機械設(shè)計課程設(shè)計電動卷揚機傳動裝置設(shè)計年 級: 2009級學(xué) 號: 姓 名: 專 業(yè): 工程機械指導(dǎo)老師: 二零一二年五月西南交通大學(xué)峨眉校區(qū)機械工程系機械綜合設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名： 學(xué)號：一、設(shè)計題目 電動卷揚機傳動裝置設(shè)計二、工作原理電動機產(chǎn)生動力，通過由多個齒輪和其他零部件組裝成的傳動裝置傳遞動力給繩索，從而實現(xiàn)其功能。三、原始數(shù)據(jù) （1）設(shè)計參數(shù)：間歇工作，每班工作時間不超過15%，每次工作時間不超過10分鐘，滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼索速度允許誤差±5% ，鋼索拉力12KN，鋼索速度15m/s,滾筒直徑220mm使用期限：10年生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)條件：鑄造，精加工動力來源：電力工作轉(zhuǎn)速允許誤差：±5%；四、設(shè)計任務(wù)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計：以傳動系統(tǒng)為核心進行布局規(guī)劃，根據(jù)零部件強度、剛度確定形狀和尺寸，并對所有零件選擇材料及熱處理方法等，將課程中學(xué)習(xí)的連接、傳動和支撐等部分知識應(yīng)用到設(shè)計中；零部件設(shè)計：成型產(chǎn)品（如動力源、變速箱、聯(lián)軸器）進行選型，標(biāo)準(zhǔn)件進行強度計算依據(jù)手冊選擇，非標(biāo)零件根據(jù)強度進行設(shè)計；解決零件在運轉(zhuǎn)中的固定、潤滑、密封等問題編寫說明書設(shè)計完成工作量 （一）在考試前完成整個機器的三維設(shè)計，所有零件均需準(zhǔn)確繪出；在考試前編寫設(shè)計說明書，尤其是設(shè)計計算內(nèi)容和部分部件的選型理由均需寫明（三）在考試后兩周內(nèi)完成機器的二維總體裝配圖（0#或1#），要按照裝配圖要求進行，尺寸標(biāo)注完善，公差配合選擇合理，布局合理（四）主要零件的二維圖兩張（箱體或軸、齒輪等2#或3#）（五）打印設(shè)計計算說明書1份（要求全部設(shè)計內(nèi)容，可以計算機編輯文檔也可以手寫體）。六、設(shè)計說明書包括的主要內(nèi)容目錄設(shè)計題目工作原理原始數(shù)據(jù)設(shè)計任務(wù)總體方案設(shè)計結(jié)論建議或意見心得體會主要參考文獻 注：說明書第六部分應(yīng)包含所有零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計的全過程，各個結(jié)構(gòu)尺寸確定原理及方法。七、考核方法考核根據(jù)學(xué)生平時學(xué)習(xí)態(tài)度（含出勤率）、設(shè)計完成情況（包括圖紙、說明書質(zhì)量、考試成績）和答辯成績確定?？荚嚽安糠肿鳛槠綍r成績記錄入課程成績，考試后兩周的二維圖及說明書，作為課程設(shè)計成績單獨記錄。摘 要電動卷揚機顧名思義，是由機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置?？梢源怪碧嵘?、水平或傾斜拽引重物。電動卷揚機由電動機、聯(lián)軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調(diào)速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度,通用性高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、起重大、使用轉(zhuǎn)移方便，被廣泛應(yīng)用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設(shè)備。Jm系列為齒輪減速機傳動卷揚機。主要用于卷揚、拉卸、推、拖重物。如各種大中型砼、鋼結(jié)構(gòu)及機械設(shè)備的安裝和拆卸。適用于建筑安裝公司、礦區(qū)、工廠的土木建筑及安裝工程。關(guān)鍵詞：電動機； 齒輪傳動； 軸及軸承； 聯(lián)軸器； 減速箱； 潤滑目錄摘 要4一設(shè)計題目6二確定電動卷揚機的總體方案6三電動機的選擇73.1 電動機功率計算73.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比83.3計算各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩93.3.1各軸轉(zhuǎn)速計算：93.3.2各軸功率計算：93.3.3各軸轉(zhuǎn)矩計算：10四齒輪設(shè)計104.1高速級齒輪的設(shè)計計算114.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù)114.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計114.1.3按齒根彎曲疲勞強度校核134.1.4幾何尺寸計算：154.1.5高速級齒輪傳動的幾何尺寸154.1.6齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計164.2低速級齒輪傳動設(shè)計174.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù)174.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計174.2.3按齒根彎曲疲勞強度校核194.2.4幾何尺寸計算：214.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸224.3開式齒輪設(shè)計224.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)224.3.2按齒根彎曲強度設(shè)計234.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸24五. 軸及軸承的設(shè)計計算255.1中間軸的設(shè)計計算255.1.1 已知條件255.1.2 選擇軸的材料265.1.3 初算軸徑265.1.4結(jié)構(gòu)設(shè)計265.1.5鍵連接285.1.6軸的受力分析285.1.7校核軸的強度305.1.8校核鍵連接的強度315.1.9校核軸承壽命315.2高速軸的設(shè)計計算315.2.1 已知條件315.2.2 選擇軸的材料325.2.3 初算軸徑和選擇聯(lián)軸器325.2.4結(jié)構(gòu)設(shè)計325.2.5鍵連接345.2.6軸的受力分析355.2.7校核軸的強度365.2.8校核鍵連接的強度375.2.9校核軸承壽命375.3低速軸的設(shè)計計算385.3.1 已知條件385.3.2 選擇軸的材料385.3.3 初算軸徑385.3.4結(jié)構(gòu)設(shè)計385.3.5鍵連接415.3.6軸的受力分析415.3.7校核軸的強度425.3.8校核鍵連接的強度435.3.9校核軸承壽命435.4開式齒輪高速軸的設(shè)計計算445.4.1 已知條件445.4.2 選擇軸的材料445.4.3 初算軸徑445.4.4結(jié)構(gòu)設(shè)計445.4.5鍵連接465.4.6軸的受力分析465.4.7校核軸的強度485.4.8校核鍵連接的強度485.4.9校核軸承壽命495.5開式齒輪低速軸的設(shè)計計算495.5.1 已知條件495.5.2 選擇軸的材料495.5.3 初算軸徑505.5.4結(jié)構(gòu)設(shè)計505.5.5鍵連接515.5.6軸的受力分析515.5.7校核軸的強度535.5.8校核鍵連接的強度545.5.9校核軸承壽命54六潤滑油及其潤滑方式選擇54七箱體設(shè)計55一設(shè)計題目設(shè)計電動卷揚機的傳動裝置，設(shè)計要求：間歇工作，每班工作時間不超過15（如每班時間為8小時，則卷揚機每班總的工作時間不超過1.2小時），每次工作時間不超過10min，滿載起動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼速度允許誤差±5。