毕业设计二级齿轮减速器

陕西理工学院毕业设计 第 1 页 共 61 页 目 录 目 录 .1 1. 概述 .1 1.1 机械优化设计与减速器设计现状.1 1.2 课题的主要任务.2 1.3 课题的任务分析.2 2. 二级圆柱齿轮减速器的一般设计过程 .3 2.1 传动装置运动和参数的确定.3 2.1.1 设计参数.3 2.1.2 基本运动参数的确定.3 2.2 齿轮设计部分.4 2.2.1 高速级齿轮.4 2.2.2 低速级齿轮.8 3. 优化设计部分 .12 4. 轴设计部分 .15 4.1 轴 1 设计.15 4.11 轴的结构设计.15 4.12 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.16 4.2 轴 2 设计.18 陕西理工学院毕业设计 第 2 页 共 61 页 4.21 轴的结构设计.19 4.22 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.20 4.3 轴 3 设计 .22 4.31 轴的结构设计.23 4.32 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩.23 5. 轴承的校核 .27 5.1 轴承的失效形式 .27 5.11 疲劳破坏。.27 5.1.2 永久变形。.27 5.2 滚动轴承的寿命校核 .27 5.2.1 一轴的轴承计算.27 5.2.2 轴轴承校核.29 5.2.3 轴轴承的校核.29 6. 键的设计和计算 .31 6.1 选择键联接的类型和尺寸.31 6.2 校和键联接的强度.31 6.3 键与轮毂键槽的接触高度.31 7. 箱体结构的设计 .32 8. 润滑密封设计 .35 9. 三维建模 .36 1、箱体的绘制.36 陕西理工学院毕业设计 第 3 页 共 61 页 2、减速器的装配.53 总结 .57 参考文献 .58 陕西理工学院毕业设计 第 1 页 共 61 页 1. 概述 1.1 机械优化设计与减速器设计现状 机械优化设计是在电子计算机广泛应用的基础上发展起来的一门先进技术。它是 根据最优化原理和方法，利用电子计算机为计算工具，寻求最优化设计参数的一种现 代设计方法。 实践证明，优化设计是保证产品具有优良的性能、减轻重量或体积、降低成本的 一种有效设计方法。 机械优化设计的过程是首先将工程实际问题转化为优化设计的数学模型，然后根 据数学模型的特征，选择适当的优化设计计算方法及其程序，通过计算机求得最优解。 概括起来，最优化设计工作包括两部分内容： 将设计问题的物理模型转变为数学模型。建立数学模型时要选取设计变量，列出 目标函数，给出约束条件。目标函数是设计问题所要求的最优指标与设计变量之间的 函数关系式。 采用适当的最优化方法，求解数学模型。可归结为在给定的条件（例如约束条件） 下求目标函数的极值或最优值问题。 减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其承载能 力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在二级传动齿轮 减速器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的方法，设计过程琐碎 而且在好多方面都是通过先估计出参数然后再校核计算的过程。这对于设计者来说是 枯燥无味的，进行的是重复性工作，基本没有创造性；对于企业来说增加了产品的成 本且不易控制产品质量。这些对提高生产力，提高经济效益都是不利的。现代最优化 技术的发展为解决这些问题提供了有效途径。目前，最优化方法在齿轮传动中的应用 已深入到设计和研究等许多方面。例如，关于对齿面接触强度最佳齿廓的设计；关于 形成最佳油膜或其它条件下齿轮几何参数的最优化设计；关于齿轮体最优结构尺寸的 选择；关于齿轮传动装置传动参数的最优化设计；在满足强度要求等约束条件下单位 功率质量或体积最小的变速器的最优化设计；以总中心距最小和以转动惯量最小作为 陕西理工学院毕业设计 第 2 页 共 61 页 目标的多级齿轮传动系统的最优化设计；齿轮副及其传动系统的动态性能的最优化设 计（动载荷和噪音最小化的研究，惯性质量的最优化分配及弹性参数的最优选择）等。 即包括了对齿轮及其传动系统的结构尺寸和质量，齿轮几何参数和齿廓形状，传动参 数等运动学问题，振动、噪音等动力学问题的最优化。 本次毕业设计就是针对二级圆柱齿轮减速器的体积进行优化设计，其意义在于利 用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方法、 理念应用于设计中，为新技术时代的到来打下基础。 