减速器设计说明书

1、辽宁工业大学机械设计课程设计说明书一、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三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构，丫系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pw 3100 0.65 2.015kw1000 1000传动装置的总效率：n n0 ?ni ?n2?n3?n 4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：no 0.95齿轮啮合效率：m0.97 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率：n 20.99（球轴承）联轴器效率：n 30.99滚筒效率：n40.96传动总效率：n 0.950.9720.9940.99 0.960.816Pw 2.015 所需电动机功率：Pr=-

2、CC" =2.469kwn 0.816查设计资料表27-1，可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4型， 额定功率R=3kw;或选丫系列三相异步电动机 丫132S-6型，额定 功率F0=3kw;均满足 P°>Pr。2、选取电动机的转速、亠“占卄、击60v 60 0.65.滚筒轴转速：n w41.4r/ minn D 3.14 0.3现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较， 由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中。Pw= 2.015kw n = 0.0816Pr= 2.469kw万案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比

3、1Y100L2-43.01500142034.32Y132S- 63.O100096023.2表1:电动机数据及传动比比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得电动机额定功率P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min) 1420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表2：电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下Po=3kw n o=1420r/min三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比：i 2 匹1420 34.3nw 41.4则减速器的传动比：i减謬佗25i 2 =34.3i

4、 带=2.8i 减=12.25i 12=4.061i 23=3.012根据设计资料表17-9可知i带=24取i带2.8对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，且 避免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：i 12；1.35 i 减=4.06112.254.067则低速级的传动比：3.012 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴P0=R=2.469kwno=142Or/mi nC 2.469 103T0=9.559.5516.61N mn°1420I轴：1轴即减速器高速轴Pi=F0 n oi=F0 n 0=2.469 X 0.95=

5、2.346kwn°1420 厂"/厲=丄507r/mini 带2.8P2.346 103Ti=9.55 19.5544.18N m6507U轴：U轴即减速器中间轴F2 =P1 n 1 n 2=2.346 X 0.97 X 0.99=2.253kw n1507 cn2= 124.6r / mini 124.067F22.253 103T2=9.55 29.55 172.66N mn2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴F3 =P2 n 1 n 2=2.253 X 0.97 X 0.99=2.163kw 门2124.6“/邙=厶41.4r / mini233.012F32.16

6、3 103Ta=9.55 9.55 499.1N mn341.4W轴：W轴即传动滚筒轴F4=F3 n 2 n 3=2.163 X 0.99 X 0.99=2.12kw n4= n 3=41.4r/min巳2.12 103T4=9.55 丄 9.55 489.1N mn441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n °=1420r/mi n T0=16.61NmP1=2.346 kw n1=507r/m in T1=44.18NmP2=2.253 8kw n 2=124.6r/mi n T2=172.66NmPa=2.163kw n 3=41.4r/min Ta=499.1

7、 NmP4=2.12kwn 4=41.4r/minT4=489.1 Nm表三：各轴运动及动力参数Pc=2.716kw ddi=100mm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4 4查得工作状况系数K=1.1计算功率：Pc=KaP=1.1 X 2.46

8、9=2.716kw2）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，故 选A型V带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2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V、/ nddin。 n 100 1420/ /V=7.4m/s60 1000 60 1000在525m/s之间，故合乎要求。 确定从动轮基准直径dd2dd2 =i 带dd1=2.8 100=280mm 查教材表 4-6 取dd2 =280mm 实际从动轮转速n2和实际传动比i不计&影

9、响，右算得门2与预疋转速相差5%为允许。d d2280门 oi =2.8dd1100n。1420/.n1 507r / min1 i2.8507-5070% 5%5074)确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心a°因没有给定中心距，故按教材书式 4 25确定按：0.7(d d1+dd2)w a° w 2(d d1+dd2)得：0.7 X( 100+280)w a0 w2X (100+280)266mmw a0 w 760mm取 a0 =500mm 确定带的计算基准长度Lc :按教材式4-26 :Ic rn / X-j、(dd2dd1 )Lc 2a0+( dd1 +dd2

