二级直齿减速器课程设计483.5马力%35rmin%154%200.6.doc
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计483.5马力%35rmin%154%200.6,减速器课程设计
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1 nts 2 目录 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器 . 3 一、传动装置总体设计 ： . 3 一、选择 电机 . 4 二、对比选择各电机 . 4 三、确定传动装置的总传动比和分配传动比 . 5 四、计算传动装置的运动和动力参数 . 5 五、设计 V带和带轮 . 7 六、齿轮的设计 . 8 二、箱体设计 . 11 三、轴的设计 . 13 一、高速轴设计 . 13 二、中间轴的设计 . 17 三、从动轴 的设计 . 21 四、 高速轴齿轮的设计 . 25 五 .联轴器的选择 . 26 六、润滑方式的确定 . 26 七 .参考资料 . 27 nts 3 设计题目： 二级直齿圆柱齿轮减速器 皮带运输机械传动装置，其简图如下： 2 3 5 4 1IIIIIIIVPdPw工作条件：双班 制 工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动， 轴承寿命2 年，减速器使用年限为 5年，运输带允许误差 5%。 要求： 运输带卷筒转速为 35r/min 减速箱输出轴功率 P 为 3.5马力 一 、 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。 nts 4 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： 一、 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 2每对轴承传动效率： 0.99 3圆柱齿轮的传动效率： 0.98 4联轴器的传动效率： 0.99 5 卷筒的传动效率： 0.96 计算总传动比： 421 2 3 4 5 =0.829 45wPP 3 . 1wdPP K W由于需选择功率大于 3.1kw的电机，故考虑 选择 功率为 4kw的电机。 二、对比选择各电机 电 动机型号，因此有 3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 nts 5 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53 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，可见第 2种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y112M-4，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 三、 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。 四、 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nts 6 间的传动效率。 . 各轴转速：11440 5 0 7 / m i n2 . 8mnnri 带121507 1 1 6 / m i n4 . 3 7nnri 232116 3 5 / m i n3 . 3 6nnri 2 计算 各轴输入功率：1 3 . 1 0 . 9 5 2 . 9 5vp p k W 电 带21 2 . 9 5 0 . 9 9 0 . 9 8 2 . 8 6p p k W 轴 承 齿 轮32 2 2 . 8 6 0 . 9 9 0 . 9 8 2 . 4 9p p k W 轴 承 齿 轮43 2 . 4 9 0 . 9 9 0 . 9 9 2 . 4 4p p k W 轴 承 联 轴 器3 计算各轴 转矩： 1112 . 9 59 5 5 0 9 5 5 0 5 5 . 6 .507pT N mn 2222 . 8 69 5 5 0 9 5 5 0 2 3 5 . 5 .116pT N mn 3332 . 4 99 5 5 0 9 5 5 0 6 8 9 . 3 .3 4 . 4pT N mn 1412 . 4 49 5 5 0 9 5 5 9 6 7 5 . 4 .3 4 . 5pT N mn 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 nts 7 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 五、 设计 V 带和带轮 1.设计 V 带 选胶带型号 查课本205P表 13-6 得： 4.1AK 则 1 . 4 3 . 1 4 . 3 4c A dP K P k W 1 5 0 0 / m innr 根据cP=4.34, 0n=1500r/min,由课本205P图 13-5，选择 A 型 V 带，取1 90d 。 1212 1 2 . 8 9 0 0 . 9 8 2 4 7nddn 查课本第 206页表 13-7 取 2 250d 。 为带传动的滑动率 0 .0 1 0 .0 2 : 。 验算带速： 11 9 0 1 4 4 0 6 . 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s 故此 带速 是 在 5 25 /ms: 范围内，合适。 确定中心距，带长，验算包角 ： 初步选取中心距 a：1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d a d d ， 0238 680a取 0 460a 。 