减速器设计说明书DOC

1、辽宁工业大学机械设计课程设计说明书一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构，丫系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pv-F2_310265 _2.oi5kw 1000 1000传动装置的总效率：耳=n。n2 n4叩 呻查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：耳。=0.95齿轮啮合效率：n1 = 0.97 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率：n2=0.99（球轴承）联轴器效率：=0.99滚筒效率：n4=0.96传动总效率：n = 0.95 X0.972 X0.994 x0.99 x 0.96 =0.816Pw 2.015所需电动

2、机功率：R-=co“ =2.469kwn0.816查设计资料表27-1，可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4型， 额定功率R=3kw;或选丫系列三相异步电动机 丫132S-6型，额定 功率F0=3kw 均满足 住 Pr。2、选取电动机的转速滚筒轴转速：“w-41.4r/minn D 3.140.3现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较， 由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中。Pw- 2.015kw n - 0.0816Pr- 2.469kw39万案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-43.01500142034.32Y1

3、32S- 63.O100096023.2表1:电动机数据及传动比比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得电动机额定功率P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min) 1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm28堵转转矩/额定转矩T/N.m 2.2表2：电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下三、传动装置的运动及动力参数计算Po=3kw n o=1420r/min1、分配传动比n o 1420总传动比：I = 34.3nw 41.4根据设计资料表17-9可知I带=24取I带=2.8i 审 34 3则减速器的传动比：I减一=12.2

4、5I 带 2.8对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，且避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比：1121.35 I 减=4.061则低速级的传动比：I 2 =34.3I 带=2.8i 减=12.25I 12=4.061I 23=3.012231124.067=3.0122、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴P0=R=2.469kwno=142Or/mi nP2.469 x103To=9.55 r =9.55 汶=16.61N mn1420I轴：1轴即减速器高速轴Pi=F0 n oi=R n 0=2.469 x 0.95=2.346kwn。

5、1420ni=507/ mini 带2.8P2.346 x103Ti=9.55 1 =9.55 汉=44.18N m6507U轴：U轴即减速器中间轴F2 =P1 n 1 n 2=2.346 x 0.97 x 0.99=2.253kw门勺507n2=124.6r / mini 124.067F22.253T03E=9.55 2 =9.55汉=172.66N，mn2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴F3 =P2 n 1 n 2=2.253 x 0.97 x 0.99=2.163kwn2124.6“ / /n3=二=41.4r / mini233.012F32.163 灯03T3=9.55 丄=

6、9.55 汇=499.1N m门341.4W轴：W轴即传动滚筒轴F4=F3 n 2 n 3=2.163 x 0.99 x 0.99=2.12kw n4= n 3=41.4r/minP2.12X03T4=9.55 丄= 9.55 汇= 489.1N mn441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n o=1420r/mi n T0=16.61NmP1=2.346 kw n1=507r/m in =44.18NmP2=2.253 8kw n 2=124.6r/mi n T2=172.66NmPa=2.163kw n 3=41.4r/min Ta=499.1 NmP4=2.12kwn 4

7、=41.4r/minT4=489.1 Nm表三：各轴运动及动力参数Pc=2.716kw ddi=100mm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/ N - m传动形式传动比效率口02.469142016.61带传动2.80.95I2.34650744.18齿轮传动4.0670.96n2.253124.6172.66齿轮传动3.0120.96川2.16341.4499.1联轴器1.00.98IV2.1241.4489.1四、传动零件的设计计算1带传动的设计计算1）确定设计功率Pc由教材书表4 4查得工作状况系数K=1.1计算功率：Pc=KaP=1.1 X 2.469=2.716kw2）选取V

8、带型号根据Pc和no由图4-12确定，因Pc、no工作点处于A型区，故 选A型V带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径ddi由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取ddi dmin对传动有利，按表4-6取标准值，取dd1 =100mm 验算带速Vn ddi nn 灯00如420 - .V=7.4m/s60x100060x1000在525m/s之间，故合乎要求。 确定从动轮基准直径d d2dd2 =i带dd1=2.8 汉100 =280mm 查教材表 4-6 取dd2 =280mm 实际从动轮转速n2和实际传动比i不计c影响，右算得n2与预疋转速相差5%为允许。.dd2

