杰二同轴式减速器方案说明书

个人资料整理 仅限学习使用中国矿业大学机电工程学院机械制造课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器设计说明书姓名：梅杰班级：机自08-5班学号：03080998指导教师：顾苏军完成日期：2018年11月23日个人资料整理 仅限学习使用课程设计说明书一、课程设计目的·1.了解机械设计的基本方法，熟悉并初步掌握简单机械的设计方法，设计步骤·2.综合运用已经学过的课程的有关理论和知识进行工程设计，培养设计能力， 培养理论联系实际的能力，为今后进行设计工作奠定基础3.通过课程实际培养独立工作能力4.熟悉与机械设计有关的标准、规范、资料、手册，并培养运用它们解决实际问题的能力。培养使用资料那个计算、绘图和数据处理的能力。二、课程设计任务3、带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计(一>设计要求(1>设计用于带式运输机的传功装置；(2>连续单向运转，载荷较平稳，空载起功，运输带允许误差为 5％(3>使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。(二>原始技术数据(1>展开式二级园柱齿轮减速器。个人资料整理 仅限学习使用(三>设计任务(1>确定传动方案，并绘出原理方案图。(2>设计减速器。(3>完成装配图1张(A0或A1>，零件图2张。(4>编写设计说明书。传动装置总体设计方案1.1 传动装置的组成和特点组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。1.2

传动方案的 拟

定选择 V级同轴轮减速电机转功 率设置在

带传动和二式圆柱斜齿器。考虑到速高，传动大，将V带高速级。初步确定传动系统总体方案如图

1.1所示。图1.1传动装置总体设计图1.2.1工作机所需功率Pw<kw）PwTn'/9550w＝1350×0.75/<1000×0.96）＝9.57kw式中，T为工作轴转矩，N/m；n’为工作机的角速度，r/min；ｗ为带式工作机的效率。1.2.2电动机至工作机的总效率＝123324＝0.96×0.983×0.982×0.99＝0.8591为V带的效率,2为第一、二、三三对轴承的效率，3为每对齿轮<齿轮为7级精度，油润滑，因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）啮合传动的效率，4为联轴器的效率。个人资料整理 仅限学习使用2 电动机的选择电动机所需工作功率为：Pd＝Pw/＝9.57/0.859＝11.15kw,执行机构的曲柄转速为n＝100060v＝1000×60×1.6＝65.02r/minD×470经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i２＝3～5，则i２＝9～25，则总传动比合理范围为ia＝18～100，电动机转速的可选范围为：nd＝ia×n＝<18～100）×65.02＝1170.36～6502r/min按电动机的额定功率 Pm，要满足 Pm≥Pd以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y160L—4的三相异步电动机，额定功率Pm为15kw，满载转速nm 1460r/min，同步转速1500r/min。表2.1电动机的技术参数方案电动机额定额定同步堵转转矩最大转矩型号功率转速转速额定转矩额定转矩Pm/kwnm<r/min）1Y160L-415146015002.02.2确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1 总传动比由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw，可得传动装置总传动比为：ia＝nm/nw＝1460/65.02＝22.453.2分配传动装置的传动比ia＝i0×i式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：i1＝i2＝i式中i1为高速级圆柱齿轮的传动比，i2为低速级圆柱齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为：i1＝i2＝i＝22.45＝3.122.3个人资料整理 仅限学习使用计算传动装置的运动和动力参数4.1 各轴转速高速轴Ⅰ的转速中间轴Ⅱ的转速低速轴Ⅲ的转速滚筒轴Ⅳ的转速

＝nm/i0＝960/2.3＝417.39r/minnⅡ＝nⅠ/i1＝417.39/3.54＝117.91r/minnⅢ＝nⅡ/i2＝117.91/3.54＝33.30r/minnⅣ=nⅢ=33.30r/min4.2 各轴输入、输出功率4.2.1 各轴的输入功率高速轴Ⅰ的输入功率中间轴Ⅱ的输入功率低速轴Ⅲ的输入功率滚筒轴Ⅳ的输入功率4.2.2 各轴的输出功率高速轴Ⅰ的输出功率中间轴Ⅱ的输出功率低速轴Ⅲ的输出功率滚筒轴Ⅳ的输出功率