1.2 课题的主要任务 独立完成减速器的设计计算，优化程序； 确定可行的优化设计方法，编写计算机程序，并调试通过； 完成 1.5 万字以上的设计说明书； 零件的详细设计准则； 确定出目标函数，各种约束条件。 1.3 课题的任务分析 从设计任务可知本设计的任务分为两个部分：一是进行二级圆柱齿轮减速器的一 般设计；二是进行二级圆柱齿轮减速器的优化设计。 一般设计包括减速器的设计、校核、计算，绘制装配图、零件图和部分设计说明 书的工作。 优化设计主要是完成减速器数学模型的建立，确定目标函数，各种约束条件；确 定优化设计的方法；编写计算机程序，并调试通过；编写设计说明书。 陕西理工学院毕业设计 第 3 页 共 61 页 2. 二级圆柱齿轮减速器的一般设计过程 2.1 传动装置运动和参数的确定 2.1.1 设计参数 公称速比：31.5 工作寿命：10 年 两班制 每班 8 小时 装配形式：（如图 2.1 所示） 图 2.1 转速：1450r/min 输入功率：6.2KW 2.1.2 基本运动参数的确定 按展开式布置，为使两级大齿轮直径相近，查得 i1=6.3，i2=i/i1=31.5/6.3=5 T1=95490*P1/n1=95490*6.2/1450=40.4Nm 各轴转速： min/16.230 3 . 6 1450 112 rinn min/03.46 5 . 31 1450 13 rinn 各轴输入功率： KWP2 . 6 1 陕西理工学院毕业设计 第 4 页 共 61 页 KWPP89 . 5 98 . 0 97 . 0 2 . 6 1212 KWPPP6 . 598 . 0 97 . 0 89 . 5 122312323 各轴输入转矩： mNT 4 . 40 1 mNiTT01.23796 . 0 98 . 0 97 . 0 3 . 64 .40 0112112 mNiTT 5 . 112698 . 0 97 . 0 501.237 23223 以上各参数列表如下： 表 2.1 2.2 齿轮设计部分 2.2.1 高速级齿轮 1选初值： 1）直齿圆柱齿轮传动 2）一般工作情况，故选用 7 级精度（GB10095-88） 3）材料选择：已知小齿轮材料为 45 刚（调质） ，硬度为 230HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 190HBS 4）初选小齿轮齿数为 Z1=19，大齿轮齿数为 Z2=19*6.3=119.7，取 Z2=120 2修正参数及强度校核 .按齿面接触强度设计 由公式 3 2 1 1 ) ( 1 23 . 2 H E d t t Z u uTK d 进行试算 轴名功率 P(KW)转矩转速 n传动比 I效率 I 轴6.240.41450 6.30.96 II 轴5.89237.01230.16 III 轴5.61126.540.03 50.95 陕西理工学院毕业设计 第 5 页 共 61 页 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数： Kt=1.4 转矩 T1=40.4Nm 已知齿宽系数： d =0.4 查得材料的弹性影响系数： 2/1 8 . 189PaMZE ，计算得接触疲劳强度极限： 小齿轮： MPa H 644 1lim 大齿轮： MPa H 532 2lim 37 . 0 cos tan tan n a at 10 822 1 . 2237 . 0 arctan at 34 4140761.14 2432 . 0 cossinsin nb a 91 . 1 cos2 sin)()cos()cos2()cos()cos2( 21 2 2 2 2 2 1 2 1 at atZZdZZdZZ atat 72 . 0 tan 1 Z d 按齿面接触疲劳强度设计。 计算区域系数 3575 . 2 cossin cos2 ata Z b H 试算小齿轮分度圆直径 t d1 ，代入 H 中较小的值，则有 mm Z u uTK d H E d t t 6 . 43) 644 8 . 1893575 . 2 ( 3 . 691 . 1 4 . 0 ) 13 . 6(104 . 1 4 . 402 ) ( 1 3 3 3 21 1 计算齿宽 mmdb td 44.17 6 . 434 . 0 1 计算法面模数 法面模模数： mm Z d mn2 . 