2级展开式减速器设计计算说明书

1、一设计任务书1.1 题目：铸钢车间型砂传送带传送装置设计1.2任务：(1) 减速器装配图(0号) 1张(2) 低速轴零件图(2号) 1张(3) 低速级大齿轮零件图(2号)1张(4) 设计计算说明书 1份(9)草图 1份1.3传动方案：传动方案示意图(1)1电动机4连轴器2V带传动 3展开式双级齿轮减速器5底座6传送带鼓轮7传送带(各轴代号见第六页)1.4设计参数:(1 )传送速度 V 0.7 m/s( 2)鼓轮直径 D= 300 mm(3 )鼓轮轴所需扭矩 T=900Nm1.5其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年（年工作日300天）、小批量生产、底座（为传动装置的独

2、立底座）用型钢焊接。二. 传动方案简述2.1传动方案说明2.1.1将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸 振，减少噪声的特点。2.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角 度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端

3、较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于丫系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低 等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。 根据本装置的安装需要和防护要 求，采用卧式封闭型电动机。丫（IP44）笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封

4、闭型 丫系列三相交流异步设计计算及说明 电动机。2.2.2选择电动机容量(1) 工作机所需功率P工作机所需功率Pw及所需的转速nwPw Tnw kw 955060 1000 V 6010000.7- / .nw44.56 r/minD300Tnw 900 44.59Pw4.199 kw95509550V -传送速度;D -鼓轮直径；T-鼓轮轴所需的功率式中: nw 60 1000 V r/min Dnw 44.56 r/minPw 4.199 kw0.85(2)由电动机至工作机的总效率1234n带传动V带的效率一一1-0.940.97取1-0.95一对滚动轴承的效率一一2 -0.980.995

5、取2：-0.99一对齿轮传动的效率一一3-0.960.98取3 =:0.97联轴器的效率4 -0.990.995取4：-0.99,3340.95 0.993 0.972 0.99 0.85（3）电动机所需的输出功率PdFdP 4199 4.94 KWPd4.94 kw0.85（4）确定电动机的额定功率PedPed5.5 kw 又 t RdPd 取 P ed= 5.5 kw2.2.3电动机额定转速的选择 nd iv ih ii nw 式中：nd -电动机转速；iv -V带的传动比；ih -高速齿轮的传动比ii -低速齿轮的传动比；nw -工作机的转速由2 P4表2-1展开式双级圆柱齿轮减速器传动

6、比ih ii=936推荐V带传动比i v =24二 ndiv ih ii nw 2* 9* 44.59 4* 36* 44.59=802.626420.96 r/mi n2.2.4确定电动机的型号一般同步转速取 1000r/min或1500 r/min的电动机。初选方案：电动机型号额定功率Kw同步 转速 r/mi n最大转矩 额定转矩满载转速r/mi n质量kgY132S-45.515002.31440682.2.5电动机的主要参数(1) 电动机的主要技术数据电动机型 号额定 功率Kw同步 转速 r/mi n最大 转矩 额定 转矩、卄 +、， 满载转速r/mi n质量kgY132S-45.51

7、5002.3144068(2) 电动机的外形示意图丫型三相异步电动机型 号尺寸HABCDEFXGDGADACHDL13221614089388010833210135315475(单位:mm)(3)电动机的安装尺寸表电机型号Y132S2.3总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1理论总传动比i r 皿 1440 32.32nw44.56nm :电动机满载转速设计计算及说明 232各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比iv初取 iv 2.33(由2 P4 表 2-1 )32.32两级齿轮传动的传动比i v 2.3332.322.33ihil 138713.87(3) 齿轮传动中，高低速级理

8、论传动比的分配取ih ii，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但ih过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以 必须合理分配传动比，一般可在ih (1.31.4)中取，要求d2 i - d2h20 30 mm。（由2 P9 图 2-2 ）ih 4.37il 3.17取 ih 1.38ii，又t ihii 13.87 二昇 4.37，ii 3.172.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为I轴，图(1)左侧中间轴为U轴，图(1)中间 低速轴为川轴，图(1)右侧nd14