确定 V 带基准长度 ： 000221122 1 4 6 824 ddL a d d m ma 查课本第 202 页表13-2 取 1400dL 。 修正系数 0.96lK 。 由课本第 206页式 13-6 计算实际中心距： 00 4262dLLa a m m 。 验算小带轮包角 ：由课本第 195 页式 13-1 得：211 8 0 5 7 . 3 1 5 8 . 5 1 2 0dda 。 nts 8 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 1.07P 。 传动比：21250 2 . 8 3( 1 ) 9 0 ( 1 0 . 0 2 )di d 由表 12-4 确定单根 V 带额定功率增量 0 0.17P kw 包角修正系数 0.95K V 带根数： 00 4 . 3 4 3 . 8 41 . 0 7 0 . 1 7 0 . 9 6 0 . 9 5LcPZ P P K K 取 4Z 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 . 3 4 2 . 5( 1 ) ( 1 ) 0 . 1 0 6 . 8 1 3 54 6 . 8 0 . 9 6cPF q v Nz v K 作用在轴上压力 ： 01 5 8 . 52 s i n 2 4 1 3 5 s i n 1 0 6 122QF Z F N 。 六、 齿轮的设计 ： 1 高速级大小齿轮的设计： 选择 材料： 高速级小齿轮 均 选用 45 钢 调质， 齿面硬度为 220HBS。 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 190HBS。 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： 1.05HS 1.35FS 。 故 l i m 11 550 5 2 3 . 81 . 0 5HHHM p a M p aS l i m 22 530 5 0 4 . 71 . . 0 5HHHM p a M p aS 。 nts 9 查课本第 168页表 11-10C图得：lim 1 190F M pa lim 2 180F M pa 。 故 l i m 11 190 1 4 0 . 71 . 3 5FFFM p a M p aS l i m 22 180 1 3 3 . 31 . 3 5FFFM p a M p aS 。 由于 齿轮是软齿面闭式传动，所以 按齿面接触强度设计 ，再按齿根弯曲强度校核 齿轮 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 0.3a 计 算 中 心 距 ： 由 课 本 第 165 页式 11-5 得： 12 2 333 3 3 5 3 3 5 1 . 2 5 5 . 6 1 0i 1 4 . 4 6 1 1 5 45 0 4 . 2 0 . 3 4 . 3 7HaKTa m mi 初选： 当 a=155,m=3时，1221, 99zz,返 算得： a=155.5 故 不满足 当 a=160,m=3 时，122 6, 1 0 5zz， 返 算得： a=161.5 故不满足 当 a=155,m=2.5 时，122 3, 1 0 1zz， 返算得： a=155,故这种选择合适。 齿宽： 0 . 3 1 5 5 4 6 . 5aba 由于考虑到小齿轮更易被破环，故 取1 49b 2 46.5b 115 7 .5d m z m m，22 2 5 2 .5d m z m m 验算轮齿弯曲强度： 查课本第 167页表 11-9 得： 1 2.8FY 2 2.23FY 按最小齿宽 2 84b 计算： 1113222 2 1 . 2 5 2 . 6 2 . 8 1 0 5 2 . 91 5 5 0 . 3 2 . 5 2 3FFFK T Y M p ab m Z 22 1 212 . 2 35 2 . 9 4 2 . 12 . 8FF F FFY M p aY 所以 弯曲强度符合要求 。 齿轮的圆周速度： 11 2 3 2 . 5 3 1 4 . 8 1 . 1 6 /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。 nts 10 2 低速级 齿轮 （第二对齿轮） 的设计： 料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 220HBS。 低速级大齿轮选用 45 钢正火，齿 面硬度为 190HBS。 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： 1.05HS 1.35FS 。 故 l i m 11 550 5 2 3 . 81 . 0 5HHHM p a M p aS l i m 22 530 5 0 4 . 71 . . 0 5HHHM p a M p aS 。 查课本第 168页表 11-10C图得：lim 1 190F M pa lim 2 180F M pa 。 故 l i m 11 190 1 4 0 . 71 . 3 5FFFM p a M p aS l i m 22 180 1 3 3 . 31 . 3 5FFFM 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 0.4 计算中心距： 由课本第 165页式 11-5 得： 22 2 333 3 3 5 3 3 5 1 . 2 2 3 5 . 5 1 01 3 . 4 3 1 2 0 0 . 65 0 4 . 2 0 . 4 3 . 