毕业设计（论文）-带式输送机传动系统中的减速器.doc

安徽国防科技职业学院机电工程系 毕毕 业业 设设 计计 课 题：带式输送机传动系统中的 减速器 设计时间：2011 年 2 月 20 日 班 级：08 机电（2）班 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期：2011 年 4 月 20 日 1 目录 一、前言一、前言2 1.作用及意义.2 2.传动方案介绍.2 二、电动机的选择及主要性能的参数计算二、电动机的选择及主要性能的参数计算3 1.电动机的选择.3 2.各级传动比的分配.4 3.传动系统的运动和动力参数计算.4 三、传动零件的设计三、传动零件的设计.7 1.普通 v 带传动.7 2.圆柱直齿轮传动.9 （一）第一对齿轮的确定9 （二）第二对齿轮的确定10 3.轴与轴承的选择和计算.12 （一）中间轴即 2 轴的设计计算12 （二）低速轴即 3 轴的设计计算12 （三）高速轴即 1 轴的设计计算13 4.按弯曲组合强度条件校核轴的直径.13 （一）中间轴（2 轴）的校核.13 2 一、前言一、前言 1.作用及意义作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原 动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组 成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的 传动方案除了要满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低 廉、传动效率搞和使用维护方便。 本设计中的原动机是电动机，工作机是带式输送机。传动方案采用二级传 动，第一级传动为 v 带传动，第二级传动为二级圆柱直齿轮减速器传动。齿轮 传动的传动效率搞，适用的功率和速度范围广，使用寿命长，是现代机器中应 用最为广泛的传动机构之一。说明减速器的结构特点、材料选用和应用场合。 综合的运用机械设计基础、机械制造基础和绘图技能，完成传动装置的测 绘、计算与分析，通过这一系列的过程全面的了解一个机械产品所涉及的结构、 强度、制造、装配以及表达等方面的只是，培养综合分析、实际解决工程问题 和团队合作的能力。 2.传动方案介绍传动方案介绍 传动系统方案图 原始条件：原始条件：电动机 1 通过 v 带将动力 2 输入二级圆柱齿轮减速器 3，再 通过联轴器 4，将动力传至卷筒 5，带动运输带 6 工作。共奏条件为常温、连续 单向运转，工作时有轻微冲击，两班制工作，设计寿命 10 年，输送带速度 v 允 许误差为5%，工作机效率为 0.940.96。 （设电动机轴为 0 轴，二级减速器的高 速轴、中间轴、低速轴分别为：1 轴、2 轴、3 轴，联轴器与滚筒连接轴为 4 轴） 原始数据：原始数据： 运输带最大有效拉力 f(n) 6000 运输带工作速度 v(m/s) 0.45 卷筒直径 d（mm） 335 3 二、电动机的选择及主要性能的参数计算二、电动机的选择及主要性能的参数计算 1.电动机的选择电动机的选择 （1）根据动力源和工作条件，选用一般用途 y 系列三相交流异步电动机，卧式 封闭结构，电源电压为 380v。 （2）电动机容量设计 根据设计已知条件，工作机所需要的有效功率为 kw7 . 2 1000 45 . 0 6000 1000 w f p 确定各个部分的传动效率为：带传动效率，一对滚动轴承传动效95 . 0 1 率，闭式圆柱齿轮效率，联轴器传动效率，输送带99 . 0 297 . 0 399 . 0 4 滚筒效率， （以上数值均参考【1】表 3-3 得出） ，计算得出输送机滚筒96 . 0 5 轴至输送带之间的传动效率。9504 . 0 96 . 0 99 . 0 526 估算传动系统总效率 634231201 式中， 9405 . 0 99 . 0 95 . 0 2101 9603 . 0 97 . 0 99 . 0 3212 9603 . 0 97 . 0 99 . 0 3223 99 . 0 434 9504 . 0 96 . 0 99 . 0 526 则传动系统的总效率为 8160 . 0 9504 . 0 99. 09603 . 0 9603 . 0 9405 . 0 工作时，电动机所需的功率为 kw31 . 3 8160 . 0 7 . 2 d w p p 由【1】表 12-1 可知，满足条件的 y 系列三相交流异步电动机额定depp 功率应该为 4kw。 （3）电动机转速的选择 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为wn 4 min/67.25 33514 . 3 45 . 0 6000060000 r d nw 初选同步转速为 1550r/min 和 1000r/min 的电动机，由【1】表 12-1 可知， 对应于额定功率为 4kw 的电动机型号分别为 y112m-4 型和 y132m-6 型。