機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)2023/2023學(xué)年第二學(xué)期指導(dǎo)老師：王崢2023/2023學(xué)年第二學(xué)期指導(dǎo)老師：王崢2023級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化學(xué)號(hào)：頂姓名：張恒頂2023-05目錄TOC\o"1-2"\n"2-2"\h\z\u1課程設(shè)計(jì)題目1.1內(nèi)容1.2目的1.3任務(wù)陳述1.4設(shè)計(jì)的關(guān)鍵2傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案的擬定2.2電動(dòng)機(jī)的選擇2.3傳動(dòng)比的計(jì)算及分派2.4傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1.1v帶設(shè)計(jì)3.2減速器內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1、2輪的設(shè)計(jì)）3.2.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（3、4輪的設(shè)計(jì)）4鍵連接的選擇及校核計(jì)算4.1輸入軸鍵選擇及校核4.2中間軸鍵選擇及校核4.3輸出軸鍵選擇及校核5軸承選擇及校核計(jì)算5.1輸入軸的軸承計(jì)算及校核5.2中間軸的軸承計(jì)算及校核5.3輸出軸的軸承計(jì)算及校核6聯(lián)軸器選擇7減速器的潤(rùn)滑及密封7.1減速器的潤(rùn)滑7.2減速器的密封8減速器附件及箱體重要結(jié)構(gòu)尺寸課程設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)鑄工車間的砂型運(yùn)送設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動(dòng)系統(tǒng)由電動(dòng)機(jī)、減速器和輸送帶組成。每日兩班制工作，工作期限為2023。已知條件：輸送帶帶輪直徑d=300mm，輸送帶運(yùn)營(yíng)速度v=0.69m/s，輸送帶軸所需拉力F=6000N。1.1內(nèi)容1.設(shè)計(jì)二級(jí)圓柱齒輪減速器，計(jì)算帶傳動(dòng)的重要性能參數(shù)。2.繪制齒輪減速器的裝配圖一張；繪制低速軸上的齒輪的傳動(dòng)件的工作圖一張；繪制從動(dòng)軸的零件工作圖；繪制減速器箱體的零件工作圖一張。3.寫出設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一份。1.2目的通過(guò)課程設(shè)計(jì)實(shí)踐，樹(shù)立對(duì)的的設(shè)計(jì)思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意識(shí)，培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他先修課程的理論與實(shí)際知識(shí)去分析和解決機(jī)械設(shè)計(jì)問(wèn)題的能力。

學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般規(guī)律。

（3）通過(guò)制定設(shè)計(jì)方案，合理選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和零件類型，正確計(jì)算零件工作能力，擬定尺寸和掌握機(jī)械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護(hù)規(guī)定，之后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，達(dá)成了解和掌握機(jī)械零件，機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)樸機(jī)械的設(shè)計(jì)過(guò)程和方法。

（4）學(xué)習(xí)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計(jì)算，繪圖，查閱設(shè)計(jì)資料和手冊(cè)，運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。1.3任務(wù)陳述1、繪制傳動(dòng)裝置裝配圖一張（A0/A1）；2、繪制傳動(dòng)裝置中軸、齒輪零件圖各一張(A3)；

3、編制設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。（字?jǐn)?shù)在8000字左右）1.4設(shè)計(jì)的關(guān)鍵設(shè)計(jì)的重中之重在于二級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)，需要通過(guò)計(jì)算減速器內(nèi)部各種零件的性能參數(shù)使其達(dá)成規(guī)定的強(qiáng)度、剛度規(guī)定進(jìn)而對(duì)減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。其重要環(huán)節(jié)如下：第一步選擇原動(dòng)機(jī)

第二步分派傳動(dòng)比計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速，力矩

第三步齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算

第四步軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算

第五步聯(lián)軸器的選擇與設(shè)計(jì)

