减速器设计说明文书

1、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二相异步交流电动机，封闭式扇冷式构造，丫系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pw二3100cc0.65 2.015kw 1000 1000传动装置的总效率：n no?n?n2?n3?n4查表17-9确定个局部效率如下：皮带传动效率：no0.95齿轮啮合效率：n10.97齿轮精度为8级滚动轴承效率：n2 0-99 球轴承联轴器效率：n30-99滚筒效率：n40-96传动总效率：n 0-950.9720.9940.99 0.960.816Pv 2.015所需电动机功率：R- c=2.469kwn0.816查设计资料表27-1 ,

2、可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4 型，额定功率P0=3kw ;或选丫系列三相异步电动机丫132S-6型， 额定功率P0=3kw ；均满足P0 > Pr。2、选取电动机的转速Pw = 2.015kw60v60 0.65n D 3.140.3万案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L243.01500142034.32Y132S63.O100096023.2滚筒轴转速:n w41.4r / min现以同步转速为1500r/mi n 及1000r/mi n两种方案进展比n= 0.0816Pr= 2.469kw拟，由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中表1

3、 :电动机数据及传动比比拟两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表 27-2查得表2:电动机型号为Y100L2 4，其主要性能如下电动机额定功率P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n 0/(r/mn1420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 2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比n 1420总传动比：i 200 34.3nw 41.4根据设计资料表17-9可知i带=2 4取i带2.8i 34 3 那么减速器的传动比：i减 - 才" 12.25i带2$对减速器传动比进展分配时，为使两级传动浸油深度相近，且

4、防止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：ii2 J.35 i 减=4.061那么低速级的传动比：i 减 12.25 o o i23= 3.012i 124.0672、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴Po=P r=2.469kwn o=142Or/minP2.469 103To= 9.55 r 9.5516.61N mno1420I轴：1轴即减速器高速轴P1 =P 0 n=P0 - 0n2.469 X0.95=2.346kwn。1420/.n1= 507/ mini 带2.8P2.346 103=9.559.55 44 18N mn1507U轴：U轴即

5、减速器中间轴P2 =P 1 1 2=2.346 X0.97 X0.99=2.253kw比507n2= .124.6r / mini 124.067P0=3kwn 0=142Or/mi ni 2 =34.3i 带=2.8i 减=12.25i12 =4.061i23 =3.012C 2.253 103小T2= 9.559.55172 66N mn2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴P3 =P 2 n n2.253 X0.97 X0.99=2.163kwn2124.6”.n 3= .41.4r/mini233.012P32.163 103T3= 9.55 39.55499.1N m门341.4W轴

6、：W轴即传动滚筒轴P4=P 3 2 3=2.163 X0.99 X0.99=2.12kwn4= n 3=41.4r/mln巳2.12 103T4= 9.55 49.55489.1N m4n441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n o=1420r/ml n T0=16.61NmP1=2.346 kw n 1=507r/m in T1=44.18NmP2=2.253 8kw n 2=124.6r/ml n T2=172.66Nm表三：各轴运动及动力参数P3=2.163kw n 3=41.4r/minT3=499.1 NmP4=2.12kwn 4=41.4r/minT4=489.1

7、 Nm轴序号功率/KW转速/r/min转矩T/ N m传动形式传动比效率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44查得工作状况系数Ka=1.1计算功率：Pc=KAP=1.1 X2.469=2.716kw2丨选取V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，应选A型V带。3确定带轮基准直径dd1、dd

8、2 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ddi =100mm 验算带速Vnd di n 100 1420V=7.4m/s60 1000 60 1000在5 25m/s之间，故符合要求。查教材表4-6 取 确定从动轮基准直径dd2dd2 = i 带dd1 = 2.8 100 =280mmdd2 =280mm 实际从动轮转速n2和实际传动比i不计&影响，假设算得门2与预定转速相差 5%为允许n1507 - 5075070% 5%dd2 = 280dd1 = 100n°1420i 2.8

9、2.8507r / min4丨确定中心距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Pc=2.716kw按：0.7(dd1+dd2)<2(d d1 +d d2)得：0.7 x100+280w a。2 X(100+280)266mm <a0 <760mm取 a0 =500mm 。 确定带的计算基准长度Lc :按教材式4-26 :nLc 2a° + 2 (dd1 +dd2)+ (dd2 dd1)d14a°n=2 X500+2100+280 2280 100+4 500=1613 mmdd1 =100mm 取标准Ld 查教材书

