二級斜齒輸入聯(lián)軸器輸出開式齒輪F=5V=D=X

1、機械設計（論文）說明書題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器系別：XXX系專業(yè)：學生姓名：學號：指導教師：職稱：目錄第一部分課程設計任務書-3第二部分傳動裝置總體設計方案-3第三部分電動機的選擇-4第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分齒輪的設計-8第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計-17第七部分鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分減速器及其附件的設計-22第九部分潤滑與密封-24設計小結-25參考文獻-25第一部分課程設計任務書一、設計課題：設計兩級展開式圓柱齒輪減速器, 工作機效率為 0.96( 包括其支承軸承效率的損失 , 使用期限 6 年 (300 天/ 年),2 班制工作 , 運

2、輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流 , 電壓 380/220V。二.設計要求 :1. 減速器裝配圖一張。2. 繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3. 設計說明書一份。三.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. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯(lián)接設計8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計10. 聯(lián)軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案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：考慮到電

3、機轉速高，傳動功率大，將開式齒輪設置在低速級。其傳動方案如下：圖一 :傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如: 傳動裝置總體設計圖所示。選擇開式齒輪傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率a:a=0.99×0.993×0.972 ×0.95× 0.96=0.811 為聯(lián)軸器的效率 ,2 為軸承的效率 ,3 為齒輪嚙合傳動的效率,4 為開式齒輪傳動的效率 ,5 為工作機的效率（包括工作機和對應軸承的效率）。第三部分電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度 v:v=0.4m/s工作機的功率 pw:F×V6500×0.4

4、pw = 1000 =1000= 2.6 KW電動機所需工作功率為 :pw2.6pd= a = 0.81 = 3.21 KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為 :n =60×1000V=60×1000×0.4= 23.4 r/min×D×327經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，開式齒輪傳動的傳動比范圍為i1，= 25二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia= 16200，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = ( 16200 )×23.4 = 374.44680r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價

5、格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y132M1-6 的三相異步電動機， 額定功率為 4KW,滿載轉速 nm=960r/min ，同步轉速 1000r/min。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，可得傳動裝置總傳動比為 :i a=nm/n=960/23.4=41（ 2）分配傳動裝置傳動比 :ia=i0× i式中 i0,i1 分別為開式齒輪和減速器的傳動比。為使開式齒輪傳動外廓尺寸不致過大，選取 i 0=2.5，則減速器傳動比為 :i=i a/i0=41/2.5=16.4取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12

6、 =1.3i =1.3×16.4 = 4.62則低速級的傳動比為 :i 16.4i 23 = i12 = 4.62 = 3.55第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（ 1）各軸轉速 :nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i 12 = 960/4.62 = 207.8 r/minnIII = nII /i 23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minnIV = nIII/i 0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min（ 2) 各軸輸入功率 :PI = Pd×= 3.21×0.99 = 3.18 KWPII= PI&

7、#215;= 3.18×0.99×0.97 = 3.05 KWPIII= PII×= 3.05× 0.99×0.97 = 2.93 KWPIV= PIII ×= 2.93× 0.99×0.95 = 2.76 KW則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 3.15 KWPII ' = PII ×0.99 = 3.02 KWPIII ' = PIII ×0.99 = 2.9 KWPIV ' = PIV × 0.99 = 2.73 KW(3)

8、 各軸輸入轉矩 :TI = Td×電動機軸的輸出轉矩 :pd3.21Td = 9550×= 9550×960 = 31.9 Nmnm所以：TI = Td×= 31.9×0.99 = 31.6 NmTII= TI×i 12××××= 31.64.620.99 0.97 = 140.2 NmTIII= TII × i23×= 140.2× 3.55×0.99×0.97 = 478NmTIV= TIII × i 0××&#

9、215;×Nm= 4782.50.99 0.95 = 1123.9輸出轉矩為：TI' = TI×0.99 = 31.3 NmTII ' = TII ×0.99 = 138.8 NmTIII ' = TIII × 0.99 = 473.2 NmTIV ' = TIV ×0.99 = 1112.7 Nm第六部分齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用漸開線斜齒輪。1 ）材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪： 2742

10、86HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為大齒輪： 225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 25，則：2= i12×Z1×?。?= 116Z= 4.62 25 = 115.5Z2 ） 初選螺旋角 : = 13.50。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：32K tT1 u±1ZHZE 2d1t× u× dH確定各參數(shù)的值 :1) 試選 K t = 1.62) T1 = 31.6 Nm3)選取齒寬系數(shù) d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5)由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)

