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减速器课程设计
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二级直齿圆柱齿轮减速器(说明书+图纸),减速器课程设计
- 内容简介：
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1 一、 设计题目： 二级直齿圆柱齿轮减速器 1 要求：拟定传动关系：由电动机、 V带、减速器、联轴器、工作机构成。 2 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5 年，运输带允许误差 5%。 3 知条件：运输带卷筒转速 19 / minr ， 减速箱输出轴功率 4.25P 马力， 二、 传动装置总体设计 ： 1. 组成 ：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下： 2 3 5 4 1IIIIIIIVPdPw三、 选择电机 . 计算电机所需功率 dP ： 查手册第 3页表 1-7： 1带传动效率： 0.96 nts 2 2每对轴承传动效率： 0.99 3圆柱齿轮的传动效率： 0.96 4联轴器的传动效率： 0.993 5 卷筒的传动效率： 0.96 说明： 电机至工作机之间的传动装置的总效率： 421 2 3 4 5 45wPP 3 .6 7wdPP K W 2 确定电机 转速：查指导书第 7页表 1：取 V带传动比 i=2: 4 二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8: 40所以电动机转速的可选范围是： 1 9 2 4 8 4 0 3 0 4 3 0 4 0 / m i nn n i r : : :电 机 卷 筒 总 符合这一范围的转速有： 750、 1000、 1500、 3000 根据电动机所需功率和转速查手册第 155 页表 12-1 有 4 种适用的电动机型号，因此有 4 种传动比方案如下： 方案 电动机型号 额 定 功率 同 步 转速 r/min 额 定 转速 r/min 重 量 总传动比 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可nts 3 见第 3 种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y132M1-6，其主要参数如下： 额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比： 960 5 0 . 5 319nin 总 卷 筒分配传动比：取 3.05i 带 则 12 5 0 . 5 3 / 3 . 0 5 1 6 . 4 9ii 121 .3 1 .5ii : 取 121.3ii 经计算 2 3.56i 1 4.56i 注： i带 为带轮传动比， 1i 为高速级传动比， 2i 为低速级传动比。 五 计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、 2轴、 3轴、 4 轴 01 12 23 34, , , 依次为电机与轴 1，轴 1与轴 2，轴 2 与轴 3，轴 3与轴 4之间的传动效率。 . 各轴转速：1960 3 1 4 . 8 6 / m i n3 . 0 5mnnri 带nts 4 1211960 6 8 / m i n3 4 . 6 3mnnnri i i 带232 1 2960 1 9 . 1 / m i n3 4 . 6 3 3 . 5 6mnni i i i 带2 各轴输入功率：1 0 1 3 . 6 7 0 . 9 6 3 . 5 2dp p k W 2 1 1 2 0 1 1 2 3 . 6 7 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 3 . 2 1dp p p k W 3 2 2 3 0 1 1 2 2 3 3 . 6 7 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 3 . 0 5dp p p k W 4 3 3 4 0 1 1 2 2 3 3 4 3 . 6 7 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 9 3 3dp p p k W 3 各轴输入转矩： 3 . 6 79 5 5 0 9 5 5 0 3 6 . 5 .960dd wpT N mn 1 0 1 3 6 . 5 3 . 0 5 0 . 9 6 1 0 6 . 9 .dT T i N m 带2 1 1 1 2 1 0 1 1 2 3 6 . 5 3 . 0 5 4 . 6 3 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 64 7 0 . 3 .dT T i T i iNm 带 3 2 2 2 3 1 2 0 1 1 2 2 33 6 . 5 3 . 0 5 4 . 6 3 3 . 5 6 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 1 5 9 1 . 5 .dT T i T i i iNm 带 4 3 3 4 0 1 2 0 1 1 2 2 3 3 43 6 . 5 3 . 0 5 4 . 6 3 3 . 5 6 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 9 3 1 5 7 5 . 