P<kw）PⅠ＝Pm×1＝5.5×0.96＝5.28kW＝Ⅱ＝Ⅰ×η×＝5.28×0.98×0.985.12kWPp23PⅢ＝PⅡ×η2×3＝5.28×0.98×0.98＝4.92kWPⅣ＝PⅢ×η2×η4=4.92×0.98×0.99＝4.77kWP<kw）P＝PⅠ×0.98＝5.17kWⅠPⅡ＝PⅡ×0.98＝5.02kWPⅢ＝PⅢ×0.99＝4.87kWPⅣ＝PⅣ×0.96＝4.67kW4.3 各轴输入、输出转矩4.3.1各轴的输入转矩<N·m）转矩公式：＝9550P/nN·m电动机轴的输出转矩Td＝9550Pw＝9550×5.5/9602＝54.71N·mnm高速轴Ⅰ的输入转矩TⅠⅠ＝120.81N·m＝9550P＝9550×5.28/417.39nⅠ中间轴Ⅱ的输入转矩TⅡⅡ＝9550×5.12/117.91＝414.69N·m＝9550PnⅡ低速轴Ⅲ的输入转矩ⅢPⅢ＝9550×4.92/33.30＝1410.99N·mnⅢ滚筒轴Ⅳ的输入转矩PⅣ＝9550×4.77/33.30＝1367.97N·mⅣ＝9550nⅣT个人资料整理 仅限学习使用4.3.2各轴的输出转矩高速轴Ⅰ的输出转矩中间轴Ⅱ的输出转矩低速轴Ⅲ的输出转矩滚筒轴Ⅳ的输出转矩

TⅠ＝TⅠ×0.98＝118.39N·mTⅡ＝TⅡ×0.98＝406.40N·mTⅢ＝TⅢ×0.99＝1396.88N·mTⅣ＝TⅣ×0.96＝1313.25N·m表2.3传动和动力参数结果轴电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ滚筒轴Ⅳ参数功率P/KW5.55.285.124.924.77转矩54.71120.81414.691410.991369.97T/<N·m）转速960417.39117.9133.3033.30n/<r/min）传动比i2.33.543.54效率η0.960.97020.97600.9702设计Ｖ带和带轮5.1 确定计算功率Pca查机械设计课本 P 表8-7选取工作情况系数： K＝1.2156 APca＝KA×Pm＝1.2×5.5＝6.6kw式中KA为工作情况系数， Pm为传递的额定功率,既电机的额定功率.5.2 选择V带的带型根据Pca＝6.6kw，KA＝1.2,查课本157图8-11选用带型为A型带。P5.3确定带轮基准直径dd并验算带速5.3.1 初选小带轮的基准直径 dd1查课本P 表8-6和P 表8-8得小带轮基准直径d ＝100mm。155 157 d15.3.2 验算带速V＝dd1nm＝100960＝5.024m/s601000601000因为5m/s≤ ≤30m/s，故带速合适。5.3.3 计算大带轮的的基准直径个人资料整理 仅限学习使用大带轮基准直径dd2＝i0dd1＝2.3×100＝230mm，式中i0为带传动的传动比，根据课本P153表8-8，圆整为dd2＝250mm。5.4确定V带的中心距a和带的基准长度Ld由于0.7（dd1d）≤a（dd1d），所以初选带传动的中心距a为：d20≤2d20a0＝1.5（dd1dd2）＝525mm所以带长为：（2Ld=2a0（dd1dd2）dd2dd1）≈1610.49mm24a0查课本P146表8-2选取v带基准长度Ld＝1600mm，传动的实际中心距近似为：a≈a0+LdL'd≈519.76mm2圆整为a＝520mm，中心距的变动范围为：amin＝a-0.015Ld＝496mmamax＝a+0.03Ld＝568mm故中心距的变化范围为496～568mm。5.5 验算小带轮上的包角 11dd2dd1180≈163.47o≥90o，包角合适。180a162.945.6计算带的根数z5.6.1计算单根V带的额定功率 Pr(kw>因d ＝100mm，带速 v＝5.024m/s，传动比i 2.3,则查课本P 、P 表8-d1 0 152 1534a、表8-4b,并由内插值法得单根普通 V带的基本额定功率 P0＝0.95kw，额定功率增量P0＝0.11kw。查课本146表8-2得带长修正系数KL＝0.96。查课本155表PP8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数K＝0.96，于是Pr＝（P0P0）KAKL＝(0.95+0.11>×0.96×0.99＝1.007kw5.6.2计算V带的根数Z由P158公式8-26得Z＝Pca＝KAP＝1.25.5＝6.55Pr(P0P0)KKL(0.950.11)0.960.99故取7根。个人资料整理 仅限学习使用5.7计算单根V带的初拉力的最小值（F）o min查课本P149表8-3可得V带单位长度的质量q＝0.10kg/m,故:单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为（）＝Pca2.524.85002.52500(1)qv＝155.17N(1)0.17.17158.80N57.17zvk0.965.8 计算压轴力Fp压轴力的最小值为:（）＝p（）min0sin1＝2122.07N162.94FPminF2z2zFoF25158.80sin1570.43N表5.1V22带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速V/基准长度包角V带根数最小压轴力m/sLd/mmZ（F）/Ndd1dd2PminA1002505.0241610.49163.47o72122.075.9V 带轮的设计5.9.1 带轮的材料。由于减速器的转速不是很高，故选用 HT150型。5.9.2 带轮的结构形式V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z＝7，小带轮基准直径dd1＝100mm，大带轮基准直径dd2＝250mm。故由课本p160图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式。5.9.3V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，见课本P161表8-10。V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作表面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40o。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。具体参数见表5.2。５.9.4V 带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。表5.2轮槽的截面尺寸槽型B/mmhamin/mmhfmin/mmeF/mmdmin个人资料整理 仅限学习使用A11.02.758.715±0.3938o齿轮的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。6.1低速级齿轮传动的设计计算6.1.1选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。<1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用<2）材料选择。由表 10-1选择小齿轮材料为大齿轮材料为45钢<调质），硬度为 240HBS。

