减速箱课程设计

1、课题：减速器传动装置分析设计二、课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去 分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。三、已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、工作机转矩：2502N.m,不计工作机效率损失。3、动力来源：电压为 380V 的三相交流电源；电动机输出功率 P=15kw。4、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲

2、击。5、使用期： 10 年，每年按 365 天计。6、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。7、工作环境：室内常温，灰尘较大。四、工作要求1、画减速器装配图一张（ A0 或 A1 图纸）；2、零件工作图二至三张（传动零件、轴、箱体等等） ；3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；5、设计说明书一份。五、结题项目1、检验减速能否正常运转。2、每人一套设计零件草图。3、减速器装配图：A0;每人1张。4、零件工作图：A3；每人共2张、齿轮和轴各1张。5、课题说明书：每人 1 份。六、完成时间共 3 周（

3、200735 2007326 ）七、参考资料【1】、机械设计 （第四版）邱宣怀 主编 高等教育出版社出版；【2】、机械设计课程设计 潘承怡 主编 哈尔滨理工大学出版；【 3】、机械设计补充教材 （第三版）于惠力、潘承怡 主编 大连出版社出版；【4】、画图几何及机械制图 （第五版）朱冬梅 主编 华中理工大学出版。计算及 说明一、减速器结构分析分析传动系统的工作情况1传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机， 在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速 器与滚筒并

4、列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布 置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯 曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。计算及说明结果二、传动装置的总体设计()、选择电动机1选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率(1 )、传动滚筒所需有效功率PW =

5、10.0KWcFV8000 X1.25 “CMPw =-10.0KW1000 1000(2 )、传动装置总效率n = 0.816Pr =12.25KWnW =41.18r /min24n= H/bn n n%丫r 、-、 、 r 一 r、. r .-、亠 z * _>-卜按文献2表2.11确疋各部分效率如下：V带传动效率：nvB = 0.95闭式齿轮传动效率：n =0.97(精度7级)滚动轴承效率：nB= 0.99( 一对)联轴器效率：nC=0.99传动滚筒效率：ncY =0.96得 n=0.95 X).972 X).994 X).99 X).96= 0.816(3)、所需电动机功率Pr

6、 = Pw = 10.0 =12.25KW n 0.8163、确定电动机转速(1)、传动滚筒转速nw=60V=60 X.°=41.18r/minnDn X).5(2)、符合条件的电动机如卜表：型号Y160L-4Y180L-4Y200L-8Y160MZ-2额定功率KW15151515电机满载何转速转/分1460970730293滚筒转速转/分38.238.238.238.2总传动比39.2025.3919.1176.72i带2222i 减19.6012.709.5538.35i = 35.45i 刀=14.1811 =4.37512 =3.241由此比较，应选 Y160L 4,结构紧凑

7、。由文献2表2.10 2选取电动机的外形及安装 尺寸 D 42伽，中心咼度 H 160伽，轴伸长 E 110伽。4、传动比分配(1 )、两级齿轮传动比公式h =(1.3 1.4)i2i2 =$1.31化(2 )、减速器传动比由选定电动机 Y160L 4,满载何转速 no1460 r/ min，传动滚筒轴转速nw = 41.18r / min,同步转速 1500 r / min。总传动比 i = n° = 1460 =35.45nw41 .18取iVB =2.5，贝【J减速器的传动比为：i35.45i 尸=14.18乙 iVB2.5取两级齿轮减速器咼速级的传动比为：i J.3i刀 =J

8、1.3 X14.18 =4.375则低速级的传动比为：i 刀 35.45i2 =二=3.241i14.3755、运动条件及运动参数分析计算0轴：0轴即电动机转轴P0 Pr12.25KW , n0 =1460r/min , T0 =9.55 xP° = 80.13N mmn。1轴：1轴即减速器的高速轴R=P0n01 = P0nB =12.25 X0.95 = 11.64KWn。1460如/.m =584r / mini012.5P11.64 X103=9.55 = 9.55 X= 190.35N mmn1584.0计算及说明结果2轴：轴即减速器中间轴P2 = P n2 = P nnB

