二级斜齿减速器课程设计1415%0.6%500%120%195
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计1415%0.6%500%120%195,减速器课程设计
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机械设计 课程设计说明书 机械系机械设计与制造及自动化 0405 班 学生姓名：阴丽娜 （ 012004003530） 指导教师： 弓雄 华中科技大学 机械科学与工程学院 2007 年 7 月 2 号 nts 设计题目 ： 设计带式传输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器 设计数据及工作条件： F=5000N； V=0.6m/s; D=500mm; i=41.867 生产规模：中小批量； 工作环境：有尘； 载荷特性：中等强度； 工作期限：二年，二班制； nts目录 一 总体设计 -4 电动机的选择，传动比的分配，传动装置的运动和动力参数计算 二 传动零件的设计计算 -7 V 带传动的设计，高速级齿轮的设计，低速级齿轮的设计 三 轴的设计计算 -17 初算轴的直径，各轴结构设计 四 低速轴的校核 -20 五 键的选择和校核 -24 六 联轴器的选择 -26 七 轴承的选择和计算 -26 八 减速器的润滑 -27 九 箱体及其附件设计 -27 十 参考资料 -28 nts一 、 总体设计 （一） 电动机的选择 （ 1） 电动机类型的选择 根据 动力源和工作条件，选用 Y 系列三相异步电动机。 （ 2）电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为：5 0 0 0 0 . 63 . 1 2 51000 1 0 0 0 0 . 9 6WwFvP K W ，其中 w 为工作机即滚筒的传动效率。 为了计算电动机所需功率dP，需确定传动装置总效率 。设各效率分别为：1为 V 形 带 传动效率，2为 8 级闭式齿轮传动效率，3为滚动轴承传动效率，4为弹性连轴器传动效率，查表得：1 0.95 ，2 0.97 ，3 0.98 ，4 0.99 ；则传动装置的总效率为： 230 . 9 5 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 8 3 3 。 电动机所需功率为： 3 . 1 2 5 3 . 7 5 20 . 8 3 3wdPP K W ; 查表选取电动机的 额定功率为 4KW （ 3）电动机转速的选择 选用常用同步转速 1000r/mim 和 1500r/min 两种作对比。 工作机转速： 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 6 2 2 . 9 3 0 / m i n500w vnrD nts总传动比： /mwi n n，其中mn为电动机的满载转速。 现将两种电动机的有关数据列于下表比较。 方案 电动机 型号 额定功率 /KW 同步转速 /(r/min) 满载转速 /(r/min) 总传动比 i 1 Y132M1-6 4 1000 960 41.867 2 Y112M-4 4 1500 1440 67.800 由上表可知方案 2 的总传动比过大，为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案 1。 （ 4）电动机型号的确定 根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为 Y132M1-6。查表知电动机的机座中心高为 132mm,外轴径为 38mm,外伸轴径长度为80mm。 （二）传动比的分配 现传动比 i=41.867。查表，选 V 带的传动比为1 4i ；减速器传动比为14 1 . 8 6 7 1 0 . 4 6 74f ii i ； 考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比2i与低速级传动 比3i的比值取为 1.3，即231.3ii。则 23 2 1 0 . 4 6 71 . 3 1 . 3 1 0 . 4 6 7 3 . 6 8 9 ; 2 . 8 3 73 . 6 8 9ffii i i i 。 （三）传动装置的运动和动力参数计算 1各轴转速的计算 9 6 0 / m i nmnr nts1112223343960 / m i n 2 4 0 / m i n4240 / m i n 6 5 . 0 5 8 / m i n3 . 6 8 96 5 . 0 5 8 / m i n 2 2 . 9 3 2 / m i n2 . 8 3 72 2 . 9 3 2 / m i nmwnn r rinn r rinn r rin n n r 2各轴输入功率的计算 112 1 2 33 2 2 34 3 3 43 . 