9、 280dd1 100n1420” /-nt = = 507r/ min1 i2.8507 - 507=0% 兰 5%5074)确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心a0因没有给定中心距，故按教材书式 4 25确定按：0.7(d d1+dd2)w a0 w 2(d d1+dd2)得：0.7 x( 100+280)w a0 w2X (100+280)266mmw a0 w 760mm取 a。=500mm 确定带的计算基准长度Lc :按教材式4-26 :.cn、(dd2dd1)Lc 2a+ ( dd1 +dd2)+24a2n(280100 )=2X 500+ (100+280) +L24 x 5

10、00=1613 mm 取标准LdV=7.4m/s dd2=280mmi 带=2.8查教材书表4-2取Ld=1600伽。确定中心距aLc Ld ucc 1600 1613 g ca = a0 +=500+=493.5 mm2 2a调整范围：amax =a+0.03 Ld =493.5+0.03 X 1600=541.5 m amin =a-0.015 Ld =493.5-0.015 X 1600=469.5 m5) 验算包角a 1按教材书式4-28得：gC (dd1 dd2)d QH (28 一100) ya 1 180-X 60=180X 60a493.5=158 1200符合要求6) 确定带

11、根数ZPc按教材书式4-29 :Z AW ZmaxP0按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率P0=Ka (Pq+A P1+A P2 )按教材书式4-20得包角系数Ka1158K =1.25( 1 -5 砖)=1.25 X (1 5 180)=0.95由教材书表4-2查得：G=3.78 X 10-4 C 2=9.81 X 10-3 C 3=9.6 X 10-155C4=4.65 X 10lq =1700 m2n n2 n 汉 1420 ,亠31 =148rad/s60 60由教材书式4-18、4-21、4-22可知：C?2Pq =dd1 3 1 C-C3 (dd13 1) -C4lg(d d

12、13 1)dd1a=493.5mmLd=1600mm a 1=158Q3=100X 148X 3.78 X 10-4- 9.81-9.6 X 10-15 (100 48)2-4.65 X 10-5 X lg(100 X 148)=1.242 P1 =Cdd1 3 也 c111 +10 2 (-1) C4 dd1 s=4.65 X 10-5 X 100X 148lg2=0.19d “ 9.81 x1031/1 彳、1+105 ( 1)4.65x103 100 2.8Ld P2 = C4 dd1 3 dg L0-51600=4.65 X 10 X 100X 148X lg =-0.00243J 1

13、700可得：P0 =Ka ( Pg+A p1 + p2)=0.95 X (1.24+0.19-0.00243)=1.36由教材书式4-29 : V带的根数：Z pc = 2jZ26 =1.99取Z=2根P01.367) 确定初拉力Fc：查教材书表4-1 : q=0.1kg/mP 2 5 按教材书式 4-30 : F=500丄(一-1)+q v2vzKa 7 *1 a2 5=500X 2 6 疋(1) +0.1 汉 7 427.4 汇 20.95=155N8) 计算轴压力Qa158 按教材书式 4-31 : Q=2FZsin 0 =2X 155X2Xsin =608.6N2 29) 确定带轮结构

14、小带轮dd兰(2.53)ds，采用实心结构Po=1.24 P1=0.19 P2=-0.00243P。/ =1.36Z=2F0 =155NQ=608.6N大带轮米用孔板式结构d1= 1.8d=1.8 x 26=46.8mm查设计资料表 7-8 得 e=15 , f=10, he =12 , S =6, =340,ba=11mmhamin =2.75带轮的宽度：B= (z-1 ) e+2f= (2-1 )x 15+2x 10=35mm五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率：2.345kW小齿轮转速：507r/min传动比：4.067单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，