10、) +24a°n280100 2=2X 500+ (100+280) +24 500=1613 mm 取标准LdV=7.4m/s dd2=280mmi 带=2.8查教材书表4-2取Ld=1600伽。确定中心距aLc Ld “c 1600 1613 小匚a = a0+=500+=493.5 mm2 2a调整范围：amax =a+0.03 Ld =493.5+0.03 X 1600=541.5 m amin =a-0.015 Ld =493.5-0.015 X 1600=469.5 m5) 验算包角a 1按教材书式4-28得：gC °(dd1 dd2)« qc。(28

11、° 100) « 切。a 1 180-X 60=180-X 60a493.5=158> 1200符合要求6) 确定带根数ZPc按教材书式4-29 :Z > < ZmaxP0按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率p 0 =Ka ( p 0 + Ap 1 + Ap 2 )按教材书式4-20得包角系数K a158°Ka =1.25( 15 180 )=1.25 X ( 1 5 180°)=0.95由教材书表4-2查得：G=3.78 X 10-4 C 2=9.81 X 10-3 C 3=9.6 X 10-155C4=4.65 X 10Lo=

12、1700m2nn 02 n 1420 八c ,31=148rad/s60 60由教材书式4-18、4-21、4-22可知：C?2Po =dd1 3 1 C-C3(dd13 1) -Cdg(d d13 1)dd1a=493.5mmLd=1600mm a 1=15804 9.8110 3152=100X 148X 3.78 X 10-4-9.6 X 10-15 (100 148)2100-4.65 X 10-5 X |g(100 X 148)=1.242 p 1 =C4dd1 3 1|gc44cnII1 10 2 ( 1) c4 dd1 S=4.65 X 10-5 X 100X 148lg2=0.

13、19d “ 9.811031/1 彳、1 105 ( 1)4.6510 5 100 2.8Ld p 2 = C4d d1 3 1lg L0-51600=4.65 X 10 X 100X 148X lg =-0.00243 1700可得：Po =Ka ( p0 + Ap .J +Ap 2)=0.95 X (1.24+0.19-0.00243)=1.36由教材书式4-29 : V带的根数：Z> p£ = 2=1.99取z=2根P。1.367) 确定初拉力F。：查教材书表4-1 : q=0.1kg/mP 2 5按教材书式 4-30 : F°=500( -1)+q v VZK

14、a=500X 2.716(-2 1) 0.1 7.427.420.95=155N8) 计算轴压力Qa158按教材书式 4-31 : Q=2FZsin-°=2X 155X2Xsin=608.6N2 29) 确定带轮结构小带轮dd (25 3)ds，采用实心结构P0=1.24 P1=0.19 P2=-0.00243P。/ =1.36Z=2F0=155NQ=608.6N大带轮米用孔板式结构d1= 1.8d=1.8 x 26=46.8mm查设计资料表 7-8 得 e=15 , f=10, he =12=6,© =340,ba=11mmhamin =2.75带轮的宽度：B= (z-1

15、 ) e+2f= (2-1 )x 15+2x 10=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)。查教材图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，九血 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，叶诚 550M

16、Pa计算应力循环次数：由教材书式 5 33得：8N1=60n1 jLh=60X 507x 1X (10 x 8X 300)=7.3 x 108N2=N17.3 10 =1.79 x 108i4.067查教材书图 5-17 得：ZN11.06，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：Ni=1x 109 2=3.58 x 10833(THlim1 z z z z =580ZN1 Zx1ZWZLVR =SHmin1.01.06 1.0 1.0 0.92 =565.6MpaH1

17、565.6 MPah2566.7 MPaQ Hlim2 z z z z _550Z N2 Z x2 Z W Z LVR =SHmin.01.12 1.0 1.0 0.92 =566.7MPa因为(TH1叶2，所以计算中取叶=(rH1 =565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩:T1=44180N mm初选KtZft1.2，暂取螺旋角B 13,©a 0.3由教材书式5-42 得：Zb. cos Bcos13 0.987由教材书表5-5 得：Ze=189.8 .MPa估取a n =20°端面压力角:tan antan20 oatarcta n()arctan(