3 6HKTa i m mi 初选： 当 a=205,m=2.5时 , 123 8 , 1 2 8 ,zz 返 算 得 a=207.5 故 不 满 足当 a=205,m=3 时，123 1, 1 0 4zz， 返算得 a=202.5,故不满足 当 a=210， m=2.5时，123 9, 1 3 1zz， 返算得 a=212.5,故不满足 当 a=210,m=3 时，123 2, 1 0 8zz，返算得 a=210,故满足条件 计算宽度 : 0 . 4 2 1 0 8 4aba 由于小齿轮更易破坏，则小齿轮要设计宽一些，故取：1289, 84bb低速级大齿轮：2 84b 2 108Z 低速级小齿轮：1 89b1 32Z nts 11 1196d m z m m，22324d m z m m 验算轮齿弯曲强度：查课本第 167 页表 11-9 得： 3 2.58FY 4 2.22FY 计算： 1 312212 2 1 . 2 2 2 7 . 6 2 . 5 8 1 0 7 0 . 61 2 5 4 2 7FFFK T Y M p ab m Z 42 3 434 0 . 7FF F FFY M p aY 安全。 轮的圆周速度： 11 3 2 3 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。 二、箱体设计 箱 体结构尺 寸 确定 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 10 箱盖凸缘厚度 1b 11 5.1 b 15 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 adfM20 nts 12 地脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联结螺栓直径 1d fdd 72.01 M16 盖与座联结螺栓直径 2d 2d =（ 0.5: 0.6）fdM12 轴承端盖螺钉直径 3d3d=（ 0.4: 0.5）fd10 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 28 22 20 fd， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 11 2 24 18 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l =1C + 2C +（ 5: 10） 52 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1 1.2 15 齿轮端面与 2 2 12 nts 13 内箱壁距离 箱盖，箱座肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 9 9 轴承端盖外径 2D DD 2 +（ 5: 5.5）3d132（ 1） 142（ 2） 152（ 3） 轴承旁联结螺栓距离 S 2DS 132（ 1） 142（ 2） 152（ 3） 三、 轴的设计 一、 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=113。 各轴段直径的确定：根据课本第 230 页式 14-2 得：1m i n133 2 . 9 51 0 0 2 0 . 3507Pd C m mn 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 26d 。 L1=1.75d1=45。 根据实验指导书 P41图 30确定轴的各部分轴向尺寸 : 2 1 2 ( 8 1 2 ) 1 0 2 2 2 0 1 0 6 24 1 0l c c :轴向尺寸： 设计轴向 尺寸时须考虑采用的定位元件，在此轴上，由于本减速器的润滑方nts 14 案为齿轮采用油润滑，轴承采用脂润滑，则必须设定挡油板，因此考虑采用挡油板对齿轮和轴承同时轴向定位。装齿轮的轴段要较齿轮内缩 2mm,以便齿轮定位。 径向尺寸： 综合考虑带轮内径，轴承内径， 密封圈 内径等问题设计各轴段尺寸。 用于轴向定位的端面，由于承受轴向力，直径变化值要大些 ,取 6 至 8mm。 为了便与装配和区别加工表面的轴段直径变化处，由于不 承受轴向力，其变化值可小些，一般取 2mm。 综合考虑以上原则，设计出的密封圈段直径为 55mm,轴承段直径为 35mm. 故初步选择轴承型号为 6207。 2 校核该轴和轴承： L1=55 L2=151 L3=93 作用在齿轮上的圆周力为： 3112 2 5 5 . 6 1 0 19302 3 2 . 5tTFNd 径向力为 1 9 3 0 2 0 7 0 2 . 5rtF F t g t g N 作用在轴 1 带轮上的外力： 1061QF F N求垂直面的支反力： 2112151 1 9 3 0 1 4 1 45 5 1 5 1tVlFFNll 21 1 9 3 0 1 4 1 4 5 1 6V t VF F F N 求垂直 面最大 弯矩，并绘制垂直弯矩图： 311 1 4 1 4 5 5 1 0 7 7 . 8 .a v vM F l N m 求水平面的支 反 力： 2112151 7 0 2 . 5 2 1 9 75 5 1 5 1HrlF F Nll N nts 15 21 7 0 2 . 5 5 1 5 1 8 7 . 5H r HF F F N N 求 水平面最大弯矩， 并绘制水平面弯矩图： 311 5 1 5 5 5 1 0 2 8 . 3 .a H HM F l N m 求 F 在支点 在两支撑点处 产生的反力： 1 2 3212() 1 0 6 1 ( 5 5 1 5 1 9 3 ) 15405 5 1 5 1FF l l lFNll 12 1 5 1 0 1 0 6 1 4 7 9FFF F F N 求并绘制 F 力产生的弯矩图： 323 1 0 6 1 9 3 1 0 9 8 . 7FM F l N 311 4 7 9 5 5 1 0 2 6 . 