9、40 r/minni 618r / minnn141 r/min联轴器为错误!未找到引用源。轴(1)电动机ndn m1440r/mi nI轴nd1440n618r/mimiv2.33n轴n 618nJ141r/mi niv4.37川轴n 141n皿44r/mi nil 3.17242各轴的输入功率电动机Pd5.5 kwI轴PPdn 1 5.5 0.95 5.225 kwn轴RPn 2n 35.28 0.990.975.018 kw川轴PmP n 2n 3n 联5.0180.990.97 4.818 kw2.4.3各轴的理论转矩(1)电动机Td9.55 106 Fd 9.55 1065.5144

10、03.648 104 N ?mmn J 44 r/minPd 5.5KWPi 5.225 kwPn 5.018KWI轴T9.55106P9.551065.225n618n轴P5.018T9.551069.55106n 1418.074 104 N - mm3.3987 105 N mm川轴6 pT 9.55 106n9.55 1064.81844= 10.457105 N mm轴号理论转速(r/min)输入功率(kw)输入转矩(N mm)传动比电动轴14405.543.648X104.33第错误！未找到 引用源。轴6185.22548.074X104.37第错误！ 未找到 引用源。1415.0

11、183.3987 X03.172.4.4各轴运动和动力参数汇总表Pm 4.818KWTd 3.648 104N mmT 8.074 104N mm3.3987 105N mm510.457 10N mm轴第错误！ 未找到 引用源。轴444.818510.457 0三、传动设计3.1 V带传动设计3.1.1原始数据电动机功率Pd5.5 kw电动机转速nd 1440 r/minV带理论传动比一一iv 2.33单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2设计计算（1）确定计算功率PeaPea =Ka Pd根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机,查得工作系数 Ka=1.2Pea =6

12、.6kwB型普通V带Pca =Ka Pd=1.2 5.5= 6.6 kw(2) 选取普通 V带带型根据Pca, nd确定选用普通 V带B型。 (由1P157图8-11 )(3) 确定带轮基准直径dd1和dd2a.初选小带轮基准直径dd1 =140mmb .验算带速 5m/s V 20m/sdd1rn140 1440 “/v110.56 m/sdd1 =140mmv=10.56m/s60 1000 60 10005m/sV25m/s带的速度合适。e.计算dd2dd2 i dd1 2.33 140326.2 mmdd2 =355mm 圆整 dd2 =355 mm(4) 确定普V带的基准长度和传动中

13、心距根据 0.7( ddi+dd2) ao 2( ddi+dd2)346.5mm a990mm初步确定中心距 a o = 500mmLd=2a0dd2 )2(dd2 dd1 )4aLd =1800mm a =500mm=2 500 2 (140 355)2(355 140)4 500=1800.66mm 取 Ld = 1800 mm计算实际中心距aaa。LdLd25001800 1800.66500mm1=155(5) 验算主轮上的包角11 180dd2 dd157.3a= 180355 14057.3500 15590主动轮上的包角合适(6) 计算V带的根数Z 得ZPca(P0P)K KiP

14、0 基本额定功率 得P0=2.81P0额定功率的增量P0=0.46K包角修正系数得K =0.93Ki 长度系数 得 Ki =0.95.z Pca= 6.6 =2.28侃P)K Ki 2.89取Z=3根(7) 计算预紧力 FZ=3 得500空(空Zv K1)2qvV带单位长度质量q=0.10 kg/mF0 = 187N500豁1)qv2=500 6.6(-215 1) 0.1 10.5623 10.56 0.93=187 N应使带的实际出拉力F。F。minFp0=1095N(8) 计算作用在轴上的压轴力Fp 得155FP0 min 2ZvF0 sin 12 3 187 sin =1095 N2

