減速箱分析與計(jì)算

1、我的設(shè)計(jì)任務(wù)為：工作拉力F： 1800 N；運(yùn)輸帶工作速度v= 1.3 m/s；運(yùn)輸帶滾筒直徑D= 300mm注：本實(shí)驗(yàn)平臺(tái)的參數(shù)化箱體零件適用于端蓋直徑均不大于130mm ，兩蓋中心距不大于170mm 的減速箱，如超出此范圍需手動(dòng)改模型。按照以下提示確定減速箱各零件參數(shù)：一、選擇電動(dòng)機(jī)1 、選擇電動(dòng)機(jī)類型圓周速度v:v=1.3m/s工作機(jī)的功率pw:電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:2、確定電動(dòng)機(jī)功率, 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速.經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i 2=36，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia&

2、#215; n = (6× 24)× 82.8 = 500-1987r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M1-6 的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/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× G132mm515× 315216× 17812mm38× 8010× 331）總傳動(dòng)比：n 和工作機(jī)主

3、動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n， 可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=960/82.8=11.6（ 2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0× i式中i0、 i 分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i 0=4，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=11.6/4=2.9三、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/i 0 = 960/4 = 240 r/min輸出軸：nII = nI/i = 240/2.9 = 82.76 r/min工作機(jī)軸：nIII = nII = 82.76r/min2) 各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pd×= 2.81

4、× 0.96 = 2.7 KW輸出軸：PII = PI×= 2.7× 0.98× 0.97 = 2.57 KW工作機(jī)軸：PIII = PII×= 2.57× 0.98× 0.99 = 2.49 KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI× 0.98 = 2.65 KW輸出軸：PII' = PII× 0.98 = 2.52 KW工作機(jī)軸：PIII' = PIII× 0.98 = 2.44 KW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td× i0×電動(dòng)

5、機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:所以：輸入軸：TI = Td× i0×= 27.96× 4× 0.96 = 107.37 Nm輸出軸：TII = TI× i××= 107.37× 2.9× 0.98× 0.97 = 296.0 Nm工作機(jī)軸：TIII = TII××= 296.0× 0.98× 0.99 = 287.2 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI' = TI× 0.98 = 105.2 Nm輸出軸：TII' = TII× 0.98 =

6、 290.1 Nm工作機(jī)軸：TIII' = TIII× 0.98 = 281.5 Nm參數(shù)軸名電動(dòng)機(jī)軸I軸II 軸工作軸轉(zhuǎn)速n（r/min ）96024082.7682.76功率P（ kw）2.812.72.572.49轉(zhuǎn)矩T（ N.m）27.96107.37296.0287.2傳動(dòng)比i42.91效率0.9610.9520.97V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1. 確定計(jì)算功率PcaKA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.2× 2.81 kW = 3.372 kW2. 選擇 V 帶的帶型根據(jù)Pca、 nm由圖選用A型。3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 并驗(yàn)算帶速v1 ）初選小帶

7、輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。2 ）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度 dd1nm60× 1000 × 112× 96060× 1000m/s = 5.63 m/s5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。3 ）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = i0dd1 = 4× 112 = 448 mm根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 450 mm。4. 確定 V 帶的中心距a 和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1 ）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。2 ）由課本公式計(jì)

8、算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度4a0Ld02a0+2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)25.6.7.(450-112)2= 2× 500+2× (112+450)+ 4× 500Ld = 2000 mm。3 ）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。1939 mma a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (2000 - 1939)/2 mm 530 mm按課本公式，中心距變化范圍為500 590 mm。驗(yàn)算小帶輪上的包角180° - (dd2 - dd1)× 57.3° /a= 180° -( 450 - 112)×

9、57.3° /530 143.5° > 120°計(jì)算帶的根數(shù)z1 )計(jì)算單根V 帶的額定功率Pr。由 dd1 = 112 mm和 nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。根據(jù) nm = 960 r/min， i0 = 4和 A 型帶，查表得P0 = 0.11 kW。查表得 K = 0.9，查表得KL = 1.03，于是Pr = (P0 + P0)K KL = (1.16 + 0.11)× 0.9× 1.03 kW = 1.18 kW2 )計(jì)算 V 帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 3.372/1.18 = 2.86