10、表4-2取Ld=1600 确定中心距aa=a°+ Lc,=500+216001613 =493.5V=7.4m/sa调整围:amax = a+0.03Ld =493.5+0.03X1600=541.5 mamin = a-°.015Ld=493.5-0.015X1600=469.5 mdd2 =280mm5验算包角a i按教材书式4-28 得:a 180 °(dd1 dd2)aX60 °180(2809晋 X60 °158493.5i 带=2.8120 0符合要求6丨确定带根数按教材书式4-29 :PcZ > <Z maxPo按教材

11、书式4-19，单根V带所能传递的功率P0 = Ka(P° + p 1 + Ap2 )按教材书式4-20得包角系数KKa =1.25( 1a i180 )=1.25 X(1 5158180 )=0.9510-15由教材书表4-2查得：C1=3.78 X10-4C2=9.81 X10-3C3=9.6 XC4=4.65 X10-5L0 =1700 mm2 nn 0602n 142060=148rad/s由教材书式4-18、4-21、4-22可知:2 2Po = dd1 3 1 C1-C3 (dd1 31) -C4lg(d d1 31)dd1=100 X148 X3.78 X10-4-9.8

12、110 3100-9.6 X10-15(100 148)2=1.24 p 1 =C 4 dd1-4.65 X10-5 X|g(100 X148)23 1lgc2111 102( 1)C4 dd1 S=4.6510-5X100148lg10 9814.65103 1 ( 110 5 100(2.8 =0.191)p 2 = C4dd131lg 比L0=4.65 X10-5 X100 X148 Xlg=-0.002431700可得:p0 = Ka (p0 + Ap .j + Ap 2)=0.95 X(1.24+0.19-0.00243)=1.36pc 2 716由教材书式4-29 : V带的根数：

13、Z>P0 = 1.36九99取Z=2根a=493.5mm7丨确定初拉力F0:查教材书表4-1 :q=0.1kg/m按教材书式4-30 : F0=500空（孕/內 vzKaLd=1600mm=500 X2.7167.4 2(029551) 0.17.42=155N8丨计算轴压力Qa158按教材书式 4-31 : Q=2F°Zsin 0 =2 X155 X2 Xsin=608.6N2 29确定带轮构造a1=158 0小带轮dd (2.5 3)ds，采用实心构造大带轮采用孔板式构造d仁 1.8d=1.8 X26=46.8mm查设计资料表 7-8 得 e=15 , f=10 , he

14、=12 ,3=6 ,©=340 ,ba=11mm, hamin =2.75带轮的宽度：B=z-1e+2f= 2-1 : X15+2 X10=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，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丨。查教材图5-16 b丨：小

15、齿轮齿面硬度为240HB 时，(rHlim1 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，m2 550MPa计算应力循环次数：由教材书式 533得：N1=60 n1jLh=60 X507 X1 X(10 X8 X300)=7.3 X108=N 721=1.79 X108i4.067查教材书图 5-17 得：ZN1 1.06，ZN2 1.12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)由教材书式5-28确定疲劳许用应力：&580%】1-Zn1Zx1ZwZlvr= 1.06 1.0 1.0 0.92 =565.6MSHmi

16、n1.0pa&550&H】2TZn2Zx2ZwZlvr= k "2 1.0 1.0 0.92 =566.7MSHminMPaPo=1.24仲1=0.19仲2=-0.00243P。/ =1.36Z=2圆整取：a=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 ®2 125 cos13Z1=24.03mn(u 1)2 (4.0671)Fo=155N因为叶】1 < 卬】2，所以计算中取卬=卬】1 =565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：Ti =44180 N

17、 mm初选KtZ；1.2，暂取螺旋角B 13伸a 0.3由教材书式 5-42 得：Z®.cos®.cos130.987由教材书表5-5得：Ze=189.8MPa估取a n =20、一 ”宀tan antan20 :端面压力角：atarctan( ) arctan( ) 20.4829cos ®cos13基圆螺旋角：®b arctan(tan ® cos at) 12.2035Zh2cos b 2.44Yeos t sin t由教材书式5-39计算中心距a：' 23 KT；ZhZeZ£Z®a >(u+1)和一11