7 5 23 . 7 5 2 0 . 9 5 3 . 5 6 43 . 5 6 4 0 . 9 7 0 9 8 3 . 3 8 83 . 3 8 8 0 . 9 7 0 . 9 8 3 . 2 2 13 . 2 2 1 0 . 9 8 0 . 9 9 3 . 1 2 5ddP k WP P k W k WP P k W k WP P k W k WP P k W k W 3各轴的输入转矩计算 1112223334449 5 5 0 3 . 7 5 295503 7 . 3 2 59609 5 5 0 3 . 5 6 495501 4 1 . 8 1 82409 5 5 0 3 . 3 8 895504 9 7 . 3 3 26 5 . 0 5 89 5 5 0 3 . 2 2 195501 3 4 1 . 3 8 12 2 . 9 3 29 5 5 0 3 . 1 2 595501 3 0 1 . 42 2 . 9 3 2ddmPT N m N mnPT N m N mnPT N m N mnPT N m N mnPT N mn ggggggggg 02 Nm g将各轴的运动和动力参数列于表中。 轴号 转速（ r/min） 功率 kW 转矩 /N m 传动比 0 960 3.752 37.325 1 240 3.564 141.818 2 65.058 3.388 497.332 3 22.932 3.221 1341.381 4 22.932 3.125 1301.402 nts二、传动零件的设计计算 （一） V 带传动的设计 已知：dP=3.752kW，129 6 0 / m i n 2 4 0 / m i nn r n r，两班制工作，中等强度。 （ 1）确定计算功率cPcAP K P(kW) 式中，AK为工况系数； P 为所需传递的功率即为dP=3.752kW 查表取得AK=1.2。 则有 1 . 2 3 . 7 5 2 4 . 5 0 2cAP K P k W k W （ 2）选择带型 根据14 . 5 0 2 , 9 6 0 / m i ncP k W n r,由图初步选用 A 型 （ 3）选取带轮基准直径1dd=100mm ， 得 1212960 1 0 0 4 0 0240ddnd d m mn ，为标准值 （ 4）验算带速 v 11 1 0 0 9 6 0 / 5 . 0 2 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s 在 525m/s 之间，合适。 （ 5）确定中心距 a 和带轮的基准长度dL初选中心距0 450a ，符合 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 带长 2210 0 1 20()2 ( )24ddd d dddL a d da 2( 4 0 0 1 0 0 )( 2 4 5 0 (1 0 0 4 0 0 ) )2 4 4 5 0 mm 1735 mm nts由表对 A 型带选用基准长度 1750dL m m，然后计算实际中心距 122 22122() 1 7 5 0 (1 0 0 4 0 0 )2 4 1 . 54 8 4 8() ( 4 0 0 1 0 0 )11250882 4 1 . 5 2 4 1 . 5 1 1 2 5 0 4 5 8 . 4 6 1d d dddL d dA m mddB m ma A A B m m 取 460a m m （ 6）验算小带轮包角1211 4 0 0 1 0 01 8 0 5 7 . 3 1 8 0 5 7 . 3 1 4 2 . 6 3 1 2 0460dddd a 在要求的范围以上，包角合适。 （ 7）确定带的根数 z 因1 1 0 0 , 4 , 5 . 0 2 4 /dd m m i v m s 查表得 0 0 . 9 6P k W0 0 .0 9P kW因1 1 4 2 .6 3 ，查表得 0.90K因 1750dL m m，查表得 1 .0 0 5LK 由式得 004 . 5 0 2 4 . 7 4 0( ) ( 0 . 9 6 0 . 0 9 ) 0 . 9 0 1 . 0 0 5ccLPPzP P P K K 取 z=4 根。 （ 8）确定初拉力0F由式得单根 V 带的初拉力 220( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 0 ) 4 . 5 0 25 0 0 5 0 0 0 . 1 5 . 0 2 40 . 9 0 5 5 . 0 2 4cKPF q vK z v 1 6 1 .8 3 0N nts（ 9）计算压力QF10 1 4 2 . 6 32 s i n 2 5 1 6 1 . 8 3 0 s i n 1 5 3 3 . 