15、每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，叭血=580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，叶诚=550MPa计算应力循环次数：由教材书式 5 33得：8N1=60n1 jLh=60X 507x 1x (10 x 8x 300)=7.3 x 10N1 =7.3心08 =1.79 x 108i4.067查教材书图 5-17 得：Z

16、n1 =1.06，Zn2=1.12由教材书式5-29得：Zx1 1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr= 0.92(精加工齿轮)由教材书式5-28确定疲劳许用应力：Ni=1x 109 2=3.58 x 108H 1ZN1 Zx1ZwZlvr = 58x1.06 x1.0 x1.0 x0.92 =565.6MpaSHmin1.0C Hliml二 H h = 565.6 MPa二 h2 = 566.7MPa(yHlim25502tiZZZwZlvrM 1.12 1.0 1.0 0.92 =566.7MPaSHmin1.0因为知1(u+1) 3由教材书式=4.067 131.2 x 4

17、4180 *2.44 : 189.8 x 0.9872 0.34.067565.62=121.7mm圆整取:a=125mma=125mm估算模数:mn=(0.007 0.02) a= 0.875mm-2.5mm取标准值:mn=2mm小齿轮齿数:“ 2acos B2 汇 125汉 cos13Z1mn(u 1)2 (4.0671) =24.03Z2 二 uZj =4.067 X 24.03=97.7取乙=24, Z2 =98实际传动比:传动比误差:修正螺旋角:4.08 - 4.067 x 100% 4.067=0.3% 5% 在允许范围内B =arccosmn Zi Z22a=arccos298

18、242 125=12 34 41与初选B =13接近,Zh , ZB可不修正齿轮分度圆直径:d1 =m= =49.180mm cos B cos12.578d2 =巴 =竺98 =200.81mm cos B cos12.578圆周速度:V=n dg60 103n 49.182507360 10=1.31m/s乙=24乙=98m=2d1=49.180mmd2=200.81mmV=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 KA=1.25按 V =0.31 , 8级精度查教材书图5-4 (b)得100 100动载系数Kv =1.024齿宽 b= aa=0.

19、3 X 125=37.5mmb=40取 b=40mm按汁49需=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于 轴承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.06按8级精度查教材书表5-4得：Ka =1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=KA Kv Kb Ka = 1.25 x1.024 x1.06 x1.2 =1.628计算重合度 a ,钉齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2hmn =49.180+2 x 1.0 x 2=53.462mm da2 =d2+2hmn =200.81+2x 1.0 x2=204.810mm端面压力角：tan antan20“at =arctan( )

20、=arctan( ) =20.452cos Bcos12.578 1齿轮基圆直径：db1 =d1 cos at =49.180 x cos20.452 =46.156mmdb2 =d2cos a t =200.18 x cos20.452 0=188.475mm、山十宀卄一,宀db146.1560端面齿顶压力角：aat1 =arccos=arccos=29.782da153.180db2188.4750a at2 =arccos= arccos=23.264da2204.8101a = Z2 (tan a at1 -tan a t)+ Z3 (tan a at2 -tan at)2 n1=24

21、(tan29.782 -tan20.452 )+98(tan23.264tan20.452 J2兀=1.349bsin 卩 40in12.578 “弘=2=1.38n mn2 n斤I1 由教材书式5-43计算： 乙=J = J=0.86 牡 a 1.349由教材书式 5-42 计算：ZB = Jcos B = Jcos12.578 JO.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：Bb =arctan(tan B cos at)Ka =1.25K/ =1.024Kb =1.06Ka =1.2K=1.628da1 =53.462mmda2 =204.810mmdb1 =46.156mmdb2 =1

22、88.475mma at1 =29.782a at2 =23.264a =1.349 b =1.38=arctan(tan12.578 X cos20.452 )J =0.86=11.808 Z=. 0.99Zh2cosB b2cos11.808cosatsin at cos20.452 sin20.452Zh=2.45=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力（thbH=ZH Ze Z Zb2KT； u 1 bd2u=2.45 X 189.8 X 0.86 X 0.99x 2 汉 44180汉 1.628 4.067 十 1 ；40 49.18024.067=537.9MPa1.0YFa2

