二级圆柱直齿齿轮减速器设计

目录目录 1 绪论 2 电动机的选择 3 传动比分配 4 传动装置的运动参数 5 轴传动的设计计算 6 带传动的设计 7 轴的设计与校核 8 滚动轴承的选择 9 键的选择 一 绪论一 绪论 1 1 选题的目的和意义选题的目的和意义 减速器的类别 品种 型式很多 目前已制定为行 国 标的减速器有 40 余种 减速器的类别是 根据所采用的齿轮齿形 齿廓曲线划分 减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器 减 速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度 传动级数 出轴型式 装配型式 安装型式 联接型式 等因素而设计的不同特性的减速器 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂 对减速器的影响很大 是减速器选用及计算的重要因素 减速器的载荷状态即工作机 从动机 的载荷状态 通常分为三类 均匀载荷 中等冲击载荷 强冲击载荷 减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式 传动装置 用来降低转速并相应地增大转矩 此外 在某些场合 也有用作增速的装置 并称为增速器 1 我们通过对减速器的研究与设计 我们能在另一个角度了解减速器的结构 功能 用途和使用原理 等 同时 我们也能将我们所学的知识应用于实践中 在设计的过程中 我们能正确的理解所学的知识 而我们选择减速器 也是因为对我们机制专业的学生来说 这是一个很典型的例子 能从中学到很多知识 二 机械传动装置的总体设计二 机械传动装置的总体设计 2 1 选择电动机选择电动机 2 1 1 选择电动机类型选择电动机类型 电动机是标准部件 因为工作环境清洁 运动载荷平稳 所以选择 Y 式封闭型三相交流异步电动机 2 1 2 电动电动机容量的选择机容量的选择 1 工作机所需要的功率为 P 1000 kW vF P 其中 NF4500 smv 75 0 得 kWkW vF P375 3 1000 75 04500 1000 2 电动机的输出功率为 0 P 0 kW p P 电动机至滚筒轴的传动装置总效率 滚动轴承 4 个 取传动效率 99 0 1 圆柱齿轮传动效率 97 0 2 弹性联轴器 2 个 传动效率 99 0 3 滑动轴承 1 个 传动效率 96 0 4 2 皮带轮 98 0 5 从电动机到工作机输送带间的总效率为 54 2 3 3 2 4 1 81 0 54 2 3 3 2 4 1 3 电动机所需功率为 kW P P w 167 4 81 0 375 3 0 因载荷平稳 电动机额定功率只需略大于即可 查表 12 1 P167 选取电动机额定功率 m P 0 P 为 kw5 5 2 1 3 电动机转速的选择电动机转速的选择 滚筒轴工作转速 min 18 51min 28 0 75 060 rr w 展开式减速器的传动比为 40 8 减 i 所以电动机实际转速的推荐值为 min 984 2016 3968 403rinn w 减 符合这一范围的同步转速为 750r min 1000r min 1500r min 3000r min 综合考虑为使传动装置机构紧凑 选用同步转速 1000r min 的电机 方案方案电动机型号电动机型号额定功率额定功率电动机转速电动机转速电动机质量电动机质量总传动比总传动比 1Y132S1 25 530006458 62 2Y132S 45 515006829 31 3Y132M2 65 410008419 54 3 型号为 Y132M2 6 满载转速 功率 5 5 min 960rnm kw 由表中数据可知三个方案均可行 但方案三传动比较小 传动装置结构尺寸较小 而且质量合理 因此可采用方案三 选定电动机型号 Y132M2 6 2 1 4 电动机的技术数据和外形 安装尺寸电动机的技术数据和外形 安装尺寸 由表 12 1 P167 查出 Y132M2 6 型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸 中心高度 132mm 3 1 传动比的分配传动比的分配 1 总传动比为20 18 51 1000 n n w m i 现取传动比2 15 324 2 iiii78563412 3 2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 3 2 1 各轴的转速 各轴的转速 1 轴 min 1000nm 1 rn 2 轴 min 7 416 12 1 2 r i n n 3 轴 n4 34 2 3 min 35 208 r i n n 5 轴 minr53 59 i n n 56 3 5 3 2 2 各轴的输入功率 各轴的输入功率 1 轴 kwPP39 5 99 0 99 0 5 5 3101 2 轴 kwPP18 