兩輥卷板機(jī)傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算過程案例綜述目錄TOC\o"1-3"\h\u20839兩輥卷板機(jī)傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算過程案例綜述 1179211.1電機(jī)的選擇 1221921.2減速器的設(shè)計計算 187311.2.1確定傳動裝置的總傳動比并且分配傳動比 2114291.2.2傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 2222991.2.3齒輪傳動的設(shè)計 32091用重合度系數(shù)Yε計算彎曲疲勞強(qiáng)度 12306061.2.4傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計 149691初步確定軸的最小直徑 24227861.2.5鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 2711029輸出軸與低速大齒輪處的鍵 28166961.2.6軸承的選擇及校核計算 29115001.2.6聯(lián)軸器的選擇 3097011.2.7減速器的潤滑和密封 31295501.2.8減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 32233961.3蝸輪絲桿升降機(jī)的設(shè)計計算 3410301.1.1選擇調(diào)節(jié)形式、材料及精度等級 34128041.1.2參數(shù)設(shè)計 345131所以可以得出下表參數(shù) 351.1電機(jī)的選擇傳動裝置總效率ηa=η12η25η32η4η5=0.992×0.995×0.972×0.95×0.96=0.8η1為聯(lián)軸器的效率,η2為軸承的效率,η3為齒輪傳動的效率,η4為開式齒輪傳動的效率，η5為工作裝置的效率。下輥的轉(zhuǎn)速n:n=7r/min選擇型號為Y160l-6的三相異步電動機(jī)，參數(shù)如下：額定功率11kw滿載轉(zhuǎn)速953r/min同步轉(zhuǎn)速1000r/min1.2減速器的設(shè)計計算1.2.1確定傳動裝置的總傳動比并且分配傳動比總傳動比iia=i×iki與ik取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i12為√1.3i，即7.11則低速級齒輪的傳動比i23為i/i12=38.9/7.11,即5.471.2.2傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n開式小齒輪軸：n工作機(jī)軸：n各軸輸入功率:輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P開式小齒輪：P工作機(jī)軸：P各軸輸出功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P開式小齒輪：P工作機(jī)軸：P各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T開式小齒輪軸：T工作機(jī)軸：T各軸輸出轉(zhuǎn)矩：輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T開式小齒輪軸：T工作機(jī)軸：T1.2.3齒輪傳動的設(shè)計1）高速齒輪的設(shè)計計算：選精度等級、材料及齒數(shù)材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。一般工作機(jī)器，選用8級精度。選小齒輪齒數(shù)Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z2=20×7.11=142.2，取Z2=143。壓力角=20°。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由式試算小齒輪分度圓直徑，即d試選載荷系數(shù)KHt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T齒寬系數(shù)Φd=1區(qū)域系數(shù)ZH=2.5彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε：端面壓力角：αα端面重合度：ε重合度系數(shù)：Z接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN接觸疲勞強(qiáng)度KHN1=0.88KHN2=0.92取失效概率為百分之一，安全系數(shù)S=1，得：σσ取[σH1]與[σH2]中較小的作為齒輪副得接觸疲勞許用應(yīng)力，所以[σH]=[σH2]=506MPa嘗試計算小齒輪分度圓直徑：d調(diào)整小齒輪分度圓直徑：圓周速度v=齒寬b=系數(shù)KA=1由于v=2.82m/s,8級精度，查得動載系數(shù)KV=1.12齒輪得圓周力FK查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2，KH=1.455K=按實(shí)際載荷系數(shù)，分度圓直徑d齒輪模數(shù)m=取模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm計算幾何尺寸：分度圓直徑dd中心距a=齒輪寬度b=取b2=60b1=65校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)YεY齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.75YFa2=2.16YSa1=1.56YSa2=1.83計算實(shí)際載荷系數(shù)KF查表得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2KHβ=1.455,b/h=8.89,查表得KFβ=1.425載荷系數(shù)K=計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]查得小、大齒輪得彎曲疲勞極限為σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85KFN2=0.88取安全系數(shù)S為1.4，則σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，得出下表參數(shù)代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z20143齒寬b65mm60mm分度圓直徑d60mm429mm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)1.75mm1.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha66mm435mm齒根圓直徑dfd-2×hf52.5mm421.5mm2）低速齒輪的設(shè)計計算選取材料、精度等級和齒數(shù)材料：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。選取8級精度。小齒輪齒數(shù)選取Z3=21,大齒輪Z4=21*5.47=114.87,取Z4=115壓力角α為20°按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計小齒輪分度圓直徑d試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩T選取齒寬系數(shù)Φd=1區(qū)域系數(shù)ZH=2.5彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPaαα端面重合度：ε重合度系數(shù)：Z接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN接觸疲勞強(qiáng)度KHN1=0.92KHN2=0.95取失效概率為百分之一，安全系數(shù)S=1，得：σσ取[σH1]與[σH2]中較小的作為齒輪副得接觸疲勞許用應(yīng)力，所以[σH]=[σH2]=522.5MPa嘗試計算小齒輪分度圓直徑：d調(diào)整小齒輪分度圓直徑：圓周速度v=齒寬b=系數(shù)KA=1由于v=0.74m/s,8級精度，查得動載系數(shù)KV=1.05齒輪得圓周力FK查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.1，KH=1.471K=按實(shí)際載荷系數(shù)，分度圓直徑d齒輪模數(shù)m=取模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