18、2皿叶,J 1.2441802.44189.80.987=4.067 13 =121.7my2 0.34.067565.6mZ2 uZ1 =4.067 X24.03=97.7取乙 24, Z298实际传动比:Z2 984.08乙 24Q=608.6N传动比误差: i100%4.08 - 4.0674.067100%=0.3% V 5% 在允许围修正螺旋角:B =arccosmn Z1 Z22a298 24=arccos =12 °4 '412 125与初选B=13。接近，Zh , Zb可不修正齿轮分度圆直径:=49.180mmd1 = mnZ1 =2 24cos B cos1

19、2.578d2 =mnZ2 cos B2 98 cos12.578=200.81mm圆周速度:V=601049.182507360 10=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度N1=1 X109N2=3.58 X108由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 Ka=1.25按VZ 13_24 0.31 , 8级精度查教材书图5-4b丨得 100 100动载系数Kv =1.024齿宽 b= ©aa=0.3 X125=37.5mm取 b=40mm按b=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于d149.180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

20、材书表5-4得：Ka =1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=KaKvKb Ka 1.25 1.024 1.06 1.2 1.628计算重合度£ a , 灯齿轮 齿顶圆 直径：da1 = d1 +2 hamn =49.180+2 x 1.0 x2=53.462mmda2 = d2 +2hamn =200.81+2x 1.0 x2=204.810mm端面压力角：丄,tan an、丄/tan20"、natarctan(n)arctan()=20 452 0cos Bcos12.578 ：齿轮基圆直径：db1=d1 cos a t =49.180 xcos20.452 0=46

21、.156mmd b2=d 2cosa t=200.18xcos20.452 0=188.475mm端面齿顶压力角：aat1 =arccos- arccos=29.782 0da153.180db2188.475门aat2 =arccos - arccos=23.264 0da2204.8101£« = l Z2(tan aat1 -tan at)+ Z3(tan aat2 -tan a2 n1=*24(tan29.782tan20.452 ) +98(tan23.264tan20.452 )=1.349bsin 卩 40 sin 12.578. 一£ b =1.3

22、8nm n2 nH1 565.6MPah2566.7 MPa"1 1 1由教材书式5-43计算：乙=1 = =0.86 卜 V 1.349由教材书式 5-42 计算：爲.COSl 、cos12.578 =0.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：Bb =arctan(tan B cos aZh=arctan(tan12.578 °Eos20.452 °)=11.8082cos Bb cos a tSin at2cos11.808cos20.452 sin20.452=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力(Th=2KT1 u 1th=ZhZeZe Zb 2

23、Y bd1 uZh=2.44©a 0.3Ze 1898 MPaZ =0.987Zh =2.44=2.45 X189.8 X0.86 X0.992 44180 1.628 4.067 140 49.18024.067=537.9MPa< TH=565.6MPa 平安4、校核齿根弯曲疲劳强度Zv1Zv22425.8cos312.57898105.4cos312.578_乙_ cosB 乙 cosB5-14 得：YFa1 =2.65 ,取 Zv1=25.8 , Zv2=105.4，查教材书图YFa2=2.24查教材书图5-15得：Ysa1 =1.58 ,Ysa2=1.81a=125m

24、m由教材书式5-47计算丫，因 =1.38>1.0Y，=1- £A =1-1.012012.578120=0.9由教材书式5-48计算丫丫 =0.25+20.75C°S3b=0.25+0.75c°s 211.8081.349=0.79查教材书图5-18b得：帀m1 230MPa , *诚 210MPa查教材书图5-19得：Yn1氐 1.0取：Yst 2.0 , Sin1.4由教材书式5-32，因为mn=2<5，所以取丫刘=2=1.0计算许用齿根弯曲应力(T f 16 Flim1 YSTSFminYN1 YX1 =230 2.01.41.06 Flim2