3a F FM F l N F 在 a 处产生的弯矩： 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 6 . 3 7 7 . 8 2 8 . 3 1 3 1 . 3 .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 3 1 . 3 ( 0 . 6 5 5 . 6 ) 1 3 5 . 5 .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： nts 16 33311 3 5 . 5 1 0 2 6 . 70 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 因为 5 7 .5ad m m d，所以该轴是安全的。 3 轴承寿命校核： 轴承寿命采用轴承寿命公 式 610 ()60 th PCfLhn P f 进行校核，由于 各齿轮是直齿轮，故 轴承 承受的轴向载荷忽略 ，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 1 4 1 4 5 1 5 4 7 9 1 9 8 4r v H FF F F F N 2 2 2 22 2 2 2 5 1 6 1 8 7 . 5 1 5 4 0 2 0 8 9r v H FF F F F N 则 6 6 3 31 0 1 0 1 2 5 . 5 1 0( ) ( ) 3 . 9 5 26 0 6 0 5 0 7 1 . 2 2 0 8 9th 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： Ft 2tF受力简图： 1rF55 a 151 2rF93 11tFFr 2 MaV=77.8N.m 垂直面弯矩 1： 水平面弯矩 1： MaH=28.3N.m 水平垂直合成 Ma ： nts 17 F 产生的弯矩： MF=27.7N.m 总合成弯矩： Ma=131.3N.m 二、 中间轴的设计 料：选用 45 号钢调质处理。查课本第 230 页表 14-2 取 35Mpa C=113。 根据课本第 230 页式 14-2 得： 2m i n233 2 . 8 61 1 3 3 2 . 9116Pd C m mn 1d 段要装配轴承，所以查手册第 9 页表 1-16 取 1 35d ，查手册 62 页表 6-1选用 6307轴承， 确定径向，轴向尺寸： 2d 装配低速级小齿轮，且 21dd ，且该处要用于齿轮定位， 取 2 40d ， 该轴段长度为齿宽内缩 2mm,取 87。 3d轴环处要用于齿轮定位，直径变化 5-8mm原则，则取直径为 46。 4d 装配高速级大齿轮，取 4 40d 该段长度为 44.5，为齿宽内缩 2mm。 nts 18 5d 段要装配轴承， 则其直径为 35mm,长度由轴承内端面位置及轴承宽度确定。 校核该轴和轴承： L1=75 L2=74 L3=53 作用在 2、 3 齿轮上的圆周力： 32222 2 2 3 5 . 5 1 0 490096tTFNd 3112 2 5 5 . 6 1 0 19305 7 . 5tTd 径向力： 22 4 9 0 0 2 0 1 7 8 3 . 5rtF F t g t g N 11 1 9 3 0 2 0 7 0 2 . 5rtF F t g t g N 求垂直面的支反力 1 3 2 2 331 2 3() 4 9 0 0 ( 7 4 5 3 ) 1 9 3 0 5 3 35817 5 7 4 5 3ttvF l F l lFNl l l 4 1 2 3 3248V t t vF F F F N 求水平面的支承力： 1 3 2 2 331 2 3() 1 7 8 3 . 5 1 2 7 7 0 2 . 5 5 3 9377 4 7 5 5 3rrHF l F l lFNl l l 4 2 1 3 1 7 8 3 . 5 9 3 7 7 0 2 . 5 1 4 4H r r HF F F F N 绘制水平与垂直弯矩图如下： 轴的受力简图： 75 74 53 3 32 a 1 2 b 4 M2V=269N.m 水平弯矩： a b nts 19 垂直弯矩： M2H=70.3N.m a b M2a=278N.m 合成弯矩： Maa T=235.5N.m 显然 a 面的弯矩大于 b 截面的弯矩，而两截面的轴径大小相同，故只需校核 a 截面 与弯矩最大截面的受载情况 。 计算垂直弯矩： 331 3 5 8 1 3 2 1 0 1 4 4 .a V VM F l N m 323 7 5 3 5 8 1 7 5 1 0 2 6 9 .VVM F N m 计算水平面弯矩： 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： nts 20 2 2 2 21 1 4 3 0 1 1 8 .a a a v a HM M M N m 2 2 2 22 2 2 2 6 9 7 0 . 3 2 7 8 .a a hM 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( ) 1 1 8 ( 0 . 6 2 3 5 . 5 ) 1 8 4 .a e aM M T N m 2eM 2 2 2 222( ) 2 7 8 ( 0 . 6 2 3 5 . 5 ) 3 1 1 .mM T N m 校核 危险截面处轴的直径 是否满足强度要求 ： a-a 截面 : 33311 8 4 1 0 3 1 . 30 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 2 截面 : 33313 1 1 1 0 3 7 . 