23、=2.24由教材书式查教材书图查教材书图丫卩=1-% 盘=1-1.0=0.95-48计算Y丫 =0.25+=0.790.75cos2Bb=0.25+ 0.75cos211.8081.3495-18b 得：(TFiim1 =230MPa cFiim2 =210MPa5-19 得：Yn1 二 Yn2 =1.0Ysa1 =1.58Ysa2=1.81cr Flim1 =230MPa(T Flim2=210MPa取：Yst = 2.0，Smin = 14由教材书式5-32，因为m=25,所以取 *=%2=1.0计算许用齿根弯曲应力屛_ 弘沁雹必产2300 xl.Oxl.O =328.6Mpa SFmin

24、1.4r iFlim2 YsT210 X 2 0屛2= Flim2 STYn2Y2 =d0x1 0 =300MpaSFmin1.4由式5-44计算齿根弯曲应力2KT1F1=1 Yf91 Ysa1 YC 隹bd 1mn=2灯628 汉44180工2.65 x1.58 x0.79 x0.9 40x49.262 x2=108.6MPav#F =328.6Mpa安全Y：a2Ysa2(rF2 = F1 Y YFa1 Tsa12.24 x1.81 =108.6 x2.65 x1.58=105.2MPa2=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z1 =24, Z2 =98, u=4.067, m=2mm B

25、=12 34 41d1 =49.180mm d2 =200.81mm da1 =53.180mm da2 =204.81mmdf1 =d1 -2 (ha +cmn =49.180-2 X 2X (1.0+0.25 )=43.180mmdf2 =d2 -2 (ha +cmn =200.81-2 X2X (1.0+0.25 )=195.81mma=25mm齿宽：b1 =45mm b2 =40mm口 Fh=328.6MPaF2=300MPa(T F1=108.60MPa(T F2=105.29MPa六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率住=2.252kw，小齿轮转速n2=124.6r/min

26、，传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材书图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，im1 =580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，miim2 =550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQ线取值)计算应力循环次数：由式5 33得：N1 =60n2 jLh=60X 124.6 X 1 X (10 X 8X 300)=2.24 X 108M M2.24X108N2 =-=7

27、.45 X 10i3.012查教材书图 5-17 得：Zn1 =1.12，Zn2=1.19由教材书式5-29得：Zx1 =Zx2 =1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，ZlvR=0.92 (精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力：_ 6 Hlim1 z z z z11 ZN1Zx1ZWZLVRSHmin580=X1.12 x1.0 沃1.0 汉0.92 =597 6MPa1.0.6 Hlim2 z z z z6H2 ZN2Zx2ZWZLVRSHmin550=X1.19 X1.0 汉 1.0 汉 0.92 =602.14MPa1.0因为6h】1 (u+1) 3KT1(ZhZeZZb Z

28、.=0.987Ze=189.8 MPa=3.012 12 aU3172660 汽-2 0.35 3.012597.62.44189.80.987Zh=2.44=154.38mm圆整取：a=155mm估算模数：mn=(0.007 0.02) a= 1.085mm-3.1mm取标准值：mn=2.5mm小齿轮齿数:乙二 2acosB =2 155 cos13 =30.1mn (u 1) 2.5 (3.0121)Z2 二uZ1 =30.1 X 3.012=90.6取Z1 =30, Z2 =91实际传动比：i实二牙唱=3.03a =155mmmn =2.5乙=30Z2=91传动比误差： i100% =3

29、.012-3.033.012100%=0.7%V 5%在允许范围内修正螺旋角：B =arccosmn Z! Z2_2a =arccos2530+912 155=12 37 44-12 3744与初选B =13接近，Zh , z可不修正齿轮分度圆直径:d1 =m= 2-5x30 =76.86mm cos B cos12.628d2_mnZ2cos B2.5 91cos12.628=233.14mm圆周速度:V=n d60 103n 76.86 124.660 103=0.50m/s3、校核齿面接触疲劳强度由表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 KA=1.250.50 30100-0.15d1=7