6 .dT T T i i iNm 运动和动力参数结果如下表： 轴名 功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.67 36.5 960 1 轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86 2 轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68 3 轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1 4 轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1 nts 5 六 设计 V带和带轮： 1.设计 V 带 确定 V 带型号 查课本205P表 13-6得： 2.1AK 则 1 . 2 3 . 6 7 4 . 4c A dP K P k W 根据cP=4.4, 0n=960r/min,由课本205P图 13-5，选择 A型 V带，取 1 125d 。 1212 1 3 . 0 5 1 2 5 0 . 9 8 3 7 3 . 6 3nddn 查课本第 206页表 13-7取 2 375d 。 为带传动的滑动率 0 .0 1 0 .0 2 : 。 验算带速： 11 1 2 5 9 6 0 6 . 2 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s 带速在 5 25 /ms: 范围内 ，合适。 取 V带基准长度dL和中心距 a： 初步选取中心距 a： 0 121 . 5 1 . 5 1 2 5 3 7 5 7 5 0a d d ，取 0 750a 。 由课本第 195页式（ 13-2）得： 000221122 2 3 0 5 . 824 ddL a d d a 查课本第202 页表 13-2 取 2500dL 。由课本第 206 页式 13-6 计算实际中心距：00 8 4 7 .12dLLaa 。 验算小带轮 包角 ： 由 课 本 第 195 页式 13-1 得：211 8 0 5 7 . 3 1 6 3 1 2 0dda 。 求 V带根数 Z：由课本第 204页式 13-15得： 00 LcPZ P P K K 查课本第 203页表 13-3由内插值法得 0 1.38P 0 0.108P 。 EF AFBC AC EF=0.1 0P=1.37+0.1=1.38 nts 6 K 1EF AFBC ACEF=0.08 0 0 .1 0 0 .1 0 8P 查课本第 202页表 13-2得 1.09LK 。 查课本第 204页表 13-5由内插值法得 0.959K 。1=163.0 EF AFBC ACEF=0.009 K =0.95+0.009=0.959 则 00 4 . 4 2 . 8 41 . 3 8 0 . 1 0 8 0 . 9 5 9 1 . 0 9LcP kWZ P P K K 取 3Z 根。 求作用在带轮轴上的压力QF：查课本 201 页表 13-1 得 q=0.10kg/m，故 由 课 本 第 197 页式 13-7 得 单 根 V 带 的 初 拉 力 ：220 500 2 . 5 5 0 0 4 . 4 2 . 5( 1 ) ( 1 ) 0 . 1 0 6 . 2 8 1 9 0 . 93 6 . 2 8 0 . 9 5 9cPF q v Nz v K 作用在轴上压力 ： 0 1632 s i n 2 3 1 9 0 . 9 s i n 1 1 3 2 . 822cF Z F N 。 七 齿轮的设计： nts 7 1 高速级大小齿轮的设计： 材料：高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 250HBS。高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 220HBS。 查课本第 166页表 11-7得：lim 1 550H M pa lim 2 540H M pa 。 查课本第 165页表 11-4得： 1.1HS 1.3FS 。 故 l i m 11 550 5001 . 1HHHM p a M p aS l i m 22 540 4901 . 1HHHM p a M p aS 。 查课本第 168页表 11-10C图得：lim 1 200F M pa lim 2 150F M pa 。 故 l i m 11 200 1541 . 3FFFM p a M p aS l i m 22 150 1151 . 3FFFM p a M p aS 。 按齿面接触强度设计： 9 级精度制造，查课本第 164 页表11-3得：载荷系数 1.2K ，取齿宽系数 0.4a 计算 中心距：由课本第 165页式 11-5得： 1112 2 533 3 3 5 3 3 5 1 . 2 1 . 0 6 9 1 01 4 . 6 3 1 1 7 9 . 44 9 0 0 . 4 4 . 6 3HaKTauu 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 210a 2.5m 则12 2 168aZZ m 取 1 29Z 2 139Z 实际传动比： 139 4.7929 传动比误差： 4 . 7 9 4 . 6 3 1 0 0 % 3 . 5 % 5 %4 . 6 3 。 齿宽： 0 .4 2 1 0 8 4aba 取 2 84b 1 90b 高速级大齿轮： 2 84b 2 139Z 高速级小齿轮： 1 90b 1 29Z 验算轮齿弯曲强度： 查课本第 167页表 11-9得： 1 2.6FY 2 2.2FY 按最小齿宽 2 84b 计算： 1113222 2 1 . 2 1 0 6 . 9 2 . 6 1 0 4 3 . 58 4 2 . 5 2 9FFFK T Y M p ab m Z 22 1 213 6 . 