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黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 第37 頁
單位代碼 0 2
學(xué) 號(hào) 080105044
分 類 號(hào) TH6
密 級(jí)
畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
院（系）名稱
工學(xué)院機(jī)械系
專業(yè)名稱
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
2012年 5 月 15 日
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
摘要
對(duì)輥機(jī)是一種重要的機(jī)械生產(chǎn)設(shè)備。它廣泛應(yīng)用于電力、水泥、建材、冶金等工作生產(chǎn)領(lǐng)域，主要進(jìn)行材料成型壓制和各種中等硬度的物料粉碎上。
主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是對(duì)輥機(jī)設(shè)計(jì)中非常重要的組成部分， 本文主要介紹了對(duì)輥機(jī)的一些基本概況，簡述了對(duì)輥機(jī)的工作原理，本文詳細(xì)介紹了主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過程，主傳動(dòng)系統(tǒng)主要包括電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、主軸部件三部分組成，本次設(shè)計(jì)的減速器為二級(jí)圓錐—圓柱齒輪傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長，傳動(dòng)比準(zhǔn)確等優(yōu)點(diǎn)。
本次設(shè)計(jì)通過分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)而設(shè)計(jì)并編寫技術(shù)文件，完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)和方法的目的，通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)機(jī)械手冊(cè)，設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高設(shè)計(jì)能力的目的。
關(guān)鍵詞：主傳動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)輥機(jī)，減速器，齒輪傳動(dòng)
Main Drive System Design Of The Roll Crusher Design
Abstract
Roll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness.
Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate .
The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity.
Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive
目錄
1 緒論 1
1.1 畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的 1
1.2課題研究的背景 1
1.3對(duì)輥機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.4 本次設(shè)計(jì)的具體要求 2
2 傳動(dòng)裝置整體設(shè)計(jì) 3
2.1 本次設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)方案 3
2.2 選擇電動(dòng)機(jī) 4
2.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 4
2.3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比 4
2.3.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5
2.4 減速器的選用設(shè)計(jì)計(jì)算 6
3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.1圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.1.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 8
3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 8
3.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10
3.1.4 幾何尺寸計(jì)算 11
3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 12
3.2.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 12
3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10
3.2.3 按齒根歪曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11
3.2.4 幾何尺寸計(jì)算...........……………….……………………………..16
3.3大齒輪的設(shè)計(jì) 17
3.3.1 設(shè)定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 17
3.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 17
3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 19
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算 20
4 軸的設(shè)計(jì) 21
4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 21
4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 21
4.2.1 高速軸的設(shè)計(jì) 21
4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22
4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23
5 軸的校核 24
5.1 軸的力學(xué)模型的建立 24
5.1.1軸上力的作用點(diǎn)位置和支撐跨距的確定 24
5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖 24
5.2 計(jì)算 25
5.2.1計(jì)算軸上的作用力 25
5.2.2 計(jì)算支反力 25
5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 26
5.2.4 彎扭合成強(qiáng)度校核 27
5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核 27
6 鍵的選擇與校核 30
7 滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器的選擇 31
8 密封與潤滑以及箱體附件的設(shè)計(jì) 33
結(jié)語 34
致謝 35
參考文獻(xiàn) 36
1緒論
1.1 畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的
畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的是將學(xué)生在大學(xué)中所學(xué)到的專業(yè)理論知識(shí)和技能進(jìn)行綜合運(yùn)用；提高畢業(yè)生分析問題、解決問題的能力；對(duì)即將走向工作崗位的我們是非常必要的；為從事實(shí)際生產(chǎn)和科學(xué)研究的做好準(zhǔn)備。