7级精度<GB10095－88>。40Cr<调质），硬度为 280HBS；<3）选小齿轮齿数

Z1＝24，大齿轮齿数

Z2＝Z1i

2＝24×3.54＝84.96，取

Z2＝85。<4）初选螺旋角β＝14o。6.1.2按齿面接触强度设计由机械设计课本 P218设计计算公式<10-21）进行计算，即3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]<1）确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6。②小齿轮传动的转矩为T＝414.69×103Nmm③查课本P205表10-7选取齿宽系数d＝1。1④查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa2＝600⑤由课本P图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1209MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。⑥计算应力循环次数。N1＝60n1jLh＝60×117.91×1×<2×8×300×15）＝5.09×108N2N1＝5.091088＝＝1.44×10i23.54去接触疲劳寿命系数K＝0.90；K＝0.95。⑦由课本P图10-19207HN1HN2⑧查课本P217图10-30选取区域系数ZH=2.433。⑨由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度1＝0.77，2＝0.855。则＝1+2＝1.625。⑩计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式<10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.9×600＝540MPaS个人资料整理 仅限学习使用[H]2＝KHN2Hlim2＝0.95×550＝522.5MPaS则许用接触应力为：HH＝H1H2＝540522.5＝531.25MPa22<2）设计计算①试算小齿轮的分度圆直径 d1t，由计算公式得d1t321.6414.691034.542.433189.8232KtT1u1(ZHZE)534.5＝84.555mmd11.65[H]3.54u②计算圆周速度。＝d1tn1＝84.555117.91＝0.522m/s601000601000③计算齿宽b和模数mnt。计算齿宽bb＝dd1t＝84.555mm计算摸数mnd1tcos＝4984..5355coscos14＝3.42mmmnt=Z124242.00mm④计算齿宽与高之比b。h齿高h＝2.25mnt＝2.25×3.42＝7.695mm＝84.555＝10.997.695⑤计算纵向重合度=0.318d1tan0.318124tan14=1.903⑥计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，根据＝0.522m/s，7级精度,由课本p194图10-8查得动载系数KV＝0.95；由课本p196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH＝1.423；由b＝10.99，KH＝1.423查图10-13得KF＝1.35；由课本p195h表10-3得:KH＝KF＝1.4。故载荷系数K＝KAKVKHKH＝1×0.95×1.4×1.423＝1.893⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1＝d1t3K＝84.555×31.893＝89.430mmKt1.6⑧计算模数mnd1cos＝5189..7340coscos14＝3.62mmmn＝Z1242.09mm246.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计个人资料整理 仅限学习使用由弯曲强度的设计公式32KT1Ycos2(YFYS)mn≥2dZ1a[F]<1）确定计算参数①计算载荷系数。K＝KA

