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减速器课程设计

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二级-带式输送机传动装置（5）,减速器课程设计

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机械设计课程设计 1 一、设计题目 带式输送机传动装置课程设计 1、 传动装置简图； 2课程设计任务： 已知二级减速器，运输机工作转矩 T/（ N.m ）为 620N. m，运输带工作速度 0.9m/s,卷阳筒直径 :360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为 8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差5 。 二、 电动机的选择 1、 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V,Ynts 机械设计课程设计 2 型。 2、计算功率 Pw =Fv/1000= 2VTD= 0.9360=3.1 Kw 系统的传动效率 1 机构 V带传动 齿轮传动 滚动轴承（一对） 联轴器 卷筒传动 效率 0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 符号 12345所以： 5 1 22 33 5 0.92 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99 0.82 其中齿轮为 8 级精 度等级油润滑 所以 Pd=Pw/ 3.8 kw 确定转速 圏筒工作转速wn 60 1000vD= 6 0 1 0 0 0 0 .93 .1 4 3 6 0=47.77转 二级减速器的传动比为 7.1: 50（调质） 所以电动机的转速范围 339.4: 2390 通过比较，选择型号为 Y132S-4其主要参数如下： 电动机额 定功率 P 电动机满 载转速 nm 电动机伸 出端直径 电动机伸出 端安装长度 5.5kw 1440(r.min-1) 38mm 80mm 三、 传动比的分配及转动校核 总的转动比 :i= 14nn =144047.8 =30.1 选择带轮传动比 i1=3，一级齿轮传动比 i2= 3.7,二级齿轮传动比 i3=2.9 7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率eP作为设计功 率，用以计算传动装置中各轴的功率。 0轴（电动机）输入功率：0P eP=5.5kw 1轴（高速轴）输入功率：1P 0P 1=5.5 0.92=5.06kw 总效率 =0.82 Y132S 4电动机 P=5.5KW N=1440(r.min-1) nts 机械设计课程设计 3 2轴（中间轴）的输入功率：2P 0P 1 2 3=5.5 0.92 0.98 0.98 =4.86kw 3轴（低速轴）的输入功率：3P 0P 1 22 23=5.5 0.92 20.98 30.98 =4.62kw 4轴（滚筒轴）的输入功率 : 4P 0P 1 3223 4 5=5.5 0.92 20.98 30.98 0.990.96=4.484kw 8、各轴输入转矩的计算： 0轴（电动机）的输入转矩： 0T 5 0095 5 10 Pn = 5 5 .59 5 5 1 0 1440 =36.47 310 Nmm 1轴（高速轴）的输入转矩： 1T 5 1195 5 10 Pn = 5 5 .0 69 5 5 1 0 480 =100.67 310 Nmm 2轴（中间轴）的输入转矩： 2T 5 2295 5 10 Pn = 5 4 .8 69 5 5 1 0 1 2 9 .7 3 =357.66 310 Nmm 3轴（低速轴）的输入转矩： 3T 5 3395 5 10 Pn = 5 4 .6 29 5 5 1 0 4 4 .7 3 =986.38 310 Nmm 4轴（滚筒轴）的输入转矩 : 4T 5 4495 5 10 Pn = 5 4 .4 8 49 5 .5 1 0 4 4 .7 3 =957.35 310 Nmm 轴编号 名称 转速 /(r/min) 转矩 /(N.mm) 功率 /KW I 电动机转轴 1440 3.647410 5.5 II 高速轴 480 1.0067510 5.06 III 中间轴 129.73 3.5766510 4.86 IV 低速轴 44.73 9.8638510 4.62 V 卷筒轴 44.73 9.5735510 4.484 nts 机械设计课程设计 4 四、三角带的传动设计 确定计算功功率caP1 由 课 表 8-6 查得工作情况系数AK=1.2，故 caP = AK eP=1.2 5.5 =6.6 kw 2.选取窄 V带类型 根据caPon由 课 图 8-9 确定选用 SPZ型。 3确定带轮基准直径 由 2表 8-3和表 8-7取主动轮基准直径 1dd=80 mm 根据 2式（ 8-15）， 从动轮基准直径 2dd。 2dd = 1i dd=3 80=240 mm 根据 2表 8-7 取2dd=250 mm 按 2式（ 8-13）验算带的速度 V = 160 100dodn= 80 144060 100 =6.29 m/s 120o 主动轮上的包角合适 6计算窄 V带的根数 Z Z =)(cao o LPP P K K由 0n=1440 r/min 1dd=80 mm i =3 查 课 表 8-5c 和 课 表 8-5d得 0P=1.60 kw 0P=0.22kw 查 课 表 8-8得 K=0.95 LK=0.99 ，则 Z = 6 . 6( 1 . 6 0 0 . 2 2 ) 0 . 9 5 0 . 9 9 =3.856 取 Z =4 根。 7计算预紧力0F0F = 22 . 55 0 0 ( 1 )caEP qVK v 查 课 表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故 0F = 26 . 