18、)cos Bcos13基圆螺旋角:Bb arctan(tanB cosat)12.2035 o20.4829ZhZh=2.44©a 0.3ZE 189.8 MPaZ =0.987Zh =2.44由教材书式a>(u+1) 3=4.067圆整取:估算模数:取标准值:2COS b 2.44 cos t sin t5-39计算中心距a：2KT| ZhZe乙 Zb；2©au21.244180244189.80.987 二讪加口1. 2 0.34.067a=125mm小齿轮齿数:565.6mn=(0.007 0.02) a= 0.875mm-2.5mmmn=2mm品押=2 125

19、 cos13 =24.03mn(u 1)2 (4.0671)a=125mmZ2uZ1=4.067 X 24.03=97.7取乙 24, Z298实际传动比:传动比误差:100%984.084.08 - 4.067100%4.067=0.3%< 5% 在允许范围内修正螺旋角:=arccos 叫 Zl 乙2a=arccos 2=12° 34' 412 125与初选B =13°接近,Zh , Zb可不修正。齿轮分度圆直径:d1=mnZ1 =2 24=49.180mmcos B cos12.578d2= mnZ2 cos B2 98 cos12.578=200.81m

20、m圆周速度:V=nd 1 n1 _ n60 103 =49.182 50760 103=1.31m/sZ1=24Z2=98 m=2 d1=49.180mm d2=200.81mmV=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 Ka=1.25按V乙仁1 24 os , 8级精度查教材书图5-4 (b)得 100 100动载系数Kv =1.024齿宽 b= aa =0.3 X 125=37.5mmb=40取 b=40mm按d; 島=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于 轴承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.06按8级精度查教材书

21、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 ,卄齿轮齿顶圆直径:Ka =1.25K/ =1.024Kp =1.06Ka =1.2K=1.628da1=d1+2hamn =49.180+2x 1.0 x2=53.462mm da1 =53.462mm da2 =204.810mm da2 =d2+2hamn =200.81+2 x 1.0 x 2=204.810mm端面压力角:丄.tan 况口、丄/ tan20、f-coarctan( ) arctan( -) =20.452齿轮基圆

22、直径:db1 = d1 cos a t =49.180 x cos20.452 °=46.156mmdb1 =46.156mmcos pcos12.578 odb2 =188.475mm端面齿顶压力角:db1a at1 =arccos =arccosda146.15653.180=29.782°a at1 =29.7822ndb2a at2 =arccos =arccosda2188.475204.810=23.2640Z2 (tan a at1 -tan at)+ Z3 (tan a at2 -tan at)a at2 =23.264£a =1.349db2 =

23、 d 2cos a t =200.18 x cos20.452 °=188.475mm£ p =1.38由教材书式5-43计算:=0.86由教材书式 5-42 计算：Zp .cos p <cos12.578 =0.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：p b =arctan(tan p cos a t)24(ta n29.782tan20.452 ) +98(tan23.264tan20.452 )=1.349£p =bsin p=40 sin12.578 =1.38nm n2 n=arctan(tan12.578° x cos20.452 &

24、#176; )=11.8082cos B bcos a tsin a2cos11.808cos20.452 sin20.452=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力九Ch=Zh Ze Z£ Zb2KT； u 1bd2 uZ£ =0.86ZB 0.99Zh=2.45=2.45 x 189.8 x 0.86 x 0.99x2 44180 1.628 4.06740 49.180 24.067h =537.9Mpa4、校核齿根弯曲疲劳强度乙1乙2乙2425.83ccos Bcos312.578o乙98105.43ccos Bcos312.578o乙=25.8Zv2=105.

25、4=537.9MPa<bH =565.6MPa 安全取 Zv1=25.8 , Zv2=105.4 ,查教材书图 5-14 得：Yf91 =2.65 ,泉2=2.24查教材书图5-15得:百=1.58，论a2=1.81由教材书式5-47计算丫，因卄=1.38>1.0丫卩=1-% 120=1-1.012.578120=0.9由教材书式5-48计算丫Y =0.25+20.75cos Bb=0.25+0.75cos211.8081.349=0.79查教材书图5-18b得:(TFlim1 230MPa(T Fiim2 210MPaYf31 =2.65 YFa2=2.24Ysa1 =1.58Y