10、取 3 根。計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表查得A 型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = 500(2.5-K )Pca+ qv2K zv(2.5-0.9)× 4.03= 500×+ 0.105× 5.632 N = 162.4 N8. 計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin( 1/2) = 2× 3× 162.4× sin(143.5/2) = 925.39 N9. 主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)3根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2450mmV帶中心距a530mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld2000mm小帶輪包角 1

11、143.5 °帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0162.4N壓軸力Fp925.39、五、齒輪設(shè)計(jì)1 、大小齒輪齒數(shù)2、模數(shù)、中心距、螺旋角、分度圓直徑以及齒寬等1. 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（ 1） 選擇小齒輪材料為40C（調(diào)質(zhì)）r， 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 = 28，大齒輪齒數(shù)z2 = 28× 2.9 = 81.2，取z2= 82。（ 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

12、齒輪分度圓直徑，即d 32KHtT1×u± 1× ZHZEZ Z 21t d uH1)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 128.33 N/m選取齒寬系數(shù) d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：t = arctan(tan n/cos ) = arctan(tan20° /cos14° ) = 20.561°at1 = arccosz1cos t/(z1+2han*cos

13、)= arccos28× cos20.561° /(28+2× 1× cos14° ) = 28.89°at2 = arccosz2cos t/(z2+2han*cos )= arccos82× cos20.561° /(82+2× 1× cos14° ) = 23.844°端面重合度：= z1(tan at1-tan t)+z2(tan at2-tan t)/2 = 28× (tan28.89° -tan20.561° )+127×

14、(tan23.844° -tan20.561° )/2 = 2.14軸向重合度：= dz1tan /= 1× 28× tan(14° )/= 2.222重合度系數(shù)：由式可得螺旋角系數(shù)Z = cos= cos14= 0.985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 = 600 MPa、Hlim2 = 550 MPa。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× 240× 1× 10× 300× 2× 8 = 6.91×

15、; 108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.91× 108/4.57 = 1.51× 108查取接觸疲勞壽命系數(shù): KHN1 = 0.89、 KHN2 = 0.92。KHN1 Hlim1 h1 = S0.89× 6001= 534 MPaKHN2 Hlim2 h2 =S0.92× 5501= 506 MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得 :取 H1 和 H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 h = h2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑= 50.143 mm2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際

16、載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v齒寬 b2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由表查得使用系數(shù)根據(jù) v = 0.63 m/s、齒輪的圓周力b = dd1tKHKA = 1.25。= 1× 50.143 = 50.143 mm8 級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。Ft1 = 2T1/d1t = 2× 1000× 107.37/50.143 = 4282.55 NKAFt1/b = 1.25× 4282.55/50.143 = 106.76 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH = 1.4。由表用插值法查得8 級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置

17、時(shí)，KH = 1.346。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKH KH = 1.25× 1.05× 1.4× 1.346 = 2.4733）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = 50.143× 32.4731.6= 57.98 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cos /z1 = 57.98× cos14° /28 =2.01 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3. 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距a = 114 mm。2）按圓整后的中心距修正螺旋角= 15.22°3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)算齒輪寬度b = d&#

18、215; d1 = 1 × 58 = 58 mm取 b2 = 58 mm、 b1 = 63 mm。5. 主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1= 28、z2 =82，模數(shù) m = 2 mm，壓力角 =20°，螺旋角= 15.22°，a = 114 mm，齒寬b1 = 63 mm、 b2 = 58 mm。6. 齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(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) z2882螺旋角左 15.22右 15.22齒寬b63mm58mm分度圓直徑d58mm170mm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

19、hfm× (ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2× ha62mm174mm齒根圓直徑dfd-2× hf53mm135mm六、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)七、軸的初步設(shè)計(jì)1、 I 軸設(shè)計(jì)2、 II 軸設(shè)計(jì)1. 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1 和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 2.7 KW n1 = 240 r/min T1 = 107.37 Nm2. 求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 58 mm則:3. 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，得：輸入軸的最小

20、直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取: d12 = 27 mm4. 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 ）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II 軸段右端需制出一軸肩，故取II=III 段的直徑d23 = 35 mm； 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =38 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II 段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 35