第六步軸承的選擇與校核

第七步潤(rùn)滑方式選擇

第八步其它附件如端蓋油標(biāo)等各種附件的選擇

第九步減速器箱體的設(shè)計(jì)2傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案的擬定（1）根據(jù)工作規(guī)定和工作環(huán)境，選擇展開(kāi)式二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護(hù)方便、環(huán)境合用性好。（2）為了保護(hù)電動(dòng)機(jī)，其輸出端選用帶式傳動(dòng)，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機(jī)，皮帶可以打滑，保證電動(dòng)機(jī)的安全。（3）由于帶傳動(dòng)的承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸震，因此，應(yīng)將其布置在高速的一端。（4）直齒圓柱齒輪相對(duì)于帶傳動(dòng)有一定的沖擊，所以放在傳動(dòng)裝置的速度低的一端。故該機(jī)器涉及原傳動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置、工作機(jī)三部分組成，并且結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱、強(qiáng)度和剛性號(hào)，便于操作和維修。2.2電動(dòng)機(jī)的選擇2.2.1電動(dòng)機(jī)的類型按工作規(guī)定和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.2.2電動(dòng)機(jī)的功率式中：為工作機(jī)的阻力，；為工作機(jī)的線速度，m/s；為工作機(jī)的效率，帶式傳動(dòng)機(jī)可取=0.96其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96得2、電動(dòng)機(jī)的輸出功率為——電動(dòng)機(jī)至滾筒軸的傳動(dòng)裝置總效率?！ぷ鳈C(jī)實(shí)際需要的電動(dòng)機(jī)的輸出功率?！ぷ鳈C(jī)所需的輸入功率且傳動(dòng)裝置的總效率公式為：式中，為傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、軸承以及聯(lián)軸器的效率。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》第三章表3-1可知——帶傳動(dòng)效率：0.96——每對(duì)軸承的傳動(dòng)效率：0.99——圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：0.98——聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率：0.99——卷筒的傳動(dòng)效率：0.96由簡(jiǎn)圖可知共有三對(duì)軸承，兩對(duì)齒輪，一個(gè)聯(lián)軸器，兩種傳送帶。所以傳動(dòng)裝置的總效率為：=0.853、電動(dòng)機(jī)所需功率為：因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率只需略大于即可，，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表17-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率=。2.2.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的擬定滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表3-2得展開(kāi)式減速器的傳動(dòng)比為：=9~25V帶的傳動(dòng)比為：=2~4得總推薦傳動(dòng)比為：18~100所以電動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速的范圍為：791.08~4395r/min查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)常用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范》表17-7可知符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。但是電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為791.08~4395r/min，且3000r/min的電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速過(guò)高。故選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機(jī)。型號(hào)為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速。2.3傳動(dòng)比的計(jì)算及分派1、總傳動(dòng)比為:其中是電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，是電動(dòng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速。2、分派傳動(dòng)比為使傳動(dòng)裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動(dòng)比：；則減速器的傳動(dòng)比為：；考慮兩級(jí)齒輪潤(rùn)滑問(wèn)題，兩級(jí)大齒輪應(yīng)當(dāng)有相近的浸油深度。應(yīng)使兩級(jí)的大齒輪具有相似的直徑（低速級(jí)大齒輪的直徑應(yīng)略大一些，使高速級(jí)大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙）。設(shè)高速級(jí)的傳動(dòng)比，低速級(jí)的傳動(dòng)比為，對(duì)于二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器：取=3.75，則低檔傳動(dòng)比為：；2.4傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速：電機(jī)軸：==1440r/min1軸:；2軸:；3軸:；滾筒軸:2.4.2各軸的輸入功率：電機(jī)軸：=1軸:；2軸:；3軸:；卷筒軸:2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸:；1軸:；2軸:；3軸:；滾筒軸:2.4.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電機(jī)軸5.536.48144015.28105.0548025.1238212834.971079.743.96滾筒軸4.87105843.963傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1.1V帶設(shè)計(jì)3.1.1.1原始數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)功率——kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速——r/minV帶理論傳動(dòng)比——3.1.1.2設(shè)計(jì)計(jì)算擬定計(jì)算功率根據(jù)兩班制工作，空載啟動(dòng)，連續(xù)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限2023。表8-8查得工作系數(shù)KA=1.23.1.1.3選擇V帶的帶型根據(jù)、由圖8-11選用A型。3.1.1.4擬定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=80mm驗(yàn)算帶速按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度由于，故帶速合適3.1.1.5計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為mm3.1.1.6擬定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度根據(jù)式（8-20），初定中心距由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距由式（8-24）可得中心距的變化范圍為338.25mm~394.5mm。3.1.1.7驗(yàn)算小帶輪上的包角3.1.18計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)算單根V帶的額定功率。由，查表8-4得根據(jù)，i=3和A型帶，查表8-5得查表8-6得，查表8-2得，于是計(jì)算V帶的根數(shù)z。取10根。3.1.1.9計(jì)算單根V帶的初拉力由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以==97.82N3.1.1.10計(jì)算壓軸力3.1.1.11重要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)傳動(dòng)比基準(zhǔn)長(zhǎng)度(mm)A31250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)6631097.821901.183.1.1.12帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2、帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動(dòng)機(jī)，較小，所以采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)帶輪。3.2減速器內(nèi)傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1、2輪的設(shè)計(jì)）選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），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=22，大齒輪齒數(shù)z2=22×3.75=82.5，取z2=83。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）擬定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=105.05N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[22×cos20°/(22+2×1)]=30.537°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[87×cos20°/(87+2×1)]=23.284°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[22×(tan30.537°-tan20°)+83×(tan23.284°-tan20°)]/2π=1.71重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.71,3))⑦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=600MPa、Hlim2=550MPa。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=60×480×1×10×300×2×8=1.