现将 y112m-4 型和 y132m-6 型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表 中。 方案的比较方案的比较 方案 号 电动机 型号 额定功 率 （kw） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 总传动 比 i 外伸轴 径 d（mm ） 轴外伸 长度 e（mm ） y112m-44.01500144056.102860 y132m-64.0100096037.403880 通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的虽然电动机转速高、质 量轻、价格低，但是总传动比为 56.10，这对二级减速传动而言稍大，故选择 方案较为合理。 y132m-6 型三相异步电动机的额定功率，满载转速。kw4epmin/ r960mn 由【1】表 12-2 差得电动机中心高h=132mm，轴伸出部分用于装带轮轴段的直 径和长度分别为d=38mm 和e=80mm。 2.各级传动比的分配各级传动比的分配 由【1】式（3-5）可知，带式输送机传动系统的总传动比 40.37 67.25 960 w m n n i 由传动系统方案图知： 134i 按表【1】表 3-4 查取 v 带传动的传动比得 8 . 201i 计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 36.13 8 . 21 40.37 3401 2312 ii i iii 为了方便两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿 面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取350hbs 高速级传动比为 167 . 4 36.133 . 13 . 112ii 低速级传动比为 21 . 3 167 . 4 36.13 12 23 i i i 传动系统各级传动比分别为 ；8 . 201i167 . 4 12i21 . 3 23i134i 5 3.传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0 轴（电动机轴）： min 960 0 r nnm kw0 . 40dpp mn n p t80.39 960 0 . 4 95509550 0 0 0 1 轴（减速器高速轴） min/343 8 . 2 960 01 0 1r i n n kw762 . 3 9405 . 0 0 . 40101pp mn n p t74.104 343 762 . 3 95509550 1 1 1 2 轴（减速器中间轴） min/31.82 167 . 4 343 02 1 2r i n n kw61 . 3 9603 . 0 762 . 3 1212pp mn n p t85.418 31.82 61 . 3 95509550 2 2 2 3 轴（减速器低速轴） min/64.25 21 . 3 31.82 23 2 3r i n n kw47 . 3 9603 . 0 61 . 3 2323pp mn n p t45.1292 64.25 47 . 3 95509550 3 3 3 4 轴（输送带卷筒轴） min/64.25 1 64.25 34 3 4r i n n kw44 . 3 99 . 0 47 . 3 3434pp mn n p t28.1281 64.25 44 . 3 95509550 4 4 4 将上述计算结果列于下表，以供查用。 传动系统的运动和动力参数传动系统的运动和动力参数 6 电动机二级圆柱齿轮减速器工作机 轴号 0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 n（r/min ） 96034382.3125.6425.64 功率 p（kw） 4.03.7623.613.473.44 转矩 t（nm） 39.80104.74418.851292.451281.28 传动比 i 2.84.1673.211 7 三、结构设计三、结构设计 1.普通普通 v 带传动带传动 计算与说明结果 （1）确定计算功率cap 由【2】表 7-19 查得工作情况系数2 . 1ak 据【2】式（7-16）kw8 . 442 . 1capkpa kw8 . 4cap （2）选择 v 带截型 查【2】图 7-12a，选 a 型 v 带 选 a 型 v 带 （3）确定带轮基准直径、d1dd2d 参考【2】图 7-12a 及【2】表 7-7，选取小带轮直径 mm125dd1mm125dd1 验算带速 由【2】式（7-6）得 m/s28 . 