力為R1=FNH12+FNV12=-125.552+510.732=525.94N 軸承2的總支承反力為R2=FNH22+FNV22=-652.132+1565.2552=1695.67N 1)彎矩計算 在水平面上，a-a剖面右側為MaH=FNH2l3=-652.1344.8Nmm=-29215.42Nmm a-a剖面左側為MaH=MaH-Fa1d12=-29215.42Nmm-50647.3442Nmm=-17237.39Nmm 在垂直平面上為MaV=-FNV1l2=-510.73137.3Nmm=-70123.23NmmMbV=0Nmm 合成彎矩，a-a剖面左側為Ma=MaH2+MaV2=-17237.392+-70123.232=72210.77Nmm a-a剖面右側為Ma=MaH2+MaV2=-29215.422+-70123.232=75965.84Nmm 2)轉(zhuǎn)矩T1=49142.71Nmm 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因a-a右側彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a右側為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=9156.24mm3 最大彎曲應力為=MW=16.59MPa 剪切應力為=TWT=5.37MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+42=17.8MPa 查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=70MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=194.33r/min；功率P=4.79kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=235395.98Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA03Pn=11534.79194.33=33.47mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=35mm (4)確定軸的直徑和長度圖7-3 中間軸示意圖 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，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 33.47 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7207AC，其尺寸為dDB = 357217mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 40 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b2 = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 50 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)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b3= 80 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 = 78 mm，d23=40mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =50mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取l45=48mm，d45=40mm。 5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=B+2+2=17+10+12.5+2= 41.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑3540504035長度3978154841.5 (5)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2235395.98234.664=2006.239N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tancos=2006.239tan20cos13.6871=751.554N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tan=2006.239tan13.6871=489N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2Td3=2235395.9873.913=6369.542N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=6369.542tan20cos13.0656=2379.936N 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tan=6369.542tan13.0656=1478N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=57mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=80mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=44.5mm 計算支承反力 在水平面上為FNH1=Fr2l3-Fr3l2+l3-Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=751.55444.5-2379.93680+44.5-489234.6642-147873.913257+80+44.5=-2065.32NFNH2=Fr2-FNH1-Fr3=751.554-2065.32-2379.936=436.94N 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為FNV1=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=6369.542 80 +44.5+2006.23944.557 + 80 +44.5=4861.08NFNV2=Ft3+Ft2-FNV1=6369.542+2006.239-4861.08=3514.7N 軸承1的總支承反力為FN1=FNH12+FNV12=-2065.322+4861.082=5281.63N 軸承2的總支承反力為FN2=FNH22+FNV22=436.942+3514.72=3541.76N 1)計算彎矩 在水平面上，a-a剖面左側為MaH=FNH1l1=-2065.3257Nmm=-117723.24Nmm a-a剖面右側為MaH=MaH+Fa3d32=-117723.24Nmm+147873.9132Nmm=-63101.53Nmm b-b剖面右側為MbH=FNH2l3=-436.9444.5Nmm=19443.83NmmMbH=MbH-Fa2d22=19443.83Nmm-489234.6642Nmm=19443.83Nmm 在垂直平面上為MaV=FNV1l1=4861.0857Nmm=277081.56NmmMbV=FNV2l3=3514.744.5Nmm=156404.15NmmNmm 合成彎矩，a-a剖面左側為Ma=MaH2+MaV2=-117723.242+277081.562Nmm=301053.07Nmm a-a剖面右側為Ma=MaH2+MaV2=-63101.532+277081.562Nmm=284175.99Nmm b-b剖面左側為Mb=MbH2+MbV2=-37931.522+156404.152Nmm=160938.06Nmm b-b剖面右側為Mb=MbH2+MbV2=19443.832+156404.152Nmm=157608.12Nmm 2)轉(zhuǎn)矩 T2=235395.98Nmm圖7-4 中間軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因a-a左側彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a左側為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=50332=12265.62mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=24531.25mm3 最大彎曲應力為=MW=24.54MPa 剪切應力為=TWT=9.6MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+42=27.11MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。7.3低速軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=53.1r/min；功率P=4.65kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=836299.44Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11234.6553.1=49.74mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0749.74=53.22mm 查表可知標準軸孔直徑為55mm故取dmin=55 (4)確定軸的直徑和長度圖7-5 低速軸示意圖 1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=