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=1.38×109/3.75=3.69×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88、KHN2=0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.88×600,1)=528MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.91×550,1)=500.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=500.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))==66.44mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)==1.667m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=1*66.44=66.44mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.67m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.02。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×105.05/66.44=3162.252NKAFt1/b=1×3162.252/66.44=47.60N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分派系數(shù)KH=1.2。④由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.457。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.457=1.7833）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=66.44×=68.89mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=68.89/22=3.13mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=22×3=66mmd2=z2m=83×3=249mm（2）計(jì)算中心距a=(d1+d2)/2=(66+249)/2=157.5mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd1=1×66=66mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）擬定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.689②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.69YFa2=2.23YSa1=1.58YSa2=1.79③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表10-3查得齒間載荷分派系數(shù)KF=1.2根據(jù)表10-4用插值法查得KH=1.426，結(jié)合b/h=9.78查圖10-13得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.12×1.2×1.427=1.918④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.87取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.87×380,1.4)=236.14MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.918×87.09×2.69×1.58×0.689,1×3\s(\s(3))×22\s(\s(2)))=74.863MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.918×87.09×2.23×1.79×0.689,1×3\s(\s(3))×22\s(\s(2)))=70.31MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足規(guī)定。5.重要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=22、z2=87，模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，中心距a=163.5mm，齒寬b1=71mm、b2=66mm。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)m3mm3mm齒數(shù)z2283齒寬b71mm66mm分度圓直徑d66mm249mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha72mm251mm齒根圓直徑dfd-2×hf58.5mm241.5mm3.2.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（3、4輪的設(shè)計(jì)）1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），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)z3=23，大齒輪齒數(shù)z4=23×2.912=66.976，取z4=67。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）擬定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.6。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=382N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z3cos/(z3+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°a2=arccos[z4cos/(z4+2ha*)]=arccos[67×cos20°/(67+2×1)]=23.998°端面重合度：=[z3(tana1-tan)+z4(tana2-tan)]/2π=[23×(tan30.181°-tan20°)+70×(tan23.998°-tan20°)]/2π=1.701重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.701,3))⑦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=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60×128×2×10×300×1×8=3.69*108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1/u=3.69×108/2.912=1.266*108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.91、KHN2=0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.91×600,1)=546MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.93×550,1)=511.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=511.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))==102.676mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)==0.688m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=1×102.676=102.676mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.688m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=0.78。③齒輪的圓周力Ft3=2T2/d1t=2×1000×382/102.676=7440.88NKAFt3/b=1×7440.88/102.676=72.47N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分派系數(shù)KH=1.2。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)稱布置時(shí)，KH=1.469。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×0.78×1.2×1.469=1.3753）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=102.676×=97.618mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d3/z3=97.618/23=4.244mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=4mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3=z3m=23×4=92mmd4=z4m=67×4=268mm（2）計(jì)算中心距a=(d3+d4)/2=(92+268)/2=180mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd3=1×92=92mm取b4=92、b3=97。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[σF]1）擬定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.701=0.691②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.66YFa2=2.25YSa1=1.59YSa2=1.76③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分派系數(shù)KF=1.2根據(jù)KH=1.469，結(jié)合b/h=10.22查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.2×1.439=1.813④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=620MPa、Flim2=620MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87、KFN2=0.89取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.87×620,1.4)=385.29MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.89×620,1.4)=394.14MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.813×330.35×2.66×1.59×0.691,1×4\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=103.401MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.813×330.35×2.25×1.76×0.691,1×4\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=96.814MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足規(guī)定。5.