6 100060 960125 100060 nd v 0d1 1 在 525m/s1v 内，合格 从动带轮直径d2d mm85.349125 343 960 d n n didd1 1 0 d101d2 查【2】表 7- 4，取 mm 5 . 320dd2 传动比6 . 2 125 5 . 320 d d d1 d2 i 6 . 2i 从动轮实际转速 r/min369 6 . 2 960 n n n 1 0 1 5%07 . 0 %100 343 343369 允r/min369n1 许 （4）确定中心距 a 和带长 按【2】式（7-17）初选中心距 a0 0.7(125+320.5)a-02（125+320.5） 312mma0891mm 取a0=600mm 按【2】式（7-18）计算基准长度 mm1887 6004 125 5 . 320 5 . 320125 2 6002 a4 dd dd 2 a2 2 0 d1d2 2 d2d10d ）（ ）（ ）（ ）（ l 查【2】表 7- 3，取带基准长 度ld=1800mm 按【2】式（7-19）计算实际中心距 mm 5 . 556 2 18871800 600 2 aa 0d 0 lla=556.5mm 确定中心距调整范围 amax=a+0.03ld=446+0.031800=500mm amax=500mm 8 amin=a-0.015ld=446-0.0151800=419mm amin=419mm （续表） 计算与说明结果 （5）验算小带轮包角 由【2】式 7-20 得 9 . 159 3 . 57 5 . 556 125 5 . 320 180 3 . 57 a d-d 180a d1d2 1 a1=159.91 （6）确定 v 带根数 由表 7-10 查得，n=800r/min时，单根 a 型 v 带的mm125dd1 额定功率为 1.99kw；，n=980r/min时，单根 a 型 vmm125dd1 带的额定功率为 1.40kw；用线性插值法求n4=960r/min的额定功 率为 kw38 . 1 800960 800980 19 . 1 40 . 1 19 . 1 0 ）（p 由【2】表 7-20 查得08 . 0 0p 由【2】表 7-21 查得包角系数95 . 0 k 由【2】表 7-22 查得长度系数kl=1.01 计算 v 带根数 z 根 （ 43 . 3 01 . 1 95 . 0 )08 . 0 38. 1 ( 8 . 4 ) ca z 00 lkkpp p z 取 4 根 （7）计算单根 v 带初拉力 由【2】式（7-23） n k p f 8 . 162 6.28 1 . 01 95 . 0 5 . 2 428 . 6 8 . 4 500qv1 5 . 2 vz 500 2 2 ca 0 f0=162.8n （8）计算对轴的压力 fq 由【2】式 7-24 nffq1280 2 9 . 159 sin 8 . 16242 2 sinz2 1 0 fq=1280n （9）确定带轮结构尺寸，小带轮基准直径，采用实mm125dd1 心式结构。大带轮基准直径，采用空板式结构。mm125dd1 2.圆柱直齿轮传动圆柱直齿轮传动 （一）第一对齿轮的确定 （1）选择齿轮材料及确定极限应力 由于该减速器无特殊要求，为制造方便，采用软齿面。根据【2】表 9-6，小齿 轮采用 45 钢调质，硬度为 229280hbs；大齿轮采用 45 钢正火，硬度为 170220hbs。 9 由【2】图 9-25 查得（试验齿轮接触疲劳极限）limh ，a550lim1mpha540lim2mph 由【2】图 9-26 查得（试验齿轮玩去疲劳极限）limh ，a220lim1mpha200lim2mph （2）按齿面接触强度设计计算 转矩 m 1005 . 1 343 762 . 3 1055 . 9 n 1 1055 . 9 5 6 1 6 1 n p t 载荷系数 查表【2】9-10 取 k=1.1 齿数 z1和齿宽系数 d 小齿轮齿数 z1取为 25，则大齿轮齿数 z2=z1i=254.167=104。因单极齿轮传动 为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查【2】表 9-19 取 d=0.8 许用接触应力 工作循环次数 n1=60n1jlh=603431（1052528）=0.86109 10 21 . 0 167 . 4 1086 . 0 i n1 jl60nn 9 9 h12 查【2】图 9-27 取寿命系数 zn1=1.05，zn2=1.1 由【2】表 9-7 查得 sh=1 由【2】式（9-16）和式（9-17）得 a 5 . 577 1 55005 . 1 lim12 1 mp s z h hn h a594 1 5401 . 1li22 2 mp s z h hn h 故 mm61 594167 . 4 8 . 0 167 . 5 1005 . 1 1 . 