0 122QF z F N V 带传动的主要参数归于下表 名称 结果 名称 结果 名称 结果 带型 SPZ 传动比 1 4i 根数 z=5 带轮基准直径 1 100dd m m2 400dd m m基准长度 1750dL mm 初拉力 161.830N 中心距 460a mm 压力 1533.01N （二）高 速级齿轮传动的设计 1）要求分析 （ 1）使用条件分析 113 . 5 6 4 , 2 4 0 / m i nP k W n r，2 3.689i 1 1 4 1 . 8 1 8 1 4 1 8 1 8T N m N m m gg中等强度，寿命 2 年，二班制 圆周速度：估计 属中速，中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动 （ 2）设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案，包括： 一组基本参数： 1 2 1 2, , , , , , dm z z x x 主要几何尺寸：12,d d a等 2）选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力 nts（ 1）选择齿轮材料，热处理方式 按使用条件，属中速，中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动，选用软齿面齿轮。 小齿轮： 45 号钢，调质处理，硬度 230255HBS；大齿轮： 45 号钢处理，硬度为 190217HBS. （ 2）确定许用应力 a.确定极限应力limH和limF齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 190HBS。查图，得 l i m 1 l i m 2 l i m 1 l i m 25 8 0 , 5 5 0 , 2 2 0 , 2 1 0H H F FM P a M P a M P a M P a b.计算应力循环次数 N，确定寿命系数 711751226 0 6 0 1 2 4 0 ( 2 3 0 0 1 6 ) 2 . 3 0 4 1 02 . 3 0 4 1 0 6 . 2 4 6 1 03 . 6 8 9N a n tNNi 查图得，1 2 1 21 . 0 7 , 1 . 5 , 1 . 0 , 1 . 2 5N N N NZ Z Y Y c.计算许用应力 由表取 m i n m i n1 . 0 , 1 . 4HFSS得 l i m 1 11l i m5 8 0 1 . 0 7 6 2 0 . 61HNHPHZ M P a M P aS l i m 2 22l i m5 5 0 1 . 5 3 6 6 . 71HNHPHZ M P a M P aS l i m 1 11l i m2 2 0 2 1 . 0 3 1 4 . 2 81 . 4F S T NFPFYY M P a M P aS l i m 2 22l i m2 1 0 2 1 . 2 5 3751 . 4F S T NFPFYY M P a M P aS nts3）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 （ 1）选择齿轮类型 根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮攒动 （ 2）选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度，初步选用 8 级精度 （ 3）初选参数 初选 ： 1 2 2 1 1 21 2 , 2 0 , 3 . 6 8 9 2 0 7 3 . 7 8 7 4 , 0 , 0 . 9dz z i z x x （ 4）初步计算齿轮的主要尺寸 初步计算齿轮的模数，需先确定系数： , , , ,HEK Z Z Z Z因电动机 驱动，工作机中等强度，选AK=1.5；因齿轮转速不高， 取vK=1.05；因非对称布置，轴的刚性较小，取 K=1.13， K=1.2，则 1 . 5 1 . 0 5 1 . 1 3 1 . 2 2 . 1 3 6AvK K K K K 。查得， 2 . 4 5 , 1 8 9 . 8 , 0 . 8 , c o s c o s 1 2 0 . 9 8 9HEZ Z M P a Z Z 初步计算出齿轮的分度圆直径 2 1312 1()HEH P dZ Z Z Z KT udu g 23 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 8 0 . 9 8 9 2 2 . 1 3 6 1 4 1 8 1 8 3 . 6 8 9 1()5 8 0 0 . 9 3 . 6 8 9 gg 7 0 . 0 8 9mm 11c o s 2 . 6 3 7ndmz nts取标准模数 2.5nm ，则 122 . 5( ) ( 2 0 7 4 ) 1 2 0 . 1 32 c o s 2 c o s 1 2nma z z m m 取 120a m m 。 修改螺旋角： 12() 2 . 