30、6.86mm d2=233.14mm v=0.50m/sKa=1.25Kz=1.025b=54.25mm8级精度查教材书图5-4 (b)得动载系数Kv =1.025齿宽 b= aa=0.35 x 155=54.25mmKb=1.03Ka=1.2K=1.6362取 b=55b 55按一 =0.7，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d176.86承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.03按8级精度查表5-4得：Ka =1.2按式5-4计算载荷系数：da1=81.86mm da2=238.14mmK =Ka Kv K Ka =1.25 x 1.025 x 1.03 x 1.2

31、=1.58计算重合度 a，引齿轮齿顶圆直径:da1 =d1 +2hamn =76.86+2 x 1.0 x 2.5=81.86mmda2 =d 2 +2ham n =233.14+2 x 1.0 x 2.5=238.14mm端面压力角:at=20.46 0at 二 arctan(tan antan20、0cos B)=arctan( cos12.628：)=20.46db1=72.00mmdb2=218.43mm齿轮基圆直径:db1 =d1 cos at =76.86 x cos20.46 0=72.000mmdb2=d2cos a t =233.14 x cos20.46 0=218.43m

32、m端面齿顶压力角:db172.000aat1 =arccos =arccos =28.41da181.86aat2=arcco慌=arccos 攀=23.480_ 1a =2nZ2 (ta n aat1 -tan a t)+ Z3 (ta n a at2 -ta n at) =1.69bsi n 钉=B =54.25 sin12.63=1.2952.5 n由教材书式5-43计算:Z =丄=J =0.769*a 1.69由教材书式5-42计算:Zb = ,cos B 二 cos12.628 =0.988由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角:Bb =arctan(tan B cos a t)at1

33、 =28.41 at2 =23.480a =1.69b =1.295=0.769Zb =0.988B b=11.86 0Zh=2.44Zh=arctan(tan12.628 x cos20.46 )=11.86 2cos11.86=2.44 cos a t sin at cos20.46 sin20.46由教材书式5-39计算齿面接触应力（Th讣箱乙Zb铲 bd1 u=2.44 X 189.8 X 0.769 X 0.988X 2 172660 1.58 3.012 155 76.86)3.012(TH =574.4MPa=574.4MPa1.0Y =1- B12012.628=1-1.0 1

34、20=0.86Yb=0.86Ye =0.677由教材书式5-48计算Y.2 20.75cos Bb 门 0.75cos 211.86Y =0.25+ =0.25+=0.67751.677与高速级齿轮相同 如1 =328.6MPa, g L =300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力2KT1、/(T F1 =2 1.5817266055x76.86 沈 22.561.63 0.6770.86=149MPa 1 =328.6Mpa安全(T F1=328.6MPa(T F2=300MPa(T F1=149MPa(T F2 =144.402MPa2.26 如.80CT F2 = F1YFa1Ys

35、a1=147.8672.54 x 1.64=144.402MPabF 2 =300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z! =30, Z2=91, u=3.012， mn=2.5mmB =12 37 44d1 =76.86mm d2 =233.14mm dai=81.86mm da2 =238.14mm dfLd.-ZC ha +cmn =76.86-2 X 2.5 x( 1.0+0.25 ) =70.61mm df2=d2-2 (h +)mn =233.14-2 X2.5 X (1.0+0.25 )=226.89mma=155mm齿宽：b1=55mm b2 =50mm七、轴的设计计算1、减速器轴的

36、设计计算1) 选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调质处理2) 按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得：按设计资料式8-2得：巴 查教材书表8-2得：A=130, n估算高速轴外伸端最小直径：PJ2.346dmin 上民3$ =130 弋|= 23.32mm如V 507圆整取：4 = 26mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1)x 15+2X 10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：P 2 216d3色民才旦=120彗 =45.1mmn3V 41.4圆整取：d3=48mm估算中间轴安轴承处最小直径：d2 = 36mm2、高速轴强度计算已