小批量生產(chǎn)，設(shè)計壽命10年。鋼繩拉力F(KN)鋼繩速度V(m/min)滾筒直徑D(mm)1512200圖1.1二確定電動卷揚機的總體方案電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)，有三種方案可作參考：圖2.1 蝸輪蝸桿減速器圖2.2 二級圓柱圓錐減速器圖2.3 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動比較上述方案，圖2.1蝸輪蝸桿減速器方案，雖然可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是蝸桿傳動的嚙合處有相對滑動，傳動不平穩(wěn)，并且容易產(chǎn)生嚴(yán)重的摩擦和磨損，因此蝸桿傳動效率低，所以不選用此種方案。圖2.2二級圓柱圓錐減速器，此方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，成本高昂，不經(jīng)濟，所以一般不采用。圖2.3圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動，此方案結(jié)構(gòu)簡單，且傳動平穩(wěn)，經(jīng)濟性好，滿足要求。因此采用二級圓柱齒輪減速器：圖2-4 最終確定方案三電動機的選擇3.1 電動機功率計算電動機輸出滾筒所需要功率：=FV=15*12/60=3.0 (KW) （3-1）傳動效率計算：查資料【1】表2-1 機械傳動效率概略值 可得以下數(shù)據(jù)：彈性聯(lián)軸器傳動效率取0.99 閉式齒輪，選用8級精度（油潤滑），傳動效率取0.97滾動軸承，采用球軸承，傳動效率取0.99開式齒輪，選用8級精度，傳動效率取0.95滾筒傳動效率取0.94電機所需要的功率：=3.0/0.78=3.85 (KW)查資料【1】，可供選擇電機：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩價格Y112M-2428902.2525800Y112M-4414402.2468777Y132M1-649602.0750802Y160M1-847202.012001345表3-13.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比設(shè)卷揚機滾筒的工作轉(zhuǎn)速為，從表3-1可以看出，選Y112M-4型號電動機比較合適，所以P=4.0KW,n=1440(r/min)總傳動比選定方案中齒輪全為直齒圓柱齒輪，查資料【1】表2-2：圓柱齒輪傳動比范圍37， 平均分配各級齒輪傳動比:，但根據(jù)經(jīng)驗，雙級減速器的齒輪傳動比最好不要超過4，以免齒數(shù)比太大導(dǎo)致齒輪受破壞程度相差太大，所以此方案不用。 再選擇Y132M1-6電機，平均分配各級齒輪傳動比:，滿足要求，因此，選用Y132M1-6電機電動機。3.3計算各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩 軸IV 軸V 軸II軸I軸III圖3-13.3.1各軸轉(zhuǎn)速計算：所以滾筒實際轉(zhuǎn)速為19.1r/min，誤差為零，傳動分配合適。3.3.2各軸功率計算：電動機按額定功率計算，3.3.3各軸轉(zhuǎn)矩計算：綜上所述，軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(Nm)I9603.9240.00II260.163.76138.02III70.53.61489.01IV70.53.54479.53V19.13.331665.00表3-2四齒輪設(shè)計4.1高速級齒輪的設(shè)計計算4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù)1）按選擇的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。2）卷揚機為一般工作機器，速度不高，V=12m/min,故選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇，由資料2表101選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者差為40HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)為，則大齒輪的齒數(shù)，取,取壓力角。由于減速器齒輪傳動為閉式傳動，可以采用齒面接觸疲勞強度設(shè)計，按彎曲疲勞強度校核。4.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按資料【2】（10-9a）設(shè)計計算公式計算:1.確定公式的各計算值（1）試選載荷系數(shù)=1.3（2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0。（4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。（5）從資料【2】圖1021（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。（6）由資料【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）查資料【2】圖1019得接觸疲勞壽命系數(shù)為：（8）由資料【2】式10-12計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取安全系數(shù)， 2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計算圓周速度v （3）計算齒寬b（4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)：齒高：（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.31m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數(shù)為，因為是直齒輪，查資料【2】表103查得由資料【2】表102查得使用系數(shù)為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時：=1.418由 ，=1.418，查資料【2】圖10-13得=1.38，故載荷系數(shù)為 （6）按設(shè)計的實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由資料【2】式10-10a得： (7) 計算模數(shù)m 4.1.3按齒根彎曲疲勞強度校核由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式： 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值：(1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， (3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，由資料【2】式（10-12）得： （4）計算安全載荷系數(shù)：（5）計算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 用插值法計算：， （6）計算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得：用插值法計算：，（7）計算大小齒輪的 , 比較得，大齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計計算：將中較大值代入公式得： 對比計算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)（m=2.48 mm）大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)（m=1.81)。