5 ( 2 0 7 4 )a r c c o s a r c c o s 1 1 . 7 1 6 1 1 4 2 5 7 2 2 1 2 0nm z za 11 2 . 5 2 0 5 1 . 0 6 4c o s c o s 1 1 . 7 1 6nmzd m m 11 2 4 0 5 1 . 0 6 4 0 . 6 4 1 /6 0 0 0 0 6 0 0 0 0ndv m s 1 0 . 9 5 1 . 0 6 4 4 5 . 9 5 7db d m m m m 2 1 24 6 , ( 5 1 0 ) ( 4 6 6 ) 5 2b m m b b m m m （ 5）验算齿轮弯曲强度条件 计算当量齿数： 11 3320 2 1 . 3 0c o s c o s 1 1 . 7 1 6vzz 22 3374 7 8 . 8 2c o s c o s 1 1 . 7 1 6vzz 查图得 1 2 1 22 . 8 2 , 2 . 2 5 , 1 . 5 5 , 1 . 7 2F a F a S a S aY Y Y Y 取 0 . 7 , 0 . 9YY计算弯曲应力： nts1112F F a S anKT Y Y Y Yb d m 2 2 . 1 3 6 1 4 1 8 1 8 2 . 8 2 1 . 5 5 0 . 7 0 . 94 5 . 9 5 7 5 1 . 0 6 4 2 . 5 M P a 12 8 4 . 3 7 FPM P a 2221112 . 2 5 1 . 7 22 8 4 . 3 72 . 8 2 1 . 5 5F a S aFFF a S aYY M P aYY 22 5 1 . 7 7 FPM P a （三）低速级齿轮设计 1）要求分析 （ 1）使用条件分析 2 2 33 . 3 8 8 , 6 5 . 0 5 8 / m i n , 2 . 8 3 7P k W n r i 2 497332T N m m g （ 2）设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案，包括： 一组基本参数： 1 2 1 2, , , , , , dm z z x x 主要几 何尺寸：12,d d a等 3）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1）选择齿轮类型 根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮攒动 （ 2）选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度，初步选用 8 级精度 nts（ 3）初选参数 初选： 1 2 1 3 1 21 2 , 2 5 , 2 5 2 . 8 3 7 7 0 . 9 2 5 7 0 , 0 , 0 . 9dz z z i x x （ 4）初步计算齿轮的主要尺寸 初步计算齿轮的模数，需先确定系数： , , , ,HEK Z Z Z Z前面得到： 1 . 5 1 . 0 5 1 . 1 3 1 . 2 2 . 1 3 6AvK K K K K 。， 2 . 4 5 , 1 8 9 . 8 , 0 . 8 , c o s c o s 1 2 0 . 9 8 9HEZ Z M P a Z Z 初步计算出齿轮的分度圆直径 2 2312 1()HEH P dZ Z Z Z KT udu g 23 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 8 0 . 9 8 9 2 2 . 1 3 6 4 9 7 3 3 2 2 . 8 3 7 1()5 8 0 0 . 9 2 . 8 3 7 gg 1 0 8 .7 1mm 11c o s 4 . 2 5ndmz 取标准模数 4nm 则124( ) ( 2 5 7 0 ) 1 9 4 . 2 52 c o s 2 c o s 1 2nma z z m m 圆整后取： 195a m m 修改螺旋角： 12() 4 ( 2 5 7 0 )a r c c o s a r c c o s 1 3 . 0 0 2 1 3 1 0 2 2 1 9 5nm z za 11 4 2 5 1 0 2 . 6 3c o s c o s 1 3 . 0 0 2nmzd m m 21 6 5 . 0 5 8 1 0 2 . 6 3 0 . 3 4 9 /6 0 0 0 0 6 0 0 0 0ndv m s nts1 0 . 9 1 0 2 . 6 3 9 2 . 3 6 7db d m m m m 2 1 29 4 , ( 5 1 0 ) ( 9 4 6 ) 1 0 0b m m b b m m m m 5）验算齿轮弯曲强度条件 计算当量齿数： 11 33 25 2 7 . 0 2 6c o s c o s 1 3 . 0 0 2v zz 22 33 70 7 5 . 6 7 6c o s c o s 1 3 . 