论文说明书三级减速器

1、1 绪 论1.1设计的目的和任务根据本专业的教学大纲要求，学生在全部课程结束后，要进行毕业设计，考查学生对所学知识的综合运用能力。毕业设计是教学工作的最后一个环节，是培养应用型人才的实践性教学环节的一个重要组成部分。通过毕业设计使学生达到：1.在指导教师的指导下，运用所学理论知识学生亲自动手搞专业设计，培养学生分析问题解决问题的能力。2.结合生产实践，让学生了解国家的有关方针路线及技术政策，指导毕业设计工作。3.培养学生收集设计资料、查阅有关书籍、手册、样本的动手能力。4.培养学生进行计算、绘图、编制技术文件的基本技能。5.通过毕业设计培养学生尊重科学、勇于实践的良好作风，使学生得到必要的技能

2、训练。1.2毕业设计课题带式输送机用减速器垂直传动三级减速器1.3毕业设计主要内容1.根据设计题目选出已知数据并进行技术经济分析。2.尽量采用新技术新思维进行设计计算，使自己的设计在满足可靠性的前提下，具有先进性和超前性。完成减速器的设计计算，整理编写设计说明书一份。3.完成减速器总装配图及部分零、部件图，图纸总幅面应不少于三张a1，减速器箱体采用铸造箱体，尽可能采用计算机绘图。2 设计计算2.1 技术参数2.1.1减速器的运动简图 2.1.2减速器的设计依据设计垂直传动三级减速器的齿轮传动 电动机功率p=820kw 转速n=1500r/min 传动比i总=31.52.2基本参数计算2.2.1

3、传动比的分配i总=i1*i2*i3=31.5 第一级i1=2.5 i2*i3=12.6 第二级i2=4 第三级i3=3.152.2.2各轴的运动参数计算及各轴计算的转速、功率和转矩减速器效率：轴承=联轴器=0.99 齿轮=0.97（输入轴即电机轴）转速n1=1500r/min 电动机功率p1=820kw扭距t1=9550=5220.66n.m（一级传动）转速n2=600r/min电动机功率p2=p1*联轴器=811.8kw扭距t2=9550=12921.15n.m（二级传动） 转速n3=150r/min电动机功率p3=p2*轴承*齿轮=779.5715kw扭距t3=9550=49632.718

4、8n.m（三级传动）转速n4=47.6190r/min电动机功率p4=p3*轴承*齿轮=748.6225kw扭距t4=9550=150136.3925n.m 2.3 齿轮设计 2.3.1一级锥齿轮传动已知条件：传动功率p=p1=820kw（电机高速轴）转速v1=1500r/min扭距t1=5220.66n.m 传动比i1=2.5 原动机为电动机。减速器是用闭式传动通常采用齿面硬度350hbs的硬齿面钢制齿轮。根据计算准则，应该按齿轮弯曲疲劳强度设计，确定齿轮传动的参数、尺寸，然后演算轮齿的弯曲疲劳强度。（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 题意对齿轮传动无特殊

5、要求，可选用一般齿轮材料由文献1表10-1，表10-2并考虑hrc1=hrc2+3050hrc的要求，小齿轮选用40cr,渗碳淬火，齿面硬度5055hrc，大齿轮选用45号钢,表面淬火,齿面硬度4050hrc。2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15m/s，根据文献1表10-3，初选6级精度。3.选小齿轮齿数z1=24 大齿轮齿数z2=60（二）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮 由于是硬齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由轮齿弯曲疲劳强度决定 1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 kc=1.3（假设值）（2）计算小齿轮传递的转矩1=5220.66n.m=5220660n.m

6、m（3）齿宽系数r=b/r,一般取=0.250.35 r=1/3（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52hrc查的小齿轮弯曲疲劳极限 = 780n/mm2由图6-38文献2按齿面硬度中间值45hrc查的大齿轮弯曲疲劳极限 = 720n/mm2（5）计算弯曲疲劳许用应力令时效概率为1%，安全系数由文献1表10-9取得shmin=1.25,由式=ystyntyreltyrreltyx(n/mm2)得出=21111=1248n/mm2=21111=1152 n/mm2（6）当量齿数zv1=z1/cos=24/cos21.8=25.85ctg1=z2/z1=2.5 tg= z1/ z2=1/2.5