KV

KF

KF

＝1×0.7×1.4×1.35＝1.323②根据纵向重合度

＝1.903，从课本

P217图

10-28

查得螺旋角影响系数Y＝0.88小齿轮传递的转矩 T1＝414.69 kN·m。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。传动比误差i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，i＝0.017％5％，允许。③ 计算当量齿数。＝Z1＝24＝26.27cos314ZV1cos3ZV2＝Z2＝85＝93.05cos3cos314④查取齿形系数和应力校正系数。查课本p200表10-5得齿形系数YFa1＝2.592；YFa2＝2.211应力校正系数YSa1＝1.596；YSa2＝1.774查课本p207图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FF1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FF2380MPa。查课本p206图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.88；KFN2＝0.90。取弯曲疲劳安全系数S=1.4⑤计算接触疲劳许用应力。[F]1＝KFN1FF1＝0.86850007.14S1.4＝314.29MPa[F]2＝KFN2FF2＝0..903380252.43S1..4＝244.29MPa计算大小齿轮的YFFS并加以比较。[F]YF1FS1＝22..5921..596＝0.16[F]1307314..1429YF2FS2＝22.211.1..774＝0.01749[F]20.01554252224..4329大齿轮的数值大，故选用。（2）设计计算个人资料整理 仅限学习使用321.323414.691030.88(cos14)20.01749＝2.56mmmn12421.65mn大于由齿根弯曲疲劳强对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝3mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝89.430mm来计算应有的齿数.于是由:z＝89.43cos14＝28.9取z＝29131那么z2＝uz1＝3.54×29＝1026.1.4几何尺寸计算<1）计算中心距a＝(z1z2)mn＝(29102)3＝202.516mm2cos2cos14将中心距圆整为 203mm。<2）按圆整后的中心距修正螺旋角＝arccos(Z1Z2)mn＝arccos(29102)3＝14542a2203因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正。<3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1＝z1mn＝252923＝89.879mmcoscoscos14.0154d2＝z2mn＝8110223＝316.125mmcoscos14.0154<4）计算齿轮宽度B＝ d1＝11×5189.53.879mm＝8951..87953mm圆整后取B2＝90mm；B1＝95mm。（5）修正齿轮圆周速度＝d1n1＝89.879117.91＝0.555m/s6010006010006.2高速级齿轮传动的设计计算6.2.1选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。<1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度<GB10095－88>。<2）材料选择。由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr<调质），硬度为 280HBS；大齿轮材料为45钢<调质），硬度为 240HBS。<3）考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数 Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。o<4）初选螺旋角仍为β＝14。个人资料整理 仅限学习使用6.2.2按齿面接触强度设计由机械设计课本P218设计计算公式<10-21）进行计算，即3u1ZHZEd1t2KtT1)2u(H]d[<1）确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6。②小齿轮传动的转矩为T＝120.81×103Nmm③查课本P205表10-7选取齿宽系数d＝0.8。1④查课本P表10-6得材料的弹性影响系数Z＝189.8MPa2201图10-2dE＝600⑤由课本P按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1209MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。⑥计算应力循环次数。N1＝60n1jLh＝60×417.39×1×<2×8×300×15）＝1.803×109N2＝N1＝1.803109＝5.093×108i23.54去接触疲劳寿命系数K＝0.90；K＝0.95。⑦由课本P图10-19207HN1HN2⑧查课本P217图10-30选取区域系数ZH=2.433。⑨由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度1＝0.77，2＝0.855。则＝1+2＝1.625⑩计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式<10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.9×600＝540MPa[H]2＝KHN2SHlim2＝0.95×550＝522.5MPaS则许用接触应力为：HH＝H1H2＝540522.5＝531.25MPa22<2）设计计算①试算小齿轮的分度圆直径 d1t，由计算公式得32KT52.433189.832(＝66.049mmd1td0.8u([]))1.625H3.54531.25②计算圆周速度。