21、 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30208， 其尺寸為d× D× T = 40× 80× 19.75 mm， 故 d34 = d78 = 40mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19.75+15 = 34.75 mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30208 型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。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 = 63 mm， d56 = d1 = 57.807 mm4 ）根據(jù)軸

22、承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。5 ）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，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 = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm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（見圖a） :根據(jù) 30208 軸承查手冊(cè)得a = 16.9 mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (63/2+50+16.9)mm = 98.4 mmL2 = (63/2+34.75+9-

23、16.9)mm = 58.4 mmL3 = (63/2+9+34.75-16.9)mm = 58.4 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b） ：Fnh1 =FtL3L2+L3Fnh2 =FtL2L2+L34439.9× 58.4= 58.4+58.44439.9× 58.4= 58.4+58.4= 2220 N= 2220 NFrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3)Fnv1垂直面支反力（見圖d） ：L2+L3= -1157.5 N1668.1× 58.4+1136.8× 57.807/2-1233.59× (98.4+58.4+

24、58.4)58.4+58.4FrL2-Fad1/2+FpL1 1668.1× 58.4-1136.8× 57.807/2+1233.59× 98.4Fnv2 =L2+L3=58.4+58.4= 1592 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2220× 58.4 Nmm = 129648 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1233.59× 98.4 Nmm = 121385 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1 L2 = -1157.5× 58.4 Nmm = -

25、67598 NmmMV2 = FNV2L3 = 1592× 58.4 Nmm = 92973 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 =M2+M2= 146212 NmmH V122M2 = MH+MV2 = 159539 Nmm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：Mcam1+（ t1）21462122+（0.6

26、15; 128.33× 1000）2ca =MPaWW0.1× 57.8073= 8.6 MPa = 60 MPa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：7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1. 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩 T2P2 = 2.57 KW n2 = 82.76 r/min T2 = 296.0 Nm2. 求作用在齒輪上的力d2 =270 mm則:tanFr = Ft×n = 2192.6× tan20° /cos15.22° = 827.05NcosFa = Fttan

27、=2192.6× tan15.22° = 596.54 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表， 取 :A0= 112，于是得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 = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5× 296.0 = 444Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT9 型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的

28、孔徑為50 mm故取 d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。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 = 57 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(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，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 = 82mm。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d

29、23 = 57 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為d× D× T = 60mm× 110mm× 23.75mm，故d34= d67 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 23.75+15 = 38.75 mm右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30212 型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。3 ）取安裝齒輪處的軸段IV-V 段的直徑d45 = 65 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 58 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪

30、，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 56 mm。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l 23 = 50 mm。5 ）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，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 = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度 T = 23.75 mm，則l34 = T+s+ +2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mml56 = s+ +2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm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（

31、見圖a） :根據(jù) 30212 軸承查手冊(cè)得a = 22.3 mmL2 = (58/2-2+52.25-22.3)mm = 57 mmL3 = (58/2+11.5+38.75-22.3)mm = 57 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b） ：Fnh1 =FtL3L2+L3Fnh2 =FtL2L2+L34252.6× 57=57+574252.6× 57=57+57= 2126.3 N= 2126.3 N垂直面支反力（見圖d） ：FrL3+Fad2/21597.7× 57+1088.9× 262.194/2=L2+L3=57+57= 2051.1

32、 NFnv2 =Fad2/2-FrL21088.9× 262.194/2-1597.7× 57L2+L357+57= 453.4 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2126.3× 57 Nmm = 121199 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1 L2 = 2051.1× 57 Nmm = 116913 NmmMV2 = FNV2 L3 = 453.4× 57 Nmm = 25844 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：22H+MV1 = 16839

33、8 NmmM2 =M2+M2= 123924 Nmm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：Mcam1+（ t3）21683982+（0.6× 557.5× 1000）2ca = W = W=0.1× 653MPa= 13.6 MPa = 60 MPa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：八、

34、鍵、軸承、聯(lián)軸器選擇8.1 輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：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 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl d F = 0.25× 7× 42× 28× 120/1000 = 247 NmT T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b× h× l = 18mm× 11mm× 50mm，接觸長(zhǎng)度: l' =50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hld F = 0.25× 11× 32× 57× 120/1000 = 686.4 NmT T2，故鍵滿足強(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 = 14mm× 9mm× 70mm，接觸長(zhǎng)度: l' =70-14 = 56 mm