因為齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取彎曲強度設(shè)計計算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2。按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)：4.1.4幾何尺寸計算：(1)計算分度圓直徑： (2)計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取4.1.5高速級齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：名稱計算公式數(shù)值（單位：mm)模 數(shù)2壓 力 角分 度 圓 直 徑60222齒 頂 圓 直 徑64226齒 根 圓 直 徑55217中 心 距 141齒 寬6055由于小齒輪（齒輪1）直徑較小，故采用齒輪軸設(shè)計，大齒輪（齒輪2）采用腹板齒輪設(shè)計。4.2低速級齒輪傳動設(shè)計4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數(shù)低速級傳動齒輪類型、精度等級、材料與高速級齒輪1、2相同，小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者差為40HBS。選小齒輪的齒數(shù)為: =24，則大齒輪的齒數(shù)，取=89,4.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按資料【2】（10-9a）設(shè)計計算公式計算:1.確定公式的各計算值（1）試選載荷系數(shù)=1.3（2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0。（4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。（5）從資料【2】圖1021（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。（6）由資料【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）查資料【2】圖1019得接觸疲勞壽命系數(shù)為：=0.93；=0.97。（8）由資料【2】式10-12計算接觸疲勞許用應(yīng)力：2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計算圓周速度 （3）計算齒寬b（4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)：齒高：（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.94m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數(shù)為=1.04，因為是直齒輪，查資料【2】表103查得由資料【2】表102查得使用系數(shù)為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時：=1.423由 ，=1.423，查資料【2】圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù)為（6）按設(shè)計的實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由資料【2】式10-10a得： (7) 計算模數(shù)m 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度校核由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式： 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值：(1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)= 0.93，= 0.97 (3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，由資料【2】式（10-12）得： （4）計算安全載荷系數(shù)：（5）計算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 ， （6）計算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得： ，（7）計算大小齒輪的 比較得，大齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計計算：將中較大值代入公式得：解得： 對比計算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)（m=3.63 mm）大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)（m=2.62)。因為齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取彎曲強度設(shè)計計算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3。按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)：4.2.4幾何尺寸計算：(1)計算分度圓直徑： (2)計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取4.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：名稱計算公式數(shù)值（單位：mm)模 數(shù)3壓 力 角分 度 圓 直 徑69255齒 頂 圓 直 徑75261齒 根 圓 直 徑61.5247.5中 心 距 162齒 寬69644.3開式齒輪設(shè)計4.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）按傳動設(shè)計的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）卷揚機為一般工作機，速度不高，所以選用7級精度（GB/T1009558）3）材料選擇。由【2】表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火；大齒輪用45鋼：硬度4050HRC。