值m=5.5mm計算幾何尺寸：分度圓直徑dd中心距a=齒輪寬度b=取b4=116b3=121校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)YεYYFa1=2.73YFa2=2.17YSa1=1.57YSa2=1.83計算實(shí)際載荷系數(shù)KF查表得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1KHβ=1.471,b/h=9.37,查表得KFβ=1.441載荷系數(shù)K=計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]查得小、大齒輪得彎曲疲勞極限為σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88KFN2=0.91取安全系數(shù)S為1.4，則σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，得下表參數(shù)代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m5.5mm5.5mm齒數(shù)z21115齒寬b121mm116mm分度圓直徑d115.5mm632.5mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha5.5mm5.5mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)6.875mm6.875mm全齒高h(yuǎn)ha+hf12.375mm12.375mm齒頂圓直徑dad+2×ha126.5mm641.5mm齒根圓直徑dfd-2×hf101.75mm618.75mm3）開式齒輪傳動的設(shè)計選取材料、精度等級及齒數(shù)材料：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。選用8級精度選取小齒輪齒數(shù)Z1為23,大齒輪齒數(shù)Z2為23*1.5=80.5.取Z2為80壓力角α=20°按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計試算齒輪模數(shù)eqm\s(,nt)≥\r(3,\f(2K\s(,Ft)T\s(,4)Y\s(,ε),ψ\s(,d)Z\s(2,1))×\b(\f(Y\s(,Fa)Y\s(,Sa),[σ\s(,F)])))試選載荷系數(shù)KFt=1.3小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T4=3192.43N/m選取齒寬系數(shù)Φd=1用重合度系數(shù)Yε計算彎曲疲勞強(qiáng)度αa1=arccos[Z1cosɑ/(Z1+2han*)]=arccos[23cos20°/(23+2*1)]=30.181°αa2=arccos[Z2cosɑ/(Z2+2han*)]=arccos[80cos20°/(80+2*1)]=21.545°端面重合度：εα=（1/2π）[Z1(tanαa1-tanα)+Z4(tanαa2-tanα)]=(1/2π)[23(tan30.181°-tan20°)+80(tan21.545°-tan20°)]=1.71重合度系數(shù)：Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.71=0.689根據(jù)齒數(shù)查圖得齒形系數(shù)跟應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.66YFa2=2.23YSa1=1.59YSa2=1.77接觸疲勞許用應(yīng)力[σF]小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=500MPa、σHlim2=380MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪N1=60njth=60*24.5*1*10*1*8*300=1.53*107大齒輪N2=60njth=N1/u=1.53*107/1.5=1.01*107接觸疲勞強(qiáng)度KHN1=0.91KHN2=0.95取安全系數(shù)S=1.4，得：[σF1]=σHlim1KFN1/S=500*0.91/1.4=325MPa[σF2]=σHlim2KFN2/S=380*0.95/1.4=257.86MPa因?yàn)閅Fa1YSa1/[σF1]=0.013<YFa2YSa2/[σF2]=0.0153所以取YFaYSa/[σF]=YFa2YSa2/[σF2]=0.0153試算齒輪模數(shù)mnt≥3√(2KFtT1Yε/ΦdZ12)(YFaYSa/[σF])=3√（2*1000*1.3*3192.43*0.689/1*232）*0.153=5.489mm調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度v:d1=mntz1=5.489×23=126.247mmv=eq\f(πd\s(,1)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×126.247×24.5,60×1000)=.16m/s齒寬b=eqφ\s(,d)d\s(,1)=eq1×126.247=126.247mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25)×5.489=12.35mmb/h=126.247/12.35=10.22系數(shù)KA=1由于v=0.16m/s,8級精度，查得動載系數(shù)KV=1.02齒輪得圓周力Ft1=2T4/d1=2×1000×3192.43/126.247=50574.35NKAFt1/b=1×50574.35/126.247=400.6N/mm>100N/mm查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1，KH=1.142載荷系數(shù)KF=KAKVKFKF=1×1.02×1.1×1.142=1.281按實(shí)際載荷系數(shù)，齒輪模數(shù)mn≥mnt3√KF/KFt=5.489*3√1.281/1.3=5.462mm模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值，m=5.5mm大小齒輪分度圓直徑d1=z1m=23×5.5=126.5mmd2=z2m=80×5.5=440mm中心距a=(d1+d2)/2=(126.5+440)/2=281.25mm齒輪寬度b=d×d1=1×126.5=126.5mm取b2=127mmb1=132mm得下表參數(shù)代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m5.5mm5.5mm齒數(shù)z2380齒寬b132mm127mm分度圓直徑d126.5mm440mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha5.5mm5.5mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)6.875mm6.875mm全齒高h(yuǎn)ha+hf12.375mm12.375mm齒頂圓直徑dad+2×ha137.5mm451mm齒根圓直徑dfd-2×hf112.75mm426.25mm1.2.4傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計1)輸入軸的設(shè)計輸入軸上的功率P1=9.07kw,轉(zhuǎn)速n1=553r/min,T1=90.89Nm求作用在齒輪上的力已知高速小齒輪的分度圓直徑d1為60mm則FF初步估算軸的最小直徑軸的材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A0=112于是d輸入軸的最下直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為適應(yīng)所選軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,取KA=1.3則T轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，并且電機(jī)軸直徑42mm，所以根據(jù)GB/T4323-2002，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35mm,d12=35mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯(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=40mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=58mm。