1 43.76 ) 1( 43.76d 3 2 5 3 2 d 1 1 h kt mm44 . 2 25 61 z d m 1 1 由【2】表 9-2 取标准模数 m=2.5mm （3）主要尺寸计算 d1=mz1=2.525=63mm d2=mz2=2.5104=260mm b=dd1=0.862.5=50mm 经圆整后取 b2=50mm 小齿轮齿宽 b1=b2+5=55mm 中心距mm25.16110425 2 5 . 2 )zz 2 m a21）（ （4）检验齿根的弯曲强度 齿形系数，查【2】表 9-12 得，yf1=2.65，yf2=2.18, 10 应力修正系数，查【2】表 9-13 得，ys1=1.59，ys2=1.80 许用弯曲应力 弯曲疲劳安全系数，查【2】图 9-7 得，sf=1.3 弯曲疲劳寿命系数，查【2】图 9-28 得，yn1=yn2=1 a169 3 . 1 2201lim11 1mp s y f fn f a154 3 . 1 2001lim22 2mp s y f fn f 故 a169a124 25 5 . 2 50 59 . 1 65 . 2 10 05 . 1 1 . 12 z bm 2 1 2 5 1 2 112 1mpmp yykt f sf f a154a88 59 . 1 65 . 2 80 . 1 18 . 2 95 2 11 22 11mp f mp yy yy sf sf ff （5）验算齿轮的圆周速度 m/s13 . 1 100060 3436314 . 3 100060 nd v 1d1 1 （二）第二对齿轮的确定 （1）第二对齿轮与第一对采用相同材料 （2）按齿面接触强度设计计算 转矩 m 102 . 4 31.82 61 . 3 1055 . 9 n 1 1055 . 9 5 6 1 6 1 n p t 载荷系数 查表【2】9-10 取 k=1.1 齿数 z1和齿宽系数 d 小齿轮齿数 z1取为 30，则大齿轮齿数 z2=z1i=33.210=96。因单极齿轮传动为 非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查【2】表 9-19 取 d =0.8 许用接触应力 工作循环次数 n1=60n1jlh=6082.311（1052528）=0.21109 10 65 . 0 210 . 3 1021 . 0 i n1 jl60nn 8 9 h22 查【2】图 9-27 取寿命系数 zn1=1.1，zn2=1.2 由【2】表 9-7 查得 sh=1 由【2】式（9-16）和式（9-17）得 a605 1 5501 . 1lim11 1mp s y h fn h a648 1 5402 . 1lim22 2mp s y h fn h 11 故 由【2】表 9-2 取标准模数 m=4mm （3）主要尺寸计算 d1=mz1=430=120mm d2=mz2=496=384mm b=dd1=0.8120=96mm 经圆整后取 b2=95mm 小齿轮齿宽 b1=b2+5=100mm 中心距mm2529630 2 4 zz 2 m a21）（）（ （4）检验齿根的弯曲强度 齿形系数，查【2】表 9-12 得，yf1=2.54，yf2=2.19 应力修正系数，查【2】表 9-13 得，ys1=1.63，ys2=1.79 许用弯曲应力 弯曲疲劳安全系数，查【2】图 9-7 得，sf=1.3 弯曲疲劳寿命系数，查【2】图 9-28 得，yn1=yn2=1 a169 3 . 1 2201lim11 1mp s y f ff f a154 3 . 1 2001lim22 2mp s y f ff f 故 a169a83 30 4 95 63 . 1 54 . 2 10 2 . 41 . 12 z bm 2 1 2 5 1 2 112 1mpmp yykt f sf f a154a62 63 . 1 54 . 2 79 . 1 19 . 2 66 2 11 22 11mpmp yy yy f sf sf ff （5）验算齿轮的圆周速度 m/s52 . 0 100060 31.8212014 . 3 100060 nd v 1d1 1 由【2】表 9-9 可知，选取该齿轮传动为 9 级精度。 将上述结果列于下表，以供查用。 第一对齿轮第二对齿轮齿轮 参数齿轮 1齿轮 2齿轮 3齿轮 4 齿数 z 251043096 模数 m/（mm） 2.54 分度圆直径 d/（mm） 63260120384 齿宽 b/（mm） 555010095 传动比 i 4.1673.210 中心距 a/（mm） 161.25252 12 3.轴与轴承的选择和计算轴与轴承的选择和计算 （一）中间轴即 2 轴的设计计算 （1）选择材料 该减速器为一般机械，无特殊要求，选用 45 号钢，配以调质处理。由【2】表 13-1 查得其强度极限 b=650mpa，由【2】表 13-4 查得其许用应力-1b =60mpa。 （2）按扭转强度条件初估轴径 由【2】表 13-2 查得 c=107118，带入【2】式（13-2）中，得 mm4238 31.82 61. 3 118107 n d 33 ）（ p c 轴段 1 要安装滚动轴承，轴承是标准件，查【1】表 15-4，取直径 40mm，初步 估计使用型号为 6208 的轴承，由表得，6211 轴承的参数： d=40mm，d=80mm，b=18mm，即轴段 1 直径为 40mm，由于轴段 1 安装了挡油盘， 轴段 1 的轴段长为轴承宽 18mm、轴承内侧到箱体内壁距离 812mm、齿轮端面距 箱体内壁距离 1015mm、轴段伸入齿轮端面 2mm 四段长度之和，即轴段 1 轴段 长为 40mm；轴段 2 的轴径根据【1】表 6-2，取标准直径 50mm，轴段 2 长为齿 轮 2 齿宽减去轴伸入的 2mm 为 48mm；轴段 3 轴径为 50+6=56mm，轴段 3 长为 （0.10.15）d=5.6mm；轴段 5 也安装了轴承，同理可得轴段 5 的轴径为 40mm，长度为 40mm；轴段 4 安装了齿轮 3，同理查表得轴径 50mm，轴段长为齿 轮齿宽减去轴伸入 2mm，即轴段 4 长度为 98mm。 （二）低速轴即 3 轴的设计计算 根据中间轴的计算过程，确定低速轴的轴径应该 mm6155 64.25 47 . 3 118107 n d 33 ）（ p c 由于低速轴装有联轴器，查【1】表 16-1 选取型号为 yl11 联轴器，其轴孔直径 为 50mm，轴孔长度为 56mm，即轴段 1 轴径为 50mm，轴段长 56mm；轴段 2 根据 经验公式计算得轴径为 55mm，轴段长根据不妨碍轴承端盖上连接螺栓装卸的原 则，取长度为 50mm；轴段 3 安装轴承，查【1】表 15-4 选取 6212 轴承，由表 得，6212 轴承的参数：d=60mm，d=110mm，b=22mm，即轴径为 60mm，轴段长为 22mm；轴段 7 安装轴承，轴径为 60mm，轴段长为 22+（812）+（1015）+2， 取 45mm；轴段 6 安装齿轮 4，根据经验公式计算轴径为 65mm，轴段长为齿轮 4 的齿宽减轴伸入 2mm，为 93mm；轴段 5 根据经验公式计算得轴径为 70mm，轴段 长为 7mm。轴段 4 根据经验公式计算得轴径为 65mm，轴段长根据箱体内壁距离 以及 5、6、7 段轴的长度确定轴段长为 195.2-20-95-7+（812）取 75mm。 13 （三）高速轴即 1 轴的设计计算 同理确定高速轴的轴径应该 mm6155 64.25 47 . 3 118107 n d 33 ）（ p c 轴段 1 安装联轴器，查【1】表 16-1 选取型号为 yl6 的联轴器，即轴段 1 轴径 为 25mm，轴段长为 62mm；轴段 2 轴径根据经验公式得 30mm，轴段长根据不妨 碍轴承端盖上连接螺栓装卸的原则，取长度为 90mm；轴段 3 安装轴承，查 【1】表 15-4 选取 6207 轴承，6207 轴承的参数：d=35mm，d=72mm，b=17mm， 即轴径为 35mm，轴段长为 17mm；轴段 7 安装轴承，即轴径为 35mm 轴段长为 17mm；轴段 6 根据经验公式得其轴径为 40mm，轴段长为 4mm；轴段 5 设计成齿 轮轴形式，轴径为 63，轴段长为 55mm；轴段 4 根据经验公式可得轴径为 40mm，轴段长根据箱体内壁距离和 5、6 段轴长可确定为 195.2-（812）-55- （1015） ，取 120mm。 4.按弯曲组合强度条件校核轴的直径按弯曲组合强度条件校核轴的直径 （一）中间轴（2 轴）的校核 绘制轴的受力及简化模型图，如图 a 所示。 水平面内的受力及弯矩图，如图 b、c 所示。 求齿轮 2 圆周力 n3222 260 1085.4182 d 2t f 3 2 ct nff116036 . 0 3222tanctcr n3427 94 . 0 3222 cos f f ct ca 求齿轮 3 圆周力 n8377 100 1085.4182 d 2t f 3 3 dt nff301636 . 0 8377tandtdr n8912 94 . 0 8377 cos f f dt da 支反力，选取 e 点作为研究对象 rha+rhb=fct+ fdt rha31+rhb151.2= fct24+ fdt102.2 解得， rha=6825n, rhb=4774n h 面内 c 截面处的弯矩为m375 1055 3 hc n r m ha 14 h 面内 d 截面处的弯矩为m382 1080 3 hd n r m hb h 面内 e 截面处的弯矩为m212 1031 3 he n r m ha h 面内 f 截面处的弯矩为m148 1031 3 hf n r m hb 竖直面内的受力及弯矩图，如图 d、e 所示。 由 mb=0 得， 080 2 . 158 2 d 2 d 2 . 