2 cos 1 1 陕西理工学院毕业设计 第 6 页 共 61 页 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为： 3 2 1 1 ) ( 2 F SaFa d n YY Z KT m 确定公式内的各计算数值： 根据齿轮的材料得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 644 1 ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 532 2 小齿轮的弯曲疲劳许用应力 MPa FE 230 1 大齿轮的弯曲疲劳许用应力 MPa FE 190 2 查得齿形系数： 76 . 2 1 Fa Y ， 18 . 2 2 Fa Y 查得应力校核系数： 56 . 1 1 Sa Y ， 79 . 1 2 Sa Y 计算大小齿轮的 F SaFaY Y ，并加以比较： 018 . 0 230 56 . 1 76 . 2 1 11 F SaFa YY 017 . 0 230 79 . 1 18 . 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值比较大，所以： mmm28 . 2 018 . 0 244 . 0 1015cos04 . 4 4 . 12 3 2 42 取 2.75 标准模数 计算传动尺寸及中心距 a mm ZZm a n 2 . 182 cos2 )( 21 修正螺旋角。 90.15 2 )( 21 a ZZm acros n 计算端面模数。 86 . 2 cos n t m m 陕西理工学院毕业设计 第 7 页 共 61 页 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲 劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲 强度算得的模数 1.7523 并就近圆整为标准值 m=2.75mm，按接触强度算得的分度圆直 径 mmd 6 . 43 1 ，几何尺寸计算 计算其他尺寸 mmmZd t 34.54 11 mmmZd t 74.311 22 mmdb a 73.2134.544 . 0 12 mmbb73.23)32( 11 计算载荷： N d T Ft42.3706 2 . 51 10 4 . 4022 3 1 1 齿面接触疲劳强度校核 bi iTK a ZZZZ HE H ) 1(500 1 E Z -节点区域系数 E Z =2.3575 Z -重合度系数 0.7 Z -螺旋角系数 98 . 0 cos Z 2 . 175 ) 1(500 1 H HE H MPa bi iTK a ZZZZ 齿根弯曲疲劳强度校核： YYYY bmd KT SaFa n F 1 1 2000 Ea Y -齿形系数 2.76 Sa Y -齿轮应力修正系数 1.56 陕西理工学院毕业设计 第 8 页 共 61 页 Y -齿轮重合度系数 643. 0 75 . 0 25 . 0 a Y Y -螺旋角系数 91 . 0 120 1 Y 7 . 8791 . 0 643 . 0 56 . 1 76 . 2 75 . 2 73.2134.54 4 . 404 . 120002000 1 1 FSaFa n F MPaYYYY bmd KT 2.2.2 低速级齿轮 1选初值： 1）直齿圆柱齿轮传动 2）材料选择：已知小齿轮材料为 45 刚（调质） ，硬度为 230HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 190HBS 3）初选小齿轮齿数为 Z3=26，大齿轮齿数为 Z4=26*5=126.5，取 Z4=127 2修正参数及强度校核 .按齿面接触强度设计 由公式 3 21 1 ) ( 1 H E d t t Z u uTK d 进行试算 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数： Kt=1.4 转矩 T1=40.4Nm 已知齿宽系数： d =0.4 查得材料的弹性影响系数： 2/1 8 . 189PaMZE ，计算得接触疲劳强度极限： 小齿轮： MPa H 644 1lim 大齿轮： MPa H 532 2lim 37 . 0 cos tan tan n a at 10 822 1 . 2237 . 0 arctan at 陕西理工学院毕业设计 第 9 页 共 61 页 34 4140761.14 2432 . 0 cossinsin nb a 59 . 