7、 =21.8 zv2=60/ cos68.2=161.6由表10-7查的齿形系数yfa1=2.617 yfa2=2.137 应力校正系数ysa1=1.594 ysa2=1.835 2.计算（1）计算小齿轮分度圆直径d1c =6.32mm 则d1c = m1cz1=6.3224=151.68mm（2）计算圆周速度v1=151.681500/(601000)=11.9m/s故选6级精度合适。（3）齿宽 b=r d1c=1/3151.68=50.56mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h 齿高h=2.2 m1c=2.26.32=13.9mmb/h=50.56/13.9=3.64（5）计算载荷系数，由文献

8、1表10-4查的使用系数ka=1根据v1=11.9m/s 6级精度，由文献1图10-3查的动载系数kv=1.12锥齿轮,因为=/b=/50.56=1361.5n/mm100n/mm由表文献110-5查得齿间载分配系数kha=kfa=1.0，查表14-1-99查得文献5kh =1.0+0.311+0.6(b/d1c)2(b/d1c)2+0.1910-3b=1.0+0.311+0.6(50.56/151.68)2(50.56/151.68)2+0.1910-350.56=1.046由图14-1-32查得kf=1.033故载荷系数k=ka kv kfa kf=11.121.01.033=1.16（6

9、）按实际载荷系数校正所算的得分度圆直径，由d1=151.68=146.03mm（7）模数m =d1/z1 =146.03/24=6.08mm取标准模数第一系列中得值m = 8mm（8）校核f1 =550.27n/mm2 fp1 f 2=517.28 n/mm2 fp2抗弯强度足够。3.几何尺寸计算（1）锥距（2）分度圆直径 d1 =m z1 =192mm d2 =m z2 =480mm（3）由图（p169文献1）可知sin1 = (1/2d1 ) / r = 0.37 cos1 = (1/2d2 ) / r =0.93sin2= (1/2d2 ) / r = 0.93 cos2 = (1/2d

10、1 ) / r =0.37（4）分度圆锥角 = （5）齿顶高 ha = m = 8mm（6）齿根高hf = 1.2m = 9.6mm（7）齿全高h =2.2m = 17.6mm（8）齿顶间隙 c =0.2m = 1.6mm（9）齿顶圆直径 da1 = d1+2m cos1 = 206.88mmda2 = d2+2m cos2 = 485.92mm（10）齿根圆直径 df1 = d1-2.4m cos1= 174.14mm df2 = d2-2.4m cos2= 472.90mm（11）齿宽 b =0.3 r =78mm（12）齿顶角 （13）齿根角 （14）根锥角 （15）顶锥角 4结构设计（

11、锥齿）2.3.2二级直齿圆柱齿轮设计已知条件：传递功率p = p=811.8 kw主动轮转速n2 = n =600 r/min传动比i2 =4，载荷平稳，扭矩t2 =t=12921.15n.m原动机为电动机（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法既齿面硬度题意对齿轮传动比无特殊要，可选一般齿轮材料，由文献1表10-1，表10-2，并考虑hrc1 = hrc2 +30 50hrc，小齿轮选用40 cr,渗碳淬火，齿面硬度5055hrc，大齿轮选用45号钢，表面淬火，齿面硬度4050hrc.2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15m/s,根据表10-3，初选6

12、级精度。 3.选小齿轮齿数z3=30,大齿轮齿数z4=uz3=420=80（二）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮由于硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定弯曲应力（n/mm） (mm)1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 kc=1.4（2）计算小齿轮传递扭矩 t2= t=12921.15n.m=12921150n.mm（3）10-8 选取齿宽系数 =1.0（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52hrc查得 大齿轮弯曲疲劳极限 = 780n/mm2由图6-38文献2按齿面硬度中间值45hrc查的大齿轮弯曲疲劳极限= 720n/mm2（5）算弯曲疲劳许用应力取失效概率1%