9、=11.64 X0.97 x0.99=11.18KW4584.0 .n2 =133r / mini124.375P211.18 X03T2 =9.552 =9.55 X=802.77N mmn21333轴：轴即减速器低速轴R=F2n3=P2 nG n=11.13X).97 X).99=10.74KWn3 = n2 = 92.64 =41r/mini232.425P310.74 X03T3 =9.553 =2501.63 N mmm414轴：轴即传动滚筒轴P4 = F3n34 = P3 n n =10.74 X).99 X0.99=10.53KWn4 = 41 = 41r/mini341P410

10、.53 X03T4 = 9.55 = 9.55 X= 2452.72N mm帀41(二)、定V带型号和带轮1、工作情况系数由文献【1】由表11.5得K A 1.12、计算功率Pc =KaP =1.1 X2.25 =13.4753、选带型号由文献【1】表11.15选取B型4、小带轮直径由文献【1】表11.6选取D1 =130mm5、大带轮直径D1n1130 X1460D2 =(1©1 1 = (10.01) X= 325mmn2584(取 £ = 1%)取 D2 = 325mm6、大带轮转速D1n1130 X1460n2 =(1£1 1 =(10.01) X=578

11、.2r/minD23257、验算传动比误差Ka =1.1Pc =13.475kW取B型D1 =130mmD2 = 325mmn2 =578.2r/m n计算及说明结果(1 )、理论传动比i -n1 - 1460 -2.53n2578.2(2 )、实际传动比i-D2-325-2.525(1£)D1 (1 0.01) X130(3 )、传动比误差2.5252.53-0.2% <3%合适|2.53(4 )、验算带转速v =:-nX30 X460 -9.93m/s<25m/s合适60 X100060 X10008计算带长D 2 +D11 ) v-9.93m/s求Dm325+130

12、(1 )、-227.5mmU mD 22Dm -227.5mm求 - D2 D1 -325 130(2 )、Q"7 Rmm22 -97.5mm(3 )、初取中心距a0 - 700mm(4 )、带长2L - tiDm +2a0 +a。97.52-nX227.5 +2 X700 +700-2128mm(5 )、基准长度Ld - 2240mmLd -2240mm9、求中心距和包角(1 )、中心距Ld42240n>227.5a =+ 1 讥LdnDm)282 :441 + 447(2240nX227.5)28 X97.52= 381 + 375 = 756mm(2 )、小带轮包角a -

13、 756mm<5D2D1Q325130©a =180X60 -180-X60 -165a756a -165>120 =计算及说明结果10、求带根数n11460(1) 、传动比i= 1 二=2.525 由表 11.8 Po=2.41kW;n2578.2由表 11.7 ka =0.965 ；由表 11.12 KL =1.00 ;由表 11.10 P0=0.46kW;(2) 、带根数Pcz =(F0 + % )ka kL= 4.8711、求轴上载荷(1) 、张紧力L l“Pc/2.5 ka、2 “c 13.4752.5 0.965、门“小 eVF0 =500()+qv =500

14、 XX() +0.10 X9.93vzka9.93 X50.965(由表 11.4 q=0.10kg/m )a165(2) 、轴上载荷Fq = 2ZF0 sin =2 5 X226 Xsin2 212、结构设计小带轮D1 =130mm ； 大带轮D2 = 325mm(三)、高速轴齿轮的设计与校核1、选材根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理 HB1 =260选大齿轮：45钢，调质处理 HB2=2402、初步计算611 64(1) 、转矩 T1 T1 =9.55 X06 X =190350N mm584(2) 、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取®d =1.0(r

15、Hlin 1 =710MPa(3) 、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c(rHlin 2 =580MPaoh 1 0.9h lim 1 =0.9 X640 = 639MPaoh 2 0.9h im 2 = 0.9 ><580 = 522MPai =2.525取z=5根F0 =226 NFq =2240.7NHB1 =260HB2 = 240=190350N mmoHlin 1 =710MPa嘶2 =580MPaoh 1 = 639MPaoH2 =522MPa由文献【1】由表12.16，取Ad =902U+1=90d19°350 x4.375+1 =85.5mm% 听

16、b 2u1 X52224.375(4)、确定中心距 a = = 93(4.375+1)= 249.9mm 23、配凑中心距Z1 =30;Z2 =30 X4.375 = 131;i'二仝乙131 =4.367;30X100% =0.18% <1%i =合适d1 取 93mma 取 250mm乙=30Z2 =131(1 )、核算6=益=髓=93.161915吶乙mtd19361915 =3.105397130Z1由文献【1】表12.3取mn =3 ； B二arccos匹二=14 5813mt 3.1053971d1 = 93.161915mmmn =3B = 14 5813"