599 097 039 5 1212 4Y160M2 85 575011914 65 4 3 轴 kwPP97 499 097 018 5 1223 4 轴 kw87 4 1334 pp 3 2 3 各轴的输入转矩 各轴的输入转矩 电机轴 mN n P T m 53 531055 9 0 6 0 1 轴 mN n P T 47 519550 1 1 1 2 轴 mN n P T 72 1189550 2 2 2 3 轴 mN n P T 81 2279550 3 3 3 4 轴 mN22 223 n P9550 4 4 4 T 5 轴 mN n P T 28 7129550 5 5 5 3 2 4 整理列表整理列表 轴名功率kwP 转矩 mNT 转速 min rn 传动比效率 电机轴 5 552 53100010 98 15 3951 4710002 40 96 25 18118 72416 720 96 34 97227 81208 353 50 98 44 89223 22208 351 20 95 54 44712 2859 53 5 四 轴传动零件的设计计算四 轴传动零件的设计计算 4 1 1 1 和和 2 号的齿轮的设计与校核号的齿轮的设计与校核 二 3 号和 4 号齿轮的设计与校核 1 选择齿轮类型 精度 材料和齿数 1 按图示传动方案 选用直尺圆柱齿轮 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮 材料为 40Cr 调质 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45 号钢 正火 硬度为 200HBS 两种材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数为 25 大齿轮齿数为 60 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 1 3 2 1 1 1 2 d H HE u u d kZZ T 1 确定公示内容 计算数值 a 查表 8 10 p101 试选 k 1 5 b 由表 8 13 p106 选取齿宽系数6 0 d c 由表 8 11 p103 查得弹性系数Mpa 8 189 ZE d 节点区域系数5 2 ZH 2 接触疲劳许用应力 a 由图 8 33 a P109 查得 查图 8 31 a 书 P107 a595 3lim MP H a595 4lim MP H b 计算应力循环次数 10 8 23 3 7 536582 17 4166060 jlh nN 10 8 34 3 4 65 3 i N N c 由图 8 35 书 P110 得 不允许出现点蚀 1 3 ZN 1 4 ZN d 查表 8 14 取1 1 SH 初步计算许用接触应力 6 3H MPa 9 540 1 1 1595 S Z H 3N3Hlimt 4H MPa09 359 1 1 1395 S Z H 4N4Hlimt 取小值 代入 4H 计算小齿轮直径 mm77 53 2 12 6 0 72 1185 12 3 2 2 3 09 359 5 2 8 189 10 d 主要尺寸计算主要尺寸计算 1 计模数取标准值15 2 25 77 53 m z d 3 3 15 2 m 2 分度圆直径mm5 62255 2Zm 1 3d mm125505 2Zm 4 4d 齿顶圆直径 mm5 67m2 a dd 3 3 mm130m2 a dd 4 4 齿根圆直径 mm25 56m5 2 f dd 3 3 mm75 118m5 2 f dd 4 4 3 中心距 mm15 93 2 43 a dd 4 齿宽 mm5 375 626 0db 1 d 取 mm43 b3 mm38 b4 齿根弯曲疲劳强度校核 YYSaFa 2 bmd T2 3 k F F 7 1 齿形系查表 8 12 P105 32 2 62 2 4 3 Fa Fa Y Y 应力修正系数 查表 8 12 P105 1 59 a1 SY 1 70a4 SY 3 许用应力 a 查图 8 33 b 书 P109MQ 线 MPa604 3Flim 查图 8 31 b 书 P107MQ 线 MPa330 4Flim b 查图 8 36 b 书 P110 1 4 3 N N C 查图 8 14 b 书 P108MQ 线 取25 1 SF MPa368 1 25 1460 S Y F N3Flim3 F3 MPa264 1 25 1330 S Y F N4Flim4 F4 2 校核计算 59 165 2 5 625 238 1187205 12 bmd T2 YY3Sa3Fa 2 3 3 k F 3 F MPa88 249 59 162 2 70 132 2 88 249 YY YY d Sa33Fa 4SaFa4 3F 4 F 4 F MPa58 236 弯曲强度足够 结构设计结构设计 大小齿轮因 