1 cos2 sin)()cos()cos2()cos()cos2( 21 2 2 2 2 2 1 2 1 at atZZdZZdZZ atat 88 . 0 tan 1 Z d 按齿面接触疲劳强度设计。 计算区域系数 3575 . 2 cossin cos2 ata Z b H 试算小齿轮分度圆直径 t d1 ，代入 H 中较小的值，则有 mm Z u uTK d H E d t t 36.97) 644 8 . 1893575 . 2 ( 3 . 691 . 1 4 . 0 ) 13 . 6(104 . 1 4 . 402 ) ( 1 3 3 3 21 3 计算齿宽 mmdb td 94.3836.974 . 0 3 计算法面模数 法面模模数： mm Z d mn6 . 3 cos 3 3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为： 3 2 1 1 ) ( 2 F SaFa d n YY Z KT m 确定公式内的各计算数值： 根据齿轮的材料得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 644 1 ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 532 2 小齿轮的弯曲疲劳许用应力 MPa FE 230 1 大齿轮的弯曲疲劳许用应力 MPa FE 190 2 陕西理工学院毕业设计 第 10 页 共 61 页 查得齿形系数： 53 . 2 1 Fa Y ， 14 . 2 2 Fa Y 查得应力校核系数： 62 . 1 1 Sa Y ， 83 . 1 2 Sa Y 计算大小齿轮的 F SaFaY Y ，并加以比较： 038 . 0 190 53 . 2 89 . 2 1 11 F SaFa YY 020 . 0 190 83 . 1 14 . 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值比较大，所以： mmm97 . 3 038 . 0 244 . 0 10722 . 0 89 . 0 93.46 . 2 4 . 12 3 2 4 取 2.75 标准模数 计算传动尺寸及中心距 a mm ZZm a n 7 . 316 cos2 )( 43 修正螺旋角。 13.15 2 )( 43 a ZZm acros n 计算端面模数。 1 . 4 cos n t m m 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲 劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲 强度算得的模数 1.7523 并就近圆整为标准值 m=2.75mm，按接触强度算得的分度圆直 径 mmd 6 . 43 1 ，几何尺寸计算 计算其他尺寸 mmmZd t 6 . 106 33 mmmZd t 7 . 520 44 mmdb a 64.42 6 . 1064 . 0 12 陕西理工学院毕业设计 第 11 页 共 61 页 mmbb64.45)32( 21 计算载荷： N d T Ft42.3706 2 . 51 10 4 . 4022 3 1 1 齿面接触疲劳强度校核 bi iTK a ZZZZ HE H ) 1(500 1 E Z -节点区域系数 E Z =2.3575 Z -重合度系数 0.7 Z -螺旋角系数 98 . 0 cos Z 42.457 ) 1(500 1 H HE H MPa bi iTK a ZZZZ 齿根弯曲疲劳强度校核： YYYY bmd KT SaFa n F 1 1 2000 Ea Y -齿形系数 2.53 Sa Y -齿轮应力修正系数 1.62 Y -齿轮重合度系数 722. 0 . 0 75 . 0 25 . 0 a Y Y -螺旋角系数 891 . 0 120 1 Y 72.100 89 . 0 7222 . 0 62 . 1 53 . 2 4 4 . 42 6 . 106 93.2464 . 120002000 1 1 F SaFa n F MPa YYYY bmd KT 得出总的中心距为：mmaaa498182316 21 陕西理工学院毕业设计 第 12 页 共 61 页 3. 优化设计部分 设计目标为使中心距最小，所以这个目标函数就表示为： min)1 ()1 ( cos2 1 232111 izmizma nn 保证中心距 a 为最小时应该满足的条件是本优化设计问题的约束条件，它们是： 齿面的接触强度和齿根的弯曲强度以及中间轴上的大齿轮不与低速轴发生干涉。 1.