【正文】 1：齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。：軸的受力分析1）求軸上的扭矩T=9550P2n2=9550=?m2）求齒輪上的作用力Ft2=2000T2d2=2000=Fr2=Ft2tanαn/cosβ=tan20176。1）截面③的安全系數(shù)校核計算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：:查表108【4】，：查表1011【4】，：查表1012【4】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）：查表1014【4】，ψσ=,(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）軸的直徑鍵槽寬鍵槽深W=πd332bt(dt)22d=π343321053452234=WT=πd316btdt22d=π343161053452234=7098mm3(3)截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅σa=σ=M3W=141709 = MPa平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τT=TWT=1947057098= MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，τa=τm=τT2== MPa（4）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)Sσ=σ1kσβεσσa+ψσσm==扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)Sτ=τ1kτβεττa+ψττm=+=綜合安全系數(shù)S=SσSτSσ2+Sτ2=+=取,合適2）截面⑤的安全系數(shù)校核計算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：:截面處有兩種應(yīng)力集中。軸承處軸頭直徑d3：考慮軸承為標(biāo)準(zhǔn)件，取d3=65mm裝齒輪處直徑d4：為方便裝拆，取d4=70mm軸環(huán)直徑d5：軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，；軸環(huán)和軸頭半徑差為2~3倍的倒角尺寸，故軸環(huán)直徑為80mm。裝齒輪處軸長度L5:L5=b42=94mm軸環(huán)寬度b：b≈=6=,取b=10mm。則A軸承軸向力FAA=FS1=FAB=FS1Fa== N對于軸承A：f0FAAC0r==對于軸承B:f0FABC0r ==查表1212【4】得，e1=查表1212【4】得e2=FS1=== NFS2==1524= NFAB=FS1Fa==FAA=FS1=f0FAAC0r ==f0FABC0r ==查表1212【4】得，e1=查表1212【4】得，e2=FS1===1162 NFS2==1524= NFAA=FS1=1162FAB=FS1Fa==多次計算后，確定e1=，e2=FAA=1162NFAB= N4）計算兩軸承的當(dāng)量動載荷對于軸承APrA=XAFRA+YAFAA因為FAAFRA===e1查表1212【4】得XA=1,YA=0PrA=XAFRA+YAFAA=1=對于軸承BPrB=XBFRB+YBFAB因為FABFRB==e2查表1212【4】得XB=,YB=PrB=XBFRB+YBFAB=1524+=18015）計算軸承的基本額定壽命取PrA、PrB中的最大值計算，將PrA帶入下式查表128【4】，因軸承在正常溫度下工作，查表1210【4】，取減速器載荷系數(shù)，球軸承則Lh=16670185（12903）3=21756 h壽命達(dá)到要求七、鍵連接的選擇與校核計算：高速軸Ⅰ上的鍵的選擇由前面軸的設(shè)計可知:齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表51得截面尺寸為，長度取為63mm。綜合以上因素，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T50141984(見表82【1】)，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。為避免油池中稀油濺入軸承，在齒輪與軸承間防止擋油環(huán)。6）起吊裝置在減速器上設(shè)置吊環(huán)螺釘。十、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計：減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計為了便于齒輪等的裝配，機體采用視屏剖分式，剖分面與軸線平面重合，將機體分為機座和機蓋兩部分。：低速軸端聯(lián)軸器的選擇由前面計算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。：中間軸Ⅱ上的鍵的選擇由前面軸的設(shè)計可知，大齒輪及小齒輪均采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【3】查得截面尺寸為，長度取為50mm和90mm。高速軸總長度L=420mm。根據(jù)軸徑為65mm，查表65【1】初選N213軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。查表109【4】用插值法得Kσ= Kτ=過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表108【4】得由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計算安全系數(shù)絕對尺寸系數(shù)：查表1011【4】，：查表1012【4】，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）：查表1014【4】，ψσ=,(2)截面上的應(yīng)力截面⑤的彎矩M5=1417091102668960+110266=故彎曲應(yīng)力幅σa=M5(πd332)=(π38332)=平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τT=T(πd316)=194705(π38316)=扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等τa=τm=τT2==（3）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)Sσ=σ1kσβεσσa+ψσσm==扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)Sτ=τ1kτβεττa+ψττm=+=綜合安全系數(shù)S=SσSτSσ2+Sτ2=+=取,合適：低速軸Ⅲ的設(shè)計總結(jié)之前的一些本計算階段可能用到的數(shù)據(jù)傳遞功率：P3= KW；轉(zhuǎn)速：n3= r/min；轉(zhuǎn)矩T3= N?m齒輪4（大直齒輪）：分度圓直徑d4=480mm；齒輪寬度；：選擇軸z的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表101【4】查得：τ1=140MPa：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式（102）【4】，查表102，取則d≥= mm又因為最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即d≥= mm圓整，考慮聯(lián)軸器，取軸頭直徑標(biāo)準(zhǔn)值為d=55。=420NFa2=Ft2tanβ=176。軸環(huán)寬度:b≈=6=。：中間軸Ⅱ的設(shè)計總結(jié)之前的一些本計算階段可能用到的數(shù)據(jù)傳遞功率：P2= KW；轉(zhuǎn)速：n2= r/min；齒輪2（大斜齒輪）：分度圓直徑d2=；齒輪寬度，；β=176。聯(lián)軸器端裝軸承處d3處長度L3：查7206C軸承寬度，確定L3=16mm.遠(yuǎn)離聯(lián)軸器端裝軸承處長度L4:首先，考慮到箱體中各對齒輪之間正確嚙合，以及零件在箱體中的正確位置，套筒長度=13。聯(lián)軸器軸向固定軸肩直徑d2：直徑變化5~10mm，并考慮密封件尺寸，取d2=28mm。得，5)重合度系數(shù)：同前6)許用彎曲應(yīng)力:由式（422）【4】，σF=σFlimSFlimYSTYN：由圖48c【4】，查得：（按圖中ME查值），（按圖中MQ查值）：由表48【4】，?。ㄝ^高可靠度）：由N3=108,N4=108查圖426【4】得：，YN4=：YST=[σF3]=σFlim3SFlimYSTYN=2=675 MPa[σF4]=σFlim4SFlimYSTYN=2=7