机械设计课程设计-展开式两级圆柱齿轮减速器机械设计F=700,度V=25,D=300

1、机械设计课程设计说明书设计题目：展开式两级圆柱齿轮减速器学 校：井冈山大学院（系）：机电工程学院班 级：13机制本（1）班姓 名：刘波学 号:110618035指导教师：夏翔时 间：2015.12.142015.12.28一、设计任务书（2）二、传动方案的拟定（2）三、电动机的选择和计算（3）四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算（4）五、传动零件的设计计算（5）六、轴的设计 （17）七、轴的校核（20）八、轴承的校核（25）九、键的选择与校核（26）十、联轴器的选择（28）十一、箱体及其附件设计 （28）十二、心得体会 （30）十三、参考文献（30）设计任务书1. 要求：三班制，使用年限

2、10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%。2. 已知：带的圆周力f二650n,带速度v=l. 6m/s,卷筒直径d=280mnio3. 设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图23张； 零件说明书1份（60008000字）。二、传动方案的拟定m传动方案如下图所示帀hi设计计算内容计算结果三、电动机的选择和计算一、电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的待点。y系列电动机，额定电压为380v,额定频率为50h乙。本设计屮电动机采用封闭式结构。二、电动机容量的选择电

3、动机所需工作效率为：ppd= ”ha而工作机所需功率pu,由工作机的带圆周力f和带速v确定，即：cfvp=1000“根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率7广0. 96传动装置的总效率：=77,2叶；查表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分了率为：联轴器效率产0.99，滚动轴承传动效率（一对）2二°99，闭式齿轮传动效率为3二0.97,代入得：二 o.992 x0.9-x0.972 = 0 895所需电动机功率为：fv700x2.5_p= =17 0.61 kw“ 1000几 1000x0.96x0.895化二 1.5kw由载荷平稳，电动机额定功率略大于pd即可由第1

4、9章表19-1所示y系列三相交流异步电动机的技术参数，选电动机额定功率卩皿为l5kw三、确定电动机的转速：计算结果卷筒轴工作转速为:60xl000v60x1000x2.5 ,.n =r / minn=170.61r/min龙 x280= 170.61r/min查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840,则总传动比合理范围 为=840,故电动机转速的可选范围为：nd = ia n= （840） x 170. 61 r/min =13664-6824 r/min符合这一范围的同步转速有3000 r/min和1500/7min两种。由表19-1查得电 动机数据及计算出的总传动比列于表1中。表

5、1电动机数据及总传动比方案电动机型号额定功率电动机转速总传动比2；同步转速满载转速1y90s-21.5150014008.212y90l-41.53000284016. 65方案2中电动机传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑，制造成 本高，故不可取。而方案1的电动机总传动比较合理，传动装置结构紧凑。敬综合 考虑，选用方案1较好，即选定电动机的型号为y100ll-4o四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算一、传动装置所要求的总传动比为：rti传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比a丿2 ,3-的乘积,即:设计计算内容计算结果= h考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取z,

6、 = 1.4zn故；z二 j1.4?； =71.4x8.21-3.39ii =3.3948.21小zn =2.422n3.39二、传动装置的运动和动力参数1各轴的转速：i 轴：n = 1400 r/minii 轴：nn-1 - 1400-214.98 r/min° i、 3.39iii轴：/7in -，?n -170.51 r/minzn2.各轴的输入功率(kw)i 轴：pj =1.21x0.99 = 1.2 rwii 轴：pn =1.2x0.99x0.97 = 1.15 kwiii轴：片二 pn 72 =15x0.99x0.97 = 1.1卷筒轴：pj = pn=1-1x0.99x