齿面接触强度计算给出： 0cos 10845 . 6 3 11 6 1 3 1 2 1 2 TK izmn H 和 0cos 10845 . 6 3 22 6 2 3 3 2 2 2 TK izmn H 式中： H -许用接触应力； T1-高速轴 1 的转速； T2-中间轴 2 的转矩； K1，K2-载荷系数； 齿宽系数。 2.齿根弯曲强度计算给出 高速级大、小齿轮的齿根弯曲强度条件为； 0cos)1 ( 3 22 1 3 11 11 11 zmi TK Y n w 和 0cos)1 ( 3 22 1 3 11 11 22 zmi TK Y n w 低速级大小齿轮的齿根弯曲强度条件为 0cos)1 ( 3 22 3 3 22 11 33 zmi TK Y n w 陕西理工学院毕业设计 第 13 页 共 61 页 和 0cos)1 ( 3 22 3 3 22 11 44 zmi TK Y n w 式中 w 分别属 4 个齿轮的许用弯曲应力 Y 分别是齿轮 4 个齿轮的齿形系数 3.根据不干涉条件，有 0) cos2 ( cos2 )1 ( 111 1 231 s izm m izm n n n 取s=5 设 ) 1 ( 1 xmn )2( 2 xmn )3( 1 xz )4( 3 xz )5( 1 xi )6(x 则目标函数为 min)1 ()1 ( cos2 1 232111 izmizma nn 约束条件为 0102 . 4cos 1 3 1 3 1 43 izmn 0102 . 2cos 3 3 3 2 33 1 zmi n 0)1 (1049 . 1 cos 2 1 3 11 32 zmi n 0)1 (108 . 9cos 2 1 3 11 42 zmi n 0) 5 . 31(102 . 2cos 2 3 3 21 42 zmi n 0) 5 . 31(105 . 1cos 2 3 3 21 42 zmi n 0) 5 . 31()5(cos2 132111121 izmizmimi nnn 编写 M 文件如下 function f=bentanj_f(x); hd=pi/180; f=(x(1)*x(3)*(1+x(5)+x(2)*x(4)*(1+31.5/x(5)/(2*cos(x(6)*hd); 约束条件： function g,ceq=bentanj_g(x); hd=pi/180; g(1)=cos(x(6)*hd)3-4.2e-4*x(1)3*x(3)3*x(5); g(2)=x(5)*cos(x(6)*hd)3-2.2e-3*x(2)3*x(4)3; g(3)=cos(x(6)*hd)-1.49e-3*(1+x(5)*x(1)3*x(3)2; 陕西理工学院毕业设计 第 14 页 共 61 页 g(4)=cos(x(6)*hd)-9.8e-4*(1+x(5)*x(1)3*x(3)2; g(5)=x(5)*cos(x(6)*hd)2-2.2e-4*(x(5)+31.5)*x(2)3*x(4)2; g(6)=x(5)*cos(x(6)*hd)2-1.5e-4*(x(5)+31.5)*x(2)3*x(4)2; g(7)=2*x(5)*cos(x(6)*hd)*(5+x(2)-x(5)*x(1)*x(3)*x(5)-x(2)*x(4)*(x(5)+31.5); ceq=; x0=1;1;1;1;1;1; lb=3,4,19,20,5,14; ub=5,6,22,30,8,20; x,fn=fmincon(bentanj_f,x0,lb,ub,bentanj_g); 得出结论： fprintf(mn1=%3.4fn,x(1); fprintf(mn2=%3.4fn,x(2); fprintf(z1=%3.4fn,x(3); fprintf(z2=%3.4fn,x(4); fprintf(i1=%3.4fn,x(5); fprintf(beta=%3.4fn,x(6); mn2=4.0000 i1=6.6491 z2=20.0000 beta=14.0000 mn1=3.0000 z1=19.0000 得到优化的数据是 ) 1 ( 1 xmn =3 )2( 2 xmn =4 )3( 1 xz =19 )4( 3 xz =20 )5( 1 xi =6.6 )6(x =14 得出总的中心距为： mmizmizma nn 444228216)1 ()1 ( cos2 1 232111 相比原来的中心距缩小了 10.9%mmaaa498182316 21 总 陕西理工学院毕业设计 第 15 页 共 61 页 4. 轴设计部分 4.1 轴 1 设计 轴 1 结构简图见图 4.11. 