機械設計課程設計-展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器F=6000V=0.48D=400

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全套圖紙加扣 3012250582機械設計制造及其自動化 專業(yè) 143班設計者：指導教師： 2016 年 10 月 26 日（ 大連民族大學機電工程學院）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)鋼絲繩曳引力6000鋼絲繩速度V（m/s）0.48滾筒直徑D/(mm)400滾筒長度L/(mm)800運輸帶速允許誤差5%2、工作條件 工作班制:2；工作環(huán)境:清潔;工作年限：8；載荷性質：平穩(wěn)；3、 生產(chǎn)數(shù)量：批量4、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)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容主要結果一：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（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，全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。 選擇電動機型號1）工作機有效功率為：Pw=FV1000=6000×0.481000=2.88 KW 2）傳動裝置總效率電動機到工作傳輸帶間的總效率為：總=齒開·聯(lián)2·軸5·滾筒·齒闊2取齒開=0.95，聯(lián)=0.99，軸=0.99，滾筒=0.96，齒闊=0.98則： 總=0.823） 所需電動機功率電動機所需的工作功率為：Pd=Pw 總 =3.5KW4）確定電動機額定功率所以應選額定功率大于3.5kW的電機。計算電動機轉速可選范圍并選擇電動機型號三級圓柱齒輪減速器傳動比i=40400。工作機卷筒軸的轉速為： nw=60×1000vD=60×1000×0.483.14×400=22.92r/min電機符合正常傳動時所需轉速：n=22.92*3*3*3=618.84r/min選用同步轉速為 1000r/min的電動機。由電機產(chǎn)品目錄或有關手冊選電動機型號為： Y132M1-6電動機的技術數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸由表145、表146查出Y132M1-6型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。型號額定功率轉速r/min額定轉矩質量/kgY132M1-649602.0733（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 = 15.51分配各級傳動比因為是展開式二級齒輪傳動，故，現(xiàn)取1.3，則則低速級齒輪傳動比為:傳動裝置中個軸的輸入轉矩計算各軸的轉速n（r/min）：減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III 軸， IV軸：nIV=61.97r/min滾齒V軸：nV=22.95r/min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 =3.58*0.95*0.99=3.37KW各軸的輸入轉矩T（N）和輸出轉矩T(kW)匯總如下表：項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒軸轉速（r/min）960960213.8161.9722.95功率（kW）43.963.803.653.37轉矩（Nm）39.39169.73562.49551.701402.33傳動比14.493.452.7Pw=2.88KWPd=3.5KWnw=22.92r/min 電動機型號：Y132M1-6=4.49=3.45三.齒輪設計計算計算項目及內容主要結果（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7級精度3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調質） 選擇大齒輪材料為45鋼（調質）4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i=85 選Z4=83.5)初選螺旋角=15°.按彎曲疲勞強度計算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF1） 初選各參數(shù)值<1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3,<2>由表7-5得 d=1.<3>由表7-6得，彈性影響系數(shù)<4>端面重合度=1.88-3.21Z3+1Z4cos =1.88-3.2124+183cos14° =1.643 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，F(xiàn)lim1=500MPa； Flim2=380MPa. <6>應力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉速，單位r/min；j為齒輪轉一圈，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:N1=60*960*1*(2*8*300*10)=6.18×108 大齒輪: N2=N1u=1.78*108 則KFN1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 F3 =Flim1KFN1SF =339.29MPa F4 =Flim2KFN2SF =249.71MPa <8>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=2.62 ，YS3=1.6; YF4=2.24 , YS4=1.77 <9>螺旋角系數(shù)Y的選取 =0.318dZ1tan =0.318×1×19×tan15°=1.6205 Y由圖7-14選為0.79 <10>試算YFYSF YF3YS3F3=2.62×1.6339.29=0.0123 YF4YS4F4=2.24×1.77249.71=0.0158 代入較大值YFYSF=0.01582）確定傳動尺寸mn32×1.3×169113×cos315°1×192×1.643算得mn=2.148 考慮到接觸疲勞強度，選mn=2.5 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cos =2×24cos14° =45.09mm d4=mnz4cos = 2×83cos14° =171.08mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=dd3=1×45.09=50.09mm 取小齒輪齒寬b3=55mm 大齒輪齒寬b4=50mm <3>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=dn60×1000=×61.8×161.960×1000=0.47m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.02 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)K=1.34. 