重要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=23、z2=67，模數(shù)m=4mm，壓力角=20°，中心距a=180mm，齒寬b1=97mm、b2=92mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2367齒寬b97mm92mm分度圓直徑d92mm268mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha4mm4mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)5mm5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2×ha100mm276mm齒根圓直徑dfd-2×hf82mm258mm3.3輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=5.28KWn1=480r/minT1=105.05Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1=66mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))==3183.33NFr=Ft×tan=3183.33×tan20°=1158.64N3.初步擬定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)解決，根據(jù)表，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×=24.91mm輸入軸的最小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=26mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的規(guī)定擬定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足大帶輪的軸向定位規(guī)定，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm。大帶輪寬度B=78mm，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=76mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作規(guī)定并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=17+15=32mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。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=71mm，d56=d1=66mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度b3=97mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=97+12+16+8-15=118mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步擬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(jiàn)圖a）:根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T=17mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(78/2+50+17/2)mm=97.5mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(71/2+32+118-17/2)mm=177mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(71/2+9+32-17/2)mm=68mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2639.1×68,177+68)=732.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2639.1×177,177+68)=1906.6N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(960×68-1345.58×(97.5+177+68),177+68)=-1614.6NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(960×177+1345.58×97.5,177+68)=1229N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=732.5×177Nmm=129652Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=1345.58×97.5Nmm=131194Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1614.6×177Nmm=-285784NmmMV2=FNV2L3=1229×68Nmm=83572Nmm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=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=313819NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=154253Nmm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：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(313819\s(2)+\b(0.6×87.09×1000)\s(2)),0.1×66\s(3))MPa=11.1MPa≤[]=60MPa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：3.4中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=6.31KWn2=182.28r/minT2=330.35Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=261mm則:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×330.35×1000,261)=2531.4NFr1=Ft1×tan=2531.4×tan20°=920.8N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=92mm則:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×330.35×1000,92)=7181.5NFr2=Ft2×tan=7181.5×tan20°=2612.4N3.初步擬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)解決，根據(jù)表，?。篈0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(6.31,182.28))=34.9mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的規(guī)定擬定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作規(guī)定并根據(jù)dmin=34.9mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=40mm；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B=66mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=64mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=40mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=48mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d23=40mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=97mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=95mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=17mm，則l12=T+Δ+s+2=17+16+8+2=43mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5mm至此，已初步擬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(jiàn)圖a）:根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(cè)得T=17mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1=(66-2)/2+45.5-17/2mm=69mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(66/2+14.5+97/2)mm=96mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3=(97-2)/2+43-17/2)mm=82mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3)=eq\f(2531.4×(96+82)+7181.5×82,69+96+82)=4208.4NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(2531.4×69+7181.5×(69+96),69+96+82)=5504.5N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)-Fr2L3,L1+L2+L3)=eq\f(920.8×(96+82)-2612.4×82,69+96+82)=-203.7NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fr2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(920.8×69-2612.4×(69+96),69+96+82)=-1487.9N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1=4208.4×69Nmm=290380NmmMH2=FNH2L3=5504.5×82Nmm=451369Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=-203.7×69Nmm=-14055NmmMV2=FNV2L3=-1487.9×82Nmm=-122023Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=290720NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=467568Nmm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B）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：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(290720\s(2)+\b(0.6×330.35×1000)\s(2)),0.1×40\s(3))MPa=55MPa≤[]=60MPa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：3.5輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=6.06KWn3=59.96r/minT3=964.39Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4=280mm則:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×964.39×1000,280)=6888.5NFr=Ft×tan×°3.