8FF F FFY M p aY 所以安全。 齿轮的圆周速度： 11 2 9 2 . 5 3 1 4 . 8 1 . 1 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s nts 8 查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。 2 低速级大小齿轮的设计： 材料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 250HBS。 低速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 220HBS。 查课本第 166页表 11-7得：lim 3 550H M pa lim 4 540H M pa 。 查课本第 165页表 11-4得： 1.1HS 1.3FS 。 故 l i m 33 550 5001 . 1HHHM p a M p aS l i m 44 540 4901 . 1HHHM p a M p aS 。 查课本第 168页表 11-10C图得：lim 3 200F M pa lim 4 150F M pa 。 故 l i m 33 200 1541 . 3FFFM p a M p aS l i m 44 150 1151 . 3FFFM p a M p aS 。 按齿面接触强度设计： 9 级精度制造，查课本第 164页表 11-3得：载荷系数 1.2K ， 取齿宽系数 0.5 计算中心距： 由课本第 165页式 11-5得： 2222 2 333 3 3 5 3 3 5 1 . 2 4 7 0 . 3 1 01 3 . 5 6 1 2 4 1 . 34 9 0 0 . 4 3 . 5 6HKTauu 取 250a 4m 则 34 2 125aZZ m 取 3 27Z 4 98Z 计算传动比误差： 98 3 . 5 627 1 0 0 % 1 . 9 % 5 %3 . 5 6 合适 齿宽： 0 .5 2 5 0 1 2 5ba 则取 4 125b 34 5 1 0 1 3 0bb : 低速级大齿轮： 4 125b 4 98Z 低速级小齿轮： 3 130b 3 27Z 验算轮齿弯曲强度：查课本第 167 页表 11-9 得： 3 2.65FY 4 2.25FY 按最小齿宽 4 125b 计算： 333333222 2 1 . 2 1 5 9 1 . 5 2 . 6 5 1 0 4 7 . 91 2 5 4 2 7FFFK T Y M p ab m Z 42 3 434 0 . 7FF F FFY M p aY 安全。 nts 9 齿轮的圆周速度： 32 2 7 4 6 8 0 . 1 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s 查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。 八 减 速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 83025.0 a 10 箱盖厚度 1 8302.01 a 9 箱盖凸缘厚度 1b 11 5.1 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 15 箱座底凸缘厚度 2b 5.22 b 25 地脚螺钉直径 fd12036.0 adfM24 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联结螺栓直径 1d fdd 72.01 M12 盖与座联结螺栓直径 2d 2d =（ 0.5: 0.6）fdM10 轴承端盖螺钉直径 3d3d=（ 0.4: 0.5）fdnts 10 10 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 0.3: 0.4） fd 8 定位销直径 d d =（ 0.7: 0.8） 2d 8 fd， 1d ， 2d 至外箱壁的距离 1C 查手册表 11 2 34 22 18 fd， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 11 2 28 16 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l =1C + 2C +（ 5: 10） 50 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1 1.2 15 齿轮端面与内箱壁距离 2 2 10 箱盖，箱座肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 9 8.5 轴承端盖外径 2D DD 2 +（ 5: 5.5）3d120（ 1 轴） 125（ 2 轴） 150（ 3 轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 2DS 120（ 1 轴） 125（ 2 轴） nts 11 150（ 3 轴） 九 轴的设计： 1高速 轴设计： 材料：选用 45 号钢调质处理。查课本第 230 页表 14-2取 35Mpa C=100。 各轴段直径的确定：根据课本第 230 页式 14-2 得：1m i n133 3 . 5 21 0 0 2 2 . 43 1 4 . 8PdC n 又因为装小带轮的电动机轴径 38d ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 1 0 .8 1 .2 3 8d : 所以查手册第 9 页表 1-16 取1 36d 。 