＝d1tn1＝66.049417.39＝1.443m/s601000601000③计算齿宽b和模数mnt。计算齿宽bb＝dd1t＝52.839mm计算摸数mn个人资料整理 仅限学习使用d1tcos＝4966..53049coscos14＝2.67mmmnt=24242.00mmZ1b④计算齿宽与高之比 。齿高 h ＝2.25mnt＝2.25×2.67＝6.008 mm＝66.049＝10.99h6.008⑤计算纵向重合度＝0.318d1tan＝0.3180.824tan14＝1.522⑥计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，根据＝1.443m/s，7级精度,由课本p194图10-8查得动载系数KV＝1.07；由课本p196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH＝1.423；由b＝10.99，KH＝1.423查图10-13得KF＝1.35；由课本p195h表10-3得:KH＝KF＝1.4。故载荷系数K＝KAKVKHKH＝1×1.07×1.4×1.423＝2.13⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1＝d1t3K＝66.049×32.13＝72.658mmKt1.6⑧计算模数mnd1cos＝5172..73658coscos14＝2.94mmmn＝Z124242.09mm6.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KT1Ycos2YFYSmn≥)dZ2(1a[F]<1）确定计算参数①计算载荷系数。K＝KAKVKFKF＝1×1.07×1.4×1.35＝2.02②根据纵向重合度＝1.903，从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数Y＝0.88小齿轮传递的转矩 T1＝120.81 kN·m。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。传动比误差i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，i＝0.017％5％，允许。③ 计算当量齿数。＝Z1＝24＝26.27cos3cos314ZV1ZV2＝Z2＝85＝93.05cos3cos314个人资料整理 仅限学习使用④查取齿形系数和应力校正系数。查课本p200表10-5得齿形系数YFa1＝2.592；YFa2＝2.193应力校正系数YSa1＝1.596；YSa2＝1.783查课本p207图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FF1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FF2380MPa。查课本p206图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85；KFN2＝0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4⑤计算接触疲劳许用应力。[F]1＝KFN1FF1＝0.8655007.14S1.4＝303.57MPa[F]2＝KFN2FF2＝0..9388380252.43S1..4＝238.86MPaYFFS计算大小齿轮的并加以比较。[F]YF1FS1＝22..5921..596＝0.16[F]1314.290.01347307.14YF2FS2＝22.211.19311..774783＝0.01640[F]2238.860.01554252.43大齿轮的数值大，故选用。（3）设计计算322.021.208105cos2140.01640＝2.16mmmn2211.625.01.82424mn大于由齿根弯曲疲劳强对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝2.5mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝66.049mm来计算应有的齿数.于是由:z＝66.049cos14＝25.63取z1＝2612.5那么z2＝uz1＝3.54×26＝92.04，取z2＝92。6.2.4 几何尺寸计算<1）算中心距a＝(z1（25）z2)mn＝922.5＝141.906mm2cos2cos14将中心距圆整为 141mm。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a＝203mm。并调整小齿轮齿数Z1＝35，则Z2＝ui＝3.54×35＝123.9，圆整为124。<2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角＝arccos(Z1（）Z2)mn＝arccos351242.5＝11742a2203<3）计算大、小齿轮的分度圆直径个人资料整理 仅限学习使用d1＝z1mn＝254322＝89.370mmcoscos1614.014d2＝z2mn＝8115222＝316.628mmcoscos146.014<4）计算齿轮宽度B＝ d1＝10.851×.5389mm.370＝5171.53.496mm圆整后取 B2＝75mm；B1＝80mm。<5）修正齿轮的圆周速度＝d1n1＝89.370417.39＝1.952m/s601000601000表6.1各齿轮的设计参数齿轮高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4参数材料40Cr<调质），45钢<调质）40Cr<调质），45钢<调质）硬度为280HBS硬度为240HBS硬度为280HBS硬度为240HBS齿数3512429102螺旋角11741454模数2.53齿宽/mm80759590中心距/mm203齿轮圆周速/m/s1.9520.555修正传动比3.546.3 齿轮的结构设计高速轴齿轮1轮2和低速轴齿轮