15、23.1.4带传动主要参数汇总表带型Ld mmZdd1mmdd2mma mmFoNFpNA1800314035550018710953.1.3带轮材料及结构(1)带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200(2 )带轮的结构带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型小带轮结构图大带轮结构图3.2高速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩 T =8.074 104 N mm 小齿轮转速 ni =618 r/min齿数比一一卩=ih 4.378年、工作机为带由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.2.2设计计算选齿轮

16、类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度;3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS=220（由1P209 图 10-21d ）（由1P209 图 10-20c）（由1 P209 图 10-21c）（由1 P209 图 10-20b ）接触疲劳强度极限Hiim1 570MPa弯曲疲劳强度极限FE1 440 Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS=190接触疲劳强度极限Hlim2 400 MPa弯曲疲劳强度极限fe2 330 Mpa4初选小齿轮齿数Z124大齿轮齿数 Z2 =乙 ih=244

17、.37=104.88 取 1055初选螺旋角t 14二按齿面接触强度设计计算公式：2d1t 3（2KTl 3mm （由1P218 式 10-21 ）V duH1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt 1.6小齿轮传递的转矩T1 T &074 104 N mm齿宽系数d 0.8（由1P205表10-7 ）材料的弹性影响系数Ze 189.8 Mpa1/2 （由1P201表10-6 ）区域系数 Zh2.43（由1 P217 图 10-30 ）10.78，20.92121.70应力循环次数60n1 jLh 60 618 11.24 109N11.23 109(由1P215 图 10-26 )Ni

18、(2 8 260 8)N24.37ih接触疲劳寿命系数 KHN1（由1P207 图 10-19）接触疲劳许用应力取安全系数Sh 10.280.90hK HN 1H lim 10.9 570S1KhN 2H lim 21 400S1H1H 2513 400513MPa400MPa22492MPaH 2H 2H1109K HN 21456.5MPa1.23456.5 MPa2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td1t 32KtT卩 1 (ZH ZE)2( h )2 1.6 8.074 1040.81.74.37 1 (2.43 189.8)24.37456.5=62.0mm(2)计算圆周速度d1

19、tn(3)62 6182.0m/s60 1000计算齿宽b及模数mntv 60 1000ntd d1t 0.8 62 49.6 mm d1t cos62 C0S142.51242.25mnt 5.65mmb/h=10.97H 456.5Mpad1t =62.0mmv =2.0m/sb =49.6 mmmnt 2.51mmh=5.65mmb/h=10.97(4) 计算纵向重合度错误！未指定书签。=1.520.318 dZitg t 0.318 0.8 24 tg14 1.52(5) 计算载荷系数 Kh Ka Kv Kh Kh错误!未找到引用源。使用系数Ka由1P193表10-2根据电动机驱动得

20、KA 1.0错误!未找到引用源。动载系数Kv 由1P210 表 10-8 根据 v=2.0m/s、7 级精度KV 1.10错误!未找到引用源。按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数K H由1P196表10-4根据小齿轮相对支承为非对称布置、7 级精度、d=0.8、b 49.6 mm，得 KH =1.291错误!未找到引用源。按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数Kf由1P198 图 10-13 根据 b/h=10.97、Kh 1.291Kf 1.28错误!未找到引用源。齿向载荷分配系数 Kh、KfKh =1.988d1 =66.65mm由1P195 表 10-3 假设 KA Ft/b 100N

21、 / mm，根据 7 级精 度，软齿面传动，得KhKf 1.4 Kh Ka Kv Kh Kh =1X1.1 1.4X1.291=1.988(6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1 由1P204 式(10-10a)d1 d1t3 Kh /Kt62 3 1.988/1.6 66.65mm按齿根弯曲强度设计2KTY cos2YFa_YsaF maxmnZ2d 11确定计算参数(1)计算载荷系数K Ka Kv 心KKf 1 1.1 1.4 1.281.971K=1.971(2 )螺旋角影响系数Y由1P217图10-28根据纵向重合系数1.52，Y 0.88(3) 弯曲疲劳系数Kfn 得K F