0 0 2v zz 查图得 1 2 1 22 . 8 2 , 2 . 2 5 , 1 . 5 5 , 1 . 7 2F a F a S a S aY Y Y Y 取 0 . 7 , 0 . 9YY计算弯曲应力： 211122 2 . 1 3 6 4 9 7 3 3 22 . 8 2 1 . 5 5 0 . 7 0 . 99 2 . 3 6 7 1 0 2 . 6 3 41 5 4 . 2 9 3F F a S anFPKTY Y Y Yb d mM P aM P a 22211122 . 2 5 1 . 7 21 5 4 . 2 9 32 . 8 2 1 . 5 51 3 6 . 6 0 8F a S aFFF a S aFPYY M P aYYM P a 4）齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 才用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表， 高速级和低速级齿轮的尺寸归于下表。分别见表一，表二。 nts 表一 名称 结构尺寸经验计算公式 结果 /mm 毂孔直径 d 由中间轴设计而定24dd55 轮毂直径3D3D=1.6d 88 轮毂宽度 L L=(1.21.5)d 71.5 腹板最大直径0D0 1 1( ) / 2D D d127 板孔分度圆直径1D1 2fDd166 板孔直径2D2 0 3( 0 . 2 5 0 . 3 5 ) ( )D D D50 腹板厚度 C C=(020.3)B 5 表二 名称 计算公式 高速级结果 /mm 低速级结果 /mm 螺旋角 11 4257 13 10 齿数 12,zz122 0 , 7 4zz 122 5, 7 0zz 模数 m 2.5 4 传动比 2i2 3.689i 3 2.837i 分度圆直径 11 cosnmzd，2 1 2d d i1 51.064d 2 188.375d 1 102.63d mm2 287.36d 齿顶圆直径 11 2aad d h m22 2aad d h m1 56.064ad 2 1 9 3 .3 7 5ad 1 110.63ad 2 295.36ad 齿根圆圆直径 11 2 ( )fad d h c m 22 2 ( )fad d h c m 44.814 182.125 92.63 281.16 中心距 12()2 c o sm z za 120 195 齿宽 125,B b B b 52 46 100 94 nts三，轴的设计计算 （一） 初算轴的直径 根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，调质处理，按扭转强度法进行最小直径估算。 高速轴： 1331 m i n 113 . 5 6 41 1 7 2 8 . 7 5 8240Pd C m m m mn ，因高速轴最小直径处有安装大带轮，设有一键槽，则： 1 l i m 2 8 . 7 5 8 ( 1 5 % ) 3 0 . 1 9 6 3 1d m m m m 取 30mm 中速轴： 2 332 m i n 223 . 3 8 81 1 0 4 1 . 0 7 8 4 26 5 . 0 5 8Pd C m m m m m mn 因最小直径处装 滚动轴承，故取标准值为 45mm 低速轴： 3333 m i n 333 . 2 2 11 0 6 5 5 . 1 0 02 2 . 9 3 2Pd C m m m mn ，因低速轴最小直径处安装联轴器有一键槽，则 3 m i n 5 5 . 1 0 0 ( 1 5 % ) 5 7 . 8 5 6 5 8d m m m m m m , 参考联轴器的孔径，选为 60mm （二）各轴的结构设计 1， 高速轴的结构设计 。高速轴轴系的结构如下图。 （ 1）各轴段直径的确定 nts11d：最小直径，安装大带轮的外伸轴段， 11 30d m m12d：密封处轴段，根据大 带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用 J 形 密封）， 采用套筒定位，故该轴段 12 30d m m13d：滚动轴承处轴段，13 35d m m，滚动轴承选用 6207 14d：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于 2m/s,滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油板的轴向定位，14 40d m m齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 号钢，调质处理。 （ 2）各轴段长度的确定 11l：由大带轮的毂孔宽度 B=80，查表得，11 60l mm12l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，12 50l mm13l: 由箱体结 构，轴承端盖，装配关系等确定 ,13 26l mm14l：由装配关系，箱体确定，14 120l mm15l：由高速级小齿轮的宽度确定，1 5 1 60l B m m16l：由滚动轴承，挡油板及装配关系等确定， 16 30l mm2，中速轴的结构设计 nts（ 1）各段轴直径的确定 21d：最小直径，滚动轴承轴段21 45d m m，选用滚动轴承为 6208 22d：低速级小齿轮轴段，22 55d m m23d：轴环，23 70d m m24d：高 速级大齿轮轴段，24 55d m m25d：滚动轴承处轴段，25 45d m m（ 2）各段轴长度的确定 21l：由滚动轴承，挡油盘和装配关系确定 ，21 30l mm22l：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，为22 100l mm23l，轴环宽度，23 10l mm24l ，由高速级大齿轮的毂孔宽度确定， 24 46l mm 25l，由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，25 40l mm3，低速轴的结构设计 （ 1）各轴段直径的确定 31d：滚动轴承处直径 ，31 70d mm，滚动轴承选用 6212， 32d：低速级大齿轮轴段，32 80d mm33d ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求， 33 95d mm nts34d：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，34 85d mm35d：滚动轴承段轴段，3 5 3 1 85d d m m36d：密封处轴段，根据连轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用 J 形密封），采用套筒，故轴段仍为36 85d mm37d：最小直径，安装连轴器的外伸轴段，3 7 3 m i n 60d d m m（ 2）各轴段长度的确定 31l： 由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，31 55l mm32l： 由低速级大齿轮的毂孔宽度 94B mm 确定，32 94l mm33l： 轴环宽度，33 10l mm34l： 由装配关系，箱体结构等确定，34 62l mm35l： 由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，35 36l mm36l： 由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定 的套筒的长度为 36 55l mm， 37l： 由连轴器的毂孔宽度 100B mm 确定，37 99l mm四，轴（低速轴）的校核 （ 按弯矩合成校核 ） 初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间nts轴所受轴向心力最小的要求低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。 （ 1）画受力简图如图（ a） 将轴上作用力分解成垂直面受力图和水平面受力图。分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定在低速轴上的齿轮里的作用点位置。轴上安装的 6212 轴承，其负荷作用中心为中心线，故可计算 出支点跨距和轴上各力作用电相互位置尺寸。支点跨距 L=334mm(实际未 333.75mm)；低速级大齿轮的力作用点到左支点 A 的距离为1 75L mm（实际为 74.5mm） （ 2）轴上受力分析 ，如图（ b,c） 轴传递的转矩：1 1 3 4 1 . 3 8 1T N m g齿轮的圆周力： 12 2 1 3 4 1 . 3 8 1 1 0 0 0 93362 8 7 . 3 6tTFNd 齿轮的径向力： 209 3 3 6 3 4 5 0c o s c o s 1 3 1 0 nrttg tgF F N N 齿轮的轴向力： 3 4 5 0 1 3 1 0 7 9 7atF F t g t g N N （ 3）计算作用于轴上的支反力 水平面内支反力 2211137( ) ( 3 4 5 0 )75H A H B t H A H AllR R F R R 2230HARN1275 2 2 3 0 1 2 2 0137H B H AlR R N Nl 垂直面内的支反力 nts2121 1 2 8 7 . 3 6( ) ( 3 4 5 0 1 3 7 7 9 7 ) 1 6 8 92 7 5 1 3 7 2V A r adR F l F Nll 1121 1 2 8 7 . 