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T=45×85×20.75mm，故d34=d78=45mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=20.75+15=35.75mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm，因此，取d45=d67=52mm。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=65mm，d56=d1=60mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖根據(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。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，在確定滾動軸承位置時，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=121mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=121+12+16+8-15=142mml67=Δ+s-15=9mm軸的受力分析和校核作軸的計算簡圖（見圖3-1-a）:a=18.6mm輸入軸第一段中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=58/2+50+18.6=97.6mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=65/2+35.75+142-18.6=191.6mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=65/2+9+35.75-18.6=58.6mm計算軸的支反力：水平面支反力（見圖3-1-b）：FF垂直面支反力（見圖3-1-d）：FF計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面C處的垂直彎矩：M分別作水平面彎矩圖（圖3-1-c）和垂直面彎矩圖（圖3-1-e）。截面C處的合成彎矩：M=作合成彎矩圖（圖3-1-f）。作轉(zhuǎn)矩圖（圖3-1-g）。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（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。，取α=0.6，則有：σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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：圖3-12)中間軸的設(shè)計中間軸上的功率P2=8.71kw,轉(zhuǎn)速n2=134.04r/min,T2=620.56Nm求作用在齒輪上的力已知高速小齒輪的分度圓直徑d2為429mm則FF低速級小齒輪的分度圓直徑d3為115.5mm則FF初步估算軸的最小直徑軸的材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A0=107于是d軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=43mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T=50×90×21.75mm，故d12=d56=50mm。取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=55mm；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=60mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=58mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d34=67mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=14.5mm。左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm，因此，取d23=55mm?？紤]材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=121mm，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=119mm。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?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=21.75mm，則l12=T+Δ+s+2=21.75+16+8+2=47.75mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mm軸的受力分析和校核作軸的計算簡圖（見圖3-2-a）:a=20mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(60/2-2+50.25-20)=58.2mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(60/2+14.5+121/2)=105mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3=(121/2-2+47.75-20)=86.2mm計算軸的支反力：水平面支反力（見圖3-2-b）：FF垂直面支反力（見圖3-2-d）：FF計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MM截面B、C處的垂直彎矩：MM分別作水平面彎矩圖（圖3-2-c）和垂直面彎矩圖（圖3-2-e）。截面B、C處的合成彎矩：MM作合成彎矩圖（圖3-2-f）。作轉(zhuǎn)矩圖（圖3-2-g）。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（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。，取α=0.6，則有：σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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：圖3-23)輸出軸的設(shè)計求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=8.36KWn3=24.5r/minT3=3258.69Nm求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4=632.5mm則:FF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d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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:T按照計算轉(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/T4323-2002或手冊，選用LT12型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為100mm故取d12=100mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為167mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(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=105mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=110mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=167mm，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段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=165mm。