22、N1 0.92K FN 20.88(4) 计算弯曲疲劳许用应力b 取弯曲疲劳安全系数K FN1FE1SK FN 2 FE 2SF1F2S=1.4 得 0.92 4401.40.88 440289.14MPa1.4207.43MPa(5)计算当量齿数Zv24ZV1ZV23COSZ23COScos314105cos3 1426.27 ,114.94(6) 查取齿型系数YFa应力校正系数Ysa 得YFa1 2.60YFa22.17Ysa11.595YSa2 1.8Y Y(7) 计算大小齿轮的YFa YSa并加以比较FYFa1YSa1F1丫Fa2YSa2F2比较YFa1Ysa1 v0.01430.01

23、88YFa 2YSa2F1f 2所以大齿轮的数值大，故取0.018 8。2计算2KTY cos2mn 3 YFa_YSaF max3 2 1.971 8.074 104 0.88 cos214- 0.0188dZ120.8 242 1.7=1.85mm四分析对比计算结果对比计算结果，取 mn=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的di=66.65mm来计算应有的乙Z?d1 cos mn66.65 cos14232.33 取乙 33乙 uZ14.37 33 144.21 取乙 144需满足乙、乙互质五几何尺寸计算1计算中心距阿a(Z1 Z2)mn(33 144

24、) 2a 2cos2cos14将a圆整为182mm182.42mm错误！未指定书签。=2mm乙33乙144a=182mm2按圆整后的中心距修正螺旋角Barccos(Z1Z2)mn2a13 2741B = 13 27413计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2,Z1mn 33 2d1 67.864mm66.65mmcoscos13 2741d2 Z2mn- 144 2一 296.136mmcos cos13 27414计算齿轮宽度bbdd1 0.8 67.864 =54.29mm圆整后 b2 55mm b160 mm六验算Ft2T1d12 8.074 10467.8642379.5Nd1=67.86

25、4mmd2=296.136mmb=55mmb2 55mm4 60mmKaRb1 2379.55543.26N/mmv 100N /mm 与初设相符设计符合要求3.3低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩Tn =3.4 105 N mm小齿轮转速nn =141 r/min齿数比一一口 =ii 3.17由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 8年、工作机为带 式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.3.2设计计算选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度;3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面

26、传动 小齿轮材料：45号钢调质HBS=220（由1P209 图 10-21d ）（由1 P209 图 10-20C）（由1 P209 图 10-21C ）（由1 P209 图 10-20b ）接触疲劳强度极限h iim3 570 MPa弯曲疲劳强度极限fe3 440 Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS=190接触疲劳强度极限Hlim4 400 MPa弯曲疲劳强度极限fe4 330 Mpa4初选小齿轮齿数Z328大齿轮齿数 Z4=Z3 ih=28 3.17= 88.76 取 895初选螺旋角t 10按齿面接触强度设计计算公式：f2d3t 3 2KtT 口1 ZeZhmm （由 P2181式 1

27、0-21 ） duH1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt 1.6小齿轮传递的转矩T 3.4 105 N mm齿宽系数d 0.8材料的弹性影响系数ZE区域系数ZH 2.4330.78 ，40.86341.64（由1P156 表 10-7 ）1/2189.8 Mpa （由1P201 表 10-6 ）（由1P217 图 10-30）（由1 P215 图 10-26 ）设计计算及说明 应力循环次数N360n2jLh 60 141 1 (2 8 260 8)2.8 108N4N32.8 O 8.83 107ih317接触疲劳寿命系数 KHN3 1.10KHN4 1.15(由1P207 图 10

28、-19)接触疲劳许用应力取安全系数Sh 1r 1K HN 3H lim 31.1 570627MPaH3S1H 4KhN 4H lim 41.15 400460MPaS1hJh 3H4627460543.5MPa22取 H 543.5 MPa2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td3t 32KtT卩 1 & Ze)2厂(h3 2 1.6 3.4 105 3.17 12.43 189.8 23.17(543.5)0.8 1.64=92.27mm(2)计算圆周速度d3tn(3)v 0.68 m/s60 1000计算齿宽b及模数mntmntd d3t 0.8 92.2773.82 mmd3t co