同時(shí)，通過畢業(yè)設(shè)計(jì)加深對(duì)專業(yè)知識(shí)的理解，學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)備的一般方法和步驟，做到熟練掌握設(shè)計(jì)的基本技能，如計(jì)算、計(jì)算機(jī)繪圖和學(xué)會(huì)查閱設(shè)計(jì)資料、手冊(cè)、牢記書寫標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。
1.2課題研究的背景
伴隨著中國加入WTO和經(jīng)濟(jì)全球化，中國正在成為世界制造業(yè)的中心。中國現(xiàn)在是在逐步地融入世界，成為世界經(jīng)濟(jì)大循環(huán)鏈條的一個(gè)重要組成部分。這對(duì)我國機(jī)械制造業(yè)來說，既是機(jī)遇又是挑戰(zhàn)，在機(jī)遇方面，隨著中國在世界范圍內(nèi)的市場開拓，越來越多的中國公司開始走向世界，參與世界范圍內(nèi)的市場競爭和利益分配，但也存在著挑戰(zhàn)，由于我國機(jī)械制造業(yè)在擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的核心技術(shù)方面存在著不足，因此在與其他國家的競爭中常常處于劣勢，這已嚴(yán)重制約了我國機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展。
現(xiàn)在，國家已經(jīng)認(rèn)識(shí)到了這一問題，因此，發(fā)出了要建設(shè)創(chuàng)新型國家的號(hào)召。并采取了一系列的政策、措施鼓勵(lì)技術(shù)創(chuàng)新，促進(jìn)國家的技術(shù)進(jìn)步，在機(jī)械制造業(yè)方面更是如此。二十一世紀(jì)機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展方向是高精度、高自動(dòng)化，而主傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展對(duì)高精度機(jī)械產(chǎn)品的作用是十分重大的?？梢赃@么說，沒有高精度和穩(wěn)定的主傳動(dòng)系統(tǒng)就
沒有高精度的機(jī)械產(chǎn)品。
在破碎機(jī)行業(yè)，對(duì)輥機(jī)械是一種應(yīng)用十分廣泛而又十分重要的產(chǎn)品。為了不斷增大其應(yīng)用范圍，常常需要將其主傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，提高穩(wěn)定性和精度[2]。
1.3對(duì)輥機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
在質(zhì)量方面，由于對(duì)輥破碎機(jī)是機(jī)械中較為復(fù)雜的機(jī)械，它包羅了機(jī)、電、氣、光和其它技術(shù)于一體，而口前國內(nèi)破碎機(jī)制造廠無論是產(chǎn)品的最初設(shè)計(jì)水平，還是后來的加工與裝配水平，都與國外同行有著十幾年的差距，無法生產(chǎn)出真正有競爭力的產(chǎn)品。
在適應(yīng)性方面，國產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的功能比較單一，適應(yīng)面也比較窄，對(duì)待裝對(duì)輥破碎機(jī)的形狀與休積等均有較嚴(yán)格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機(jī)，而國內(nèi)同一些破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機(jī)規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關(guān)工作帶來一定的困難。而國外破碎機(jī)生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問題，他們所生產(chǎn)的設(shè)備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。
在運(yùn)行可靠性方面，進(jìn)口自動(dòng)也要高出國產(chǎn)一截，部分國產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的故障率較高。因此，許多破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)不得不購買多臺(tái)國產(chǎn)自動(dòng)，以防因維修機(jī)器而影響正常生產(chǎn)[1]。
在工作效率方面，由于國產(chǎn)破碎機(jī)的運(yùn)行速度大多在中低檔水平，且自動(dòng)化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱的國外同類產(chǎn)品，這樣就等于無形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤，造成了極大的浪費(fèi)?？傊?，目前國產(chǎn)破碎機(jī)存在著適應(yīng)物種類單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。
1.4 本次設(shè)計(jì)的具體要求
本次設(shè)計(jì)采用兩級(jí)錐齒-圓柱齒輪減速器，為了保證圓錐齒輪尺寸不致過大，將錐齒傳動(dòng)分布于高速級(jí)，直接用聯(lián)軸器聯(lián)接進(jìn)行驅(qū)動(dòng)。而經(jīng)過減速器減速之后仍用聯(lián)軸器將輸出傳遞給另一級(jí)減速裝置——齒圈減速裝置，進(jìn)而得到輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng)所需要的轉(zhuǎn)速。
2 傳動(dòng)裝置整體設(shè)計(jì)
原始數(shù)據(jù)：本次設(shè)計(jì)要求輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速為19.4r/min；對(duì)輥機(jī)得到的輸入功率為60kw；輥?zhàn)又睆綖?00mm。
工作條件：減速器設(shè)計(jì)為工作年限為10年（每年按300天計(jì)算）；工作班制為兩班制；工作環(huán)境為有灰塵，比較臟亂；載荷為中等震動(dòng)；生產(chǎn)批量為中批。
2.1 本次設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)方案
先進(jìn)行減速器的設(shè)定，根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速和減速器的輸出轉(zhuǎn)速計(jì)算總傳動(dòng)比，然后進(jìn)行傳動(dòng)比的分配；再計(jì)算各軸的動(dòng)力參數(shù)；高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；為保證動(dòng)力的傳遞要選擇聯(lián)軸器；軸承的選擇和軸的設(shè)計(jì)；為了使減速器更好的工作和延長使用，要為減速器進(jìn)行適當(dāng)?shù)臐櫥?；最后根?jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。
由于本設(shè)計(jì)中減速器采用二級(jí)齒輪傳動(dòng),有以下幾種情況：兩級(jí)圓柱齒輪減速器；兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器；兩級(jí)蝸桿減速器以及兩級(jí)行星輪減速器等
由本設(shè)計(jì)題目所知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型為：二級(jí)圓錐--圓柱齒輪減速器。故只要對(duì)本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：用于有兩軸垂直相交的傳動(dòng)中，圓錐齒輪傳動(dòng)位于高速級(jí)上，以使圓錐齒輪尺寸不致于太大，設(shè)計(jì)制造復(fù)雜，但此傳動(dòng)經(jīng)多年使用論證，技術(shù)上處于成熟，因此本次設(shè)計(jì)選用此傳動(dòng)。