故動載系數(shù)K=KAKvKK=1.64 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =2.07×31.631.4 =2.32 仍取mn=2.5 中心距： 圓整為a=135mm 則=15.642° 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 = 2.5×19cos15.642° =49.33mm d4= mnz4cos = 2.5×85cos15.642° = 220.67mm校核齒根接觸疲勞強度H=ZEZHKFtbd1u+1uH1） 許用接觸應力的計算<1>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 <2>彎曲疲勞強度極限由圖7-16得，Hlim3=600MPa； Hlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 H3 =Hlim3ZN3SH = 588MPa H4 =Hlim4ZN4SH = 533.5MPa u=4.472） 齒根接觸疲勞強度計算H3=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×49.33×49.33×49.33×4.47+14.47 =588MPa950MPaH4=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×262.8×61.8×1.688×4.47+14.47 =533.5Pa988MPa故齒根接觸疲勞強度滿足。高速軸齒輪參數(shù)匯總齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr45齒數(shù)1985直徑/mm45.09171.08螺旋角/°15.642°齒寬/mm5550模數(shù)2.5Z3=19Z4=85=1.643 KFN1=0.95KFN2=0.92YF3=2.62 YS3=1.6YF4=2.24 YS4=1.77mn=2.5a=135mm=15.642°d3=49.33mmd4=220.67mm計算項目及內容主要結果（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7級精度3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調質）； 選擇大齒輪材料為45鋼（調質）。4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i =24×3.45=82.8， 選Z2=835)初選螺旋角=14°.按彎曲疲勞強度計算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF2） 初選各參數(shù)值<1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3,<2>由表7-5得d=0.7.<3>由表7-6得，彈性影響系數(shù)<4>端面重合度=1.88-3.21Z1+1Z2cos =1.88-3.2124+183cos14° =1.643 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，F(xiàn)lim1=500MPa； Flim2=380MPa. <6>應力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉速，單位r/min；j為齒輪轉一圈，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:N1=60×214.59×1×2×8×300×8=4.94×108 大齒輪: N2=N1/u=4.94×108/3.45=1.43×108 則YN1=0.95， 則YN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 F1 =Flim1YN1SF =339.29MPa F2 =Flim2YN2SF =249.71MPa <8>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=2.65 ，YS1=1.6; YF2=2.21 , YS2=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Y的選取 =0.318dZ1tan =0.318×0.7×24×tan14°=1.33 Y由圖7-14選為0.844 <10>試算YFYSF YF1YS1F1=2.65×1.6339.29=0.012497 YF2YS2F2=2.21×1.79246.71=0.01584 代入較大值YFYSF=0.016622）確定傳動尺寸mn32×1.3×169113×cos314°0.7×242×1.643×0.01662=2.143算得mn1.21 考慮到接觸疲勞強度，選mn=2.14 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1cos =3×24cos14°=74.20mm d2=mnz2cos =3×83cos14°=256.62mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=dd1=0.7×74.20=51.94mm 取小齒輪齒寬b1=57mm 大齒輪齒寬b2=52mm <3>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=dn60×1000=×74.2×214.5960×1000=0.596m/s由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.01 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)K=1.5 故動載系數(shù)K=KAKvKK=1.89 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =1.21×31.891.3 =2.427 取mn=3 中心距： 圓整為a=165mm 則=13.4° 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 =3×24cos13.4°=74.02mm d2=mnz2cos =3×83cos13.4°=255.98mm校核齒根接觸疲勞強度H=ZEZH·Z·Z2KT2dd13u+1uH1)許用接觸應力的計算<1>彈性影響系數(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=0.95 ZN2=0.93 Z=0.741 Z=0.985 <2>彎曲疲勞強度極限由圖7-16得，Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 H1 =Hlim1ZN1SH =570MPa H2 =Hlim2ZN2SH =511.5MPa u=3.452)齒根接觸疲勞強度計算H=189.8×2.42×1.89×2×1691130.7×74.02×74.02×74.02×3.45+13.45 =570MPa760MPa 故齒根接觸疲勞強度滿足。高速軸齒輪參數(shù)匯總齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr45齒數(shù)2483直徑/mm74.02255.98螺旋角/°13.412°齒寬/mm5752模數(shù)3(三)開式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7級精度3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調質） 選擇大齒輪材料為45鋼（調質）4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i=55.5)初選螺旋角=14°.按彎曲疲勞強度計算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF3） 初選各參數(shù)值<1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3,<2>由表7-5得 d=0.7.