11、ZH = 2.446) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.6777) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1 tan = 0.318× 1× 25×tan13.50 = 1.918) 由式 8-19 得:1Z= 0.772 1.6779) 由式 8-21 得：Z=cos=cos13.5= 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 : Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 : Hlim2 =

12、 530 MPa。11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N1h×× × ×× ××9= 60nkt= 60960 16300 28 = 1.6610大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N2h1×9×8= 60nkt= N /u = 1.6610 /4.62 = 3.591012) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) : K HN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 計算接觸疲勞許用應力 , 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:H1 =K HN1 Hlim1= 0.88×650 = 5

13、72 MPaSH2 =K HN2 Hlim2= 0.9×530 = 477 MPaS許用接觸應力 : H = (H 1+H2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設計計算 :小齒輪的分度圓直徑 : d1t:32K tT1 u± 1ZHZE 2d1t ×u ×dH=3 2×1.6×31.6×1000×4.62+1×2.44×189.8 2= 38.5 mm1×1.6774.62524.54 修正計算結果：1) 確定模數(shù)：d1tcos=38.5× cos1

14、3.50= 1.5 mmmn =25Z1取為標準值 : 2 mm。2)中心距：a =Z1+Z2 mn=(25+116)×2= 145 mm2cos2×cos13.503) 螺旋角：Z +Z2mn(25+116 ×201)= arccos2a= arccos2×145= 13.54)計算齒輪參數(shù)：Z1mn25×2d1 = cos=cos13.50= 51 mm2Z2mn=116×2= 239 mmd =coscos13.50b = d× d1 = 51 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 51 mm。5) 計算圓周速度 v: d1

15、n13.14×51×960v = 60×1000 =60× 1000= 2.56 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為8 級。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為 : ZH = 2.44。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.6778) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1 tan = 0.318× 1× 25×tan13.

16、50 = 1.919)10) 同前，取 :1Z= 0.772 1.67711) 由式 8-21 得：Z=cos=cos13.5= 0.9912) 由表 8-2 查得系數(shù)： K A = 1，由圖 8-6 查得系數(shù)： K V = 1.1。13)Ft =2T1=2×31.6×1000d151= 1239.2 NK AFt=1×1239.2= 24.3 < 100 Nmmb5114)由 tan t= tann得：/cost = arctan(tan000n/cos ) = arctan(tan20 /cos13.5 ) = 20.515)由式 8-17 得：cos

17、b = cos cos n/cos t = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.9816)由表 8-3 查得：KH =KF =1.217) 由表 8-4 得：KHd2)d2+0.61×10-3b = 1.4618)K=KAKVKHKH×××1.46 = 1.93= 11.11.2計算 K 值滿足要求，計算結果可用。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1)確定公式內各計算數(shù)值：1)當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3= 25/cos313.50= 27.2ZV2 = Z2/cos3= 116/cos313.50= 126.22)V = 1.88-3.

18、2×(1/Z V1 +1/ZV2)cos= 1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)×cos13.50 = 1.6893) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.684)由圖 8-26 和= 1.91 查得螺旋角系數(shù)Y= 0.885)3.587= 1.677×0.68= 3.15Y 前已求得 : KH= 1.2<3.15，故?。?K F = 1.26)bb51h=(2h* +c* )m = (2× 1+0.25)×2= 11.33amn且前已求得 : KH，由圖8-12查得

19、：F= 1.46K = 1.437) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.898) 由圖 8-17 、 8-18 查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù) : Y Fa1 = 2.56YFa2 = 2.17應力校正系數(shù) : Y Sa1 = 1.62Y Sa2 = 1.839) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：Flim1 = 500 MPaFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N1 = 1.66×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N2 = 3.59×

20、10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84K FN2 = 0.8612) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F 1=K FN1Flim1=0.84× 500= 323.1S1.3F2=K FN2Flim2=0.86× 380= 251.4S1.3Y Fa1Y Sa12.56× 1.62=323.1= 0.01284F1Y Fa2Y Sa22.17×1.83= 0.0158=251.4 F 2大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：322KT 1Y cos×Y Fa

21、Y Samn2 FdZ1 322×1.89×31.6×1000×0.88× cos 13.5× 0.0158=2= 1.14 mm1×25 ×1.6771.142 所以強度足夠。(3)各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb =d×d1 = 51 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 51 mm圓整的大小齒輪寬度為： b1= 56 mm2b = 51 mm中心距： a = 145 mm，模數(shù)： m = 2 mm（二）低速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮

22、此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用漸開線斜齒輪。1 ）材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪： 274286HBW。高速級大齒輪選用45 鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 26，則：4= i23×Z3×?。?= 92Z= 3.55 26 = 92.3Z2 ） 初選螺旋角 : = 110。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：32K tT2 u±1ZHZE 2d3t× u× dH確定各參數(shù)的值 :1) 試選 K t = 1.62) T2 = 140.2 Nm3)選取

23、齒寬系數(shù) d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.6917) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ3tan = 0.318×1×26× tan110 = 1.618) 由式 8-19 得:Z1= 0.7691.6919) 由式 8-21 得：Z =cos=cos11= 0.9910)

24、 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 : Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 : Hlim2 = 530 MPa。11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：8小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N3 = 60nkth = 60× 207.8×1×6×300×2×8 = 3.59× 1088大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N4 = 60nkth = N3/u = 3.59×10 /3.55 = 1.01×1012) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) : K HN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 計算接觸疲勞許用應力

25、 , 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:H3 =K HN3 Hlim3= 0.9×650 = 585 MPaSH4 =K HN4Hlim4= 0.92× 530 = 487.6 MPaS許用接觸應力 : H = (H 3+H 4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設計計算 :小齒輪的分度圓直徑 : d3t:32K Tu± 1ZZ2d3t t 2 ×H Eu×dH=3 2×1.6×140.2×10002.45×189.8 2= 63.5 mm1×1.691&#

26、215;3.55+1×536.33.554 修正計算結果：1) 確定模數(shù)：d3tcos=63.5×cos110= 2.4 mmmn =Z326取為標準值 : 3 mm。2)中心距：Z3+Z4 mn=(26+92)×3= 180.3 mma =2×cos1102cos3)螺旋角：Z +Z4mn26+92 ×303()= arccos2a= arccos 2×180.3= 114)計算齒輪參數(shù)：Z3mn26×3d3 = cos= cos110= 79 mmZ4mn92×3d4 = cos= cos110= 281 mm

27、b = d× d3 = 79 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 79 mm。5)計算圓周速度 v:d3n23.14× 79×207.8v = 60× 1000=60× 1000= 0.86 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為8 級。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為 : ZH = 2.45。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.6918) 由式 8-4

28、 得：= 0.318 dZ3tan = 0.318×1×26× tan110 = 1.619)10) 同前，取 :Z1= 0.7691.69111) 由式 8-21 得：Z =cos=cos11= 0.9912) 由表 8-2 查得系數(shù)： K A = 1，由圖 8-6 查得系數(shù)： K V = 1.1。13)Ft =2T2=2×140.2×1000d379= 3549.4 NK AFt=1×3549.4= 44.9 < 100 Nmmb7914)由 tan t= tann得：/cost = arctan(tan n/cos ) =

29、 arctan(tan200/cos110) = 20.4015) 由式 8-17 得：cos b = cos cos n/cos t = cos11cos20/cos20.4 = 0.9816)由表 8-3 得：KH =KF =1.217)由表 8-4 得：KH22-3b = 1.47d )d+0.61×1018)K=KAKVKHKH×××1.47 = 1.94= 11.11.2計算 K 值滿足要求，計算結果可用。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數(shù)值：1) 當量齒數(shù)：ZV3= Z3/cos3= 26/cos3110= 27.5ZV44

30、330= Z /cos= 92/cos 11 = 97.32)V = 1.88-3.2×(1/Z V3 +1/ZV4)cos= 1.88-3.2× (1/27.5+1/97.3)× cos110 = 1.6993) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.674)由圖 8-26 和= 1.61 查得螺旋角系數(shù)Y= 0.915)3.301Y= 1.691×0.67 = 2.91 前已求得 : KH，故取：KF= 1.2= 1.2<2.916)b=b=79= 11.7h*(2××3(2ha

31、m+c* )mn1+0.25)且前已求得 : KH，由圖8-12查得：F= 1.44= 1.47K7) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.2×1.44 = 1.98) 由圖 8-17 、 8-18 查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù) : Y Fa3 = 2.56YFa4 = 2.21應力校正系數(shù) : Y Sa3 = 1.62Y Sa4 = 1.89) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：Flim3 = 500 MPaFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N3 = 3.59×