13、安全系数由文献1表10-9取shmin=1.25（最小安全系数），由式=ystyntyreltyrreltyx(n/mm2)得出=21111=1248n/mm2=21111=1152 n/mm2（6）由表10-7查得齿形系数yfa=2.80,应力校正系数ysa=1.552.计算（1）计算小齿轮分度圆直径d2c由齿轮弯曲疲劳强度设计模数=6.8mm则d2c = m2cz3 = 6.820 = 136mm（2）计算圆周速度 = = 4.27m/s100n/mm由表10-5查得kh = kf =1.0由表10-6查得kh = 1.529 由图10-6查得kf = 1.46故载荷系数k = ka kv

14、 kf kh = 11.061.01.46 = 1.55 （6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d2 = = = 140.69mm （7）计算模数m m = d2/z3 = 140.69/20 = 7.03mm取标准模数第一系列中的值m = 8mm （8）取齿形系数和应力校正系数由表10-7查得 齿形系数yfa1 = 2.80 yfa2 = 2.22 应力校正系数 ysa1 = 1.55 ysa2 =1.77 （9）校核 = = = 848.83 n/mm = = = 768.53 n/mm 齿根弯曲强度足够3.几何尺寸计算 （ 压力角= 20标准值 ）（1）分度圆直径 d3 = mz

15、3 = 820 = 160mmd4 = mz4 = 880 = 640mm （2）中心距a = (d3 +d4) = (160+640) = 400mm（3）齿宽b = = 1.0160 = 160mm取b4 = 160mm b3 = b2+(510) = 160+10 = 170mm（4）齿顶高 ha = ham = 18 = 8mm（5）齿根高 hf = (ha+c)m = (1+0.25)9 = 10mm （6）齿全高 h = ha+hf = 8+10 = 18mm （7）齿顶圆直径 da3 = (z3+2 ha)m = (20+21)8 = 176mmda4 = (z4+2 ha)m

16、= (80+21)8 = 656mm（8）齿根圆直径 df3 = (z3-2 ha-2c)m= (20-21-20.25)8 = 140mmdf4 = (z4-2 ha-2c)m = (80-21-20.25)8 = 620mm（9）基圆直径 db3 = d3cos = 1600.94=150.35mmdb4 = d4cos = 6400.94=601.4mm（10）周节p = = 25.12mm（11）齿厚 s = = = 12.56mm（12）齿间宽 e = = 12.56mm（13）顶隙 c = cm = 0.258 = 2mm4.结构设计(直齿)2.3.3三级直齿圆柱齿轮设计已知条件：

17、传递功率p = p =779.5715 kw主动轮转速n3 = n =150 r/min传动比i3 =3.15载荷平稳，扭矩t3 =t=49632.7188n.m原动机为电动机（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法既齿面硬度题意对齿轮传动比无特殊要，可选一般齿轮材料，由文献1表10-1，表10-2，并考虑hrc1 = hrc2 +3050hrc，小齿轮选用40 cr,渗碳淬火，齿面硬度5055hrc，大齿轮选用45号钢，表面淬火，齿面硬度4050hrc.2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周深度不大于9m/s,根据表10-3，初选6级精度。 3.选小齿轮齿数z5=2

18、0z6大=uz5=3.1520=63（二）齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮由于硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定，弯曲应力为（n/mm） (mm)1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 kc=1.6（2）计算小齿轮传递扭矩 t3= t=49632.7188n.m=49632718.8n.mm（3）由文献1图10-8 选取齿宽系数 =1.0（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52hrc查的 大齿轮弯曲疲劳极限 = 780n/mm2。由图6-38文献2按齿面硬度中间值45hrc查的大齿轮弯曲疲劳极限= 720n/mm2。（5）计算弯曲疲劳许用应力 取时效概率1% 安全系数由