图 4.11 功率P1=6.2KW， min/1450 1 rn ， mNT 4 . 40 1 求作用在齿轮上的力 已知高速小齿轮的分度圆直径： mmd57 1 压力角： 20 n 。 14 可得： N d T Ft54.1417 57 10 4 . 4022 3 1 1 NFF ntr 73.531cos/20tan54.1417cos/tan NFF ta 4 . 353tan 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr，调质处理，查得 A0=112， 得： mm n P Ad 1 . 18 1450 2 . 6 112 3 3 1 1 0min 其最小直径显为安装联轴器处轴的直径 d1-2。 4.11 轴的结构设计 1）图 4.12 给该轴分阶。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 陕西理工学院毕业设计 第 16 页 共 61 页 3）确定轴上圆角和倒角尺寸。 4）求出轴上载荷分布，根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.12） 。 图 4.12 4.12 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩 1）水平面支反力： 0 A M 010470 2 yr FF NFF rY 89.357 104 70 2 0Y 0 21 yry FFF NFFF ryy 83.173 21 2）垂直面支反力： 0) 2 57 (10470 2 tZr FFF 56.30 2 Z F 0 C M 0) 2 57 (35104 1 trZ FFF N FF F rt Z 29.562 104 34) 2 57 ( 1 3）水平面弯矩： 陕西理工学院毕业设计 第 17 页 共 61 页 0 1 MxFy xxFM y 89.357 1 0)70( 1 MxFxF ry 1 . 37221 9 . 35770)( 1 xFxFFM ryr 4）画出弯矩图 x 图 4.13 5）垂直面弯矩： 0 1 MxFZ xxFM Z 29.562 1 0) 2 57 ()70( 1 MFxFxF tZr 59.103956.30xM 6）画出弯矩图： 陕西理工学院毕业设计 第 18 页 共 61 页 图 4.14 7）计算总弯矩： mmNMMM VHa 75.46656 3 . 39360 3 . 25052 22 22 左 mmNMa86.2507359.103935.20972 22 右 mmNMM bb 34.3905819.3295035.20972 22 右左 图 4.15 8）当量弯矩： 48.47537)(75.46656)( 2222 TTMM beb 9）校核最小直径： mm b M d ed 29 1 . 0 1 而最小段是 40mm 故而符合使用要求 4.2 轴 2 设计 轴 2 的结构简图见图 4.21。 图 4.21 功率P2=5.89KW， min/16.230 2 rn ， mmNT01.237 2 求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径： mmd375 2 压力角： 20 n 。 14 陕西理工学院毕业设计 第 19 页 共 61 页 可得： N d T Ft1350 375 16.23022 2 2 2 NFF ntr 4 . 506cos/tan 22 NFF ta 59.336tan 22 低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=80mm 可得： N d T Ft6335 80 16.23022 3 2 3 NFF ntr 33.2376cos/tan 33 NFF ta 49.1579tan 23 初步确定轴的最小直径 dmin 选取轴的材料为 40 刚，调质处理，查得 A0=112， 得： mm n P Ad 5 . 33 16.230 89 . 5 112 3 3 2 2 0min 有一个键适当增大 4%8% 取 40mm 4.21 轴的结构设计 1）图 4.32 给该轴分阶。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 3）轴上载荷分布，首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.22） 。 