L1=1.75d1-3=60。 2 40d 因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册 85 页表7-12取 2 40d ， L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 3d 段装配轴承且 32dd ，所以查手册 62页表 6-1取 3 45d 。选用 6009轴承。 L3=B+3 +2=16+10+2=28。 4d 段主要是定位轴承，取 4 50d 。 L4根据箱体内壁线确定后在确定。 5d 装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 4 1 2 .52fdde t m 查手册 51页表 4-1 得： 1 3.3t mm 得： e=5.9 6.25。 6d 段装配轴承所以 6345dd L6= L3=28。 2 校核该轴和轴承： L1=73 L2=211 L3=96 作用在齿轮上的圆周力为： 3112 2 1 0 6 . 9 1 0 29482 9 2 . 5tTFNd nts 12 径向力为 2 9 8 4 2 0 1 0 7 3rtF F t g t g N 作用在轴 1带轮上的外力： 1 1 3 2 .8QF F N求垂直面的支反力： 2112211 1 0 7 3 8 0 07 3 2 1 1rVlFFNll 21 1 0 7 3 8 0 0 2 7 3V r VF F F N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 322 2 7 3 2 1 1 1 0 5 7 . 6 .a v vM F l N m 311 8 0 0 7 3 1 0 5 7 . 4 .a v vM F l N m 求水平面的支承力： 由1 1 2 2()HtF l l F l得 2112211 2 9 4 8 2 1 9 77 3 2 1 1HtlFFll N 21 2 9 4 8 2 1 9 7 7 5 1H t HF F F N 求并绘制水平面弯矩图： 311 2 1 9 7 7 3 1 0 1 5 8 . 2 .a H HM F l N m 322 7 5 1 2 1 1 1 0 1 5 8 . 4 .a H HM F l N m 求 F 在支点产生的反力： 31129 6 1 1 3 2 . 8 3 8 4 . 37 3 2 1 1FlFFNll 21 3 8 4 . 3 1 1 3 2 . 8 1 5 1 7 . 1FFF F F N 求并绘制 F力产生的弯矩图： 323 1 1 3 2 . 8 9 6 1 0 1 0 8 . 7FM F l N 311 3 8 4 . 3 7 3 1 0 2 7 . 7a F FM F l N F 在 a 处产生的弯矩： nts 13 311 3 8 4 . 3 7 3 1 0 2 7 . 7a F FM F l N m 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 aFM与 22av aHMM直接相加。 2 2 2 22 7 . 7 5 7 . 6 1 5 8 . 2 1 9 6 . 1 .a a F a V a HM M M M N m 2 2 2 22 7 . 7 5 7 . 4 1 5 8 . 4 1 9 6 . 2 .a a F a V a HM M M M N m 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） 2 2 2 2( ) 1 9 6 . 2 ( 0 . 6 1 0 6 . 9 ) 2 0 6 . 4 .aeM M T N m 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 #45 调质，查课本 225 页表 14-1 得 650B MPa ，查课本 231 页表 14-3得许用弯曲应力 1 60b M P a ，则： 33312 0 6 . 4 1 0 3 2 . 50 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 因为54 50ad d d m m d ，所以该轴是安全的。 3 轴承寿命校核： 轴承寿命可由式 610 ()60 th PCfLhn P f 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以rPF，查课本 259 页表 16-9， 10取 1, 1.2,tpff取 3 按最不利考虑，则有： 2 2 2 21 1 1 1 8 0 0 2 1 9 7 3 8 4 . 3 2 7 2 2 . 4r v H FF F F F N 2 2 2 22 2 2 2 2 7 3 7 5 1 1 5 1 7 . 1 2 3 1 6 . 2r v H FF F F F N 则 6 6 3 31 0 1 0 1 2 9 . 5 1 0( ) ( ) 6 . 36 0 6 0 3 1 4 . 8 1 . 2 2 3 1 6 . 2th PCfLhn f P 年因此所该轴承符合要求。 4 弯矩及轴的受力分析图如下： nts 14 轴15 键的设计与校核 : 根据113 6 , 1 0 6 .9dT，确定 V带轮选铸铁 HT200，参考教材表 10-9,由于1 36d 在 30 38: 范围内，故1d轴段上采用键 bh ： 10 8 , 采用 A型普通 键 : 键校核 . 为 L1=1.75d1-3=60 综 合 考 虑 取 l =50 得 314 4 1 0 6 . 9 1 0 3 7 . 1 3 6 8 5 0 1 0pT M p a pd l h 查课本 155 页表 10-10 50 60b : 所选键为： : 1 0 8 5 0b h l nts 15 中间轴的设计： 材料：选用 45 号钢调质处理。