主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.1所示。
圖2.1
2.2 選擇電動(dòng)機(jī)
電動(dòng)機(jī)的選擇包括電動(dòng)機(jī)的種類、結(jié)構(gòu)形式、額定轉(zhuǎn)速和額定功率。
1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇
根據(jù)動(dòng)力源和工作狀況，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。
2、 電動(dòng)機(jī)功率的選擇
（1）工作機(jī)所需功率Pw： Pw＝60kW。
（2）為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率Pd，需確定傳動(dòng)裝置的總效率η。設(shè)個(gè)效率
分別是：η1（8級(jí)閉式圓柱齒輪傳動(dòng)）η2（齒形聯(lián)軸器）η3（滾動(dòng)軸承）η4（齒圈傳動(dòng)）η5（錐齒傳動(dòng)）。經(jīng)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 η1=0.97，η2=0.99，η3=0.98，η4=0.95，η5=0.96；則設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的總效率為：η＝η1η2η3η4η5=0.816。
電動(dòng)機(jī)所需功率：Pd＝Pw/η=60/0.816kw=73.529kw。
由此根據(jù)手冊(cè)選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為75kw。
3、 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
已知工作機(jī)轉(zhuǎn)速為nw=19.4r/min，總傳動(dòng)比為i=nm/nw，其中nm是電動(dòng)機(jī)滿載時(shí)的轉(zhuǎn)速。為了能合理的分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置機(jī)構(gòu)緊湊， 選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或者3000 r/min的電動(dòng)機(jī)都顯得不夠合理，所以出選同步轉(zhuǎn)1500r/min的電動(dòng)機(jī)。
4、電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定
由表查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y280S-4,其額定功率為75kW，滿載轉(zhuǎn)速1480r/min?；痉项}目所需的要求。
2.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配
2.3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比
由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為： i＝nm/nw
=1480 r/min /19.4 r/min
=76.289
考慮到圓錐齒輪尺寸不宜過大和僅有潤滑的問題，初步選取i1=3.812，i2=4.221，則i3=4.741。
2.3.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
電機(jī)軸： Pm= 73.529W
nm=1480r/min
高速軸：
中間軸：
低速軸：
開式齒輪小齒輪軸IV：
工作軸：
根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以列出下表3.1。
表 3.1
軸名
參數(shù)
電動(dòng)機(jī)軸
軸
軸
軸
IV軸
工作軸
轉(zhuǎn)速n(r/min)
1480
1480
388.278
91.987
91.987
19.402
功率P（kW）
73.529
72.794
68.484
65.101
63.161
60.003
轉(zhuǎn)矩T（）
474.461
469.718
1684.417
46758.722
6557.313
29534.514
傳動(dòng)比i
1.0
3.812
4.221
1
4.741
2.4 減速器的選用設(shè)計(jì)計(jì)算
1、減速器的分類
減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機(jī)械的需要。減速器的種類很多，按照傳動(dòng)形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳動(dòng)的級(jí)數(shù)可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開式，分流式和同軸式減速器。
2、減速器的類型及傳動(dòng)比分配
減速器的類型如表2.1至2.4所示。
表2.1 圓柱齒輪減速器
名稱
單級(jí)圓柱齒輪減速器
兩級(jí)圓柱齒輪減速器
三級(jí)圓柱齒輪減速器
傳動(dòng)比
i810
i=860
i=40400
表2.2 圓錐齒輪減速器
名稱
單級(jí)圓錐齒輪減速器
兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器
三級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器
傳動(dòng)比
i810
i=840
i=2575
表2.3 蝸桿減速器
名稱
單級(jí)蝸桿減速器
兩級(jí)蝸桿減速器
兩級(jí)蝸桿—齒輪減速器
傳動(dòng)比
i=1080
i=433600
i=1548
表 2.4 行星齒輪減速器
名稱
單級(jí)NGW
兩級(jí)NGW
傳動(dòng)比
i=2.812.5
i=14160
3、減速器選定
選擇減速器傳動(dòng)比時(shí)，根據(jù)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比，結(jié)合了減速器的效率、質(zhì)量、制造等綜合比較，選取二級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器。
3傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用圓錐齒輪傳動(dòng)。
2、輥式破碎機(jī)為一般工作機(jī)器，故精度等級(jí)選用8級(jí)精度，齒形角，節(jié)點(diǎn)區(qū) 域系數(shù)，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝24x3.812=91.488，取整Z2=92。
3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）試選Kt＝1.5。
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。
（3）錐齒輪尺寬系數(shù)選取φR＝1 /3。
（4）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8。
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550Mpa。
（6） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
N1＝60n1jLh＝60×1480×1×（2×8×300×10）＝4.262×109 ；
N2＝N1/3.812＝1.118×109。
（7） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。
（8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝0.90×600MPa＝540MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝0.95×550MPa＝522.5MPa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。