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=105mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30222，其尺寸為d×D×T=110mm×200mm×38mm，故d34=d78=110mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=38+15=53mm左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30222型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm，因此，取d45=117mm。取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=115mm；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=116mm，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=114mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=115mm查表，得R=2.5mm，故取h=7mm，則軸環(huán)處的直徑d56=129mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。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。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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=38mm高速大齒輪輪轂寬度B2=60mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=60+12+5+2.5+16+8-12-15=76.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=38+8+16+2.5+2=66.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的受力分析和校核作軸的計算簡圖（見圖3-3-a）:a=45mm第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(165/2+50+45)mm=177.5mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(116/2+12+76.5+53-45)mm=154.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(116/2-2+66.5-45)mm=77.5mm計算軸的支反力：水平面支反力（見圖3-3-b）：FF垂直面支反力（見圖3-3-d）：FF計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面C處的垂直彎矩：M分別作水平面彎矩圖（圖3-3-c）和垂直面彎矩圖（圖3-3-e）。截面C處的合成彎矩：M=作合成彎矩圖（圖3-3-f）。作轉(zhuǎn)矩圖（圖3-3-g）。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（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6，則有：σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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：圖3-31.2.5鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1)輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長度:l'=50-10=40mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2)中間軸鍵選擇與校核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=16mm×10mm×50mm，接觸長度:l'=50-16=34mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。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=16mm×10mm×110mm，接觸長度:l'=110-16=94mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。3)輸出軸鍵選擇與校核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=32mm×18mm×110mm，接觸長度:l'=110-32=78mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=28mm×16mm×110mm，接觸長度:l'=110-28=82mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。1.2.6軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：L1)輸入軸的軸承計算與校核初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承只受徑向力，查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:30209軸承，Cr=67.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。2)中間軸的軸承計算與校核初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P選擇軸承型號:查表，選擇:30210軸承，Cr=71.2KN，有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。3)輸出軸的軸承計算與校核初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:30222軸承，Cr=260KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。1.2.6聯(lián)軸器的選擇1)輸入軸處聯(lián)軸器載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=由表查得KA=1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：T型號選擇選用LT5型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=125Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=4600r/min，軸孔直徑為35mm，軸孔長度為60mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。2)輸出軸處聯(lián)軸器載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=由表查得KA=1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：T型號選擇選用LT12型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=8000Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=1450r/min，軸孔直徑為100mm，軸孔長度為167mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。1.2.7減速器的潤滑和密封1)減速器的潤滑齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn)=12.375mm＞10mm，取浸油深度為12mm，則油的深度H為H=30+12=42mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177cSt。軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v=0.74m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。2)減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不