213drcr 3 da 2 caffffrva 求得，rva=1406n，方向见图 d。 由 f=0 得， rva+rvb-fcr-fdr =0 求得， rvb=2770n v 面内 c 截面处左侧的弯矩为m77 1055 3 vcl n r m va v 面内 c 截面处右侧的弯矩为m438 10 2 . 158 3 vcr n r m vb v 面内 d 截面处左侧的弯矩为m187 10 2 . 133 3 vdl n r m va v 面内 d 截面处右侧的弯矩为m222 1080 3 vdr n r m vb v 面内 e 截面处的弯矩为m77 1055 3 ve n r m va v 面内 f 截面处的弯矩为m86 1031 3 vf n r m vb 用公式计算 c、d、e、f 截面的合成弯矩并作图，如图 f 所 vhmm m 22 示。 c 截面左侧：m383 77375 2222 cln mm m vclhc c 截面右侧：m577 438375 2222 crn mm m vcrhc d 截面左侧：m425 187382 2222 dln mm m vdlhd d 截面右侧:m442 222382 2222 drn mm m vdrhd e 截面:m2261 77212 2222 en mm m vehe f 截面:m171 86148 2222 fn mm m vfhf 作扭矩图，如图 f 所示。 mn n p t418 31.82 61 . 3 95509550 求当量扭矩 15 单向运转的减速器，扭矩产生的剪应力应当是脉动循环，取 =0.6，将以上数 据带入【2】公式（13-4）可得 m458)4186 . 0( 383 )( 2 2 2 2 eclnt m m cl m611)4186 . 0( 577 )( 2 2 2 2 ecrnt m m cr m493)4186 . 0( 425 )( 2 2 2 2 edlnt m m dl m508)4186 . 0( 442 )( 2 2 2 2 edrnt m m dr m338)4186 . 0( 226 )( 2 2 2 2 eent m m e m304)4186 . 0( 171 )( 2 2 2 2 efnt m m f 分析危险截面，校核强度 c：a49 501 . 0 3 10611 3 d1 . 0 e 3 ecr cmp m d：a41 501 . 0 3 10508 3 d1 . 0 e 3 edr dmp m e：a53 401 . 0 3 10338 3 d1 . 0 e 3 ee emp m f：a48 401 . 0 3 10304 3 d1 . 0 e 3 ef fmp m 查【2】表 13-4，许用弯曲应力-1b=60mpa，所有截面的均小于-1b，强 度合乎要求。无需再修改轴的结构。 绘制轴的零件图 。 1 2 （二）低速轴（3 轴）的校核 绘制轴的受力及简化模型图，如图 a 所示。 水平面内的受力及弯矩图，如图 b、c 所示。 求齿轮 4 圆周力 n3325 63 1074.1042 d 2t f 3 t nff119736 . 0 3325tantr n3537 94 . 0 3325 cos f f t a 支反力，选取 d 点作为研究对象 rha+rhb=ft rha196+rhb34=ft46.5 解得，rha=1351n，rhb=5381n h 面内 c 截面处的弯矩为m188 10 5 . 139 3 hc n r m ha h 面内 d 截面处的弯矩为m183 1034 3 hd n r m hb 竖直面内的受力及弯矩图，如图 d、e 所示。 由 mb=0 得， 0 5 . 80 2 d 220raffrva 求得，rva=-5254n，方向与选定方向反向，见图 d。 由 f=0 得， rva+rvb+fr=0 求得, rvb=7978n v 面内 c 截面处左侧的弯矩为m733 10 5 . 139 3 vcl n r m va v 面内 c 截面处右侧的弯矩为m642 10 5 . 80 3 vc n r m vb r v 面内 d 截面处的弯矩为m271 1034 3 vd n r m vb r 用公式计算 c、d 截面的合成弯矩并作图，如图 f 所示。 vhmm m 22 c 截面左侧：m757 733188 2222 cln mm m vclhc c 截面右侧：m669 642188 2222 crn mm m vcrhc d 截面：m327 271183 2222 dln mm m vdhd 作扭矩图，如图 f 所示。 mn n p t1292 64.25 47 . 3 95509550 求当量扭矩 3 单向运转的减速器，扭矩产生的剪应力应当是脉动循环，取 =0.6，将以上数 据带入【2】公式（13-4）可得 m1084)12926 . 0( 757 )( 2 2 2 2 eclnt m m cl m1024)12926 . 0( 669 )