7、0.99 = 1.08 kw3.各轴输入扭矩的计算(njw)电动机轴的输出转矩7；为：p1 21t-9550x j -9550x '-8.081nm1400故，1 轴：71=7； = 8.081x0.99 = 8 tv-/n计算结果设计计算内容ii轴：菇=坊3诂=&081x0.99x0.97x3.39 = 26.307nm nmiii轴:心=坊2f'li =26.307x0.99x0.99x2.422 = 62.448 nm卷筒轴：丐二心“诩=62.448x0.99x0.99 = 61.205n /将各轴的运动和动力参数列于表2o表2各轴的运动和动力参数轴号功率p/kw

8、转矩t/(n.m)转速71(/7 min)传动比，效率电动机轴1.5&081140010.99i轴1.2814003.390.99ii轴1.1526.307412.982.4220.97iii轴1.162.448170.5110.96卷筒轴1.0861.205170.51五、传动零件的设计计算、高速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1) 、按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2) 、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb10095-98)。(3) 、材料选择。由教材表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

9、质)，硬度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。(4)、选用小齿轮齿数z)=23,大齿轮齿数z? =乙=3.39x23=77. 97,取7xz2=78。齿数比为： =一 = 3.391232、按齿面接触强度设计由教材式(109。)进行计算，即:號 2.32 °设计计算内容计算结果、确定公式内的各计算数值试选载荷系数（=1.30计算小齿轮传递的转矩。丁 95.5x10'片 95.5xl05xl.2 oni/1 in3 .t = = 8.014x10 n - mmnx1400由教材表107选収齿宽系数 =1由教材表10-6查得材料的弹性影响系数z£ = 189.8

10、 mp严。由教材图10-21c1按齿面硬度查得小齿伦的接触疲劳强度极限”如讪=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限巧怙2二550lpa由教材式10-13计算应力循环次数。n、= 60® jlh =60x1430x1x(3 x 8 x 300x10) = 6.1776xl096.1776x109 = 733x109-3.565由教材图10-19取接触疲劳寿命系数khn = 0.90 , khn2 = 0.95计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数s二1,由教材式（10-12）得：ah, = khn% =0.9x600 mpa = 540mpa1 =540ah 1 = khn

11、2%2 = 0.95x550 mpa = 522.5 mpa可 l =522.5（2）、计算计算小齿轮分度圆直径如代入几中较小的值。du >2.32 lk,t .u±1( ze )2c ” 13x8.34x10 4.391 2.433x189.8x0.671x0.985 .=2.32 j.(y mmv13.391522.5=38.592 mm设计计算内容计算结果 计算圆周速度y.龙”_x38.592xl400v 60x100060x1000=2.828 m/s 计算齿宽b。b二 ©/ 打=1x38. 592二38.592 mm 计算齿宽与齿高之比纟。h好好dt 38.

12、592模数- = 1.678 mm'z23齿高h = 2.25 旳=2.25x1.678 = 3.776 mm= 31248 = 10.22h 3.776 计算载荷系数k根据v二2.828 m/s, 7级精度，由教材图108查得动载系数k 广 1.055；直齿轮，kha = kfa = ；由教材表10-2查得使用系数心=1;由教材表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，心0 = 1.404 o由£=022，k=1.4047,查教材图1013得 心盯1.34；故动载荷系数为：k=ka kv /c = lxl.055xl.2xl.404 = 1.777 按实际

13、的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式(10-10a)得：cl, =3 = 38.592x3/12zz mm1 '叫v 1.3=42.82 mm 计算模数momz =1.678设计计算内容计算结果da 42.8,m - -= 1.839 mmz, 233、按齿根弯曲强度设计由教材式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：q%：如（1）确定公式内的各计算数值山教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限阳二500lpa,大齿轮的弯曲疲劳极限ofe2 =380mpa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn=o. 85, kfn2=0. 88；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s