6 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 0 6 5 6 . 2 96 . 2 9 4 0 . 9 5 =550.3N 8计算作用在轴上的压轴力pFpF = 102 sin 2ZF = 1 6 1 . 72 4 5 5 0 . 3 s i n2 o =4346.38 N 9.带轮结构设计略。 五、 齿轮传动的设计 高速级齿轮传动的设计 选择齿轮精度为 7 级，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS. 减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为 =14 初选小齿轮齿数为 2。那么大齿轮齿数为 81。 包角 1 161.7o V带的根数 Z 4 nts 机械设计课程设计 6 3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：1td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. 12 =0.765+0.945 =1.710 由表查得齿宽系数d 1.0。 查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8 12MPa 再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限lim1H 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：lim2H 560MPa. 由计算公式： N=60ihn jL算出循环次数： 1N 60 480 1（ 2 8 8 300） 2.76 910 2N= 1Ni=4.38 810 再由 N1,N2查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.94,2HNK=1.05. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率 1。 1 li m 11 H N HH K S =0.94 590=554.6Mpa 2 l i m 22 H N HH K S =1.05 560=588Mpa 12 5 5 4 . 6 5 822 8HHH =571.3MPa 4、计算小齿轮分度圆直径1td,由计算公 式得： 231 21. ( )HEt dHZZK T Ud U nts 机械设计课程设计 7 231 2 1 . 61 1 . 7 1td 1td 53.87mm 21d d i=199.32mm 计算小齿轮圆周速度： v6 0 1 0 0 0 3 . 1 4 6 0 1 0 0 0dn =1.35m/s 计算齿宽 b及模数 m. b=1 1 5 3 . 8 7td md m 1 c o s 1 4 2.co 376s 22tnt dm 1Z齿高 :h=2.25ntm=2.25 2.376=5.346mm 53.875.346bh =10.08 计算纵向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 22 tan14 1.744 计算载荷系数 K 已知使用系数AK=1 已知 V 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数VK=1.05 由表查得：HK的计算公式： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 (1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 1.12 0.18（ 1 0.6） 0.23 310 53.87 1.42 再由表查的：FK=1.33, HFKK=1.2 公式：A V H HK K K K K=1 1.2 1.05 1.42 =1.789 再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径： 1d 53.87mm 2d=199.32mm 模数 M 2.376 齿宽 B 53.87 nts 机械设计课程设计 8 11 331 . 7 8 95 3 . 8 71 . 6t tKddK =55.91mm 计算模数：nm=11c o s 1 42c o s2dZ =2.466mm 5、再按齿根弯曲强度设计： 设计公式： 23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 确定计算参数： 计算载荷系数： A V F FK K K K K=1 1.05 1.2 1.33 =1.676 根据纵向重合度： 1.744，从表查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数：11 3 322c o s 1 4c o sv ZZ =24.82 22 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =86.87 由 课 表 10 5查取齿形系数1FY=2.63, FY=2.206 查取应力校正系数1SY=1.588， 2SY=1.777 再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：1FE 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE 380MPa 再由表查得弯曲疲劳系数：1FNK=0.85,2FNK=0.9 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数： S=1.35 111 F N F EFK S = 0.85 5001.35 =314.8Mpa 222 F N F EFK S = 0.9 3801.35 =253.3MPa 计算大，小齿轮的 FSFYY，并加以比较： nts 机械设计课程设计 9 1 3 1 4 . 8FSFYY =0.01327 2 2 5 3 . 