37、知：双级斜齿轮圆柱减速器高速轴传递的转矩为T1=44.18Nm,带轮上的压轴力Q=609N齿轮的分度圆直径d1=54.18mm齿根圆直径df=49.180mm 螺旋角 B =12.578 , a t=20.452 。1）设计轴的结构a、两轴承之间的跨距丨2 =112 mmb、布置轴上零件，设计轴的结构。根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图图12）按弯矩合成强度条件校核轴a、画出空间力系图，如图a所示。b、将空间力系分解为H和V两个平面力系，分别求支反力并画弯 矩图如图b-e所示。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 b圆周力：F =1794“d1Ft=17

38、94NFr=669NFa=400N轴向力：Fa 二 Ftan B 二 400N径向力：Fr = Ftan at =669NR1H248Q 25.7Fa -54Fr166248 609 257 400-54 669166= 787NR2H 二82Q 25.7Fa 112F16682 609 25.7 400 112 669166= 847NR1H=787 NRhf847NMh =82Q= 82x609 = 49938N mmM2h =54Rh =54 847 工 45738N mmF dM2ho = M2h -= 35458N mm2r54Ft =54 I749 ,*。”166 166112-

39、J12仃弘七蚀2v 166 166M2v=112Rv =112汉 584 = 65408N mmc、求轴的弯矩M画弯矩图，如图f所示。M = Mh = 49938N mmM2 c；M22H M2v =79813N mmMo 二 M?2ho “2V 二 74400N mmd、画轴的扭矩图，T=44180N mm，如图g所示。e、求计算弯矩Ma,画计算弯矩图h。取根据：McaM2 ( a T)2 , a = 0.6Mao - 00.6 44180 2 = 26508N mm生=JM2+(0.6T )h ：.4993820.6 44180 $ =61432N mm%2+(0.62M 1H =4993

40、8N 刘mM 2h =45738N mmM 2ho =35458N 4mmR1 厂 584NR2V =2689.9 NM 2v =65408 N 沪mM 2 =79813 N mmM 20 = 74400 N mmM ca0 = 26508 N mmM cai = 61432 N mmMca 20 =78981 N mmM ca2 = 84100 N mmFrR1HFaF2HFtF2vM2MCa2图hf、确定危险剖面，校核强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大, 轴颈较细的U剖面进行验算 。根据主教材表8-3查得：45号钢，(T b-i=55MPaI剖面的计算应力：M)a2W

41、CT ca841000.143.180 3= 10.44MPa （T b -1=55MPa合格II剖面的计算应力：MCal61432 一a3 =14.3MPaS,16.72 68.26=16.23,16.72268.262满足要求，所以III剖面疲劳强度b、IV剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。Cmax 二 Ms2!6508 3 =15.08MPaW 0.1 263CTmi n = 一 Cmax = 一15.08MPaS；=16.72S =68.26S 二 16.23(Ta Cmax =15.08MPa Cm =0T44180Tmax =附

42、=12.56MPaW0.2 汉 263Tmax 12.56Tm = Ta=_2T-=2 = 6.28MPq Tmin = 0根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质 量系数。查得：KT = 1.76，KT = 1.54，= 0.91 , gT = 0.89 , B = 0.95 ,取叭=0.21贝叽S卢=10.48不叽Tm 0.91 “a 灯2.56*0S =T KtTa + 书 tTm155=12.141.54 x 6.28 +0.21 x 6.28 0.89 7.95S= SQ= 10.48勺2.14 =7 98QS： +S 2 J10.482 +12.142取S=1.51.8 SS,满足要求，所以IV剖面疲劳强度满足要求。八、滚动轴承的选择和寿命验算11、滚动轴承的选择减速器中的轴承承受较小的径向载荷，可米用深沟球轴承。高速轴上按课程设计教材表21-1标准可得轴直径35mm选取轴承 代号6207。中间轴端在直径40mm可得轴承代号6208。 低速轴安装轴承处