25、 YSTSFminYN2YX2 =210 2.01.41.01.0 =328.6Mpa1.0 =300Mpa由式5-44计算齿根弯曲应力_ 2KT1(T F1 ='bd 1mn2 僚844180 2.651.58240 49.2620.790.9=108.6MPa<6 f 1 =328.6Mpa平安_丫1a2 丫Sa2CT F2 = 6 F1厂i 、Fa1 Tsa1=108.62.241.812.65 1.58=105.2MPa<* 2=300MPa平安5、齿轮主要几何参数Z1=24Z124 , Z298, u=4.067 , mn=2mm , p=12 °4 &

26、#39;4TZ2=98di =49.180mm, d2 =200.81mm, dai =53.180mm,m=2da2 =204.81mmd1=49.180mmdf1 = d1 -2 (ha c )mn =49.180-2 X 2 X 1.0+0.25 d2=200.81mm=43.180mmV=1.31m/sdf2 = d2-2 (ha c )mn =200.81-2 X 2 X 1.0+0.25 =195.81mma=25mm齿宽：b1 =45mm , b2 =40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算:传动功率 P2=2.252kw，小齿轮转速 n2=124.6r/min，传动比i=u=3

27、.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240HBb=40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丨。查教材书图5-16b：小齿轮齿面硬度为240HB时，皿讪1 580MPaKa =1.25大齿轮齿面硬度为200HB时，叶阮 550MPaKv =1.024对于工业用齿轮，通常按 MQ线取值Kp =1.06计算应力循环次数：由式5 33得:Ka =1.2叫=60 n2jLh=60 X124.6 X1X(1O X8 X300)=2.24 X108N22.24 1083

28、.012=7.45 X107查教材书图 5-17 得：ZN11.12 , ZN2 1.19由教材书式5-29得：Zx1Zx2 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：Hlim1 Zn1Zx1ZwZlvrSHmin580市 1.12 1.0 1.0 0.92 =5972SHlim2 ZZMwZlvrSHmin5501.01.191.0 1.00.92 =602.14MPa因为站1砧2，所以计算中取oh = bH】1=597.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：T1= 172660N mm初选©Z；

29、1.2，暂取螺旋角B 13伸a 0.35由教材书式5-42 得：Zb ：'cos B vcos13 0.987由教材书表5-5得：Ze=189.8 MPa由教材书式5-41计算Zh估取an =20 °端面压力角： atarctan(tan an) arctan( tan20 ) 20.4829cos Bcos13基圆螺旋角:K=1.628da1 =53.462mmda2=204.810mmdb1 =46.156mmdb2=188.475mma at1 =29.782a at2 =23.264=1.349Bb arctan(tan B cos a t) arctan(tan 1

30、3cos20.4829 )12.2035ZhI 2cosBb_2 cos12.2035cos atsin at- cos20.4829sin20.4829=2.44£b =1.38由式5-39计算中心距a:a >(u+1)2ZhZeZbCh=3.012 13； 1.0 1726602 0.353.0122.44189.80.987597.6圆整取：a=155mm估算模数：mn=(0.007 0.02) a= 1.085mm 3.1mm取标准值：mn=2.5mm2acos B2 155 cos13小齿轮齿数:Z1=30.1mn(u 1)2.5 (3.0121)Z2uZ1 =30.

31、1X3.012=90.6=154.38mm取乙 30, Z291乙=0.86Zb 0.99Zh=2.45实际传动比:传动比误差: i5%在允许围i实3.012-3.033.012100% 0.7%V修正螺旋角:mn Z1 Z22.5=arccos 2a=arccos -30 + 91厂U12 °7'44 与初选B=13 °接近，Zh , Zb可不修正。h =537.9Mpa齿轮分度圆直径.d i . _ COQ 76.86mmcos B cos12.628mnZ22.5 91d2=233.14mmcos B cos12.628简中、击心nd 1n1 n 76.86

32、124.6 - _ .圆周速度：V=" 川=0.50m/s60 103 60 1033、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 匚=1.25按 W °.5。300.15100 1008级精度查教材书图5-4b得动载系数Kv =1.025齿宽 b= ©aa=0.35 X155=54.25mm取 b=55b55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：K= Ka Kv Kb Ka =1.25 X1.025