26、sa2 =1.81(T Fiim1 =230MPa(T Flim2=210MPa查教材书图5-19得：Yn1Yn21.0取：YST2.0，S Fmin 1.4由教材书式5-32，因为m=2<5,所以取 *=%2=1.0计算许用齿根弯曲应力6 Flim1 Ysty y =230 2.0YN1 YX1 =SFmin1.4Flim1 YST1.01.0 =328.6MpaF1328.6MPa6Flim2YSTv v _210 20C F 2 Y N2 YX2 =SFmin1.41.01.0=300MpaF2=300MPa由式5-44计算齿根弯曲应力疔=2KT1 Y Y Y YF1Fa1 sa1

27、 Q Bbd 1m n240罟兽0巒1.580.790.9=108.6MPa< f 1 =328.6Mpa安全_YFa2Ysa2(T F2 = F1YFa1Ysa1o- F1=108.60MPacF2=105.29MPa=105.2MPasF 2 =300MPa安全=108.6兰2.65 1.585、齿轮主要几何参数Z124, Z298, u=4.067, m=2mmB=12° 34' 41d1 =49.180mn,d2 =200.81mn, da1=53.180mm da2 =204.81mmdf1 =d 1 - 2 (hac )mn =49.180-2 X 2X (

28、1.0+0.25 )=43.180mmdf2 =d2-2 (hac )mn =200.81-2 X2X( 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已知：传动功率住=2.252kw，小齿轮转速n2=124.6r/min，传动比i=u=3.0121、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)。查教材书图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240H

29、B寸，九讪1 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，九阮 550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQ线取值)计算应力循环次数：由式5 33得：N1 =60n2 jLh =60X 124.6 X 1 X (10 X 8X 300)=2.24 X 108MM 2.24 108 八匚c?N2 = 1=7.45 X 10i3.012查教材书图 5-17 得：ZN11.12，ZN2 1.19由教材书式5-29得：Zx1Zx21.0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：_ (THlim1 Z Z Z ZH1©ZN1Zx1ZWZLV

30、RSHmin580= 1.12 1.0 1.0 0.92 =597.6MPa1.0.Hlim2 Z Z Z Z”H2©ZN2Zx2ZWZLVRSHmin550= 1.19 1.0 1.0 0.92 =602.14MPa1.0因为叶】1< mb，所以计算中取m= bH】1=597.6MPaNi=2.24 X 1082=7.45 X 107S H 1=597.6MPaS H|2=602.14MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩：Ti=172660N mm初选KtZ； 1.2，暂取螺旋角B 13 ,心0.35由教材书式 5-42 得：Z® cosB cos13

31、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：at arctan(伽 a n) arctan( tan20 )20.4829cos ®cos13基圆螺旋角:®barctan(tan ® cos a t) arctan(tan 13cos20.4829 ) 12.2035Zh2 cos12.20352曲=2.44cos atsin a : cos20.4829 sin20.4829由式5-39计算中心距a：a > (u+1)=3.012KtZ2t 1.2©a 0.35Z =0.9

32、87Ze=189.8 MPaZh=2.44=154.38mm圆整取:a=155mm估算模数:mn=(0.007 0.02)a= 1.085mm3.1mm取标准值:mn=2.5mma =155mmmn =2.5小齿轮齿数:2acos®=2155 cos13 =30.1mn(u 1) 2.5 (3.0121)Z2uZ1 =30.1 X 3.012=90.6取乙 30,乙91实际传动比：i实Z29193.03乙30乙=30Z2=91B =arccosmn 乙乙=arccos2a25 30+91 =12° 3 42 15512 37'44"与初选B =13接近，Z

33、h , Zb可不修正齿轮分度圆直径:mnZ12.5 30d 1 =cos B cos12.628=76.86mmd2 = mnZ2 cos B2.5 91 cos12.628=233.14mm圆周速度：V= nd1 n13=n 76.86 124.6=o.50m/s60 10360 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 Ka=1.25按也 0.50 300.15100 1008级精度查教材书图5-4 (b)得动载系数Kv =1.025d1=76.86mm d2=233.14mm v=0.50m/sKa=1.25Kz=1.025b=54.25mm传动比误差： i|