4）選擇齒數(shù)。由于的開式傳動，為使齒輪不至于過小，選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取，由于是開式傳動，故選用齒根彎曲疲勞強度設(shè)計即可。 4.3.2按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式進行計算1.確定公式的各計算值（1）由資料【2】圖10-20e查得齒輪的彎曲疲勞強度極限： （2）由資料【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3）由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)（4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得（5）載荷系數(shù)：K =1.8（6）計算齒形系數(shù)：查資料【2】表10-5得 （7）計算齒形校正系數(shù)： 查資料【2】表10-5得： （8）計算大小齒輪的 比較得，小齒輪的數(shù)值大。（8）由資料【2】表10-7選取齒寬系數(shù)：=1.02.設(shè)計計算解得：由于是開式傳動，計算模數(shù)將加大10%得：,就近圓整得m=43.尺寸計算（1）計算分度圓直徑：（2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度：取4、工作機速度驗算：，故設(shè)計合理。4.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：名稱計算公式數(shù)值（單位：mm)模 數(shù)4壓 力 角分 度 圓 直 徑80296齒 頂 圓 直 徑88304齒 根 圓 直 徑70286中 心 距188齒 寬8075五. 軸、軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計計算5.1中間軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，故先對中間軸進行設(shè)計，然后對干高速軸和低速軸進行設(shè)計。5.1.1 已知條件 中間軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速=260.16 r/min，齒輪分度圓直徑=222 mm，=69 mm，齒輪寬度=55 mm，=69 mm5.1.2 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理5.1.3 初算軸徑查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則5.1.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示：+圖5-1中間軸構(gòu)想圖（1）軸承部件的設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計（2）軸承的選擇與軸段和軸段的設(shè)計該軸段上安裝軸承，其設(shè)計與軸承的選擇同步進行。考慮無軸向力的存在，選用深溝球軸承。軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。查資料【3】表13-11取軸承為6308，與軸承配合的軸徑d1=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d5=40mm（3）軸段和的設(shè)計軸段上安裝齒輪3，軸段安裝齒輪2，為了便于安裝齒輪， d2和d4應(yīng)分別大于d1 和d5，可初定d2=d4=42mm，齒輪2上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d2=50.463mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=55 mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=69 mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒斷面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L2=67mm，L4=53mm（4）軸段該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d2=2.944.2mm，取其高度為h=4mm，故d3=50mm,齒輪3端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面內(nèi)壁距離均取為=10mm，齒輪2和齒輪3距離初定為=10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離：=156.5mm，取=10.5mm，則=157mm。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離=12.5mm，則軸段的長度為L3=10.5mm（5）軸段和軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為：L1=23+12+10+3=48mm軸段的長度：L5=23+12+12.5+2=49.5mm（6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=14.7mm則可得軸的支點及受力點之間的距離為：= L1+- a3-3mm=48+69/2-11.5-3=68mm= L3+=10.5+(55+69)/2=72.5mm= L5+- a3-2mm=42.5+55/2-11.5-2=63.5mm5.1.5鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，由資料【3】表11-1查得鍵的型號分別為1264 GB/T 10961990和1250 GB/T 109619905.1.6軸的受力分析（1）齒輪2的受力分析：=1243.4N=452.56N齒輪3的受力分析：=4000.6 N=1456.1 N（2）畫軸的受力簡圖 受力簡圖如下所示：圖5-2 軸受力以及彎矩圖（3）計算支承反力 在水平面：=-866.3N=-137.24N式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=3102.1 N=2141.9N軸承1的總支反力：=3220.8 N軸承2的總支反力：=2146.3 N（4）畫彎矩圖如圖5-2在水平面上，a-a截面處：=-50.07 b-b截面處：=-7.314 在垂直面上，a-a截面處： =179.30 b-b截面處：=114.16合成彎矩，a-a截面處： =186.16 b-b截面處：=114.39（5）畫轉(zhuǎn)矩圖如圖5-25.1.7校核軸的強度由以上計算可得出a-a截面處有最大彎矩，因此a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數(shù)：=8782.0抗扭截面系數(shù)：=18974.8a截面處彎曲應(yīng)力:=21.2扭剪應(yīng)力：=7.27按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為:=22.9由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力=60，< ，強度滿足要求。5.1.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=36.25取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，強度足夠。