=
=137.914mm
（2） 計(jì)算圓周速度v。
v=π.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s
（3） 計(jì)算齒寬b。
b=ΦR.R R=d1.
所以b=90.586mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm
則b/h=90.586/12.929=7.006
（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取KA=1.50；
直齒輪，KHα=KFα=1.0；
根據(jù)v=10.682m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)
KV=1.37；
由表10—9查得Khβbe=1.25 KHβ=KFβ=1.5 Khβbe=1.25×1.5 =1.875；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ
=1.50×1.37×1×1.875
=3.853
（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. = 188.876mm
（7） 計(jì)算模數(shù)m。
m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm
3.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
σFE1=500Mpa ；σFE2=380Mpa。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
[σF1]= σFE1. KFN1/S=303.57Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=238.86MPa
（4）計(jì)算載荷系數(shù)。
K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.37×1.0×1.875=3.853
（5）查取齒形系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。
（6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。
（7） 計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.62X1.59/303.57=0.01372
YFa2.YSa2/[σF2]=2.18X1.78/238.86=0.01622
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=6.068mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)6.163并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=6.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=188.876mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1/m=188.876/6.529
Z2=29ｘ3.812＝110.548，取Z2=111。
3.1.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算分度圓直徑
d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm
d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm
2、計(jì)算分錐角
=arctan(Z1/Z2)=14.642
=90-=75.358
3、其他尺寸
ha=ha*.m=6.5mm
hf=(ha*+c*).m=7.8mm
da1=d1+2hacos=201.078mm
da2=d2+2hacos=724.786mm
df1= d1-2hfcos=173.407mm
df2= d2-2hfcos=717.567mm
R=m=372.859mm
=arctanhf/ R=1.198
a1=1+=15.840
a2=1-=13.444
f1=2+=76.556
f2=2-=74.160
分度圓齒厚S=m/2=10.205mm
當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos=29.973
Zv2=Z2/cos=439.119
B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。
3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)
3.2.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
2、輥式破碎機(jī)為一般工作機(jī)器，故精度等級(jí)選用8級(jí)精度。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝21x4.221=88.6，取整Z2=89。
5、初選螺旋角=14。
3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1） 試選Kt＝1.6。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。
（3）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－26查得 =0.76，=0.865，
=+=1.625。
（4）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－7查得尺寬系數(shù) φd＝1。
（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8(Mpa)。
（7）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
σHlim1＝550MPa；圖10－21c大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
σHlim2＝390 Mpa。
（8）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。
N1＝60n1jLh＝60×388.278×1×（2×8×300×10）＝1.118×109 ；
N2＝N1/4.221＝2.649×108。
（9）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)。
KHN1＝1.00；KHN2＝1.08。
（10） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.00×550MPa＝550MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.08×390MPa＝421.2Mpa
[σH]= [σH]1+[σH]2/2=485.6 Mpa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t 。
=
=154.811mm
（2） 計(jì)算圓周速度v 。
v=π.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s
（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。
b=Φd. d1t=154.811mm
mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
齒高h(yuǎn)=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm
則b/h=/154.811/16.094=9.619
（5）計(jì)算縱向重合度。
=0.318x1x21xtan14o
=1.665
（6）計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取 KA=1.50；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—3查得 KHα=KFα=1.4 ；