19、表10-9取shmin=1.25（最小安全系数），由式=ystyntyreltyrreltyx(n/mm2)得出=21111=1248n/mm2=21111=1152 n/mm2（6）由表10-7查得齿形系数yfa=2.80,应力校正系数ysa=1.552.计算（1）计算小轮分度圆直径d3c 由=11.14mm则d3c= m3cz5=11.1420=222.8mm（2）计算圆周速度 = = 1.75m/s100n/mm由文献1表10-5查得kh = kf =1.0由表10-6查得kh = 1.539 由图10-6查得kf = 1.44故载荷系数k = ka kv kf kf = 11.031.

20、01.44 = 1.48（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d3 = = = 217.08mm（7）计算模数m m = d3/z5 = 217.08/20 = 10.85mm取标准模数第一系列中的值m = 12mm（8）查取齿形系数和应力校正系数由表10-7查得 齿形系数yfa1 = 2.80 yfa2 = 2.268 应力校正系数ysa1 = 1.55 ysa2 =1.736（9）较核 = = = 922.46 n/mm = = = 836.85 n/mm 抗弯强度足够3.几何尺寸计算（ 压力角= 20标准值 ）（1）分度圆直径 d5 = mz5 = 1220 = 240mmd6

21、= mz6 = 1263 = 756mm（2）齿顶高 ha = ham = 112= 12mm（3）齿根高 hf = (ha+c)m = (1+0.25)12= 15mm （4）齿全高 h = ha+hf = 12+15= 27mm （5）齿顶圆直径 da5 = (z5+2 ha)m= (20+21)12=264 mmda6 = (z6+2 ha)m= (63+21)12= 780mm（6）齿根圆直径 df5 = (z5-2 ha-2c)m = (20-21-20.25)12= 210mmdf6 = (z6-2 ha-2c)m = (63-21-20.25)12= 726mm（7）基圆直径 d

22、b5 = d5cos= 2400.94=225.53mmdb6 = d6cos= 7560.94=710.41mm（8）周节 p = = 3.1412=37.68mm（9）齿厚 s = = = 18.84mm（10）齿槽宽 e = = 18.84mm（11）顶隙 c = cm = 0.2512= 3mm（12）中心距a = (d1 +d2) = (240+756) = 498mm（13）齿宽 b = = 1.0240 = 240mm取 b6 = 240mm b5 = b2+(5410) = 240+10 = 250mm4.结构设计（直齿） 2.4轴的结构设计2.4.1第三轴设计已知条件：第轴传

23、递功率p3 =779.5715km,转速 n3 = 150r/min,扭矩t3 = 49632.7188n.m 模数m3 = 12mm 直齿轮压力角=20 齿数z4=80, z5 = 20（一）第三轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的45号钢，并作正火或处理。由文献1表13-3查得= 610n/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式13-2估算，由文献1表13-3取a= 118 (因轴上受较大弯矩)于是da = 118 = 204.39mm 计算所得应是最小轴径，则 d1=204.39=园整=220mm取手册值 d2=d1+（15）mm=225mmd3d2=225

24、+15=240mm d4=d2=225mm d5=d1=220mm l1=b+20选用单列圆柱滚子轴承nj(gb/t 283-1994) 查文献47-2-66可得选nj344型号 轴承外径d = 460mm 轴承内壁宽 b =108mm ，则l1 = b + 20 =128mml2 = b5 3 =247mml3 = 1.4a =1.418.75 =26mm(a = 0.07d2 + 3 = 0.07225+3 = 18.75)l4 =b4 3 =157mml5 = l1=128mml = l1+ l2+ l3+ l4+ l5=128+247+26+157+128=686mm（二）键的选择与校

25、核 （1）小齿轮已知：d2=225mm 所需传递扭矩t3=49632.7188n.m, 载荷有轻微冲击，试选择平键联接的尺寸并校核其强度。 d2=225mm查文献4中选择圆头普通平键（a型）b=50mm h=28mm l=237mm （比轮毂长度小10 mm） 所以 l1=l b =23750=187mm 挤压应力 p = = =168.52mpa 由表13-6查许用挤压应力p=100120mpa 强度不够令 l2=323mm 则l=32310 =313mm 则 l=lb=31350=263mm 代入挤压公式挤压应力p= = 119.82120mpa 强度足够（2）大齿轮处 d4=225mm