齒輪3的鍵長于齒輪2的鍵，故其強度也足夠。5.1.9校核軸承壽命1）軸承已初步定為6308，基本額定負(fù)荷2）計算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）：=3220.8 N=2146.3 N查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故：校核此軸承的壽命：= 38585h 軸承滿足工作需求。工作年限=53.6年，故軸承壽命滿足要求。5.2高速軸的設(shè)計計算5.2.1 已知條件高速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑=60mm，齒輪寬度=60 mm。5.2.2 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理5.2.3 初算軸徑和選擇聯(lián)軸器查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則考慮該軸徑取得太小，軸承的壽命可能不能滿足要求，取d1=30mm。由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為560許用轉(zhuǎn)速6300r/min，軸孔范圍為2035mm，滿足要求，軸孔長度為60mm，J型軸孔，聯(lián)軸器主動端代號為LX2 3060 GB/T 5014-2003，故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=58mm。5.2.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示：圖5-3高速軸構(gòu)想圖(1)劃分軸段軸伸出段d1，端蓋以及密封圈處軸段d2，軸承安裝軸段d3、d7，軸頸段d4、d6，齒輪軸段d5。(2)密封圈和軸段查資料【3】表15-11得，選用直徑為35mm的油封氈圈，因此確定d2=35mm。查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6308，與軸承配合的軸徑d3=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d7=40mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3=L7= =38mm。(3)齒輪和軸段由于該軸直徑與齒輪分度圓直徑相差不大，故設(shè)計成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪1直徑尺寸相同，為d5=60mm，da5=64mm，df5=55mm。軸段長度L5=60 mm。(4)軸段和軸段的設(shè)計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則d4= d6=50mm，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段的長度L6=7mm，軸段的長度L4=84mm。(5)軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關(guān)。軸承座的寬度L=，由資料【1】表4-1得，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.025162+3=7.05<8mm，（為低速級齒輪傳動的中心距），取=8mm，=141+162=303mm<400mm,去軸承旁連接螺栓為M16，則部分面凸緣尺寸（扳手空間），=24mm,=20mm，箱體軸承座寬度L=5760mm，取L=58mm，可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=8mm，由資料【1】表8-30得軸承端蓋凸緣厚度為=10mm，取端蓋與軸承座之間的調(diào)整墊片厚度為=2mm，端蓋連接螺栓由資料【1】表8-29得，采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+=45mm。(5)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： L2+ a3=29+45+11.5=85.5mm= L3+ L4+L5/2- a3=140.5mm= L5/2+ L6+ L7- a3=63.5mm5.2.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號為856 GB/T 1096-19905.2.6軸的受力分析（1）齒輪1的受力分析：=1333.3N=485.3N（2） 畫出軸的受力簡圖圖5-4（3）計算支反力在水平面：=-151.43N=-333.87 N式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=416.04 N=917.26 N軸承1的總支反力：=442.7 N軸承2的總支反力：=976.13 N（4）畫彎矩圖在水平面上，a-a截面處：=-21.2 在垂直面上，a-a截面處： =-58.25 合成彎矩，a-a截面處： =61.99如圖5-4（5）畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-45.2.7校核軸的強度a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數(shù)：=21205.8抗扭截面系數(shù)：=42411.6a截面處彎曲應(yīng)力:=2.92扭剪應(yīng)力：=0.94按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為:=3.13由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力=60，< ，強度滿足要求。5.2.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=10.88取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。5.2.9校核軸承壽命1）軸承已初步定為6308，基本額定負(fù)荷2）計算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）：=442.7 N=976.13 N查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故：校核此軸承的壽命：= 3.76h 軸承滿足工作需求。工作年限=522年，故軸承壽命滿足要求。5.3低速軸的設(shè)計計算5.3.1 已知條件低速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑=255mm，齒輪寬度=64 mm。5.3.2 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理5.3.3 初算軸徑查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則軸與聯(lián)軸器相連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為d141.7242.90mm5.3.