14、二1.4,由教材式（10-12）得:k.(7rpl ().85x500厲严如阳二mpa303. 57 mpaf 1s1.40-88x380q fn2 fe2 =°mpa -238.86 mpa"2s1.4计算载荷系数。k=/ca/cva：f<za：f/7=lxl.o55xl.2xl.3 = 1.374查取齿形系数。由教材表 10-5 查得yfa= 2.62 ； yfa2 = 2.22查取应力校正系数。由教材表10-5查得=1.6；71 = 1.78计算大小齿轮的丫皿人“并加以比较。厲yffllrsa2=2.62xi.78 = 00154|巧4303.57设计计算内容计

15、算结果«必2 _ 2“2 x 1.78 一0 065crf2238.86大齿轮的数值大。(2)设计计算：/2x1.374x8x103 亦殛v1x232=0.882 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m =lmm,已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =69.995 mm,算出小齿轮齿数d、 42.82从“z = - = 42.82 ,取乙=431 m 1.25大齿轮齿数 z2=43x3. 391=145. 78, 取 z2=146,4.几何尺寸计算。(1)计算分度圆直径：= zm = 43x1 mm - 43 mmd2

16、 = z2m = 146x1 mm = 146 mm(2)计算中心距：4+n43 + 146 wa = = 94.5 mm2 2(3)计算齿轮宽度：b = d = 1x43 mm = 43 mm収 b? = 35 mm ,= 40 mm5.结构设计小齿轮1由于直径比较小，釆用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。计算结果设计计算内容表3高速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结杲/ mm模数m1压力角a20°齿数乙43146传动比13.395分度圆直径43d2146齿顶圆直桎=心+ 2町m45da2 = 2 + 2ham148齿根圆直径df = d - 2（町+

17、c*40df 2 二 d2 一 2（h； 4- c"）加143中心距a94.5凶见= + 548b2=b43二、低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1) 、按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2) 、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb10095-98)。(3) 、材料选择。由教材表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,二者材料硬度差为40hbs。(4)、选用小齿轮齿数z产23,大齿轮齿数z2 =/n=2.422x23=58. 236,取z尸59。齿数比为：/ = = 2.

18、434232、按齿面接触强度设计由教材式(10-9a)进行计算，即:设计计算内容计算结果g 2.32()2 lv “ s 0,（1）、确定公式内的各计算数值试选载荷系数« =1.3。计算小齿轮传递的转矩。丁 95.5x10再 95.5x105x1.15 ° “ 心“t = = 2.66x10 n mmnn412.98由教材表10-7选取齿宽系数“ =1由教材表10-6查得材料的弹性影响系数zf = 189.8 mpa,/20由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限”川曲产600mp&大齿轮的接触疲劳强度极限（t/iini2 =550mpa由教材式1

19、0-13计算应力循坏次数。n、= 60njlh =60 x403.27 xlx(3x8x300xl0) = 1.742xl091.742xl09(、 “9n. = 0.679xl0922.565由教材图10-19取接触疲劳寿命系数k/inl = 0.90 , khn2 = 0.95计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数s二1,由教材式（10-12）得：<jh , = khnis讪=0.9x6oompg = 54ompq s0 l =n20im2 = 0 95 x 550 mpa = 522.5 mpa（2）、计算计算小齿轮分度圆直径血，代入力订中较小的值。d “32kt &qu

20、ot;±1( ze 2c 胡 1.3x2.66x104 3.434 z2.434x 189.8x0.671 x0.985x2“ =2.32j(y mm = 59.237 mmv12.434522.5设计计算内容计算结果计算圆周速度y.龙血如x59.237x412.98v 60x100060x1000= 1.28 mis计算齿宽bob二0 dt =1x59. 237=59. 237 mm计算齿宽与齿高之比色。h培好dt 59.237u”模数=2.576 mm'z23齿高h = 2.25m, = 2.25x2.576 = 5.796 mm一 59.2371 v.zrzrh 5.7