34、理i实100%3.012 - 3.03100% 0.7%<5%|理3.012在允许范围内修正螺旋角：齿宽 b= aa =0.35 x 155=54.25mmKb=1.03Ka=1.2K=1.6362取 b=55b 55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：da1=81.86mm da2=238.14mmK=Ka Kv Kb Ka =1.25 x 1.025 x 1.03 x 1.2=1.58计算重合度£a， J齿轮齿顶圆直径:

35、da1 =d1 +2hamn =76.86+2 x 1.0 x 2.5=81.86mmda2 =d2 +2ham n =233.14+2 x 1.0 x 2.5=238.14mm端面压力角:at=20.46 0atarcta n(tan antan20 00时)arCtan( 30Si2628-o)=20.46db1=72.00mmdb2=218.43mm齿轮基圆直径:db1 = d1 cos a t =76.86 x cos20.46 °=72.000mmdb2 = d 2cos a t =233.14 x cos20.46 °=218.43mm端面齿顶压力角:s =ar

36、ccos da1=眦込81.86=28.410at1 =28.41° at2 =23.480J =2nbsi n 钉=由教材书式由教材书式由教材书式a at2 =arccos db2 = arccos 218.43 =23.48。 da2233.14Z2(tan aat1 -tan at)+ Z3(tan a at2 -tan a t)=1.69B =54.25 Sin12.63 =1.29525 na =1.69b =1.295=0.769基圆螺旋角:5-43计算:5-42计算:5-41计算Zh=0.769Z£ = 1£压Zb、_cos B 、cos12.628

37、 =0.988B b =arctan(tan B cos a t)Zb =0.988B b=11.86 0Zh=2.44=arctan(tan12.628° x cos20.46 ° )=11.86 °Zh2cos Bb2cos11.86T=2.44 cos atsin at cos20.46 sin20.46由教材书式5-39计算齿面接触应力（ThH =ZH ZE Z£ Z B2KT； u 1 .bd2 u=2.44 X 189.8 X 0.769 X 0.988 X2 172660 1.58 3.012 15576.8623.012(th =574.

38、4MPa=574.4MPa<bH =597.6MPa安全4、校核齿根弯曲疲劳强度Z1330cos B乙COSB取Zv1=32, Zv2=98,查教材书图乙2cos312.628°91cos312.628o32.397.945-14 得：Yf91=2.56，Yf92=2.27查教材书图5-15 得：Y；a1=1.63，Ysa2=1.82由教材书式5-47计算丫，因弘=1.295>1.0丫卩 “J；。*.0佗628 =0.86120由教材书式5-48计算Y2Y =0.25+ °.75COS 匹=0.25+ 0.75COS 11.86 =0.6771.677与高速级齿

39、轮相同(tf 1 =328.6MPa,ctf 2=300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力_ 2KT1(TF1 bd 1m nYFa1 Ysa1 Ys 丫=2 1.58 172660=55 76.86 22.56 1.63 0.677 0.86=149MPa«F 1 =328.6Mpa 安全YFa2 YSa2F2 = F1YFa1Ysa1=147.8672.26 1.802.54 1.64=144.402MPa5F 2=300MPa 安全乙=32.3Zv2=97.94Yb=0.86Ye =0.677(T F1=328.6MPa(T F2=300MPa(T F1=149MPa(T

40、 F2 =144.402MPa5、齿轮主要几何参数Z130, Z291， u=3.012， mn=2.5mmB =12° 37' 44d1 =76.86mm d2 =233.14mm da1=81.86mm da2 =238.14mmdf1 =d1 -2 (ha c )mn =76.86-2 X2.5 x( 1.0+0.25 ) =70.61mm df2 =d2 -2 (ha c )mn =233.14-2 X2.5 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

41、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，其轴径可按下式求得：iP按设计资料式8-2得：d A。3 - 查教材书表8-2得：A°=130, n估算高速轴外伸端最小直径：P(2.346dmin 人3丄 130 3 23.32mm如V 507圆整取：d1 26mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1) x 15+2X 10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：da A03匡 120 J221645.1mmVnaV 41.4圆整取：d3 48mm估算中间轴安轴承处最小直径：d2 36mm2、高速轴强度计算已知：双级斜齿轮圆柱减速器