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示：圖5-5低速軸構(gòu)想圖(1)軸承部件的設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計 (2)聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行，為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計算轉(zhuǎn)矩：=3489.01=1467.03，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為4063mm，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。（3）密封圈和軸段聯(lián)軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,最終由密封圈確定。查資料【3】表15-11得，選用直徑為50mm的油封氈圈，因此確定d2=50mm。（4）軸承與軸段和軸段的設(shè)計軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=10.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d6=55mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3 =36mm。(5)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d6，可初定d5=57mm，齒輪4上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d5=68.485.5mm，而齒輪寬度為=64 mm取其輪轂寬度為70mm，右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，軸段的長度應(yīng)比輪轂略短，故取L5=68mm。(6)軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩高度為（0.070.1）d5=3.995.7mm，取h=5mm，則d4=67mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=12.5mm，則軸段的長度為L4=77.5mm。(7)軸段和軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關(guān)。軸承端蓋連接采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+=47mm。軸段的長度L6=47.5mm(8)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=10.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： L5- a3=47.5+68-32-10.5=73mm= L3+ L4+- a3=135mm= L1/2+ L2+ +a3=98.5mm5.3.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 GB/T 1096-1990，1666 GB/T 1096-19905.3.6軸的受力分析（1）齒輪4的受力分析：=3835.4N=1396.0N（2） 畫出軸的受力簡圖圖5-6（3）計算支反力在水平面：=906.1N=489.9 N在垂直面上：=2489.3 N=1346.1N軸承1的總支反力：=2649.1 N軸承2的總支反力：=1432.5 N（4）畫彎矩圖如圖5-6在水平面上，a-a截面處：=66.15 在垂直面上，a-a截面處： =-181.72 合成彎矩，a-a截面處： =193.39（5）畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-65.3.7校核軸的強度a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數(shù)：=18181.3抗扭截面系數(shù)：=36362.6a截面處彎曲應(yīng)力:=10.64扭剪應(yīng)力：=13.45按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為:=19.33由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力=60，< ，強度滿足要求。5.3.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=80.85齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=61.28取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。5.3.9校核軸承壽命（1）軸承已初步定為6211，基本額定負(fù)荷=43.2 KN（2）計算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）：=2649.1 N=1432.5 N查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故：（3）校核此軸承的壽命：= 3.03h 軸承滿足工作需求。工作年限=421年，故軸承壽命滿足要求。5.4開式齒輪高速軸的設(shè)計計算該軸的設(shè)計與減速器的低速軸的設(shè)計相類似。5.4.1 已知條件開式齒輪高速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑=80mm，齒輪寬度=80 mm。5.4.2 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理5.4.3 初算軸徑查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則軸與聯(lián)軸器相連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為d141.8042.60mm由于該軸的軸端與減速器的低速軸通過聯(lián)軸器相連接，因此此軸的最小直徑d1=42mm。5.4.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示：圖5-7 開式齒輪高速軸構(gòu)想圖(1)軸承部件的設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計 (2)聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行，為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計算轉(zhuǎn)矩：=3=1438.59，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為4063mm，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。（3）軸段聯(lián)軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,取d2=50mm。（4）軸承與軸段和軸段的設(shè)計軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=10.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d7=55mm, 軸承采用脂潤滑。 (5)齒輪5和軸段由于該軸直徑與齒輪分度圓直徑相差不大，故設(shè)計成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪5直徑尺寸相同，為d5=80mm，da5=88mm，df5=70mm。