21、96计算载荷系数k根据v=l. 28 m/s, 7级精度，由教材图10-8查得动载系数k广1. 015；直齿轮，kha = kfa=l.2；由教材表10-2查得使用系数ka=；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置吋，心“二 1.419。=10.22, kr0=1.419,查教材图 10-13 得 k=1.47；故动载荷系数为：k 二心仏岛仏匕”二 lxl.015xl.2xl.419 = 1.728按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式(10-10a)得：r)1.728d = d 3/ = 59.237x iyiyyi1 l，kfv 1.3=6528 mm设计

22、计算内容计算结果计算模数加。d、 65.128m = = 2.831 mmz233、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：'2kt m> 5 )忖;刁(1)确定公式内的各计算数值由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(tfe1=500mpa,大齿轮的弯曲疲劳极限% =380mpa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn、=°85,陷池九88；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由教材式(10-12)得：kpzq 仆 0.85x500q厂=fz fei =mpa-303. 57 mpar 1s1.40.88x380qj

23、 = fn2 fe2 二ipa-238. 86 mpaf 2s1.4计算载荷系数。k二心心 沧 ©0 = 1x1.015x1.2x1.47 = 1.79查取齿形系数。由教材表 10-5 查得yfal = 2.69 : yfa2 = 2.284查取应力校正系数。由教材表 105查得ysal = 1.575 : ys(d = 1.727计算大小齿轮的丫皿、人并加以比较。如纬就2.69x1.575 “ 01396别303.57设计计算内容计算结果厶必2.284x1.727 “0聞crf2238.86大齿轮的数值大。(2)设计计算：心kt；.“y他 z： 0j2xl.79x2.66xl04

24、八=jx0.01651vlx232=1.438 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m =1.5 mm,已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径d, =65.128 mm,算出小齿轮齿数d. 65.128. .口 rz. = l = 44 ,取 z. =44；1 m1.51大齿轮齿数 z2=44x2.434二 108,取 z2=108；4.儿何尺寸计算。(1)计算分度圆直径：/ =z,m = 44x1.5 mm = 66 mmd2 = z2m = 108x1.5 mm -162 mm(2)计算中心距：d. + d-,66 +162a

25、= = 114 mm2 2(3)计算齿轮宽度：b =“ -1x 66mm = 66 mm取 5 =66 mm , b, =71 mm5.结构设计小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表4。低速级齿设计计算内容计算结果轮传动的尺寸如表5所示。表4 低速级大齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式结果毂孔直径d由中间轴设计而定d=d3245轮毂直径d.d3 = 1.6 j72轮毂宽度厶厶= （1.2 1.5）56腹板最大直径d（）14）m”124板孔分布圆直径di“=（2 + 2）/298板孔直径d2o2 "0.2

26、5 0.35）（2-03）15腹板厚度cc = （0.2 0.3）514表5低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/ mm模数m2压力角a20°齿数乙44z2108传动比12.455分度圆直径心66162齿顶圆直径叭】=% + 2h*m69血2=4+2h；m165齿根圆直径d八=d、一 2（町 4- c ）m58.5df2 =d2 - 2（町 + c）m15.5中心距a114齿宽b. =b + 571ba = b66计算结果设计计算内容六、轴的设计一、轴的材料选择和最小直径根据工作条件，初选轴的材料为40c；钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：t/min = a 3 - &

27、#176;初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键 v n槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%。ao值由表153确定：高速轴aoi=126,中间轴a°2=120,低速轴a（）3= 112。高速轴："'imin二傀崗片/ q = 120><丁¥ mm = 11.398 mm,因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：imin = d'imin(l + 7%) -11.398x(1 + 0.07) m/n =12.196 zwn,取为整数厶血=13。 11 1 c中间轴：川

28、2罰=歸师云= 20xqmm = 16.882mm ,因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值2饰=20加加。 1 低速轴：3血=入3目p? /© = "2°xg70 5 mm = 22-339 mm,因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：仏罰=d'3min(1 + 7%) = 22.339x(1 + 0.07) mm =23.903 mm，取为联轴器的孔径，3罰二24 mm o二、轴的结构设计：1、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：dxx :最小直径，安装联轴器的外伸段，n = lmin =13 771772 od2:密封处轴段，根据联