3FSFYY =0.0155 大齿轮的数值大，选用大齿轮 FSFYY=0.0155 设计计算： 23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 523 2 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 5nm nm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径1d=53.87mm 来计算齿数： 11 cosdZ m = c o s 1 42 =26.1 取1z 26 则21Z iZ=97 6、几何尺寸计算： 计算中心距： 12 ( 2 6 9 7 ) 2 1 2 6 . 7 62 c o s 1 4()2 c o sZ mmZma 将中心距圆整为： 127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 12 ( 2 6 9 7 )a r c c o s()c o s2 1 4 . 42 1 2 7Z Z ma r c a 因 的值改变不大，故参数 ,HZ 等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径： 齿数 1z 26 2z 97 中心距 a=127 mm 螺旋角 =14.4 分度圆直径 1d=53.69mm nts 机械设计课程设计 10 11 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =53.69mm 22 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =200.3mm 计算齿轮宽度： 1dbd=1 53.69=53.69mm 取2B=54mm,1B=60mm 8、 高速级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 结果 /mm 法面模数 mn 2 面压力角 n 20o 螺旋角 14.4o 分度圆直径 d1 53.69 d2 200.3 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=53.69+21 2 57.69 da2=d2+2ha*mn=200.3+2 2 204.3 齿根圆直径 df1=d1 2hf*mn=53.6921.25 2 48.69 df2=d2 2hf*mn=200.32 21.25 195.3 中心距 a=mn(Z1+Z2)/（ 2cos） 127 =2(2 2+81)/（ 2cos14.4o） 齿宽 b2=b 54 b1=b2+(5 10)mm 60 3、齿轮的结构设计 小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。 大齿轮采用腹板式结构。 2d=200.3mm 齿宽 b=53.69mm 1B=60mm 2B=54mm, nts 机械设计课程设计 11 代号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径 D1 D1=1.6d=1.645 72 轮毂轴向长 L L=(1.2 1.5)d B 54 倒角尺寸 n n=0.5mn 1 齿根圆处厚度 0 0=(2.5 4) mn 8 腹板最大直径 D0 D0=df2 2 0 216 板孔分布圆直径 D2 D2=0.5(D0+D1) 144 板孔直径 d1 d1=0.25(D0 D1) 35 腹板厚 C C=0.3b2 18 （二）、低速齿轮机构设计 1、已知3n 129.73r/min 2、选择齿轮精度为 7 级，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS. nts 机械设计课程设计 12 减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为 =14 初选小齿轮齿数为 28。那么大齿轮齿数为 81。 3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：3td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,=0.945 12 =0.789+0.945 =1.713 选齿宽系数d 1.0。 查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8 12MPa 再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限lim1H 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：lim2H 560MPa. 由计算公式： N=60ihn jL算出循环次数： 3N 60 129.73 1（ 2 8 8 300） 2.99 910 34 NN i =1 910 再由 N1,N2查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.90,2HNK=0.95. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率 1。 1 li m 11 H N HH K S =0.90 590=531Mpa 2 l i m 22 H N HH K S =0.95 560=532Mpa 122 5 3 1 5 3 22HHH =531.5MPa 4、计算小齿轮分度圆直径3td,由计算公式得： 233 21. ( )HEt dHZZK T Ud U nts 机械设计课程设计 13 233 2 1 . 61 1 . 7 1 3td 3td 87.86mm 计算小齿轮圆周速度： v 3 . 1 46 0 1 0 06 0 1 0 000dn =0.596m/s 计算齿宽 b及模数 m. b=3 1 8 7 . 8 6td md m 1 c o s 1 4 3c 8s . 