故都做成实心结构的齿轮 mm150 d3a mm150 d4 a 8 二 二 5 5 号和号和 6 6 号齿轮的设计与校核号齿轮的设计与校核 1 选择齿轮类型 精度 材料和齿数 3 按图示传动方案 选用直尺圆柱齿轮 4 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮 材料为 40Cr 调质 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45 号钢 正火 硬度为 200HBS 两种材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数为 25 大齿轮齿数为 60 1 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算选定齿轮类型 精度 材料及齿数 选定齿轮类型 精度 材料及齿数 1 按图所示传动方案选用直齿 圆柱齿轮 2 运输机 一般工作稳定 速度不高 故选用八级精度 3 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45 号 钢 正火 硬度为 200HBS 两种材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数为 25 大齿轮齿数为 60 2 按尺面接触强度设计 3 2 1 1 1 2 d H HE u u d kZZ T 1 确定公示内容 计算数值 a 查表 8 10 p101 试选 k 1 5 b 由表 8 13 p106 选取齿宽系数6 0 d c 由表 8 11 p103 查得弹性系数Mpa 8 189 ZE d 节点区域系数5 2 ZH 3 接触疲劳许用应力 a 由图 8 33 a P109 查得 查图 8 31 a 书 P107 a595 1lim MP H a395 2lim MP H b 计算应力循环次数 10 9 1 752 1 536582 11006060 jlh nN I 10 8 12 1 2 3 7 i N N c 由图 8 35 书 P110 得 不允许出现点蚀 1 1 ZN 1 2 ZN d 查表 8 14 取1 1 SH 9 许用接触应力许用接触应力 aMP 9 540 1 1 1595 NHlim H S Z6 H 11 1 aMP09 359 1 1 1395 NHlim H S Z6 H 22 2 取 Z 值 代入 H2 计算mm93 39 4 2 14 2 6 0 47 515 12 3 2 2 1 09 359 5 28 189 10 d 按主要尺寸计算按主要尺寸计算 1 模数取标准值 m 2815 1 20 92 39 m z d 1 1 2 分度圆直径mm50252Zm 1 1d mm120602Zm 2 2d 3 中心距 mm85 2 12050 2 21 a dd 5 尺宽 mm30506 0db 1 d 取 mm35 b1 mm30 b2 4 齿顶圆直径 mm54m2 a dd 1 1 mm124m2 a dd 2 2 6 齿根圆直径 mm45m5 2 f dd 1 1 mm115m5 2 f dd 2 2 10 齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系查表 8 12 P105 28 2 62 2 2 1 Fa Fa Y Y 应力修正系数 查表 8 12 P105 1 59 a1 SY 1 73 a2 SY a 查图 8 33 b 书 P109MQ 线 MPa604 Flim1 查图 8 31 b 书 P107MQ 线 MPa330 Flim2 b 查图 8 36 b 书 P110 1 2 1 N N C 查图 8 14 b 书 P108MQ 线 取25 1 SF MPa368 1 25 1460 S Y F N1Flim1 F1 MPa264 1 25 1330 S Y F N2Flim2 F2 校核计算校核计算 59 162 2 50230 514705 12 bmd TI2 YY1Sa1Fa 1 1 k F 1F MPa41 214 59 162 2 59 162 2 73 128 2 41 214 YY YY d Sa11Fa 2SaFa2 1F 2 F 2 F MPa01 203 弯曲强度足够 大小齿轮因 故都做成实心结构的齿轮 mm150 d1a mm150 d2 a 二 3 号和 4 号齿轮的设计与校核 2 选择齿轮类型 精度 材料和齿数 1 按图示传动方案 选用直尺圆柱齿轮 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 11 3 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮 材料为 40Cr 调质 