軸段長度L5=80 mm。 (6)軸段、 軸段處安裝軸承的端蓋，取L2=20mm，軸段和軸段直徑d4=d6=55mm,L3= 10mm,L4=10mm。 (7)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=10.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離：= L1/2+ L2+=71.5mm L3+ a3=60.5mm= L4+a3=60.5mm5.4.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 GB/T 1096-1990。5.4.6軸的受力分析（1）齒輪5的受力分析：=11988.25N=4363.37N（2） 畫出軸的受力簡圖圖5-8（3）計算支反力在水平面：=2181.69N=2181.68 N在垂直面上：=5994.13 N=5994.12N軸承1的總支反力：=6378.82 N軸承2的總支反力：=6378.80 N（4）畫彎矩圖如圖5-8在水平面上，a-a截面處：=131.99在垂直面上，a-a截面處： =-362.64 合成彎矩，a-a截面處： =385.91（5）畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-85.4.7校核軸的強度a-a截面上彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數(shù)：=50265.5抗扭截面系數(shù)：=100531.0a截面處彎曲應(yīng)力:=7.68扭剪應(yīng)力：=4.77按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為:=9.58由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力=60，< ，強度滿足要求。5.4.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=83.95取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。5.4.9校核軸承壽命（1）軸承已初步定為6211，基本額定負(fù)荷=43.2 KN（2）計算當(dāng)量動載荷，根據(jù)式資料【2】（13-9a）：=6378.82 N=6378.80 N查資料【3】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故：（3）校核此軸承的壽命：= 21757.9h 軸承滿足工作需求。工作年限=30.2年，故軸承壽命滿足要求。5.5開式齒輪低速軸的設(shè)計計算5.5.1 已知條件開式齒輪低速軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑=296mm，齒輪寬度=75 mm。5.5.2 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理5.5.3 初算軸徑查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端只承受彎矩，故取較小值C=110，則。5.5.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如下圖所示：圖5-9開式齒輪低速軸構(gòu)想圖(1)軸承部件的設(shè)計 軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計（2）軸承與軸段和軸段的設(shè)計軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內(nèi)徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6213，與軸承配合的軸徑d1=65mm,外徑D=120mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=74mm，外徑定位直徑Da=111mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，故L1=L5=B=23mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d5=65mm，軸承采用脂潤滑.（3）軸段該軸段直徑略大于d5,取d4=67mm，L4=500mm，該軸段安裝滾筒,滾筒長度取480mm,滾筒左邊采用套筒定位，套筒長度為19mm,右邊靠軸承定位。(4)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪6，為便于齒輪的安裝，d3應(yīng)略大于d4，可初定d3=70mm，齒輪6上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d3=80.4100.5mm，而齒輪寬度為=75 mm，取其輪轂寬度為82mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，軸段的長度應(yīng)比輪轂略短，故取L3=80mm。(5)軸段 該軸段為齒輪提供定位，定位軸肩高度為（0.070.1）d3=4.97.0mm，取h=6mm，則d4=82mm，齒輪左端面距軸承內(nèi)壁距離為L4=10mm。 (6)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離：= L2+ L3/2=61.5mm L3/2+ L4-480+240=300.0mm+240=251.5mm5.5.5鍵連接 齒輪6與軸段間，滾筒處鍵均采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為2070 GB/T 1096-1990. 滾筒處鍵連接20440 GB/T 1096-1990.5.5.6軸的受力分析（1）齒輪6的受力分析：=11250.0N=4094.7N（2） 畫出軸的受力簡圖圖5-10（3）計算支反力在水平面：=3683.9N=410.8 N在垂直面上：=-16275.5 N=-9974.5N軸承1的總支反力：=16687.2N軸承2的總支反力：=9983.0 N（4）畫彎矩圖如圖5-10在水平面上，a-a截面處：=226.56 b-b截面處：=103.31在垂直面上，a-a截面處： =1000.94 b-b截面處：=-1508.59合成彎矩，a-a截面處： =1026.26b-b截面處：=2510.72（5）畫轉(zhuǎn)矩圖,，如圖5-105.5.7校核軸的強度b-b截面上彎矩最大，還存在轉(zhuǎn)矩 , b-b截面為危險截面計算該截面的抗彎截面系數(shù)： =29527.3抗扭截面系數(shù)： =59054.6b-b截面處彎曲應(yīng)力:=51.09扭剪應(yīng)力：=28.19按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為: =56.27由資料【1】表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應(yīng)力=60，< ，強度滿足要求。5.5.8校核鍵連接的強度齒輪6處鍵連接的擠壓應(yīng)力：=65.38滾筒處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：=19.7取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。5.5.9校核軸承壽命（1）軸承已初步定為6213，基本額定負(fù)