26、查文献4中取普通切向键，宽度b=57.1mm,切向键工作面厚度 t=16mm, 切向键倒角c=2.0mm, 模数f=0.1 , l=147mm(比轮毂长度小10mm)键或键工作面的挤压应力 p= 214.37 mpa查表13-6许用挤压应力=100120mpa 强度不够，所以采用以对切向键做连接p=p/2=107.2mpa 顾强度足够。则第三轴总长 l=l1+l2+l3+l4+l5=762mm箱体的中心位置为 =273mm2.4.2第四轴设计已知条件：第轴传递功率p4 =748.6225kw 转速n4 = 47.6190r/min 扭矩 t4=150136.3925n.m 直齿轮压力角 =20

27、 ， z6=63(一)第轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的40cr,并作调质处理。由表(文献1 15-1)查得=700n/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式（13-2）估算，由表13-3取a=100,(因轴上受较大弯矩)于是da = 250mm 计算所得应是最小轴径(即安装带轮处直径)该轴段因有键槽,应加大3%7%并园整)d1 = d(1+0.03) = 260mm d2= = d1+(15) = 265mm d3 = d2+5 = 280mm d4 = d3+5 = 285mm d5 = d4+15 = 300mm d6 = d4 = 285mm d7 =

28、 d3 = 280mm(二) 键校核:(大齿轮) d6 = 286mm l6 = b63 = 237mm所需传递扭矩 t4 = 150136.3925n.m 载荷有轻微冲击，试选切向键联接的尺寸并校核其强度。d6 = 285mm 查手册中选取普通切向键 b = 72.1mm 厚度t = 20mm c = 3mm f=0.1l6-10 = 227mm (比轮毂长度小10mm) 键或键工作面的挤压应p= =136.5mpa查表13-6查需用应力 = 100120mpa 强度不够令l6 = 280mm 则 l = 28010 = 270mm 挤压应力p= = 114.8mpa120mpa 强度足够l

29、7 = b+323/2+20280/2 = b+41.5 选用调心滚子轴承（gb/t288-1994）查文献47-2-77 由d7 = 280mm查得选用24156cc/w33轴承外径d = 460mm 轴承内壁宽b = 180mm则 l7 = 180+41.5 = 221.5mm l5 = 1.4a = 33mm (a = 0.007d6+3 =22.95mm) l3 = b = 180mml4 = l108241.5l6l5 = 191.5mm查表6-1-13圆柱形轴伸l1 = 330mml2 = b轴承盖+10 = 30mm 壁厚 = b轴承盖+b = 200mml = l1+ l2+

30、l3+ l4+ l5+ l6+ l7 = 1266mm2.4.3第二轴设计已知条件：第轴传递功率p2 = 811.8km 转速n2=600r/min 扭矩t2 = 12921.15n.m 模数 m2=8mm 直齿轮压力角=20 齿数z2=60 z3=20 （一）第轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的45号钢，并做正火处理，由表13-1查得= 610n/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式13-2估算，由表13-3取a= 110 (因轴上受较大弯矩)于是da = 110 = 121.66mm 计算所得应是最小轴径， d1 = 121.66 = 园整 = 130mm

31、取手册值 d2 = d1 +（15）mm = 135mmd3 d2 = 135+15 = 150mm d4 = d2 = 135mm d5 = d1 = 220mm （二）键校核：（1）大齿轮（锥齿轮）d2 = 135mm l2 = (11.2)d2 = 135mm所需传递转矩 t2 = 12921.15n.m 载荷有轻微冲击，试选切向键联接的尺寸并校核其强度。d2 = 135mm 查文献4中选取普通切向键，宽度b=37.7mm,厚度t=11mm 切向键倒角c=1.2mm f=0.1 l=13510=125mm (比轮毂长度校10mm)挤压应力p= =141mpa查表13-6查许用应力 = 1