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45 号钢 正火 硬度为 200HBS 两种材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数为 25 大齿轮齿数为 60 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 2 3 2 1 1 1 2 d H HE u u d kZZ T 1 确定公示内容 计算数值 a 查表 8 10 p101 试选 k 1 5 b 由表 8 13 p106 选取齿宽系数6 0 d c 由表 8 11 p103 查得弹性系数Mpa 8 189 ZE d 节点区域系数5 2 ZH 4 接触疲劳许用应力 a 由图 8 33 a P109 查得 查图 8 31 a 书 P107 a595 3lim MP H a595 4lim MP H b 计算应力循环次数 10 8 23 3 7 536582 17 4166060 jlh nN 10 8 34 3 4 65 3 i N N c 由图 8 35 书 P110 得 不允许出现点蚀 1 3 ZN 1 4 ZN d 查表 8 14 取1 1 SH 初步计算许用接触应力 3H MPa 9 540 1 1 1595 S Z H 3N3Hlimt 4H MPa09 359 1 1 1395 S Z H 4N4Hlimt 取小值 代入 4H 计算小齿轮直径 mm77 53 2 12 6 0 72 1185 12 3 2 2 3 09 359 5 2 8 189 10 d 主要尺寸计算主要尺寸计算 12 1 计模数取标准值15 2 25 77 53 m z d 3 3 15 2 m 2 分度圆直径mm5 62255 2Zm 1 3d mm125505 2Zm 4 4d 齿顶圆直径 mm5 67m2 a dd 3 3 mm130m2 a dd 4 4 齿根圆直径 mm25 56m5 2 f dd 3 3 mm75 118m5 2 f dd 4 4 3 中心距 mm15 93 2 43 a dd 4 齿宽 mm5 375 626 0db 1 d 取 mm43 b3 mm38 b4 齿根弯曲疲劳强度校核 YYSaFa 2 bmd T2 3 k F F 1 齿形系查表 8 12 P105 32 2 62 2 4 3 Fa Fa Y Y 应力修正系数 查表 8 12 P105 1 59 a1 SY 1 73a2 SY 13 a 查图 8 33 b 书 P109MQ 线 MPa604 3Flim 查图 8 31 b 书 P107MQ 线 MPa330 4Flim b 查图 8 36 b 书 P110 1 4 3 N N C 查图 8 14 b 书 P108MQ 线 取25 1 SF MPa368 1 25 1460 S Y F N3Flim3 F3 MPa264 1 25 1330 S Y F N4Flim4 F4 2 校核计算 59 165 2 5 625 238 1187205 12 bmd T2 YY3Sa3Fa 2 3 3 k F 3 F MPa88 249 59 162 2 70 132 2 88 249 YY YY d Sa33Fa 4SaFa4 3F 4 F 4 F MPa58 236 弯曲强度足够 结构设计结构设计 大小齿轮因 故都做成实心结构的齿轮 mm150 d3a mm150 d4 a 二 5 号和 6 号齿轮的设计与校核 3 选择齿轮类型 精度 材料和齿数 5 按图示传动方案 选用直尺圆柱齿轮 6 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮 材料为 40Cr 调质 材料 由表 8 8 P99 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45 号钢 正火 硬度为 200HBS 两种材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数为 25 大齿轮齿数为 60 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 14 3 3 2 4 4 1 2 d H HE u u d kZZ T 4 3 2 4 4 1 2 d H HE u u d kZZ T 1 确定公示内容 计算数值 a 查表 8 10 p101 试选 k 1 5 b 由表 8 13 p106 选取齿宽系数6 0 d c 由表 8 11 p103 查得弹性系数Mpa 8 189 ZE d 节点区域系数5 2 ZH 2 接触疲劳许用应力 a 由图 8 33 a P109 查得 查图 8 31 a 书 P107 a595 6lim MP H a595 5lim MP H b 计算应力循环次数 10 8 25 3 7 536582 1 7 4166060 jlh nN 10 8 34 3 