陕西理工学院毕业设计 第 20 页 共 61 页 图 4.22 4.22 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩 1）水平面支反力： 0 A M 07510435 223 ryr FFF NFY53.434 104 3533.237675 4 . 506 2 0 B M 0) 2 375 (402969104 23231 ttrrZ FFFFF N FFFF F ttRr Z 9 . 6305 104 ) 2 375 (406929 2332 1 2）垂直面支反力： 0 A M 0 2 375 401047535 23223 trZrr FFFFF NFZ89.4435 2 0 B M 0) 2 375 (402969104 23231 ttrrZ FFFFF N FFFF F ttRr Z 9 . 6305 104 ) 2 375 (406929 2332 1 3）水平面弯矩： 0 11 MxFy xxFM y 4 . 1435 11 0)35( 21 MxFxF ry 5 . 8317094035)( 12 xFxFFM ryr 陕西理工学院毕业设计 第 21 页 共 61 页 0)75()35( 3231 MxFxFxF rry 56.4519146.1375 3 xM 4）画出弯矩图 图 4.23 5）垂直面弯矩： 0 11 MxFZ xxFM Z 9 . 6305 11 040)70( 2311 MFxFxF tZZ 45.170228 5 . 3929 2 xM 0 2 375 ()75(40)35( 322331 MFxFFxFxF trrrZ 45.461333 9 . 4435 3 xM 6）画出弯矩图： 图 4.24 7）计算总弯矩： 陕西理工学院毕业设计 第 22 页 共 61 页 mmNMMM VHa 25.44943195.425645 5 . 144270 22 22 左 mmNMa17.48967895.464940 5 . 153670 22 右 mmNMM bb 05.200455 2 . 128715 5 . 153670 22 右左 图 4.25 8）当量弯矩： mm95.893182)(17.489678)( 2222 NTTMM beb 校核最小直径： mm b M d ed 52 1 . 0 1 而最小直径为 70mm 所以符合要求 4.3 轴 3 设计 轴 3 的结构简图见图 4.31。 图 4.31 功率P3=5.6KW， min/03.40 3 rn ， mmNT 5 . 1126 3 作用在齿轮上的力 已知低速大齿轮的分度圆直径： mmd376 4 压力角： 20 n 。 14 可得： 陕西理工学院毕业设计 第 23 页 共 61 页 N d T Ft5771 376 10 5 . 112622 3 4 3 NFF ntr 78.216414cos/20tan70.5813cos/tan NFF ta 87.1438tan 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40 刚，调质处理，查得 A0=112， 得： mm n P Ad54 03.40 6 . 5 100 3 3 3 3 0min 4.31 轴的结构设计 1）图 4.32 给该轴分阶。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 3）轴上载荷分布，首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（图 4.32） 。 图 4.32 4.32 计算该轴的支反力、弯矩、扭矩 1）水平面支反力： 0 A M 010444 2 yr FF NFF rY 87.915 104 44 2 0Y 陕西理工学院毕业设计 第 24 页 共 61 页 0 21 yry FFF NFy 9 . 1248 1 2）垂直面支反力： 0 A M 0) 2 376 (10444 2 tZr FFF NFZ 5 . 105682 2 0 C M 0) 2 376 (60104 1 trZ FFF N FF F rt Z 28.9183 104 60) 2 376 ( 1 3）水平面弯矩： 0 1 MxFy xxFM y 9 . 1248 1 0)70( 1 MxFxF ry 1 . 37221 9 . 35770)( 1 xFxFFM ryr 4）画出弯矩图 图 4.33 5）垂直面弯矩： 0 1 MxFZ 陕西理工学院毕业设计 第 25 页 共 61 页 xxFM Z 29.562 1 0) 2 57 ()7