0 4o 2tnt dm Z mm 齿高 :h=2.25ntm=2.25 3.04=6.85mm 87.866.85bh =12.83 计算纵向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 28 tan14 2.22 计算载荷系数 K 已知使用系数AK=1 已知 V 0.596m/s， 7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数VK=1.03 由表查得：HK的计算公式： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 (1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 1.15 0.18（ 1 0.6） 0.23 310 87.86 1.428 再由 课 表 10 3查的：FK=1.33, HFKK=1.2 公式：A V H HK K K K K=1 1.03 1.428 1.2 =1.765 再按实际载荷系数校正所算得分度 圆直径： 33 331 . 7 6 58 7 . 8 61 . 6t tKddK =90.78mm 3td=87.86mm b=87.86mm m=3.04 h=6.85 nts 机械设计课程设计 14 计算模数：nm=33c o s 1 42c o s8dZ =3.146mm 5、再按齿根弯曲强度设计： 设计公式： 23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 确定计算参数： 计算载荷系数： A V F FK K K K K=1 1.03 1.2 1.33 =1.644 根据纵向重合度： 2.22，从 课 图 10 28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数：13 3 328c o s 1 4c o sv ZZ =31.59 24 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =91.38 再由 课 表 10 5查取齿形系数1FY=2.505, FY=2.20 查取应力校正系数1SY=1.63， 2SY=1.781 计算大，小齿轮的 FSFYY，并加以比较： 1 2 . 5 0 5 1 . 6 3531FSFYY =0.00769 2 2 . 2 1 . 7 8 1532FSFYY =0.00737 小齿轮的数值大，选用小齿轮 FSFYY=0.00737 设计计算： 23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 523 2 1 0 0 . 8 8 0 c o s 1 4 0 . 0 0 7 6 9nm nts 机械设计课程设计 15 nm mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径3d=90.78mm 来计算齿数： 33 cosdZ m = c o s 1 42 =44.04 取3Z 44 得43Z iZ 127 6、几何尺寸计算： 计算中心距： 34 ( 4 4 1 2 7 ) 177.()2c 32co s4s o1Z Z m ma m 将中心距圆整为： 177mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 34 ( 4 4 1 2 7 )a r c c o() s 1 3 . 7c o s22Z Z ma r c a 因 的值改变不大，故参数 ,HZ 等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径： 33 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =90.56mm 44 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =263.44mm 计算齿轮宽度： 3dbd=1 90.56=90.56mm 取2B=90mm,1B=95mm 7、低数级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 结果 /mm 面 基数 mn 2 3Z 44 4Z=127 中心距 a=177.3mm 螺旋角 =13.7 分度圆直径 3d=90.56mm 4d=263.44 mm 2B=90mm, 1B=95mm nts 机械设计课程设计 16 面压力角 n 20o 螺旋角 13.7o 分度圆直径 d3 90.56 d4 263.44 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=90.56+2 1 2 94.56 da2=d2+2ha*mn=263.44+2 1 2 267.44 齿根圆直径 df1=d1 2hf*mn=90.56 2 1.25 2 85.56 df2=d2 2hf*mn=263.44 2 1.25 2 258.44 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cos 177 齿宽 b2=b 90 b1=b2+(5 10)mm 95 六、轴的设计 （一）、 高速轴的设计 1、轴的材料与齿轮 1 的材料相 同为 40Cr调质。 2、按切应力估算轴径 由表 15 3查得，取 A0=106 轴伸出段直径 d1 A0(p1/n1)1/3=106( 5.06/480)1/3=23.2mm 取 d1=32mm 3、轴的结构设计 1)、划分轴段 轴伸段 d1；过密封圆处轴段 d2；轴颈 d3,d7；轴承安装定位轴段 d4,d6;齿轮轴段。 2)、确定各轴段的直径 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm，选择滚动轴承 30207，轴颈直径 d3=d7=35mm。 齿轮 段尺寸。 分度圆直径 d=53.69 da=57.69 df=48.69 3)、定各轴段的轴向长度。 