32、00120mpa 强度不够所以采用一般切向键做联接 p = p/2 = 70.5mm 故强度足够（2）小圆柱齿轮l4 = b33 = 1703 = 167mm已知：d4=135mm 所需传递扭矩t3=12921.15n.m, 载荷有轻微冲击，试选择普通切向键宽度b=37.7mm 厚度t=11mm 切向键倒角c=1.2mm f=0.1l=16710=157mm （比轮毂长度小10 mm）挤压应力p= =62.2mpa查文献1表13-6查许用应力 = 100120mpa 强度足够选用双列圆锥滚子轴承（gb/t299-1995）查文献4表7-2-80由d5=130mm选出32026型 轴承外径d=2

33、80mm 轴承内壁宽b=156mml5=b+15=171mml3=119.5mml1=l内侧 l2-l3-l4-15=109.5mml1= l1+b=265.5mm2.4.4第一轴设计已知条件：第一轴功率p1=820kw 扭矩t1=6220667n.mm 转速n1=1500r/min（一）第轴的选型设计 1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选用最常用的40cr，渗碳淬火查表15-1文献1=700n/mm2 2.按转矩计算轴的最小直径应用式（3-2）估算，由表13-3取a=105mm,（因轴上受较大弯矩）于是，计算所得应是最小轴径，该轴段因有键槽，应加大3%并圆整，取d1=86(1+0

34、.03)=89mm=90mm(圆整)d2= d1+10=100mmd3d2+10=110mmd4=124mm(安装尺寸由表7-2-77查的之值)d5=110mm3.轴的结构设计查手册圆柱形轴伸（gb/t1569-1990）,文献4表6-1-13查的l1=130mm（1）轴承的选择由d3=110mm查表7-2-66文献4得左侧采用单列圆锥滚子轴承(/297-1994)轴承代号为32322型，b1=80mm d1=240mm t=84.5mm a=57.8mm l2=l轴承盖+20=20+20=40mm查表7-2-80文献4得右侧采用调心滚子轴承（gb/t288-1944）轴承代号为圆柱孔2232

35、2tn1/w33型 b2=80mm d2=240mm l3=b1/2+b2/2+6=386mm 两轴承间的轴套l轴套=300-b1/2-b2/2=220mml4=30mml5=cos23.57r锥距-cos23.57(r-b齿宽)=72mm（2）是否采用齿轮轴？ 齿轮直径d3=116mm 公称直径db1 max=141mm圆锥齿轮小端齿根圆至键槽底面的径向距离e得e=（r锥距b齿宽）sin20=61.7mmd3所以必须采用齿轮轴2.5 轴的校核2.5.1第三轴(传动轴)校核（一）轴的结构设计 （见装配图）轴的具体结构见图（a1）（二）抗弯矩合成进行轴的强度校核1.轴的力学模型图 (a2)2.齿

36、轮上的受力 齿轮分度园直径 d5 = 240mm d4 = 640mm齿轮所受的转距 t3 = 49632718.8n.mm齿轮上的作用力圆周力ft5 = 2t3/d5 = 249632718.8/240 = 413605.99nft4= 2t3/d4 = 249632718.8/640 = 155102.25n 径向力 fr5= ft5tan = 413605.99tan20=150540.27nfr4=ft4tan = 155102.25tan20= 56452.60n 3.计算轴的支承反应力 图（a-3 a-5 ）垂直面上的支反力 rav=ft5(l2+l3)+ ft4l3/l=4136

37、05.99(266+152.5)+155102.25152.5/654=300836.70nrbv=ft5l1+ft4(l1+l2)/l=413605.99235.5+155102.25(235.5+266)/654=267871.54n水平面上的支反力rah=fr5(l2+l3)+fr4l3/l=-150540.27(266+152.5)+56452.60152.5/654=83168.3nrbh=fr4(l1+l2)fr5l1/l=56452.6(235.5+266)150540.27235.5/654=10919.35n4.画弯矩图 垂直面弯矩图 （a-4）垂直平面内剖面c处弯矩mcv=