32、;108大齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N4 = 1.01×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.86K FN4 = 0.8912) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F 3=K FN3Flim30.86× 500= 330.8S=1.3F4 =K FN4Flim40.89× 380= 260.2S=1.3Y Fa3Y Sa32.56× 1.62F3=330.8= 0.01254Y Fa4Y Sa42.21×1.8= 0.01529 F 4=260.2大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校

33、核齒根彎曲疲勞強度：322KT 2Y cos×Y FaY Samn2 FdZ3 322×1.9×140.2×1000×0.91× cos 11× 0.01529=2= 1.84 mm1×26 ×1.6911.843 所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb =d×d3 = 79 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 79 mm圓整的大小齒輪寬度為： b3= 84 mm4b = 79 mm中心距： a = 180 mm，模數(shù)： m = 3 m

34、m第七部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計軸的設計1 輸入軸上的功率 P1、轉速 n1 和轉矩 T1:P1 = 3.18 KWn1 = 960 r/minT1 = 31.6 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 = 51 mm則:Ft =2T12×31.6× 1000=51= 1239.2 Nd1tann0Fr = Ft×= 1239.2×tan20= 463.8 Ncos0cos13.5at0F = F tan= 1239.2×tan13.5= 297.3 N3 初步確定軸的最小直徑 :先初步估算軸的最小直徑。選

35、取軸的材料為45 鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表 15-3 ，取 A 0 = 112，得：3P133.18dmin = A0×= 16.7 mmn1= 112×960輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉矩 : Tca = KA T1，查機械設計（第八版） 表 14-1 ，由于轉矩變化很小，故取 : K A = 1.2，則 :Tca = K AT1 = 1.2×31.6 = 37.9 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為 : LT4 型，其尺寸為：內孔直徑20 mm，軸孔長度 38 mm，則： d12

36、= 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 36mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位， 按軸徑選用軸端擋圈直徑為： D = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為： d23 = 25 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取 : l 23 = 35 mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取: d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：7206C 型角接觸球軸承，其尺寸為: d×D×T = 30&

37、#215;62× 16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取 : l 34。右端軸承采用擋油環(huán)定= 16 mm位，由軸承樣本查得 7206C。型軸承的定位軸肩高度： h = 3 mm，故?。?d4567= d= 36 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于: d1 2d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以: l56 = 56 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則 :l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mml78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（見圖a

38、） :根據(jù) 7206C 軸承查手冊得 a = 14.2 mm齒寬中點距左支點距離L 2 = (B1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm齒寬中點距右支點距離L 3 = (B1/2+18+16-14.2)mm = 47.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FtL31239.2×47.8FNH1 = L2+L3=143.8+47.8= 309.2 NFtL21239.2×143.8FNH2 = L2+L3=143.8+47.8=930N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2=463.8× 47.8+297.3&

39、#215;51/2L2+L3143.8+47.8= 155.3 NFNV2 =Fad1/2-FrL2297.3×51/2-463.8×143.8L2+L3=143.8+47.8= -308.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1L 2 = 309.2×143.8 Nmm = 44463 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：M V1 = FNV1 L2 = 155.3×143.8 Nmm = 22332 NmmM V2 = FNV2 L 3 = -308.5× 47.8 Nmm = -14746 Nmm分別作水

40、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：M=22= 49756 Nmm1MH+M V122M 2=MH+M V2= 46844 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(jù)公式（ 14-4 ），取 = 0.6，則有：222McaM +(T3)2ca =1=49756 +(0.6×31.6× 1000)MPaWW0.1× 513= 4 MPa = 60 MPa故設計的

41、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：II 軸的設計1求中間軸上的功率P2、轉速 n2 和轉矩 T2：P2 = 3.05 KWn2 = 207.8 r/minT2 = 140.2 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 = 239 mm則:Ft =2T22× 140.2×1000=239= 1173.2 Nd2rt×tann0= 1173.2×tan20= 439.1 NF = Fcos0cos13.5Fa = Fttan= 1173.2×tan13.50 = 281

42、.5 N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 79 mm則:Ft =2T22× 140.2×1000=79= 3549.4 Nd3tan n0= 3549.4×tan20= 1316 NFr = Ft×0coscos11Fat0= F tan= 3549.4× tan11 = 689.6 N3 確定軸的各段直徑和長度 :先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表 15-3 ，?。?A 0 = 107，得 :3P233.05dmin = A0×= 26.2 mmn2= 107×207.8中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12 和 d67, 選定軸承型號為：7206C 型角接觸球軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62× 16 mm，則： d12 = d67 =30 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度， 則：l23 = 49 mm，