做成实心式如图 6.1<b），中间轴齿轮 3做成齿轮轴，中间轴齿4两个大齿轮使用腹板式结构如图 6.1<a）个人资料整理 仅限学习使用图6.1 齿轮结构设计示意图传动轴和传动轴承的设计7.1 低速轴、传动轴承以及联轴器的设计7.1.1 求输出轴上的功率 P3，转速n3，转矩T3P3＝4.92KW n3＝33.30r/min T3＝1410.99N．m7.1.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2＝316.125mm而Ft＝2T3＝21410.99103d2316.125＝8926.93NFr＝Ftann＝43488926..1693tantan20o＝3356.64Nocos454cos13.86Fa＝Fttan＝4348.16×tan1454＝2315.31N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图7.1所示。个人资料整理 仅限学习使用图7.1 轴的载荷分布图7.1.3初步确定轴的最小直径<1）先按课本p370式<15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本pP370361表153，取Ao112，于是得dminP334.92＝61.32Ao3＝35112.763×mmn333.30<2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ<图7.2）。为了使所选的轴直径dⅠⅡ与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本p351表14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka＝1.3，则：9NmmTca＝.3×1.99×10＝1834.287KaT31.53410.35467.275N按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》p173表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器<GB/T4323—2002），其公称转矩为2000Nm。半联轴器的孔径d1＝65mm，故取dⅠⅡ＝，半联轴器的长度L＝，半联65mm142mm轴器与轴配合的毂孔长度 L1＝107mm。7.1.4 轴的结构设计<1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度个人资料整理 仅限学习使用①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 ,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩 ,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ＝4780mm；左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈直径 D＝85mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些,现取lⅠⅡ＝10582mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡⅢ＝4780mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承<GB/T297—1994）30217型，其尺寸为d×D×T＝85mm×150mm×30.5mm，故d ＝dd ＝508558mm；右端圆锥滚子轴承Ⅲ Ⅳ ⅦⅥⅧⅦ采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为 14mm，则lⅦⅧ＝1644.5mm。③ 取安装齿轮处的轴段 dⅣ-Ⅴ＝90mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ＝86mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7mm，则ⅤⅥ＝104mm。轴环宽度b1.4h,取b＝12mm。d65④轴承端盖的总宽度为37.5mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定>。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l 30mm,故取lⅡⅢ＝5067.5mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ图7.2 低速轴的结构设计示意图表7.1低速轴结构设计参数段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ参数直径/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6长度/mm10567.546861244.5键b×h×L/mm20×12×9025×14×70C或R/mmⅠ处Ⅱ处Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处Ⅶ处2×45oR2R2.5R2.5R2.5R2.52.5×45o（4）轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 dⅣ-Ⅴ＝90mm由课本 p106表6-1查得平键截面 b×h＝25mm×14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为 H7；同n6样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 20mm×12mm×90mm，半联轴器与轴的配个人资料整理 仅限学习使用合为H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸k6公差为m6。（5）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本p365表15-2，取轴左端倒角为2×45，右端倒角为2.5×45。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R2，其余为R2.5。7.1.5 求轴上的载荷首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图<图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝29.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距LL＝114.8mm60＝.mm175。.6根据轴的2357.1+71.6128.7mm计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图<图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。计算步骤如下：L2L3＝11457..1+718mm.660＝.128mm.7mm175.6＝L3F＝71.660.8＝N4966.34NL2L357.171.1756.6FNH2＝L2＝57.1114.8＝3960.59NFt8926.93L2L357.171.6175.6FrL3FaD3356.6471.62315.31316.125FNV1＝22＝2676.96N＝809NNV1L2L357.171.6FNV2＝FrFNV2＝356.64-2676.96＝679.68NNV21630809821MH＝FNHL2＝4966.34×57.1＝283578.014Nmm172888.8NMV1＝＝2676.96×57.1＝152854.416NmmFNV1L2809114.892873.2NMV1MV2＝＝679.68×71.6＝48665.09NmmFNV2L382160.849916.8NMV2＝322150.53NmmM＝22＝283578215285421MHMV1172889.014.41692873196255NmmM2＝MH2MV22＝283578.014248665.092＝287723.45Nmm表7.2低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力FNH1＝4966.34N，FNH2＝3960.59FNV1＝2676.96N，FNV2＝679.68NN弯矩MM＝283578.014NmmMV1＝152854.416NmmH172888.8NMV2＝48665.09Nmm总弯矩M1＝322150.53Nmm,M2＝287723.45Nmm扭矩T1410990Nmm7.1.