【正文】 或設計手冊，選用 LX4 型聯(lián)軸器。 低速軸設計計算 、功率和轉矩 轉速 n=；功率 P=；軸所傳遞的轉矩 T=?mm 由表選用 45 鋼調質，許用彎曲應力為 [σ ]=60MPa 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取 A0=112。考慮箱體的鑄造誤差，在確 定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。已知高速級大齒輪輪轂寬度為 b2 =45mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取 l45=43mm， d45=45mm。 (4)考慮材料和加工的經濟性 ，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。軸環(huán)寬度 b≥ ，取 l34 = 15 mm。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度 b2 = 45 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 l45 = 43 mm。參照工作要求并根據(jù) dmin = mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承 6208，其尺寸為 d D B = 40 80 18mm，故 d12 = d56 = 40 mm。 23 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑 dmin=40mm 圖 83 中間軸示意圖 (1)初步選擇滾動軸承。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 帶傳動壓軸力（屬于徑向力） Q= 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力） Q= 軸承 A 處水平支承力： 軸承 B 處水平支承力： 軸承 A 處垂直支承力： 軸承 B 處垂直支承力： 軸承 A 的總支承反力為： 19 軸承 B 的總支 承反力為： 截面 A 在水平面上彎矩： 截面 B 在水平面上彎矩： 截面 C 在水平面上的彎矩： 截面 D 在水平面上的彎矩： ： 截面 A 在垂直面上彎矩： 截面 B 在垂直面上彎矩： 截面 C 在垂直面上的彎矩： 截面 D 在垂直面上彎矩： ，有： 截面 A 處合成彎矩： 20 截面 B 處合成彎矩： 截面 C 處合成彎矩： 截面 D 處合成 彎矩： 轉矩和扭矩圖 截面 A 處當量彎矩： 截面 B 處當量彎矩： 截面 C 處當量彎矩： 截面 D 處當量彎矩： 彎矩圖如圖所示： 圖 82 高速軸受力及彎矩圖 21 22 因 B 彎矩大，且作用有轉矩，故 B 為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應力為 剪切應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取 折合系數(shù)α =，則當量應力為 查表得 20Cr 滲碳回火處理，抗拉強度極限σ B=650MPa，則軸的許用彎曲應力 [σ1b]=70MPa，σ ca[σ 1b]，所以強度滿足要求。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑 25 30 35 42 58 42 35 18 長度 48 62 29 50 8 29 高速級小齒輪所受的圓周力（ d1 為高速級小齒輪的分度圓直徑） 高速級小齒輪所受的徑向力 第一段軸中點到軸承壓力中心距離 l1=，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=141mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3= 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作 用點取為載荷分布段的中點。 (4)軸承端蓋厚度 e=12，墊片厚度Δ t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離 K=24，螺釘 C1=20mm， C2=18mm，箱座壁厚δ =8mm，則 (5)取小齒輪距箱體內壁之距離Δ 1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。參照工作要求并根據(jù) d23 = 30 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承 6207，其尺寸為 dD B = 35 72 17mm，故 d34 = d78 = 35 mm。 (2)初步選擇滾動軸承。 由于最小軸段截面上要開 1 個鍵槽，故將軸徑增大 5% 查表可知標準軸孔直徑為 25mm 故取 dmin=25 17 圖 81 高速軸示意圖 (1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑 d12=25mm， l12 長度略小于大帶輪輪轂長度 L，取 l12=48mm。 039。 039。故實際傳動比 查圖 118 和 119 得齒形系數(shù)： 故應對小齒輪進行彎曲強度計算 模數(shù) 由表 41 取模數(shù) 中心距 齒 輪分度圓直徑 齒寬 取 b1=75mm b2=70mm （ 3）驗算齒面接觸強度 15 （ 4）齒輪的圓周速度 可知選用 7 級精度是合適的。0 齒數(shù) z 27 103 齒頂高 ha 2 2 齒根高 hf 分度圓直徑 d 54 206 齒頂圓直徑 da 58 210 齒根圓直徑 df 49 201 齒寬 B 50 45 中心距 a 130 130 圖 61 高速級大齒輪結構圖 13 第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算 （ 1）選擇材料及確定許用應力 小齒輪選用 20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度 56～ 62HRC，相應的疲勞強度取均值，σ Hlim1=1500MPa，σ FE1=850MPa（表 111），大齒輪選用 20Cr（滲碳淬火），齒面硬度 56～ 62HRC，σ Hlim2=1500MPa，σ FE2=850 由表 115，取 SH=1， SF=，則 （ 2）按輪齒彎曲強度設計計算 設齒輪按 7 級精度制造。0 右 0176。 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2 2 法面壓力角 α n 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 法面頂隙系數(shù) c* 螺旋角 β 左 0176。取載荷系數(shù) K=（表 113），齒寬系數(shù)φ d= 表（ 116） 小齒輪上的轉矩取 11 齒數(shù) 取 Z1=27，則 Z2=i Z1= 27=103。 因此小帶輪尺寸如下： L= d≥ B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應大于等于帶輪寬度） 圖 51 帶輪結構示意圖 9 （ 2）大帶輪的結構設計 大帶輪的軸孔直徑 d=25mm 因為大帶輪 dd2=180mm 因此大帶輪結構選擇為腹板式。 8 （ 8）求作用在帶輪軸上的壓力 FQ 查表 131 得 q=，故由式（ 1316）得單根 V 帶的初拉力 作用在軸上的壓力 （ 9）帶輪結構設計 帶型 A V 帶中心距 407mm 小帶輪基準直徑 95mm 包角 176。 （ 7）求 V 帶根數(shù) z 由式（ 1314）得 今 n1=1440r/min， d1=95，查表 134 得 由式（ 138）得 傳動比 查表 136 得 由α 1=176。 （ 5）求 V 帶基準長度 Ld 和中心距 a 初步選取中心距 7 由式（ 132）得帶長 由表 132，對 A 型帶選用 Ld=1250mm。 由表 1310，取 d2=180mm。 方案 電機型號 額定功率 (kW) 同 步 轉 速(r/min) 滿 載 轉 速(r/min)