初步擬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)解決，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(6.06,59.96))=52.2mm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=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT3=1.3×964.39=1253.7Nm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/T4323-2023或手冊(cè)，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63mm故取d12=63mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為107mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的規(guī)定擬定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位規(guī)定，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=68mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=73mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=107mm，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=105mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作規(guī)定并根據(jù)d23=68mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6214，其尺寸為d×D×T=70mm×125mm×24mm，故d34=d78=70mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=24+15=39mm左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6214型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=75mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=92mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=90mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=75mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=87mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。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l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，在擬定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=24mm高速大齒輪輪轂寬度B2=66mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=66+12+5+2.5+16+8-12-15=82.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=24+8+16+2.5+2=52.5mm至此，已初步擬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(jiàn)圖a）:根據(jù)6214深溝球軸承查手冊(cè)得T=24mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(92/2+12+82.5+39-24/2)mm=167.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(92/2-2+52.5-24/2)mm=84.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(6888.5×84.5,167.5+84.5)=2309.8NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(6888.5×167.5,167.5+84.5)=4578.7N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f(2505.8×84.5,167.5+84.5)=840.2NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f(2505.8×167.5,167.5+84.5)=1665.6N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=2309.8×167.5Nmm=386892Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=840.2×167.5Nmm=140734Nmm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：M=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=411693Nmm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：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(\s(2)+\b(0.6×964.39×1000)\s(2)),0.1×79\s(3))MPa=11.7MPa≤[]=60MPa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：4鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算4.1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×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-8=62mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×62×25×120/1000=325.5NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度規(guī)定。4.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l'=50-12=38mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×38×40×120/1000=364.8NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度規(guī)定。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×90mm，接觸長(zhǎng)度:l'=90-12=78mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×78×40×120/1000=748.8NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度規(guī)定。4.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=20mm×12mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l'=80-20=60mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×12×60×75×120/1000=1620NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度規(guī)定。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=18mm×11mm×100mm，接觸長(zhǎng)度:l'=100-18=82mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×11×82×63×120/1000=1704.8NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度規(guī)定。5軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×1×8×300=24000h5.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×960+0×=960N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=960×eq\r(3,\f(60×720,10\s(\s(6)))×24000)=9716N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr=25.5KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×720)\b(\f(25.5×1000,960))\s(\s(3))=4.34×105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.2中間軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2612.4+0×=2612.4N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=2612.4×eq\r(3,\f(60×182.28,10\s(\s(6)))×24000)=16727N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr=25.5KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×182.28)\b(\f(25.5×1000,2612.4))\s(\s(3))=8.5×104≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2505.8+0×=2505.8N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=2505.8×eq\r(3,\f(60×59.96,10\s(\s(6)))×24000)=11075N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:6214軸承，Cr=60.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3)))=eq\f(10\s(\s(6)),60×59.96)\b(\f(60.8×1000,2505.8))\s(\s(3))=3.97×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。6聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T3=964.39Nm由表查得KA=