29、轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采设计计算内容计算结果用毡圈密封），|2=20 mm。d3：滚动轴承处轴段，13=20 mm ,滚动轴承选择7004ac,其尺寸为dxdxb = 20mmx42mmx 12mm。d、4：过渡轴段，|4=30 mm.齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40c,调质处理。%6：轴环，|6=i4=30mm.17：滚动轴承处轴段，d7=i3=20mm.（2）各轴段长度的确定：zh :由联轴器的毂孔宽厶=30确定，仏=28 mm.厶2：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，/12=50/7?m./13：由滚

30、动轴承，挡油盘及装配关系等确定，l3=10mm./|4 :由装配关系，箱体结构等确定，/|4 =90mm <>/|5:由高速级齿轮宽度b,=48mm确定，/15 =40mm。/|6 :収为 1=2 mm o/17:由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，/17=24mm .2、中间轴的结构设计中间轴的结构如图1所示。（1） 各轴段直径的确定：21：最小直径，滚动轴承处轴段，21二2min =2°"兀，滚动轴承选取7004ac,其尺寸为dxdxb = 20mmx42mmx 12mm o2?:轴环，=48 nitn ©齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿

31、轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40c,调质处理。设计计算内容计算结果“24：轴环，根据齿轮等轴向定位要求，d24=d22 =48mm.25：高速级大齿轮轴段，心5=35 mm。“26：滚动轴承处轴段，26=21=20加加。（2）各轴段长度的确定：/2i:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等确定,12 =26 mm.仏：轴环宽度，/oo=10 mm./23:由低速级齿轮宽度bj=71 mm确定，/23 =61 mm.4：轴坏宽度，（22=!24=w mm。/25：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，l25=32mm./26：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，金刁。mm o图13、低速

32、轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：31 ：滚动轴承处轴段，31 =25 mm,滚动轴承选取6005,尺寸为dxdxb = 25mm x 47 mm x 12mm£2 :低速级人齿轮轴段“32 =30 mm。d33 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求，“33=40 mm。34：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位要求，34 =35mm."35：滚动轴承处轴段，35 = “31 =25mm。“36：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），必6=35 mm。£7：最小直径，安装联轴器的外伸段，仏7 = 3min = 24加加（2）各轴段长度的确

33、定：/31：由滚动轴承,套筒及装配关系等确定，/31 =43 mm.厶2：由低速级大齿伦的毂宽66加加确定，32=66nrn.133:轴环宽度,/33 = 10 mm.z34:由装配关系，箱体结构等确定，z34 =5°mm 0/35:由滚动轴承确定，l35 = l3mm 0/36:由箱体结构,轴承端盖，装配关系等确定，z36 =50 mm 0/37:由联轴器的毂孔宽厶=60 mm确定，取/37 =58 mm o七、轴的校核一、中间轴的校核（1）轴的力学模型的建立1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确立：齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置

34、。支点跨距l= 140mm,低速级小齿轮的力作用点c到支点a距离l二52mm,两齿车仑的力作用点之间的距离l2=57mm,高速级大齿轮的力作用点d到右支点b距离l3=31mmo2、绘制轴的力学模型图据分析做出轴的受力图，见图2a。设计计算内容计算结果llfc2 ftae43862a)力学模型图c)v面弯矩图 e)h面弯矩图g)转矩图图2轴的力学模型及转矩、弯矩图b)v面力学模型图d)h面力学模型图f)合成弯矩图h)当量弯矩图（二）计算轴上的作用力：亠、亠丄“厂厂 2713.468x10° x2咼速级大齿轮 2： fl2=ftl=- = 769ndx35frl = fr = fri t