42、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d1=54.18mm齿根圆直径 df=49.180mm 螺旋角B =12.578 ° ,a t=20.452 °。1）设计轴的结构a、两轴承之间的跨距12112 mmb、布置轴上零件，设计轴的结构。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。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图b圆周力：F 2T1=1794Na轴向力：F

43、a Ftan B 400N径向力：Fr Fttan at 669Nc 248Q 25.7Fa 54F；R1H166Ft=1794NFr=669NFa=400NR1H=787 NRhf847NR2H82Q 25.7Fa 112F166M 1H49938 N ?mmM 2H45738 N ?mmM 2H 035458 N ? mmR1V584NR2V2689.9NM 2V65408 N ?mm248 609 257 400 54 669166-787N82 609 25.7 400 112 669166847NM1h82Q82 60949938N mm54R2h54 84745738N mmM：H

44、0M：hFad135458N mm254F54 1749R1v584N166166112F112 1794R2v1210N166166M2v112R112 58465408N mmM279813 N ?mmM 2074400 N ?mmM ca0 26508 N mmM ca1 61432 N mmMca20 78981 N mmMca2 84100 N mmc、求轴的弯矩M画弯矩图，如图f所示。M Mh 49938N mmM2、Mh M2V 79813N mmMjoM2H0 M2V 74400N mmd、画轴的扭矩图，T=44180N mm，如图g所示。e、求计算弯矩Ma,画计算弯矩图h。取

45、根据：Mca M2( a T)2 , a 0.620.64418026508N mmMao辽宁工业大学机械设计课程设计说明书"T U 1 35、4993820.6 4418061432N mm.7981320.64418084100 N mmMC78981N mmT、 、Q广fXJ 卜FFa图aRih图cFtR2vM2辽宁工业大学机械设计课程设计说明书47图hca 10.44MPaca 14.3MPaf、确定危险剖面，校核强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大, 轴颈较细的U剖面进行验算 。根据主教材表8-3查得：45号钢，(T b-i=55MPaI剖面的计算应力:

46、Ma2W841000.143.180310.44MPav (T b-i=55MPa合格ca614320.1 35sII剖面的计算应力:14.3MPav (T b -1=55MPa合格3)按疲劳强度安全系数校核轴分别选择川、IV剖面进行验算：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：（7b 637MPa ,i 268MPa ,t 1 155MPa oa、HI剖面疲劳强度安全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 循环处理。7max W _ .810003 6.8M

47、PaW 0.1 49.18037min7max6.8MPa7a7max 6.8MPa 7m0Tmax W4418031.85MPaW 0.249.180 3Tm Ta 竽0.975MPa Tmin 02 2根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质 量系数。士曰鈕 D d 54.18049.480 c“r1.5门根据：2.66， 0.030r1.5d 49.180查得：Kff 1.88，Kt1.57，0.84，纭 0.78，B 0.95，取叭 0.21贝U：S。= -口=16.72a 叭 7m 188 6.8 0am 0.84 0.95ST =Ta=1.57155=68.260.9

48、75 0.210.9750.78 0.956.8MPamax6.8MPa mina 6.8MPaam00.975MPa max0.975MPa mamin0S =16.72S =68.26S 16.23S = rSgS =_16.'2-68.26_=16.23S2 ST,16.722 68.2616.72 68.26"2"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剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动,弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。max4 15.08MPa0.1 263"minbmax15.08

49、MPa"max15.08MPamax441803TW 0.2 2612.5612.56MPaTmaxTa 26.28MPa 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表面质量系数。查得:Kff1.76 , Kt1.54 ,0.91 ,纭 0.89 , B 0.95,取叭 0.21则:2681.760.91=10.4812.56 00.95取S=1.5满足要求。max 15.08MPaminmaxmin15.08MPa15.08MPa12.56MPa12.56MPaa=10.48=12.147.98§ =K J155=12.14 1 546.28 0.21 6.280.89 0.95 S2 ST.10.48210.48 2 =7.98212.1421.8 S>S,满足要求，所以IV剖面疲劳强度八、滚动轴承的选择和寿命验算11滚动