<3>由表7-6得，彈性影響系數(shù)<4>端面重合度=1.88-3.21Z3+1Z4cos =1.88-3.2120+155cos14° =1.596 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，F(xiàn)lim1=500MPa； Flim2=380MPa. <6>應力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉速，單位r/min；j為齒輪轉一圈，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:N1=60*62.04*1*(2*8*300*8)=1.43×108 大齒輪: N2=N1u=5.20*107 則KFN1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 F3 =Flim1KFN1SF =339.29MPa F4 =Flim2KFN2SF =249.71MPa <8>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=2.65 ，YS3=1.6; YF4=2.21 , YS4=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Y的選取 =0.318dZ1tan =0.318×0.7×20×tan14°=1.111 Y由圖7-14選為0.87 <10>試算YFYSF YF3YS3F3=2.65×1.6339.29=0.0125 YF4YS4F4=2.21×1.79249.71=0.0158 得YFYSF=0.016622）確定傳動尺寸mn32×1.3×551080×cos314°1×202×1.596算得mn=3.646 考慮到接觸疲勞強度，選mn=4 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cos =4×20cos14° =82.45mm d4=mnz4cos = 4×55cos14° =226.73mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=dd3=0.7×82.45=57.715mm 取小齒輪齒寬b3=63mm 大齒輪齒寬b4=58mm <3>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=dn60×1000=×82.45×62.0460×1000=0.24m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.05 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=1.42. 故動載系數(shù)K=KAKvKK=2.00788 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =3.646×32.007881.3 =4.13 仍取mn=4 中心距： 圓整為a=155mm 則=14.593° 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 = 4×20cos14.593° =82.67mm d4= mnz4cos = 4×55cos14.593° = 227.33mm校核齒根接觸疲勞強度H=ZEZHKFtbd1u+1uH3） 許用接觸應力的計算<1>彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=0.95 ZN4=0.96 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 <2>彎曲疲勞強度極限由圖7-16得，Hlim3=600MPa； Hlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 H3 =Hlim3ZN3SH = 570Mpa H4 =Hlim4ZN4SH = 528Mpa u=2.7074） 齒根接觸疲勞強度計算H=189.8×2.43×0.95×0.96×1.3×2×5510801×82.67×82.67×82.67×2.707+12.707 =570MPa950MPa故齒根接觸疲勞強度滿足。開式軸齒輪參數(shù)匯總齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr45齒數(shù)2055直徑/mm82.67227.33螺旋角/°14.593°齒寬/mm6358模數(shù)4Z1=24Z2=83=1.643YN1=0.95YN2=0.92YF1=2.65 YS1=1.6YF2=2.21 YS2=1.79mn=3a=165mm=13.4°d1=74.02mmd2=255.98mm四.軸的設計計算與校核計算項目及內容主要結果（一） 高速軸結構設計1）高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（r/min）高速軸功率（kw）轉矩T（）9603.961691132）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調質處理，根據(jù)表9-2，取C=106，于是得： 軸上有兩個鍵槽，則dmin=1.1dmint=18.69mm4） 軸的結構設計注：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<一>各段直徑的確定： -：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器： 計算轉矩TC=KT=1.5×169.113=253.669(Nm)又電機輸出軸直徑D=38mm,選擇LX3型聯(lián)軸器ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003，故選擇高速軸外伸端直徑選為38mm。由半聯(lián)軸器長度L=112mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為60mm.-：該段直徑選為45mm。-：該段軸要安裝軸承端蓋，即該段直徑定為51mm。-：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-。<二>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60mm.-：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. -：此段軸直徑為51mm-: 此段為齒輪軸直徑為54.34mm，齒輪寬為55mm，所以長度為55mm-:此段軸直徑為51mm-：此段有軸承蓋 直徑為45mm軸段-直徑38455154.35145長度60 5576551419配合聯(lián)軸器軸承蓋無齒輪軸無軸承蓋高速軸各段參數(shù)匯總表（二） 中間軸結構設計1）中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（r/min）高速軸功率（kw）轉矩T（）213.813.805624902）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，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）軸的結構設計 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15-4，選取圓錐滾子軸承（GB/T297-1994）軸承規(guī)格30307，基本尺寸為基本尺寸d×D×B=35×80×22.75，則這兩段軸直徑為35mm，長度為21mm。-：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為45mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內壁的距離，這一段長度為14mm。-：這一段與齒輪配合，直徑為50mm，長度比齒輪齒寬57mm短2.5mm，故這一段長度為54.5mm。