35、an 20°=170.92 n 亠丄"厂 27； 2x45.862x10' 1“彳低速级大齿轮3： f八=a = l.638xl03n/3£56耳3 = f（3 tan 20°=l.638*l03=596.183 n（三）计算支反力：i.垂直面支反力，见图2b。由绕支点b的力矩和工m刖=0,得：frav （厶 + 厶2 + 厶3）= f3 + f3 （12 + 厶）=170.92*31-596.183*88=-47165.584frav = -47165.584/140 = -336.897v方向向下同理，由由绕支点a的力矩和工m戕=0,得：fr

36、bv （厶 + 厶2 + 厶3 ）=巴2 （，2 + “3 ）耳3厶=-12371.23627frbv = -12371.236 /140 = -88.336/v方向也向下由轴上的合力工凡=0,校核：frbv + frav + f心 + f” = 88.366 + 336.89 +170.92 596.183=0计算无误2、水平面支反力，见图2d。由绕支点b的力矩和工旳助=0,得：frah （厶 + 乙2 + 厶3）= f3 + f（3（j2 + 厶）设计计算内容计算结果frah （厶 + 厶2 + 厶）=f3 + 刁3（，2 + 厶）=769.6*31+1638*88二 168001.6 n

37、=-168001.6/140 = -1200.01 in方向向下同理，由由绕支点a的力矩和工旳册=0,得frbh (厶 + 厶2 + 厶3)= f/3厶一 f/3 (/| + <2)t69062.4nfrbv = 169062.4/140 = 1207.589n方向也向下由轴上的合力工為=0,校核：frbh + fra + 耳2 + 只3 = 769.6 +1638 -1200.011 -1207.589=0计算无误3、a 点总支反力：fra = vf2rav + f2 rah 1246.403nb 点总支反力：frb = f2 rbv + f2 rbh =1210.818（四）绘转矩、

38、弯矩图：1、垂直面内的弯矩图，见图2coc 处弯矩：mg防:fraf x 厶=336.89x 52= -1751828nmmcvti' rav h = 336.89x52 =二一 1751&28nmmd 处弯矩：mov： fkliv x z3 = -88.36 x 31 =二2739.16n 加加"dm： - frbv x3 = 88.36x31 =二-2739.16n 力772、水平面内的弯矩图，见图2e.c 处弯矩：mch =-fravxi =-1200.011x52：=-62400.572/v - mmmdh = -fklill x/3 =-1207.589x3

39、1 =-3743502597v mm设计计算内容计算结果3、合成弯矩图，见图2f。c 处：mc/. =m2cv +m2m- =j17518.23+62400.5722=64812.952 n.mmme右二me左d 处：=m?dv圧+m仏=72739.162 +37435.2592=37535.338 n.mm4、转矩图，见图2g。t2 = tn = 45.862 n.mm5、当量弯矩图，见图2h°因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数0 = 0.6 o込=0.6x45862 = 27517.2n.znmc处：m左=m c右m'c右二 jm 2c右+（00

40、）2 = 764812.8522 +27517.22=70412.464 n.mmd处：m °左=m d右m'd& =左 +（血）2 =737535.4382 +27517.22=37535.338 n.mm（五）弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面c的）的强度。m ；右m c右70412.464（yca =r = = 5.098mp。w0.1 cp 0.1x403根据选定的轴的材料为40c.二70mpd ,因此，故安全。同理，髙速轴和低速轴径校核，合乎要求。设计计算内容计算结果八、轴承的校核一、高速轴滚动轴承的校核1、滚动

41、轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据d7 = d门=20mm,选取 7004ac,其基本参数查资 cr = 11.5kw,c“ = 7.45kw2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数/ = 1.00按教材表13-5, x = i,y = o,故当量载荷p为，p、=fp（x® + 负）=fp xf” =184.862 npd xfj + 吒）二打 xfj m03.49n3、验算轴承寿命：因p<p2,故只需验算轴承2。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10d x 300 x 24/? = 72000：r106 zcxr106