40Cr调质 轴承选 30207 nts 机械设计课程设计 17 由中间轴的设计知 轴长 L 253.5+L伸 出伸出端的长度由带轮厚度确定 L伸 出（ 1.5 2） d,取 L伸 出 64mm 选取2d轴向长度为 20 2dL（ 20: 30） 其余长度根据中间轴各段长度确定 4、按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=57mm CD=170mm AB=227mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力： nts 机械设计课程设计 18 Ft1=2T1/d1=2 100.6710 3/54=3728.5N Fr1=Ft1tan n/cos 1=3728.5tan 20o/cos14.4=1401N F 1=Ft1tan 1=3728.5tan 14.4o=957N (4)、计算支反力 绕支点 B 的力矩和 MBZ=0，得 RAZ=Fr1 170+Fa1d 1/2 227 =(1401 70+957 27) 227 =1163N 同理： MAZ=0 ,得 RBZ=Fr1 57-Fa1d 3/2 227 =(1401 57-975 27) 227 =238N 校核： Z=RAZ Fr1+RBZ =238+1163-1401=0 计算无误 同样，由绕支点 B 的力矩和 MBy=0，得 RAY=3728.5 170/227=2792 由 MAy=0，得 RBY=3728.5 5/227=936N 校核： Z=RAY+ RBY Ft1=936+2792-3728=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯 矩图。 RazFa1Fr1RbzCA（ b)BC 处弯矩： MCZ 左 = RAZ 57=66291Nmm MCZ 右 = RBZ 170=40460Nmm nts 机械设计课程设计 19 MCY=RAY 57=2792 57=159144Nmm (6)、合成弯矩 MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=100670Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 100670=58389Nmm C 处： M C左 =MC左 =159144 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核轴径。 C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(174279/0.155) 1/3 =31mm 43mm 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由表 6 1 查出键槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)； 由表 6 2 查出键长： L=45； RazFa1RbzBCA（ b)Rb y(d)(c)BCARb y（ 二 ）、中间轴的设计 1、选择轴的材料。 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮 3 的材料一致，故材料为 45 钢调质。 由表 15 1查得： 硬度 217 255HBS 0b=95MPa -1b=55MPa 抗拉强度极限： =640MPa 屈服强度极限： s=355MPa 45 钢调质 nts 机械设计课程设计 20 弯曲疲劳极限： b-1=275MPa 剪切疲劳极限： -1=155MPa 许用弯曲应力： b-1=60MPa 2、轴的初步估 算 根据表 15 3，取 A0=112 d0A 232pn=1123 4.86129.73=37.46mm 考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取 D1=dmin=40mm 3、轴的结构设计 （ 1）、各轴段直径的确定。 初选滚动轴承，代号为 30208 .轴颈直径 d1=d5=dmin=40mm. 齿轮 2 处轴头直径 d2=45mm 齿轮 2 定位轴角厚度。 hmin=(0.07 0.1)d，取 hmin=5mm 该处直径 d2=54mm 齿轮 3 的直径： d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm 由轴承表 5 11查出轴承的安装尺寸 d4=49mm (2)、各轴段轴向长度的确定。 轴承宽度 B=19.75mm ,两齿轮端面间的距离 4=10mm 其余的如图 4、按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm (2)、绘轴的受力图 。 选滚动轴承 30208 nts 机械设计课程设计 21 ( 3)、计算轴上的作用力： 齿轮 2： Ft2=2T2/d2=2 357.6610 3/200.3=3571.2N Fr2=Ft2tan n/cos 2=3571.2tan 20o/cos14.4=1342N F 2=Ft2tan 2=3571tan 14.4o=917N 齿轮 3： Ft3=2T3/d3=2 357.6610 3/90.56=7899N Fr3=Ft3tan n/cos 3=7899tan20 o/cos13.7=2959N F 3=Ft3tan 3=7899tan 13.7o=1926N (4)、计算支反力 绕支点 B 的力矩和 MBZ=0，得 RAZ=Fr2(88+72)+Fa2d 2/2+Fa3d 3/2 Fr3 72 217 =(1342 160+917 100.15+1926 45.26-72 2959) 217 =833N 同理： MAZ=0 ,得 RBZ=Fr3(57+88)+Fa3d 3/2+Fa2d 2/2 Fr2 57 217 =(2959 165+917 100.15+1926 45.26-1342 57) 217 =2450N 校核： Z=RAZ+Fr3 Fr2 RBZ =833+2959-1342-2450=0 计算无误 同样，由绕支点 B 的力矩和 MBy=0，得 RAY=(3571 160+7899 72)/217=5449N 由 MAy=0，得 RBY=（ 3571 57+7899 145） /217=6021 校核： Z=RAY+ RBY Ft3 Ft2=5449+6021-3571-7899=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。 