33、 X1.03 X1.2=1.58计算重合度& a，灯齿轮齿顶圆直径：da1 = d1 +2 hamn =76.86+2 X 1.0 X2.5=81.86mmda2 = d2+2 hamn =233.14+2X 1.0 X2.5=238.14mm端面压力角：Zv1 =25.8 Zv2=105.4YFa1 =2.65YFa2=2.24Ysa1 =1.58Ysa2=1.81oFiim1 =230MPa0Flim2 =210MPa端面齿顶压力角:db1aat1 =arccos =arccosda172.0081.86=28.41F1328.6MPaF2=300MPaa /tan a.、&

34、;/tan20"、0atarctan()arctan( ) =20 460cos Bcos12.628齿轮基圆直径：dbi = d! cos at =76.86 Xcos20.46 °=72.000mmdb2 = d 2 cos a t =233.14 Xcos20.46 °=218.43mm218.43233.14=23.48基圆螺旋角： 弘=arctan(tan B cos at)=arctan(tan12.628°Xos20.46 °)oF1=108.60MPaoF2=105.29MPa=11.862cos Bb _ i. cos a t

35、sin at_2cos11.86=2.44cos20.46 sin20.46由教材书式5-39计算齿面接触应力（Th九=ZH ZE 乙 Zb2KT； u 1bd2 udb2a at2 =arccos =arccosda21£a = Z2 (tan aat1 -tan at)+ Z3(tan aat2 -tan at) =1.69 2 nbsin 卩 54.25 sin 12.63£bnm n2.5=1.295n由教材书式5-43计算：乙=j 丄=0.769启，1.69由教材书式5-42计算：Zbcos B 、cos12.628 =0.988由教材书式5-41计算Zh=2.4

36、4 X189.8 X0.769 X0.988 X2 172660 1.58 3.012 155 76.86?3.012=574.4MPa< TH=597.6MPa 平安4、校核齿根弯曲疲劳强度ZV2乙cos3p乙cos3p30cos312.62891cos312.62832.397.94取 Zvi =32 ,Zv2 =98,查教材书图5-14得:YFa1=2.56 , YFa2=2.27查教材书图 5-15 得：Ysai=1.63 , Ysa2=1.82由教材书式5-47 计算 Y，因 =1.295>1.0丫 =1-一 =1-1.0 佗628- =0.86卩 卩120 120由教材

37、书式5-48计算丫2Y =0.25+ 0.75COS % =0.25+0.75COS 21186 =0.671.677与高速级齿轮一样叶1 =328.6MPa,(tf 2 =300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力%=bd1mn YFa1Ysa1 丫 丫2.56 1.630.6770.86=149MPa<* 1=328.6Mpa平安.F2=，F1YFa2Ysa2 =147.867F1 菲a1*a12.54 1.64=144.402MPa<* 2 =300MPa平安5、齿轮主要几何参数Z130, Z291 , u=3.012 , mn=2.5mm3=12 °7'

38、;44d1 =76.86mmd2 =233.14mm,da1 =81.86mmN1=2.24 X108N2=7.45 X107da2 =238.14mmdf1 = d1-2 (ha c m =76.86-2 X2.5 1.0+0.25=70.61mmdf2 = d2 -2 (ha c )mn =233.14-2 X 2.5 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

39、式求得：按设计资料式8-2得：d A。3 P查教材书表8-2得：A°=130 , n估算高速轴外伸端最小直径:dmin13032.34650723.32mm圆整取：d1 26mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1)X15+2 X10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：8H1=597.6MPa $H2=602.14MPa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: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 小=54.18mm ，齿根圆 直径 df=49.180mm ，螺旋

40、角 3=12.578 ° , a20.452 °。1）设计轴的构造a、两轴承之间的跨距丨2112mm。b、布置轴上零件，设计轴的构造。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。KtZ 211.2©a 0.35Z =0.987Ze=189.8 ；MPaZh=2.44计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 b圆周力：Ft2T1=1794Nd1轴向力：FaFtan 3400N径向力：FrFta n

41、at669N248Q 25.7Fa 54匕R1H 77166248 609 257 400 54 669166787N_82Q 25.7Fa 112FR2H16682 609 25.7 400 112 669166847NMh 82Q 82 609 49938N mmMh 54Rh 54 847 45738N mm吗HO M2h 邑 35458 N mm254Ft54 1749Rv584N166 166112F112 1794陽L 1210N166 166Mv 112Rv 112 584 65408N mmc、求轴的弯矩M，画弯矩图，如图f所示。M Mh 49938N mm吗 7M22HMV