42、 al.5xlo.匚 =（一）=（）3=80648.362>72000h'60n p60x1430603.49故，所选轴承满足寿命要求。二、中间轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据j21= “26 = 20mm,选取 7004ac,其基本参数查资 cr = u.5kw,cor = 7.45kw2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数/ = 1.00按教材表13-5, x = i,y = o,故当量载荷p为，p =几 * +yfj = /朋你=1246.403 n设计计算内容计算结果£ =

43、 fp(xfj + yfa) = fpxfr2 =1210.818n3、验算轴承寿命：因片 鬥，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为1 od x 300 x 24/? = 72000/7：1061061 1.5x103lh =(一严=()=324616.7372>72000h“60" p60x1430 124.640故，所选轴承满足寿命要求。三、低速轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据厶二厶二25加加，选取6005,其基本参数查资= 17.0kw,c” =11.8kw2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由

44、教材表136查出载荷系数乙二10。按教材表13-5, x=l,r = 0,故当量载荷p为，p = fp(xf + 比)=厶xf十93.654 n马=fp(xf2 + 吒)=九 xfj =60.282n3、验算轴承寿命：因片厶，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10dx300x24 = 72000/2：r106 zcxf10617.0x103s =()=(y >72000hh 6qn p60x143093.654故，所选轴承满足寿命要求。九、键的选择与校核设计计算内容计算结果一、高速轴上键：由高速轴的结构设计，选定：高速轴伸出段轴端处键槽为：bxh- l = 5mmx5mm

45、- 25mm(t = 3.omm, r = 0.2mm), 标记 为： 键5x25 gb1096-2003, 轴段 d=16 mm , 键的工作长度l - b/2 = 25 2.5 = 22.5mm ；键的接触高度k=0.5h=2.5mm ；传递的转矩7 = t、= 13.4687v.mm ；按教材表6-2查出键静连接时的许用应力q= 100mpa,2tx1032x13.468x1000r .=mpa =29.929mpa <100mpa =(jn卩 kld2.5x22.5x16"键连接强度足够二、中间轴上键：由中间轴的结构设计，选定：中间轴大齿伦处键槽为：hxh 一厶=10加

46、加x8mm - 25mm(t = 5.0mm. r - 0.3mm), 标 记为： 键10x25 gb1096-2003,轴段 d=35 mm,键的工作长度厶= 25-10 =；键的接触高度k=0.5h=4mm；传递的转矩7； = 7 = 45.862 n.mm :按教材表62查出键静连接时的许用应力ap = 100 mpa,2txl03 2x45.862x1000r .<7 =mpa =43.678 mpa < 100 mpa =(7, 1p kld4x15x35"键连接强度足够三、中间轴上键：由低速轴的结构设计，选定：低速轴大齿轮处键1为：bxh 一厶=14"

47、;劝x9mm - 50mm(r = 5.5mm, r = 0.3mm), 标记 为： 键14x50 gb096- 2003 ；低速轴伸出轴处键 2 为:bxh-l smmx 1mm -50mm标记为：键8x50 gb1096-2003；*于是同一根轴上的键槽，传递的转矩，所以只设计计算内容计算结果需要校核键1即可，齿轮轴段处d=45 mm ,键的工作长度1 = l 一 b/2 = 50-7 = 43加加；键的接触高度k=0.5h=4.5 mm ；传递的转矩t3 = 45.862 n.mm ；按教材表62查出键静连接时的许用应力cr, = 100 mpa,一2c10_ 2x111.513x100

48、0p kld4.5x43x45"键连接强度足够十、联轴器的选择一、高速轴（输入轴）根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取心=1.5,则tca = kat. =1.5x13.468 =20.202n.mo按照计算转矩tca小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t4323 - 2002 ,选用lt3型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为31.5 n.m ,孔径d=16mm,l=42mm,li=30mm,许用转速为6300r/min,故适用。标注：lt3联轴器jc16x3°gb4323 2002。 jc16x30二、低速轴（输出轴）根据工作要求，为了缓和冲