nts 机械设计课程设计 22 RazFa2Fr2Fr3Fa3RbzB C DAMcz 右Mcz 左Mdz 左Mdz 右（ b)C 处弯矩： MCZ 左 =RAZ 57=833 57=43316Nmm MCZ 右 =RAZ 57 Fa2d2/2 =833 57 917 100.15=-48522Nmm D 处弯矩： MDZ 左 =RBZ 72+Fa3d 3/2 =2450 72+1926 45.26=263609Nmm MDZ 右 =RBZ 72=176400 水平面弯矩图。 Ft2 Ft3McyMdy(c)B CAMCY=RAY 57=5449 57=283348Nmm MDY=RBy 72=6021 72433512Nmm (6)、合成弯矩 nts 机械设计课程设计 23 处： MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D 处： MD 左 =(M2DZ 左 +M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD 右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=533660Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 533660=309523Nmm C 处： M C左 =MC左 =286640 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm D 处： M D左 =M2D左 +( T2)21/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M D右 =M2D右 =468027Nmm (9)、校核轴径。 C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(422428/0.155) 1/3 =42.5mm 45mm 强度足够。 D 剖面： dD= (M D右 /0.1 -1b)1/3=(588346/0.155) 1/3 =46.7mm 85.56mm(齿根圆直径 ) 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由 表 6 1 查出键槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)； 由表 6 2 查出键长： L=45； nts 机械设计课程设计 24 M c z 右M c z 左F t 2 F t 3R b 3M c yM d yMc 右Md 左Md 右TaT（ e)( d )( c )B CDAM d z 左M d z 右Mc 左(11)中间轴的精确校核： 对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析 ， G 都是危险段面，但是由于 ，还受到扭矩作用，再由 II 断面的弯矩要大于 I 处，所以现在就对 II处进行校核。 轴的材料为 45钢，调质处理，由手册查得： 355 M P abs = 6 4 0 M P a ,。 由手册查得： 155 M P a- 1 - 1 = 2 7 5 M P a , 288 M P a00 = 4 5 0 M P a , 2 2 7 5 4 5 0 0 . 2 3450 - 1 0 02 - 2 2 8 8 0 . 2 5288 - 1 0r 0 1802 - nts 机械设计课程设计 25 剖面的安全系数： 抗弯断面系数： 2 33 3 . 1 4 1 6 6 ( 4 7 6 ) 8 4 7 0 . 8 732()2 232I d b t mmdtW d 3 47 47抗扭断面系数： 32 33 3 . 1 4 1 6 6 ( 4 7 6 ) 1 8 6 5 8 . 516()1 6 2 2I d b t mmdtW d 47 47弯曲应力幅： 53 . 7 2 1 0 4 3 . 9 28 4 7 0 . 8 7Ba I MPMW a 左 弯曲平均应力 0m扭转切应力幅： 51022 10a I M P aTW 3.5766 18658.5平均切应力： 10m a a M P a 键槽所引起的有效应力集中系数 1, 1 .5KK再由手册查得，表面状态系数 =0.92，尺寸系数 0 . 8 3 .r = 0 . 8 0 ,1 1 . 3 60 . 9 2 0 . 8K 剪切配合零件的综合影响系数 ( ) 2.52DK ，取 ( ) 2.52DK 进行计算： 1 . 5 1 . 9 60 . 9 2 0 . 8 3K 剪 切 配 合 零 件 的 综 合 影 响 系 数 ( ) 0 . 4 0 . 6 ( ) 1 . 9 1DDKK ，取( ) 1.91DK 进行计算， 由齿轮计算循环次数 874 .3 8 1 0 1 0 ，所以取寿命系数 1NK 1 1() 275 3 . 0 52 . 5 2 3 5 . 7 4 0ND a mKSK 1 1 1( 6 . 6 70 . 2 5) ND a mKS K 1801.91 5 5 nts 机械设计课程设计 26 综合安全系数： 3 . 0 4 1 . 5C SSS S 22 I IS + S所以具有足够的强度。 （三）、低速轴的设计 1、轴的材料与齿轮 4 的材料相同为 45 钢调质。 2、按切应力计算轴径。 由表 15 3查得，取 A0=112 轴伸出段直径 d1 A0(p3/n3)1/3=112( 4.62/44.73)1/3=52.5mm 考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取 d1=50mm,则轴孔长度 L1=84mm 3、轴的结构设计 1)、划分轴段