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度个人资料整理 仅限学习使用进行校核时，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。根据课本p373式(15-5>及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取＝0.6，轴的计算应力M2(T)22（21322150.53）ca＝3＝0.61410990MPa＝12.4MPaW0.1903前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本p362表15-1得[1]＝60MPa。因此ca〈[1]，故此轴安全。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度<1）判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大<过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。<2）截面Ⅳ左侧抗弯截面系数W＝0.1d3＝0.1853＝61412.5mm3抗扭截面系数wT＝0.2d3＝0.2853＝122825mm3截面Ⅶ的右侧的弯矩M为L24157.63.141＝90834.04NmmM＝M1322150.5357.＝324756.72L263.1截面Ⅳ上的扭矩T3为T3＝1410990Nmm截面上的弯曲应力b＝M９1568.88＝90834.04＝1.48MPaW6141272900.5截面上的扭转切应力＝T3＝1410990＝11.49MPaT1452280025WT轴的材料为45钢，调质处理。由课本p362表15-1查得B640MPa1275MPaT1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本p40附表3-2查取。因r＝2.5＝0.029D＝90＝1.06d85d85经插值后查得＝1.9＝1.29又由课本p41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为个人资料整理 仅限学习使用＝0.84q＝0.88故有效应力集中系数按式(课本P42附表3-4）为K＝1q(1)＝10.84(1.91)＝1.756K＝1q(1)＝10.88(1.291)＝1.545由课本P42附图3-2的尺寸系数＝0.64；由课本P43附图3-3的扭转尺寸系数＝0.77。轴按磨削加工，由课本P44附图3-4得表面质量系数为＝＝0.92轴为经表面强化处理，即1，则按课本P25式<3-12）及式<3-12a）得综合系q＝数为k11.756+1-1＝2.83K＝1＝0.640.92K＝k11＝1.54511＝2.090.770.92又由课本§31§及3-2得碳钢的特性系数0.10.2，取＝0.1＝0.050.1，取＝0.05于是，计算安全系数Sca值，按课本P374式<15-6）(15-8>则得S＝1＝275＝65.66Kaam2.831.480.10S＝1＝155＝16.92k11.49atm1.5450.0511.4922SSSca＝＝65.6616.92＝16.38≥S＝1.510.516.922S2S265.662故可知其安全。（3）截面Ⅳ右侧d3＝0.1抗弯截面系数W＝0.1903＝72900mm3抗扭截面系数wT＝0.2d3＝0.2903＝145800mm3截面Ⅶ的右侧的弯矩M为L241322150.5357.41＝90834.04NmmM＝M163.1L2＝324756.7257.163.截面Ⅳ上的扭矩T3为T3＝1410990Nmm截面上的弯曲应力９1568.88b＝M＝90834.04＝1.25MPaW72900截面上的扭转切应力＝T3＝1410990＝9.68MPaTWT145800个人资料整理 仅限学习使用过盈配合处的k，由课本P43附表3-8用插值法求出，并取k＝0.8k，于是k得k＝3.24k＝0.8×3.24＝2.59k轴按磨削加工，由课本P44附图3-4得表面质量系数为＝＝0.92轴为经表面强化处理，即1，则按课本P25式<3-12）及式<3-12a）得综合系q＝数为k11.75611-11＝32.83K＝1＝3.24+0.6400..92k11.54511＝2.68K＝1＝2.590.9212.090.770.92又由课本§31及§3-2得碳钢的特性系数0.10.2，取＝0.1＝0.050.1，取＝0.05于是，计算安全系数Sca值，按课本P374式<15-6）(15-8>则得S＝1＝275＝66.07Kaam3.331.250.10S＝1＝155＝16.929.68katm0.059.682.6822SS＝65.6616.92＝11.73≥S＝1.5S216.922S265.662故该轴的截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。7.2 高速轴以及传动轴承的设计7.2.1 求输出轴上的功率 P1，转速n1，转矩T1P1＝5.28KW n1＝417.39r/min T1＝120.81N．m7.2.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级小齿轮的分度圆直径为d1＝89.370mm而Ft＝2T2120.811031＝89.370＝2703.59Nd1个人资料整理 仅限学习使用Fr＝Fttann＝2703.59tan20o＝1014.15Ncos4348.16o1630.06Ncos1113.8674Fa＝Fttan＝2703.59×tan1174＝984.03N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图7.1所示。7.2.3 初步确定轴的最小直径先按课本p370式<15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本370361表3，取o112，于是得pP15Admin＝A0P1＝112×35.28＝26.10mmn1417.39故圆整取dⅠⅡ＝30mm，输出轴的最小直径显然是V带轮处的直径dⅠⅡ<图7.3）。V带轮与轴配合的毂孔长度L＝108mm。17.2.4 轴的结构设计<1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足V带轮的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ＝407mm。V与轴配合的毂孔长度L1＝108mm，故Ⅰ-Ⅱ的长度取lⅠⅡ82＝108mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡⅢ＝4735mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 <GB/T297—1994）30209型，其尺寸为d×D×T＝45mm×85mm×20.75mm，故d ＝dd ＝504558mm；右端圆锥滚子轴承Ⅲ Ⅳ ⅦⅥⅧⅦ采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为 14mm，则lⅦⅧ＝1634.75mm。③取安装齿轮处的轴段dⅣ-Ⅴ＝50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ＝70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝4mm，则ⅤⅥ＝58mm。轴环宽度b1.4h,取b＝10mm。d65④轴承端盖的总宽度为27.25mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定>。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取lⅡⅢ＝5057.25mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ图7.3高速轴的结构设计示意图表7.3高速轴结构设计参数段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ参数直径/mm30H7/k64045m650H7/n65845m6长度/mm10857.2539.75701034.75个人资料整理 仅限学习使用键b×h×L/mm10×8×9016×10×56C或R/mmⅠ处Ⅱ处Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处Ⅶ处1.2×45oR1.2R1.6R1.6R1.6R1.61.6×45o6-1