查课本第 230 页表 14-2 取 35Mpa C=100。 根据课本第 230 页式 14-2得： 2m i n233 3 . 2 11 0 0 3 6 . 168PdC n 1d 段要装配轴承，所以查手册第 9 页表 1-16 取 1 40d ，查手册 62 页表 6-1选用 6208轴承， L1=B+3 + 2 +23:=18+10+10+2=40。 2d 装配低速级小齿轮，且 21dd 取 2 45d ， L2=128，因为要比齿轮孔长度少 23: 。 3d 段主要是定位高速级大齿轮， 所以取 3 60d ， L3=4 =10。 4d 装配高速级大齿轮，取 4 45d L4=84-2=82。 5d 段要装配轴承，所以查手册第 9 页表 1-16 取 5 45d ，查手册 62 页表 6-1选用 6208轴承， L1=B+3 + 2 +3+23:=18+10+10+2=43。 校核该轴和轴承： L1=74 L2=117 L3=94 作用在 2、 3 齿轮上的圆周力： 32222 2 4 7 0 . 3 1 0 27071 3 9 2 . 5tTFNd 32332 2 4 7 0 . 3 1 0 87092 7 4tTFd N 径向力： 22 2 7 0 7 2 0 9 8 5rtF F t g t g N 33 8 7 0 9 2 0 3 1 6 9rtF F t g t g N 求垂直面的支反力 3 3 2 2 311 2 3() 9 8 5 ( 1 1 7 9 4 ) 3 1 6 9 9 4 3167 4 1 1 7 9 4rrVF l F l lFNl l l 2 3 1 2 3 1 6 9 3 1 6 9 8 5 2 5 0 0V r V rF F F F N 计算垂直弯矩： nts 16 311 3 1 6 7 4 1 0 2 3 . 9 .a V m VM F l N m 31 1 2 2 2( ) 3 1 6 ( 7 4 1 1 7 ) 9 8 5 1 1 7 1 0 5 3 . 5 .a V n V rM F l l F l N m 求水平面的支承力： 3 3 2 2 311 2 3() 8 7 0 9 9 4 2 7 0 7 2 1 1 45867 4 1 1 7 9 4ttHF l F l lFNl l l 2 2 3 1 2 7 0 7 8 7 0 9 4 5 8 6 6 8 3 0H t t HF F F F N 计算、绘制水平面弯矩图： 311 4 5 8 6 7 4 1 0 3 2 3 .a H m HM F l N m 32 1 2 3 2( ) 6 8 3 0 ( 7 4 1 1 7 ) 8 7 0 9 1 1 7 1 0 2 9 5 .a H n H tM F l l F l N m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 2 2 2 22 3 . 9 3 2 3 3 2 3 . 8 .a m a v m a H mM M M N m 2 2 2 25 3 . 5 2 9 5 3 0 0 .a n a v n a H nM M M N m 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） 2 2 2 22( ) 3 0 0 ( 0 . 6 4 7 0 . 3 ) 4 1 1 .e a nM M T N m eM 2 2 2 22( ) 3 2 3 . 8 ( 0 . 6 4 7 0 . 3 ) 4 1 3 .amM T N m 计算危险截面处轴的直径： n-n 截面 : 33314 1 1 1 0 4 0 . 90 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m m-m截面 : 33314 1 3 1 0 4 0 . 90 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 由于42 45d d m m d ，所以该轴是安全的。 轴承寿命校核： 轴承寿命可由式 610 ()60 th PCfLhn P f 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作nts 17 用，所以rPF，查课本 259页表 16-9， 10取 1, 1.1,tpff取 3 2 2 2 21 1 1 3 1 6 4 5 8 6 4 5 9 6r v HF F F N 2 2 2 22 2 2 2 5 0 0 6 8 3 0 7 2 7 3r v HF F F N 则 6 6 3 321 0 1 0 1 2 9 . 5 1 0( ) ( ) 2 . 1 26 0 6 0 6 8 1 . 1 7 2 7 3th PCfL h yn P f ，轴承使用寿命在 23: 年范围内，因此所该轴承符合要求。 弯 矩 及 轴 的 受 力 分 析 图 如 下 ： 键的设计与校核： 已知4224 5 , 4 7 0 . 3 .d d T N m 参考教 材表 10-11，由于 2 (44 50)d 所以取:14 9bh 因为齿轮材料为 45钢。查课本 155 页表 10-10得 1 0 0 1 2 0b : L=128-18=110 取键长为 110. L=82-12=70取键长为 70 nts 18 根据挤压强度条件，键的校核为： 324 4 4 7 0 . 3 1 0 8 2 . 94 5 9 7 0 1 4bbT M p adhl 324 4 4 7 0 . 3 1 0 544 5 9 1 0 0 1 4bbT M p adhl 所以所选键为 : : 1 4 9 7 0b h l : 1 4 9 1 1 0b h l 从动轴的设计： 确定各轴段直径 计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式 14-2 得： 3 33133 . 