根據(jù)v=3.146m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)
KV=1.17；
由表10—4查得8級(jí)精度，調(diào)制小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
KHβ=1.486；
根據(jù)b/h=9.619，KHβ=1.486由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—13查得KFβ=1.41；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ
=1.50×1.17×1.4×1.486
=3.651
（7） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. = 203.813mm
（8） 計(jì)算模數(shù)m。
mn = d1.cosβ／Z1=203.813xcos14o／21=9.417mm
3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.17×1.4×1.41=3.464
（2）根據(jù)縱向重合度等于1.665；
從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—28中查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88。
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。
Zv1=Z1／cos3β=21／cos314=22.99
Zv2=Z2／cos3β=89／cos314=97.43
（4）查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.665 YFa2=2.179
YSa1=1.578 YSa2=1.791
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。
KFN1=0.91 KFN2=0.92
（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500Mpa； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20b查得大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=380Mpa。
（7）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
[σF1]= σFE1. KFN1/S=247Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=213.57MPa
（8）計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.665X1.578／247=0.01702
YFa2.YSa2/[σF2]=2.179X1.791／213.57=0.01827
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=6.269mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)6.269mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=7mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=203.813mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1cosβ/m=28.25 取29齒
Z2=29ｘ4.221＝122.409，取Z2=122。
3.2.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算中心距
a==(29+122)x7／2cos14o=544.679mm 取為545mm。
2、按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arctan=14o8’5”
因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
3、分度圓直徑
d1= Z1.mn/ cosβ=209.338mm
d2= Z2.mn/ cosβ=880.662mm。
4、計(jì)算齒輪寬度
b=.d1=209.338mm 圓整后取為210mm
B2=210mm
B1=215mm。
5、齒頂高，齒根高的計(jì)算
ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。
6、 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于500mm，故以選用輪輻式為宜。
3.3大齒輪的設(shè)計(jì)
3.3.1 設(shè)定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用內(nèi)齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
2、精度等級(jí)選用8級(jí)精度。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝23，大齒輪齒數(shù)Z2＝23x4.741=109.043，取整Z2=109。
3.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。
（1） 試選Kt＝1.3。
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm
（3） 齒圈尺寬系數(shù)選取φd＝1。
（4）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa。
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550Mpa。
（6） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。
N1＝60n1jLh＝60×91.987×1×（2×8×300×10）＝2.649×108
N2＝N1/4.741＝5.588×107
（7） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝1.08；KHN2＝1.17。
（8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.08×600MPa＝648MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.17×550MPa＝643.5MPa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。
=
=223.825mm
（2） 計(jì)算圓周速度v。
v=π.d1t.n1／60x1000 =3.14x223.825x91.987／60x1000 =1.007m/s
（3） 計(jì)算齒寬b。
b=Φd. d1t =1x223.825=223.825mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm
則b/h=223.825/21.897=10.222
（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取KA=1.50；
直齒輪，KHα=KFα=1.0；
根據(jù)v=1.007m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系 KV=1.11；
由表10—4查得8級(jí)精度，調(diào)制小齒輪懸臂支承布置時(shí) KHβ= 2.605；
根據(jù)b/h=10.222，KHβ=2.605由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—13查得KFβ=2.225；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβKHβ
=1.50×1.11×1×2.605
=4.337
（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. =334.444mm
（7） 計(jì)算模數(shù)m。