29、sZ33.22.25mnt2.25 3.2 7.2mmb/h=73.82/7.2=10.25(4)计算纵向重合度0.318 dZstg t 1.7766t =92.27mmv =0.77m/sb 73.82 mm %3.2mmh=7.2mm(5)计算载荷系数 KhKa Kv Kh心错误!未找到引用源。使用系数Ka由1P193表10-2根据电动机驱动得 KA 1错误!未找到引用源。动载系数Kv 由1P210 表 10-8 根据 v=0. 77m/s7 级精度Kv 1.1错误!未找到引用源。按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数K H由1P196表10-4根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、

30、 d =0.8b 73.82 mm，得 KH =1.297错误!未找到引用源。按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数Kfb/h=10.25=1.776 根据 b/h=10.25KH 1.298Kf 1.26错误!未找到引用源。齿向载荷分配系数 Kh、Kf 假设 Ka Ft/b l00N/mm，根据 7 级精度，软齿面传动，得KhKf1.4 KhKa Kv Kh Kh =1X1.1 1.4X1.297=1.997(6)按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1Kh =1.997d3 d3tKH/Kt 92.97 3 1.997/1.699.35mm2KT Y cos2Yf9YsamndZ32fm

31、ax按齿根弯曲强度设计 由1P201式(10-5)d3=99.35mm1确定计算参数(1)计算载荷系数KK Ka Kv Kf Kf 1 1.1 1.4 1.261.940(2 )螺旋角影响系数YK=1.940由1P217图10-28根据纵向重合系数1.776，得Y 0.88(3)弯曲疲劳系数Kfn 得K FN 30.88K FN 40.92(4)计算弯曲疲劳许用应力b 取弯曲疲劳安全系数K FN 3 FE 3SK FN 4 FE4SF3F4S=1.4 得0.88 440276.6MPa 1.40.92 330216.9MPa1.4(5)计算当量齿数Zv28ZV3Z3ZV4coS5乙3COSco

32、S51489cos31430.65,97.43,(6)查取齿型系数Y应力校正系数Ys 得Yfb3 2.55Yf94 2.20Ysa31.61Ysa41.78y y(7)计算大小齿轮的Fa Sa并加以比较fYsa3F3F40.014840.018比较Ysa3 YFa4Ysa4F3F4所以大齿轮的数值大，故取0.018。2计算mn2KT Y cos2Z323 2 1.94 3.4 105 0.88 cos2140.0183 0.8 282 1.64=2.67m四分析对比计算结果对比计算结果，取 mn=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计

33、算应有的Z3 Z 4Z3d3 cosmn99.35 cos14332.13取乙33乙 uZ33.17 33104.61 取乙 105需满足Z3、乙互质五几何尺寸计算1计算中心距阿a(Z3 Z4)mn2 cos(33 105) 3213.33mm2 cos14将a圆整为213mm2按圆整后的中心距修正螺旋角Barccos(Z3乙)mn2a13 37543计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4d333- 101.870mmcos cos13 3754d4Zqmncos105 3cos13 3754324.131mm4计算齿轮宽度bb dd30.8 101.870 =81.5mm圆整后 b4 82mmb

34、3 87mm六验算Ft2Td32 3.4 105101.8706675.17NKaRb1 66758281.4N / mm 100N/mm 与初设相符设计符合要求错误！未指定书签。=3mmJ 33乙105a=213mmB =13 3754d3=101.870mmd4=324.131mmb4 82mm87mm3.4齿轮参数汇总表高 速 级齿 轮齿数分度圆 直径d(mm)da (mm)df (mm)精度等级Z13367.86471.84962.8487Z2144296.136300.136291.136传 动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.37182213.46155低 速