6 65 3 i N N c 由图 8 35 书 P110 得 不允许出现点蚀 1 5 ZN 1 4 ZN d 查表 8 14 取1 1 SH 初步计算许用接触应力 5H MPa 7 540 1 1 1595 S Z H 3N3Hlimt 取小值代入 6H H6 3 计算 3 2 2 5 09 359 5 28 189 10 d 5 3 15 3 6 0 31 10325 12 105 03mm 4 主要尺寸计算 a 模数388 4 24 03 105 m z d 5 5 15 取标准值 m 5 b 分度圆直径 mm120245mz d 35 mm420845mz d 46 齿顶圆直径 mm130m2 a dd 5 5 mm430m2 a dd 6 6 齿根圆直径 mmm f mmm dd 5 4075 2 5 1075 2 f 6 5 6 5 dd c 中心距mm270 2 a dd 65 d 齿宽mm d 721206 0b 5 d 取 mm77 b5 mm72 b6 3 齿根弯曲疲劳强度校核 F IV F YYT SF K mb 2 d1 aa 1 齿形系数 查表 8 12 书 P105 65 2 a5 YF 21 2 a6 YF 2 应力修正系数查表 8 12 书 p105 58 1 a5 YS 775 1 a6 YS 3 许用应力 a 查图 8 33 b 书 p109 MQ 线 a460 lim5 MP F 查图 8 31 b 书 p107MQ 线 a330 lim6 MP F b 查图 8 36 书 p110 1 65 Y Y NN c 查表 8 14 书 p108 取25 1 SF 16 a368 25 1 1460 lim 55 5 MP NF F S Y F a264 25 1 1330 lim 66 6 MP NF F S Y F 4 校核计算 58 1 65 2 120572 2232205 12 bm 2 a5a5 5 d5 YY T SF K F IV 64 90MPa F5 a80 60 a5a5 a6a6 56 MP SF SF FF YY YY F6 弯曲强度足够 结构设计 小齿轮 150mm 做成实心结构的齿构 da5 大齿轮 500mm 做成腹板式结构为宜 da6 1 6 号齿轮的尺寸汇总如下 123456 模数 m222 52 555 分度圆 d5012062 5125120420 齿顶圆d a 5412467 5130130430 齿根圆d f 4511556 25118 75107 5407 5 5 带传动的设计 1 已知KW PV 44 4 min53 59 nv r 2 确定计算功率PC 1 由表 7 10 P64 查得工作情况系数 1 1 KA 17 2 根据式KWP KPAC 884 4 44 4 1 1 3 选择选择 V 带截型带截型 查图 7 11 a 选 C 型 V 带 4 确定带轮的直径确定带轮的直径 1 已知从动轮直径mm280 d d 2 传动比 i 1 2 主动轮直径mm33 233 i d d d d 2 1 MPa09 359 1 1 1395 S Z H 6N6Hlimt 查表 7 4 书 P57 取mmdd250 2 验证带速 sm d nd V v 78 0 100060 100060 53 592361 1 此时 0 78在 0 75 的调节范围内合适 sm 5 sm 5 确定中心距 确定中心距 a 和带长和带长Ld 1 初选中心距 a 280250 2 280250 7 0 a 即 取1060371 0 amm a 800 0 2 带的计算基准长度L0 a dd ddaL dd dd 4 0 2 2100 12 2 2 8004 280250 2 8002 250280 2 2432mm 查表 7 2 书 P56 取mm Ld 2500 3 计算实际中心距 a 18 取 a 835mmmma LL a d 834 2 24112500 800 2 0 0 4 确定中心距调整范围 mma Lad 910250003 083503 0 max mma Lad 5 7972500015 0835015 0 min 5 计算小带轮包脚 1 合适 120 8 17960180 21 1 a dd dd 6 确定 V 带根数 a 额定功率取kw P 6 2 0 b 由表 7 11 书 P67 查得kw P 10 0 0 c 由表 7 13 书 P68 查得包角系数1 K d 由表 7 14 书 P68 查得长度系数93 0 Kl e 计算 V 带根数 Z 945 1 193 0 10 0 6 2 884 4 00 KKPP P LX C Z 故取 Z 2 7 计算单根 V 带初拉力F 0 V KV P F q XZ C 2 0 1 5 2 500 78 0 2 3 0 1 1 5 2 6278 0 884 4 500 2348N 8 计算对轴的压力F Q NZ FFQ 9392 2 sin234822 