5 61 0 0 5 7 . 11 9 . 1Pd C m mn 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1 5 7 . 1 (1 5 % ) 5 9 . 9d m m 查手册 9 页表 1-16圆整成标准值，取1 63d mm 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径2 70d mm。查手册 85页表 7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取2 70d mm。 设计轴段 3d ，为使轴承装拆方便，查手册 62 页，表 6-1，取 ，采用挡油环给轴承定位。选轴承 6215: 1 3 0 , 2 5 , 8 4aD B d 。3 75d 设计轴段4d，考虑到挡油环轴向定位，故取4 80d 设计另一端轴颈7d，取7375d d m m，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 轮装拆方便，设计轴头6d，取67dd，查手册 9 页表 1-16取6 80d mm。 设计轴环5d及宽度 b 使齿轮轴向定位，故取56 2 8 0 2 ( 0 . 0 7 8 0 3 ) 9 7 . 2d d h m m 取5 100d mm1 . 4 1 . 4 ( 0 . 0 7 8 0 3 ) 1 2b h m m , 确定各轴段长度。 1l有联轴器的尺寸决定1 107l L m m(后面将会讲到 ). nts 19 2 5 5 0l m e L 因为2 2 5 4 2 5 1 0 1 9m L B m m ,所以 2 5 1 9 9 1 6 5 5 0l m e L m m 轴头长度 6 2 3 1 2 5 3 1 2 2hll :因为此段要比此轮孔的长度短 23: 33 2 3 3 8lB : 其它各轴段长度由结构决定。 （ 4） 校核该轴和轴承： L1=97.5 L2=204.5 L3=116 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力： 3342 2 1 5 9 1 . 5 1 0 81199 8 4tTFNd 径向力： 8 1 1 9 2 0 2 9 5 5rtF F t g t g N 30 2 1 5 9 1 . 50 . 2 5 1 0 2 9 4 7270F F N 求垂直面的支反力： 21122 0 4 . 5 2 9 5 5 20889 7 . 5 2 0 4 . 5rVlFFNll 21 2 9 5 5 2 0 8 8 8 6 7V r VF F F N 计算垂直弯矩： 322 8 6 7 2 0 4 . 5 1 0 1 8 0 . 8 .a v vM F l N m 311 2 0 8 8 9 7 . 5 1 0 2 0 3 . 5a v vM F l N .m 求水平面的支承力。 21122 0 4 . 5 8 1 1 9 1038302tHlFFNll 21 5 7 1 4 3 7 5 5 1 9 5 9H t HF F F N 计算、绘制水平面弯矩图。 311 3 7 5 5 8 4 . 5 1 0 3 1 7 .a H HM F l N m nts 20 322 1 9 5 9 1 6 2 1 0 3 1 7 .a H HM F l N m 求 F 在支点产生的反力 31122 4 9 7 1 1 6 1158302FFlFNll 21 1 1 5 8 2 9 4 7 4 1 0 5FFF F F N 求 F 力产生的弯矩图。 323 2 9 4 7 1 1 6 1 0 3 4 1FM F l N 311 1 1 5 8 9 7 . 5 1 0 1 0 0 . 1m F FM F l N F 在 a 处产生的弯矩： 311 1 1 5 8 9 7 . 5 1 0 1 0 0 . 1m F FM F l N 求合成弯矩图。 考虑最不利的情况，把mFM与 22av aHMM直接相加。 2 2 2 21 0 0 . 1 1 8 0 . 8 4 7 6 . 3 6 2 8 .a m m F a v a HM M M M N m 求危险截面当量弯矩。 从图可见， m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） 2 2 2 23( ) 6 2 8 ( 0 . 6 1 5 9 1 ) 1 1 4 2 .ameM M T N m 计算危险截面处轴的直径。 因为材料选择 #45 调质，查课本 225 页表 14-1 得 650B MPa ，查课本 231页表 14-3得许用弯曲应力 1 60b M P a ，则： 33311 4 2 1 0 5 7 . 50 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 考虑到键槽的影响，取 1 . 0 5 5 7 . 5 6 0 . 3d m m 因为5 80d mm d，所以该轴是安全的。 （ 5）轴承寿命校核。 nts 21 轴承寿命可由式 610 ()60 th PCfLhn P f 进行校核 ，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以rPF，查课本 259 页表 16-9， 10取 1, 1.2,tpff取 3 按最不利考虑，则有： 2 2 2 21 1 1 2 0 8 8 5 7 3 8 1 1 5 8
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