35、级齿 轮齿数分度圆 直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级乙33101.870107.8794.377乙105324.131330.131316.631传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.17213313.632823.5齿轮结构参照2/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮 2、4采用腹板式。四. 轴及轮毂连接4.1低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率 Pm、转速门皿、转矩TmPm =4.818kwnm =44r/minTm =10.4573 105 N - mm4.1.2估算轴的最小直径 低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取 A 0 =110dmi

36、n A03 Pm 110 3 4.81852.626mm n 皿44由于需要考虑轴上的键槽放大， do dmin（1 6%） =55mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所 以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴 与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使 传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。由1P353 式（14-3 ） 得：Tca KA T皿由1P351表（14-1 ） 得：工作情况系数KA = 1.5由2P164表（17-4 ） 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn =

37、 1250 N mm轴孔长度L=112 mm孔径 d1 =56 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N - m许用 转速 r/mi n轴孔直径mm轴孔 长度mmD mm转动 惯量kg m2许用补偿量轴向径向角向HL412502800561121953.4 1.50.1545 ,各轴肩处圆角半径 R=1.6mm、中速轴尺寸(1) 确定各轴段直径d1=40mmd2 =50mmd3 = 60mmd4=107 mm d5=60mmd6= 40mm(2) 确定各轴段长度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm三、高速轴尺寸(1)确定各轴段直径d

38、1=25mmd2 =32mmd3 =35mmd4=40 mmd5=71.849mmd6=40 mmd7=35mm(2)确定各轴段长度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mmL5=60mmL6=8mmL7=30mm4.2低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力Ft52 T皿2_10.4573X10d43246455.123NFrFt tgan 6455.123 tg20cos cos13 37 542417.574NFa Ft tg 6455.123 tg13 37 541565.436 N4.2.2计算轴上的载荷载荷分析图YIFr-H2OMmFnv i垂直 lrnrlTnl水

39、平（i）垂直面F NV16455.123 81146 81FtL2L2L32303.37NFNV26455.123 146146 814151.75NMvFNv2 L34151.75 813.36 105 N mm载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面FaD1565.436 32422.54 105N mmFtFrFa6455.123N2417.574N1565.436NF NH 1(Fr L3 Ma)L2 L32417.574 81 3.36 105 环146 81FNH 2M H1FNH1Fr L2 M a 2417 .5741463.36 105L2L3146 81L2230

40、3.37 1463.37 105N mm3035 .10NFNV1 2303.37NFNV2 4151.75N总弯矩M1m：mH1(3.36105)2(3.3752510 )4.76 10 N mmm2MH2.(3.36105)2(3.36105)24.75 105N mm从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算M H 2FNH 24151.75 813.36 105 N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =617.52NFnh2=3015.10NFnv1=2303.37nFnv2=4151.75N弯矩M5M H1 =3.37X10 N mmM h2 =3.36X1

41、05N mm5Mv =3.36X0 N mm总弯矩5M 1=4.76X10 N mm5M 2=4.75X0 N mm扭矩TTm=10.4573 105N mm出的截面C处的Mh、M V M V及M的值例于下表:4.2.3按弯扭合成校核轴的强度Fnh1 617.52N错误！未指定书 签。MH1 3.37 105N nMH 23.36 105N r进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由1P362 表(15-1 )，得：1 60MPa由1P374 式（ 15-5），取0.6，轴的计算应力为:caM2 ( T皿)2,(4.76 105)2(0.6 10.4573 105)20.1 70322.96MPa1 60MPa4.3键联接强度校核4.31低速轴齿轮的键联接1选择类型及尺寸根据 d =75mm，L =80mm，由2P140 表（14-1 ） ，选用 A 型，b41=20X12, L=70mm2键的强度校核(1)键的工作长度I及键与轮毂键槽的接触高度kI = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢,，取(T p=110MPaT 皿=10.4573 105N.mm352T皿 1032 10.4573 105 N.mmo- p =kld6