2 sin2 17681 0 19 6 V 带带轮轮槽尺寸带带轮轮槽尺寸 根据 7 3 书 P56 B Z 1 e 2f 26 2 17 60mm 六 轴的设计与校核 二 二 1 轴的设计校核轴的设计校核 1 已知 1 轴的功率 转速和扭矩 T 由kw PI 39 5 min1000r nI mN TI 47 51 2 求作用在齿轮上的力 因已知 1 轴上小齿轮的分度圆直径mm d 50 1 则N d T Ft 8 2058 50 47 512 102 3 1 1 1 20 N FFtr 34 749tan 1 圆周力 径向力的方向 如图所示 Ft1Fr1 3 初步确定轴的最小直径 1 选取轴的材料为 40Cr 调质处理 查表 11 3 书 P158 取 A 100 于是 d mmA77 37 1000 39 5 3 2 轴上有单个键槽 轴径应增加 3 mm d 9 38 377 3777 37 min 故整取mm d 40 min 3 确定联轴器型号 联轴器计算转矩 取 TKTIAca 5 1 KA mN Tca 205 7747 515 1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查表手册 P98 选用联轴器 TcaGL6 8440 11240 1 1 B B J J 由于轴较小 且所受力和扭矩不大 故无需按弯曲扭合成应力校核的强度 也不需要精确校核轴的疲 劳强度 二 2 轴的设计与校核 1 已知 2 轴上的功率 转速和转矩 P2n2T2 kw P 18 5 2 min 7 416 2 r n mN T 72 118 2 21 2 求作用在齿轮上的力 N FFrr 34 749 12 N f F t t 8 2058 1 2 N d Ft 67 1978 120 22 1072 1182 3 2 3 N FFtsr 18 720tan20 3 3 确定轴的最小直径 1 选定轴的材料为 40Cr 调质处理 查表书 P158 取 A 100 于是得 d Amm17 23 7 416 18 5 3 2 由于轴上有键槽 轴径应增加 3 所以 取87 23 317 2317 23 min d mm mm d 25 min 4 轴的结构设计 核轴的由于轴也较小 且所受力和扭矩不大 故无需按弯曲扭合成应力 校合成应力 校核轴的强度 也不需要精确校核轴的疲劳强度 三 三 3 轴的设计与校核轴的设计与校核 1 已知 3 轴上的功率转速和转矩 kw P 97 4 3 r min35 208 3 n mN T 81 227 3 22 2 求作用在齿轮上的力 N d T Ft 96 3644 125 81 2272 102 3 3 4 N FFtr 66 1326tan20 44 3 初步确定的最小直径 1 选取轴的材料为 40Cr 调质处理 查表 11 3 书 P158 取 A 100 于是得 mmA n P d 79 28 35 208 97 4 10033 3 3 min 2 由于轴上有键槽 轴径应增加 3 所以mm d 63 29 379 2879 28 min 取mm d 30 min 4 轴的结构设计 5 求轴上的载荷 受力分析 N Fr 66 1326 N Ft 96 3644 23 在水平面内 5 138 5 51 5 138 1 FN N Ft 98 2656 5 1385 51 5 51 2 FN N Ft 98 987 得弯矩图 mmN Mn 47 1368745 5198 2656 1 在垂直平面内 24 N FFrN 07 967 5 138 5 51 5 138 1 N Fr 60 359 5 138 5 51 5 51 mmN Mn 105 498045 5107 967 2 mmNM MMnn 34 145616 22 21 mmNrT Ft 227810 5 6296 3644 6 按弯曲扭合成应力校核轴的强度 根据轴的合成条件 轴的计算应力 MPa dT M 97 73 1 0 30 3 2 2 显然强度满足 4 联轴器的设计与校核联轴器的设计与校核 选取 GY5 凸缘联轴器 25 Y 3082 J 3060 GB T 5843 2003 五五 4 轴的设计与校核轴的设计与校核 1 已知轴上的功率转速和转矩 kw PIV 87 4 min35 208r nIV mN TIV 22 223 2 求作用在齿轮上的力 N d T F IV t 33 3720 120 22 2232 102 3 5 N FFtr 97 1353tan20 55 3 初步确定轴的最小直径 1 选取轴的材料为 40Cr 调质处理 查表 11 3 书 P158 取 A 100 于是得 mmA n P d IV IV 57 28 35 208 87 4 10033 min 2 由于轴上有键槽 轴径应增加 3 所以 取43 29 357 2857 28 min d mm d 30 min 4 4 轴的结构设计 26 5 求轴