38、rav。l1=300836.70235.5=70847042.85n.mm 垂直平面内剖面d处弯矩mdv=rbv。l3=267871.54152.5=40850409.85n.mm水平面弯矩图 （a-6）水平面内剖面c处弯矩 mch=rah。l1=83168.3235.5=19586134.6 5n.mm水平面内剖面d处弯矩mdh=rdh。l3=10919.35152.5=1665200.88n.mm5.合成弯矩图 （a-7）剖面c处合成弯矩mc=7.3410n.mm剖面d处合成弯矩md=4.0910n.mm6.绘制弯矩图（a-8）有前知 t3=49632718.8n.mm又根据=610n/m

39、m,查表得13-4文献1得b=55 n/mm和b=95 n/mm故得=55/950.58=0.5849632718.8=28786976.9n/mm7.绘制当量弯矩图对于截面c: mce=7.2910 n.mm对于截面d: mde=5.0010 n.mm8.计算轴截面b处直径 db= 208.7209mm截面虽有键槽削弱，使结构设计，所确定的直径已达到225mm,所以轻度足够。9.绘制轴的工作图10.滚动轴承的校核计算已知：轴承直径d=220mm,转速n=150r/min（1）确定轴承类型及其额定载荷设计中已确定采用圆柱滚子轴承，由表7-2-66文献4查得额定动载荷 cr=1360kn=136

40、010n（2）确定轴承承受的径向载荷径向载荷fra= = 3.1210 n frb= = 2.6810 n（3）当量动载荷p=fra=3.1210 n（4）计算轴承寿命 （滚子轴承=） lh= =15048.56小时12000小时 所以选用轴承合适。2.5.2第四轴（输出轴） （一）轴的结构设计（见装配图底稿）轴的具体结构见图（b-1）（二）抗弯、扭矩合成进行轴的强度校核1.轴的力学模型图（b-2）2.齿轮上的受力齿轮分度圆直径 d6=756mm齿轮所受的扭矩 t4=150136.3925n.m=150136392.5n.mm齿轮上的作用力圆周力 ft6 = 2t4/ d6 = 397186.

41、22n径向力 fr6 = ft6。tan= 144563.96n3.计算轴的支撑反力 （图b-3 , b-5） 垂直面上的支反力 rav = = = 248651.70nrbv = = = 148534.52n水平面上的支反力rah = = = 90501.82nrbh = = = 90501.82n4.画弯矩图 垂直面弯矩图 （b-4）垂直平面内剖面c处弯矩 mcv =rav。l1= 248651.70271.5=6.7510n.mm水平面弯矩图 （b-6）水平面内剖面c处弯矩 mch =rah。l1= 90501.82271.5=2.4610n.mm5.合成弯矩图 （b-7）剖面c处合成弯

42、矩 mc = = = 7.1810n.mm6.绘制转矩图 （b-8）由前知t4 = 150136392.5n.mm 又根据=700n/mm,查表得13-4文献1得b=65 n/mm和b=110 n/mm故得=65/1100.59=0.59150136392.5=8.8610n/mm7.绘制当量弯矩图对于截面c: mce= =1.410 n.mm对于截面d: mde=8.8610 n.mm8.计算轴截面b处直径 dc= 259.8260mm截面虽有键槽削弱，使结构设计，所确定的直径已达到280mm和260mm所以强度足够。9.绘制轴的工作图10.滚动轴承的校核计算已知：轴承直径d=280mm转速