-：定位軸環(huán)。直徑選為56mm，長度為7.5mm。-：與齒輪配合，直徑為50mm，長度比齒輪齒寬50mm短2.5mm，這一段長度為47.5mm。-：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為43mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內壁的距離，這一段長度為16.5mm。-：此段軸連接軸承蓋軸直徑為35mm，長度為21mm中速軸各段參數(shù)匯總表 軸段-直徑35455056504335長度211454.57.547.516.521配合軸承無齒輪無齒輪無軸承 （三） 低速軸結構設計1）低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（r/min）高速軸功率（kw）轉矩T（）61.973.655517002）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，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）軸的結構設計 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： 計算轉矩TC=KT=1.5×551.70=827.55(Nm)查表17-4得,選擇彈性套柱聯(lián)軸器J38×60J145×60GB/T4323-2002，故選擇低速軸外伸端直徑選為45mm。由半聯(lián)軸器長度L=60mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為84mm.-：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50mm，長度為54mm。-：該段軸要安裝軸承，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。長度為21.75mm。-：這一段為軸環(huán)，直徑選為66mm，長度為16.5mm，右端起到固定齒輪軸向位置的作用。-：這一段與齒輪配合，直徑為57mm，長度比齒輪齒寬52mm短3mm，故這一段長度為49mm。-：該段軸要安裝軸承，根據(jù)安裝方便和軸承內徑的要求，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內壁的距離，這一段長度為20mm。軸段-直徑45505066665750長度8453.8521.7516.516.54920配合聯(lián)軸器無軸承無無齒輪軸軸承低速軸各段參數(shù)匯總表選擇LX3型聯(lián)軸器ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003五. 軸、軸承、鍵的校核計算項目及內容主要結果（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: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0得：RVA=174.4N RVB=49.73N3)H面上受力分析RHA=Ft×L2L1+L2=395.7NRHB=Ft×L1L1+L2=199.1N4)彎矩計算此處只說明M合與Mca計算，其他計算結果見彎矩圖 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)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=322.4×10000.1×75=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=0.592360×3×24×365×960106×1=6.8KN<Cr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 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，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=0.5×6=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: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0得：RVA=1.93KN RVC=-0.43KN5） H面受力分析RHA=Ft×L2L1+L2=2.48KNRHC=Ft×L1L1+L2=1.52KN4)彎矩計算此處只說明M合與Mca計算，其他計算結果見彎矩圖 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=3.82360×3×24×365×38.2106×1=14.97KN<Cr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：結構簡單，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)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=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：結構簡單，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=0.5×9=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以及小齒輪31）齒輪受力分析 齒輪2：齒輪3：1) V面上受力分析 MA=0: Fa2×d22+Fr2×L1-Fa3×d32+Fr3× (L1+L2)-RVBL1+L2+L3=0MB=0: Fa2×d22-Fr3 ×L3-Fa3×d32+Fr3× (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0得：RVA=0.86KN RVC=1.14KN3）H面受力分析MA=0: Ft2×L1+Ft3×(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3×L3-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，其他計算結果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，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=P360Ln106a1=3.27360×3×24×365×161.9106×1=20.7KN<Cr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：結構簡單，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=0.5×8=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：結構簡單，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，選取雙鍵尺寸為：鍵的公稱尺寸鍵寬b/mm鍵高h/mm鍵長L/mm8720 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉矩T=130463.1Nmm，軸的直徑d=42mm 鍵的工作長度l=L-b=10-8=12mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 則該鍵的強度符合要求。RVA=174.4N RVB=49.73NRHA=395.7NRHB=199.1N=0.58Mca=22.4NmC=6.8KN=18.4MPaRVA=1.93KN RVC=-0.43KN =0.58Mca=343.1Nm=107.3MPa=31.2MPa