3 6( ) ( 3 4 5 0 7 5 7 9 7 ) 1 7 6 12 7 5 1 3 7 2V B r adR F l F Nll A 点总的支反力 2 2 2 21 6 8 9 2 2 3 0 2 7 9 7R A V A H AF R R N B 点总的支反力 2 2 2 21 7 6 1 1 2 2 0 2 1 4 2R B V B H BF R R N （ 4）计算轴的弯矩，并画弯 转矩图 。 分别作出垂直面和水平面上的弯矩图（ d,e） ,并按 22HVM M M进行弯矩合成。画转矩图（ f） . 1）垂直面内弯矩图 （ d） C 处弯矩： 1 1 6 8 9 7 5 1 2 6 6 7 5VACVM R l N m m N m m gg左12 8 7 . 3 61 2 6 6 7 5 7 9 7 1 2 1 6 222V A aCVdM R l F N m m N m m gg右2）水平面内的弯矩图 （ e） C 处弯矩： 1 2 2 3 0 7 5 1 6 7 1 7 5C H H AM R l N m m N m m gg3）合成弯矩图（ f） C 处： 2 2 2 21 2 6 6 7 5 1 6 7 1 7 5 2 0 9 7 4 5CHC C VM M M N m m N m m gg左 左2 2 2 21 2 1 6 2 1 6 7 1 7 5 1 6 7 6 1 7CHC C VM M M N m m N m m gg右 右 4）转矩图见图（ g） （ 5）计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算，取 0.6 ，则 nts0 . 6 1 3 4 1 3 8 1 8 0 4 8 2 8T N m m N m m gg 按 22()caM M T计算，并画当量弯矩图（ h） C 处： 209745CCM M N m m g左 左 2 2 2 2( ) 1 6 7 6 1 7 8 0 4 8 2 8 8 2 2 0 9 6 . 7CCM M T N m m g右 右 D 处 : 804828DM T N m m g（ 6）弯扭合成强度校核 一般轴的强度是否满足只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩可知， b-b 截面处弯矩最大，且截面尺寸也非最大，属于危险截面； d-d 截面处当量弯矩不大，但轴径较小，也属于危险截面。而对于 e-e 截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽尺寸较小，但由于轴是最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 强度校核： 33238 2 2 0 9 6 7 8 2 2 0 9 6 . 71 6 . 10 . 1 0 . 1 8 01 0 8 0 1 2 . 73 . 1 40 . 1 7 0bb caca add caca aMM P a M P a M P aWdMM P a M P aW 都 1 60 M P a ，故强度足够。 nts 五，键的选择与校核 （一） 中间轴 为方便加工，设计使中间轴两个键的宽和高相等，高速级大齿轮nts处键为 b h-L=16mm 10mm-45mm， 低速级小齿轮处键为 b h-L=16mm 10mm-90mm。又因是同一根轴的键，故只需校核较短的键即可。 齿轮轴段直径1 55d mm；键工作长度 mmmmbLl 29)1645( ；键的接触高度 mmmmhk 5105.05.0 ；传递的转矩2 4 9 7 .3 3 2T N m g。键静联接时许用挤压应 力 3 1 0 0 .2 1 0 2 4 9 7 3 3 2 7 8 . 6 3 ,5 4 6 5 5pppM P aT M P a M P ak l d 故 键 联 接 强 度 足 够 。（二） 低速轴 1.低速级大齿轮处键选为 b h-L=22mm 14mm-70mm。齿轮轴段直径2 70d mm；键工作长度 ( 7 0 2 2 ) 4 8l L b m m m m ；键的接触高度 mmmmhk 7145.05.0 ；传递的转矩3 1341381T N m m g。由机械设计 P151表 6-8得键静联接时许用挤压应力 3 1 0 0 .2 1 0 2 1 3 4 1 3 8 1 8 8 . 5 5 ,7 4 8 7 0pppM P aT M P a M P ak l d 故 键 联 接 强 度 足 够 。2.与联轴器相边处选用键 b h-L=18mm 11mm-100mm。齿轮轴段直径 mmd 60 ；键工作长度 mmmmbLl 82)18100( ；键的接触高度 0 . 5 0 . 5 1 4 7k h m m m m ；传递的转矩3 1341381T N m m g。键静联接时许用挤压应力 3 1 0 0 .2 1 0 2 1 3 4 1 3 8 1 7 7 . 9 0 ,7
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