43、n4=47.6190r/min（1）确定轴承类型及其额定载荷设计中已确定采用圆柱滚子轴承，由表7-2-66文献4查得额定动载荷 cr=2730kn=273010n（2）确定轴承承受的径向载荷径向载荷fra= = 2.6510 nfrb= = 1.5810 n（3）当量动载荷p=fra=2.6510 n（4）计算轴承寿命 （滚子轴承=） lh= =82569小时12000小时 所以可以，选用轴承合适。2.5.3第一轴（输入轴）（一）轴的结构设计 （见装配图底稿）轴的具体结构见图（c1）（二）抗弯矩合成进行轴的强度校核1.轴的力学模型图 (c2)2.齿轮上的受力 齿轮分度园直径 d1 = 192m

44、m 齿轮所受的转距 t1 = 5220667n.mm齿轮上的作用力圆周力ft1 = 2t1/dm1 = 25220667/163.2 =63979ndm1 = d1bsin= d1(10.5b/r) = 163.2mm径向力 fr1 = ft1tancos= 63979tan20cos21.8= 21385n轴向力 fa1 = ft1tansin= 63979tan20sin21.8= 8553n 3.计算轴的支承反力 图（c-3 、c-5 ）支点跨矩l1= l1(at/2) = 145(57.884.5/2) = 129.45mm l2= l2+at/2 = 300+57.884.5/2 =

45、 315.55mm垂直面上的支反力 rbv = = 86687nrav =22708n水平面上的支反力rbh = =26373nrah = = =4988n4.画弯矩图 垂直面弯矩图 （c-4）垂直平面内剖面c处弯矩 mcv =rav(l2+l3)= 22708(315.55+112)= 9.7106n.mm水平面弯矩图 （c-6）水平面内剖面c处弯矩 mcha =rah(l2+l3)fa1d1/2=4988（315.55+112）8553（192/2）=3.0106n.mmmchb =rbhl3fa1d1/2=263731128553（192/2）=2.1106n.mm5.合成弯矩图 （c-

46、7）剖面c处合成弯矩mca=10106n.mmmcb=9.9106n.mm6.绘制弯矩图（c-8）由前知 t1=5220667n.mm又根据=700n/mm,查表得13-4文献1，得b=65 n/mm和b=110 n/mm，故得=65/1100.59=0.595220667=3080193.5n/mm7.绘制当量弯矩图对于截面d: mde=3080193.5 n.mm8.计算轴截面d处直径 dd = = =77.96mm=78mm90mm截面虽有键槽削弱，使结构设计，所确定的直径已达到90mm所以轻度足够。9.绘制轴的工作 10.滚动轴承的校核计算已知：轴承直径d=110mm转速n=1500r

47、/min（1）确定轴承类型及其额定载荷设计中a处采用单列圆锥滚子轴承，查得额定动载荷 cra=725kn b处采用调心滚子轴承，查得额定动载荷 crb=795kn（2）确定轴承承受的径向载荷和轴向载荷径向载荷fra= 23249n frb = =90610 n轴向载荷 frc = fa = 8553n轴向载荷轴承的内部轴向力按表14-5查，又查文献47-2-79得y=1.7 查查文献4表7-2-77得y0 = 2 根据外部轴向负载fa和两轴承的内部轴向力fsa、fsb的方向大小, fsb+fa与fsa比较（因fsb=0）则 fsafa1 所以轴承a被“压紧”a、 b轴承所受轴向力faa = f

48、a1 = 8553n fba = fsb = 22653n（3）计算轴承当量动载荷由文献4表7-2-79查得ea = 0.35 eb = 0.34） 故可略去fba 查表14-6文献1得轴承a系数xa = 0.4 ya = 1.7 当量动载荷 pa = xafra+yafa = 0.423249+1.78553=23840npb = frb = 90610n（4）计算轴承寿命 （滚子轴承=） lha= =974440小时12000小时 lhb= =15470小时12000小时所以可以 ,选用轴承合适。2.5.4第二轴（传动轴）（一）轴的结构设计（见装配图底稿）轴的具体结构见图 （d-1）（二）抗弯扭合成进行轴的强度校核1.画出轴的力学模型图 （d-2）2.计算齿轮上的作用力 齿轮分度园直径d2 = 480mm d3 = 160mm 齿轮所受的转矩 t2 = 12921.15n.