m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm
3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
σFE1=500Mpa； σFE2=380Mpa。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
KFN1=0.94； KFN2=0.97。
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，
[σF1]= σFE1. KFN1/S=335.714Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=263.286MPa
（4）計(jì)算載荷系數(shù)。
K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.11×1.0×2.225=3.705
（5）查取齒形系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。
（6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。
（7） 計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.76X1.56/335.714=0.012825
YFa2.YSa2/[σF2]=2.06X1.97/238.86=0.01483
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=11.778mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)11.778mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=12mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=334.444mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取為28
Z2=28ｘ4.741＝132.784，取Z2=133。
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算分度圓直徑
d1=Z1.m=28x12=336mm
d2=Z2.m=133x12=1596mm
2、計(jì)算中心距
a= d2 -d1/ 2=630mm
3、計(jì)算齒輪寬度
b=.d1=336mm
B1=330mm B2=336mm
齒頂高，齒根高的計(jì)算
ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。
da=d+2ha=1620mm
df= d1-2hf=1566mm
4、 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
以齒圈為例，采用腹板式。
4 軸的設(shè)計(jì)
4.1軸的材料選擇和最小直徑估算
根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即dmin=A0。初算軸徑時(shí)，若最小直徑段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大5%--7%，兩個(gè)鍵槽時(shí)，d增大10%--15%。A0 引用《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15—3確定：高速軸A01=126,中間軸A02=120，低速軸A03=112。
中間軸的軸徑：d2min=A02=67.297mm，取為70mm。
低速軸的軸徑：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取為110mm
4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.2.1 高速軸的設(shè)計(jì)
高速軸的軸徑：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取為50mm。
高速軸的裝配方案如圖4.2所示。
如圖 4.2
根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖4.3所示。
如圖 4.3
1、各軸段的直徑的確定
d11：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d11=60mm。
d12：h。h=0.07x60+(1~2)=5.2~6.2
取h=5.5，則d12=60+2x5.5=71mm
d13：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用32315，其尺寸
dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。
d14：過渡軸段，取d14=85mm。
d15：滾動(dòng)軸承處軸段，d15=d13=55mm。
d16：安裝小錐齒輪出軸段，d15=50mm。
2、各軸段長度的確定
l11：根據(jù)聯(lián)軸器的選擇可知，半聯(lián)軸器轂空的長度l=112，則l11=80
l12：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l12=80mm。
l13：由滾動(dòng)軸承確定l13=55mm。
l14：由箱體結(jié)構(gòu)，裝配關(guān)系等確定l14=115mm。
l15：由滾動(dòng)軸承，擋油環(huán)等確定l15=85mm。
l16：由小錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l16=110mm。
4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、各軸段的直徑的確定
d21：最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用32315，其尺寸
dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。
d22：密封處軸段，取d22=90mm。
d23：安裝低速級(jí)小齒輪軸段，取d23=100mm。
d24：軸環(huán)，取d24=120mm。
d25：安裝大錐齒輪出軸段，d25=105mm。
d26：密封處軸段，取d26=90mm。
d27：滾動(dòng)軸承處軸段，d26=d21=75mm。
2、各軸段長度的確定
l21：由滾動(dòng)軸承確定l21=55mm。
l22：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l22=66mm。
l23：由低速級(jí)小齒輪寬度決定l23=209mm。
l24：軸環(huán)，l24=20mm。
l25：由大錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l25=110mm。
l26：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l26=71mm。
l27：由滾動(dòng)軸承確定l26=55mm
4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、各軸段的直徑的確定
d31：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d31=110mm。
d32：密封處軸段，由h=0.07x110+(1~2)=8.7~9.7
取d32=120mm。
d33：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用30326，其尺寸
dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。
d34：過渡軸段，取d34=150mm。
d35：軸環(huán)，取d35=180mm。
d36：安裝小大斜齒輪處軸段，d36=145mm。
d37：滾動(dòng)軸承處軸段，d37=d33=130mm。
2、各軸段長度的確定
l31：由聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)尺寸決定l31=213mm。
l32：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l32=108mm。