42、79813N mm吗o JMho M2v74400N mmd、画轴的扭矩图，T=44180 N mm，如图g所示。e、求计算弯矩Mca，画计算弯矩图h。取根据：Mca Jm2 ( a T)2，a 0.6a =155mm mn =2.5Z1=30Z2=9112 37'44"d1=76.86mm0.64418026508N mm2、4993820.6441802-61432N mmMa2. M220.6T7981320.64418084100N mmMa2OM 0.6T2.7440020.624418078981N mmd2=233.14mm v=0.50m/sKA =1.25K

43、v=1.025 b=54.25mmK 尸1.03Ka=1.2K=1.6362FrFada1 =81.86mm da2=238.14mmM2Ma2Ma0mi 血 UNat=20.46 0dbi =72.00mmdb2 =218.43mmaati =28.41 0aat2 =23.48 0=1.69&尸1.295Z =0.769Z 尸0.9883d= 11.86 0Zh=2.44(TH =574.4MPaZv1 =32.3Zv2=97.94Bill 111111 阮图hf、确定危险剖面，校核强度根据图中轴的构造尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大， 轴颈较细的U剖面进展验算。根据主教材表8

44、-3查得：45号钢，如-i=55MPaI剖面的计算应力：MCa284100caW 0.143.180 310.44MPa v ob-i =55MPa 合格U剖面的计算应力：皿 614323 14.3MPav ob-1 =55MPa 合格 W 0.1 353L J3）按疲劳强度平安系数校核轴分别选择川、IV剖面进展验算：川剖面所受的弯矩和扭矩大， 轴肩圆角处有应力集中。IV剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配 合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：血 637MPa， 268MPa，t 1 155MPa。a、山剖面疲劳强度平安系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭

45、剪应力按脉动循环处理。"maxM 葺需 &8MPamin(Tmax6.8MPaCa(Tmax6.8MPaTmax ；441800.249.180 3Tmax 匸85Ta2 21.85MPaY 3=0.860.975MPa,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外表质量系数。根据:54180 49480 2畸忌 0.0301.5查得:Kff 1.88 , Kt1.57 , £'(T(T0.84 , £t0.78 , 30.95 ,Y =0.677取叭 0.21那么:CT 1»a叭 Cm2681.88=16.720.84

46、 0.95 6.8 0qF1=328.6MPaL Ta Zm&T1551 570.975 0.210.78 0.95=68.260.975qF2=300MPaS SS 二C T2 , ,Sa '1672 阮26=16.2316.722 68.262取S=1.51.8 S>S,满足要求,所以III剖面疲劳强度满足要求。b、IV剖面疲劳强度平安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oF1=149MPa(TF2=144.402MPa循环处理。"max026508315.08MPa01 26min(Tmax15.08MPaCaCmax 15.08

47、MPamax441800.2 26312.56MPaTmaxTa""212.566.28MPa 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外表质量系数。查得：Kff 1.76 , Kt 1.54 ,讥0.91 , £t0.89 , B 0.95 ,取叭 0.21s= kCT 1a一 aat am26817612.560.91 0.95=10.480St =ktTa Zm1551 546.28 0.210.89 0.95=12.146.28S=竺 Stsa 1°48 1214=7.9810.482 1 2.142取S=1.51.8 S&g

48、t;S,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1、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。低速轴安装轴承处直径55mm，可得轴承代号6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算:轴的直径d=35mm ，该轴承所承受的轴向载荷 Fa=400N，轴 转速n=507r/min ，工作有轻度冲击，初选深沟球轴承 6207，要求 轴承预期寿命24000h 。1）计算支反力R1，艮和轴向合理Fa由前面计算得知：Rh 787NR2H 847NR1V 584NR2V 1210N合成支反力：R1 VR1H R1V = J787 584 =980NR2 Jr；h R；v = J8472 12102 =1470NFa=F a=400N2）确定轴承的承载能力，查课程设计教材表 21-1，查得6207轴承：Cr（动）=19.8K