30 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 考虑到 a-a 截面处为直径突变，要产生载荷集中， 2 截面处有键槽，则均扩大至 1.04倍校核 3 1 .3 1 .0 4 3 2 .5 mm 3 7 .3 1 .0 4 3 8 .5 mm 1 3 5 3 2 .5d m m2 4 0 3 8 .5d m m故该轴的结构设计是合格的。 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 5 8 1 9 3 7 3 7 0 1r v HF F F N 2 2 2 22 2 2 3 2 4 8 1 4 4 3 2 5 1r v HF F F N 则 6 6 3 321 0 1 0 1 3 3 . 2 1 0( ) ( ) 6 . 7 26 0 6 0 1 1 6 1 . 1 3 7 0 1th PCfL h y yn P f ，因此所该轴承符合要求。 nts 21 键的设计与校核： 5 键的设计与校核 : 根据113 9 , 2 3 5 .5dT，确定 V 带轮选铸铁 HT200，参考教材表 10-9,由于1 39d 在 38 40: 范围内，故1d轴段上采用键 bh ： 12 8 , 键长为 36。 采用 A 型普通键 : 键校核 ： 查课本 155页表 10-10得 1 0 0 1 2 0b : ,取为 110mpa. 314 4 2 3 5 . 5 1 0 8 3 . 93 9 8 3 6T M p a pd l h 故键 的强度合格。 键 2 校核： 由于轴径为 40，在 38-44 之间，查手册 P51 页得 :12 8bh，取键长 l 为50mm. 因为齿轮材料为 45 钢。查课本 155 页表 10-10 得 1 0 0 1 2 0b : ,取为110mpa. 根据挤压强度条件，键的校核为： 324 4 2 3 5 . 5 1 0 6 0 . 44 0 8 5 0bbT M p adhl 故强度合格。 所以所选键为 : : 1 2 8 3 6b h l : 1 2 8 5 0b h l 三、 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 33132 . 4 91 1 3 4 0 . 535Pd C m mn 取1 45d mmnts 22 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩， 在综合考虑到该轴段要与轴承端盖与密封圈配合，故查表，设该轴段直径为 50mm。 为 便于轴承装拆和满足加工工艺 ， 设置一轴肩，由于不用于轴向定位，且要与轴承尺寸配合，故取直径为 55mm（ 查手册 62页，表 6-1） 设计与齿轮联接的轴段，取 d=58mm. 设计一轴环，用于齿轮轴向定位，直径比上一轴段大 7mm(6-8mm)。 确定各轴段长度。 与联轴器联接的轴段要考虑联轴器的长度 L 与齿轮联接的轴段长度要较齿轮宽度内缩 2mm,为 82mm . 综合考虑轴承端面至齿轮端面的距离，轴承两端面的距离， 轴承宽度，挡油环的宽度等情况设计剩余轴段长度。 （ 4）校核该轴和轴承： L1=72 L2=134 L3=128 作用在齿轮上的圆周力： 3342 2 6 7 5 . 4 1 0 41693 1 0 8tTFNd 径向力： 4 1 6 9 2 0 1 5 1 7 . 4rtF F t g t g N 30 2 6 7 5 . 40 . 2 7 5 1 0 8 2 5 . 545F F N 求垂直面的支反力： 21124 1 6 9 1 3 4 27127 2 1 3 4rVlFFNll 21 4 1 6 9 2 7 1 2 1 4 5 7V r VF F F N nts 23 求水平面的支承力。 21121 3 4 1 5 1 7 . 4 987206tHlFFNll 21 1 5 1 7 . 4 9 8 7 5 3 0 . 4H t HF F F N 计算垂直 面内最大 弯矩： 311 2 7 1 2 7 2 1 0 1 9 5 . 3 .a v vM F l N m 计算水平面 最大 弯矩 311 9 8 7 7 2 1 0 7 1 . 1 .a H HM F l N m 求 F 在支点产生的反力 31128 2 5 . 5 1 2 8 5 1 2 . 97 2 1 3 4FFlFNll 21 8 2 5 . 5 5 1 2 . 9 1 3 3 8FFF F F N 求 F 力 在上述最大弯矩处 产生的弯 矩 31 ( 7 2 1 3 4 ) 1 0 1 0 6 .FFM F N m 作出弯矩图为： 72 134 128 F a MaH=71.1N a MaV=195.3N nts 24 a a MaF M2F=106N.m Ma=207.8N a 求合成最大弯矩 。 考虑最不利的情况，把mFM与 22av aHMM直接相加。 2 2 2 21 0 6 1 9 5 . 3 7 1 . 1 2 0 7 . 8 .a m m F a v a HM M M M N m 求危险截面当量弯矩： 取折合系数 0.6 2 2 2 23( ) 2 0 7 . 8 ( 0 . 6 6 7 5 . 4 ) 5 1 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： 33315 1 2 1 0 440 . 1 0 . 1 6 0e bMd m m 考虑到键槽的影响，取 1 . 0 4 4 4 4 5 . 8d m m 因为5 58d mm d，所以该轴是安全的。 （ 5）轴承寿命校核。 nts 25 由轴径，初选轴承为 6011。 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 9
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