l33：由滾動(dòng)軸承 ，擋油環(huán)等確定l33=128mm。
l34：由裝配關(guān)系等確定l34=89mm。
l35：軸環(huán)，l35=30mm。
l36：由大斜齒輪結(jié)構(gòu)確定l36=204mm。
l37：由滾動(dòng)軸承，擋油環(huán)等確定l37=114mm。
3、以上三軸細(xì)這里只以中間軸為例進(jìn)行校核。
5 軸的校核
5.1 軸的力學(xué)模型的建立
5.1.1軸上力的作用點(diǎn)位置和支撐跨距的確定
齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸上安裝的32315軸承，從計(jì)算可知它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離a=43.25mm，故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸。支點(diǎn)跨距L=500mm（實(shí)際499.5mm）；低速級(jí)小齒輪的力作用點(diǎn)C到左支點(diǎn)A距離L=179mm(實(shí)際179.25mm)；兩齒輪的力作用點(diǎn)之間的距離L2=186mm（實(shí)際185.5mm）；高速級(jí)大齒輪的力作用點(diǎn)D到右支點(diǎn)B距離L3=135mm（實(shí)際134.75mm）。
5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖
圖5.1 軸的校核各圖
5.2 計(jì)算
5.2.1計(jì)算軸上的作用力
齒輪2：Ft===5980.494N
F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N
F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N
齒輪3：Ft3==2x1684417 /209.338=16092.280N
F=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o8’5”=6039.973N
Fa3=Ft3=4052.434N
5.2.2 計(jì)算支反力
1、垂直面支反力（XZ平面）
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：
F
=-1274974.320N.mm
FRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=－2549.949N，方向向下。
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0，得：
F
=-1469896.630N.mm
FRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。
由軸上的合力0，校核：
FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，計(jì)算無誤。
2、水平面支反力（XY平面）
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：
F
=5972988.570 N.mm
FRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0,得：
F
=4355338.110 N.mm
FRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。
由軸上的合力0，校核：
Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，計(jì)算無誤。
3、A點(diǎn)總支反力FRA==12215.097N
B點(diǎn)總支反力FRB==9193.381N
5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖
1、垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。
C處彎矩：M=－FRAVｘL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mm
M=－FRAVｘL1－Fa3ｘd/2=-880605.085 N.mm
D處彎矩：M=－FRBVｘL3+Fa2ｘd2/2=231461.221 N.mm
M=－FRBVｘL3=-396872.055 N.mm
2、水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。
C處彎矩:：MCH=－FRAHｘL1=-2138329.883 N.mm
D處彎矩：MDH=－FRBHｘL3=-1175941.860 N.mm
3、合成彎矩圖，參看圖5.1。
C處：M==21.865X10 N.mm
M=23.125X10 N.mm
D處：.M==11.985X10 N.mm
M=12.411 X10 N.mm
4、轉(zhuǎn)矩圖，參看圖5.1。
T2=T=1684417 N.mm
5、當(dāng)量彎矩，參看圖5.1。
因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)0.6
則1010650.200 N.mm。
C處：21.865X10 N.mm
=25.237 X10 N.mm
D處：=15.677 X10 N.mm
12.411 X10 N.mm
5.2.4 彎扭合成強(qiáng)度校核
進(jìn)行校核時(shí)，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。
=25.237Mpa
根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15－1查得
因60 Mpa，<，故強(qiáng)度足夠。
5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核
對(duì)一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎扭合成強(qiáng)度校核即可，而不必進(jìn)行安全系數(shù)法校核，本處運(yùn)用安全系數(shù)校核法進(jìn)行校核。
1、判定校核的危險(xiǎn)截面
對(duì)照彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度，應(yīng)力集中方面分析，C截面是危險(xiǎn)截面需對(duì)C截面進(jìn)行校核。
2、軸的材料的機(jī)械性能
根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15－1查得：
. 640Mpa ， =275 Mpa， 155 Mpa ， 0.2 ， 0.50.2x0.5=0.1。
3、C截面上的應(yīng)力
因C截面上有一鍵槽，所以抗彎截面系數(shù)
W=
=98125-11340
=86785 mm3
抗扭截面系數(shù)WT=184910mm3
彎曲應(yīng)力幅=29.080 Mpa，彎曲平均應(yīng)力 0。
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅=4.555Mpa， 平均切應(yīng)力4.555Mpa。4、影響系數(shù)
C截面受有鍵槽和與齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表3－8用插值法求出：3.736，取2.989，軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖3-4求出表面質(zhì)量系數(shù)：0.92
故得縱合影響系數(shù)：
3.736+-1=3.823，
2.989+-1=3.076。
5、疲勞強(qiáng)度校核
所以軸在C截面的安全系數(shù)為：
=2.474
10.714
2.411
取許用安全系數(shù)S=1.8，故> S，所以C截面強(qiáng)度足夠。
6 鍵的選擇與校核
這里只以中間軸上的鍵為例。由中間軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選定：高速級(jí)大齒輪處鍵1為bｘh－L=28 mmｘ16 mm－90 mm（t=10mm，r=0.5mm），標(biāo)記：鍵28ｘ90 GB/T1096-1979；低速級(jí)小齒輪處鍵2