<2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 dⅣ-Ⅴ＝50mm由课本p106表查得平键截面 b×h＝16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为

H7

；同样，Vn6带轮与轴的连接，选用平键为

10mm×8mm×90mm，V

带轮与轴的配合为

H7

。滚k6动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。<3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本p365表15-2，取轴左端倒角为1.2×45，右端倒角为1.6×45。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R1.2，其余为R1.5。7.2.5 求轴上的载荷首先根据结构图(图7.3）作出轴的计算简图<图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝18.6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距LL114.8mm60.＝8mm175.6。根据轴23＝53.65+63.65117.3mm的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图<图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。现将计算出的截面C出的MH、MV及M的值列于下表<参看图7.1）。172888.8N表7.4高速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力FNH1＝1467.04N，FNH2＝1236.55FNV1＝760.03N，FNV2＝254.12NN弯矩MMH＝78706.696NmmMV1＝40775.6095Nmm172888.8NMV2＝16174.738Nmm总弯矩M1＝88641.945Nmm,M2＝80351.516Nmm扭矩T120810Nmm7.2.6按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，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。根据课本p373式(15-5>及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取＝0.6，轴的计算应力M12(T3)288641.9452(0.6120810)2MPa＝9.2MPaca＝＝0.1503W个人资料整理 仅限学习使用前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本p362表15-1得[1]＝60MPa。因此ca〈[1]，故此轴安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同7.1.7。经计算该轴在截面Ⅳ左右两侧的强度安全系数Sca≥S＝1.5。故该轴的强度是足够的。7.3中间轴以及传动轴承的设计7.3.1求输出轴上的功率p2，转速n2，转矩T2p2＝5.12KWn2＝117.91r/minT2＝414.69N．m7.3.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为d2=316.628mmFt＝2T2＝2414.69103＝2619.41Nd2316.628F＝Fttann＝2619.41tan20oo＝973.84Nrcos4348.16163006Nc13.86Fa＝Fttan ＝2619.41×0.207818＝544.36N低速级小齿轮的分度圆直径 d1=89.880mmFt＝2T2＝2414.69103＝9227.64Nd189.880′tanoFr′＝Fn＝9227.64tan20o＝3462.46NNcos54cos1413.86Fa＝Fttan＝9227.46×0.259363＝2393.26N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图7.5所示。7.3.3 初步确定轴的最小直径先按课本p370式<15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本370361表3，取o112，于是得pP15Admin＝A03PP12＝112×35.12＝39.37mmnn12117.917.3.4轴的结构设计<1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了保证轴的强度要求，故取dⅠⅡ＝dⅤⅥ＝6550mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据ⅠⅡ＝50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本d游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承<GB/T297—1994）30210型，其尺寸为d个人资料整理 仅限学习使用D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则lⅤ-Ⅵ＝35.75mm。取安装齿轮处的轴段dⅡⅢ＝4760mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 lⅡ-Ⅲ＝86mm，则lⅠ-Ⅱ＝39.75。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取 h＝7mm，则dⅢ-Ⅳ＝74mm。Ⅳ-Ⅴ段为小齿轮，其宽度为 95mm，分度圆直径为 89.880mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ图7.4中间轴的结构设计示意图表7.5中间轴结构设计参数段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ参数直径/mm50m660H7/n67489.88050m6长度/mm39.758691.259535.75键b×h×L/mm18×11×80C或R/mmⅠ处Ⅱ处Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处2×45oR2R2R2R2R2<2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅡⅢ＝4760mm由课本p106表6-1查得平键截面b×h＝18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为H7；同样，n6m6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为<3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本p365表15-2，取轴左右两端倒角为 2×45。各轴肩处的圆角半径为R2。7.3.5 求轴上的载荷首先根据结构图(图7.4）作出轴的计算简图<图7.5）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得 a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a＝20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L1＝60.75mmL2＝183.75mmL3＝63.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下：个人资料整理 仅限学习使用图7.5中间轴的载荷分析图轴的受力分析如下：L1+L2L3＝5960..75+183109.5.75+679.3.25248＝.3076.75mmFNH1Ft(L3L2)FtL332992619.41(09（62.5.2579.183).75）08922779.3.6462.63970.84NL1L2L3＝248.3076.753447.7＝NFt(L1L2)FtL19227.64244.52619.4160.75＝7848.21NFNH2＝7508169.3329959.8L1L2L3307.755906.6N248.6Fr(L2L3)FrL3FDFaDFNV122L1L2L31237188.828172393.2689.88544.36316.6282662.89N973.842463462.4662.252＝2108.32N＝248.62307.75FNV2FrFrFNV1＝129737.84+34622817.426-622108.89.321391＝2291.11.98NMH1FNH1L1＝970.84×60.75＝24122.53Nmm3447159.8206136.58NMH2FNH2L3＝7848.21×62.25＝488551.07Nmm5906.679.3468393.38NMV1FNV1L1＝108.32×60.75＝122612.94Nmm2662.8959.8159240.82NMV2FNV2L3＝2291.98×62.25＝142675.76Nmm1391.1179.3110315.02N个人资料整理 仅限学习使用222222Nmm＝.53122612.94＝.44M1MH1MV1mm20624122836.5815940.82270604480.19NMM2M2＝468393.38210315.022481208.152H2V22Nmm488551.07142675.76＝508958.277.3.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6，轴的计算应力ca=M22(T2)2508958.272(0.6414690)2＝7.8MPaW＝0.189.883查表15-1得[1]=60MPa。因ca〈[1]，故此轴合理安全。7.3.7 精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同7.1.7。经计算该轴在截面Ⅳ左右两侧的强度安全系数Sca≥S＝1.5。故该轴的强度是足够的。键的设计和计算8.1 选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键<A型）。根据已经选择的键的基本参数列如下表：表8.1键的基本参数键高速轴中间轴低速轴参数b×h×L10×8×9016×10×5618×11×8020×12×9025×14×70工作长度l8040627045k455.567轴的直径d/mm3050606590转矩T/Nm120.81414.691410.998.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本p106表6-2查得许用挤压应力[p]＝100120MPa。取其平均值，[p]＝110MPa。键的工作长度和键与轮毂键槽的接触高度均见表8.1。32T 10由课本p106式<6-1）即 P＝ 分别得：P1＝25.17MPa； P2＝24.16MPa； P3＝40.54MPa；P4 103.37MPa； P5 99.54MPa故 p≤[ p]＝110MPa，均合适。取键标记分别为：键1：10