17、;介于8 15之间，合适mnZ1mnZ2d1 = 93mm; d2 =407mmcos Bcos B(2)、验算 a = 1(d1+d2) = 1 X500 = 250mm b= % d1 =93mm2 2所以取 取 b| = 103mmb2 = 93mm4、接触强度校核(1 )、圆周速度nd1 n1V v = = 2.84m/s60 X00060 X1000(2 )、精度等级由表12.6知：选8级精度(3 )、使用系数Ka 由表 12.9 知：Ka =1.35(4 )、动载系数Kv 由图 12.9 知：Kv=1.12d2 = 407mmb = 93mm b1 =103mm b2 = 93mm

18、v = 2.84m/s8级精度Ka =1.35Kv=1.12(5 )、 齿间载荷分配系数 Khg由表12.10知，先求： Ft = 6318NFt =2T1 = 2 X190350d1 =93= 4094N=1.35 4094 =60.07N /m vlOON /m9311 11£? =1.88 3.2( + )cosp二1.88 3.2+)cos 0=1.708乙 Z230 131钉=bSin =_tan 0 = 2.114; & =久 + 邙=1.708+2.114=3.822 nmnntan antan 20 -。“a = arctan= arctan=_、_=20 2

19、610cos 0cos14 5813c cos 0cos ancos14 5813" cos20 ：小cos 0b = = ' "=0.91cos atcos 20 2610由上所得:Khq = Kf a =2 = 1.7°8 =2.06 cos 00.91(6)、齿向载荷分布系数 KHp由文献【1】表12、11 b 2 b 23Kh0 =A + B1+0.6 ( )2 ( )2 +C 103 bd1 d1=1.17+0.16 1+0.6+0.61 103 93=1.48273、载荷系数 K K=KaKvKh°Kh0 =1.35 X1.12 X1

20、.78 XI.48273 =3.989(8) 、弹性系数ZE由文献【1】表12、12 ZE =189.8MPa(9) 、节点区域系数 ZH由文献【1】图12、16 ZH =2.45(10 )、重合度系数Z由式12、31,因& >1,取Z & ='41=0.7651.708(11)、螺旋角系数Z0=.一 cos 0= cos14 5813 =0.988(12)、接触最小安全系数 SH min由表12、14,取SH min =1.10;：=1.708.<=2.114；r =3.822:t = 202610cos : b = 0.91Kh： = K f-. =2.

21、06KH =1.48273K =3.989ZE =189.8 MPaZ =0.765Z I =0.988SH min = 1.10(13)、总工作时间 th th =10365 汉 8 = 29200h(14)、应力循环次数NlNl1 =60rnth(式 12、2)=60 X1 X584 X29200 =1.02 X109, Nl2 =巴=0.23 X109 i(15 )、接触寿命系数Zn由文献【1】图 12、18 Zn1 =0.99;Zn2 =1.15(16)、许用接触应力二h及验算_oH lim1 ZN1%1 =SH minoH lim2 Z N2580 X1.15 cc”叽=-=606M

22、paSH min1.10oh =ZeZhZ£ 汽 屮=189.8 X2.45 X0.65 X 2 皿89 严50 X5"75H E H bd12卩9334.375= 542Mpa < oh2 计算结果表明，接触疲劳强度足够710 5." =639Mpa1.109335、弯曲疲劳强度验算Zv1 =r- = °T- = 33;ZV2 =-3-二-二佃cos B cos Bcos B cos B(1 )、齿数系数YFa由文献【1】图 12、21 知:Yfa1 =2.53； YfA2 =2.18(2 )、应力修正系数Ysa由图 12、22,爼=1.63;爼

23、2=1.82; %=1.88 3.2(V匚+丄)cosB2Zv9Nl1 = 1.02 X109Nl2 =0.23 X10Zn1 =0.99Zn =1.15oh=639Mpaoh2 =606MpaYfa1Yfa2= 2.53= 2.18= 1.88 3.2 X( 1 + 1 ) cos p = 1.7033 145(3)、重合度系数 YgYs =0.25 + 075 = 0.25 +075 =0.69£v1.70(4)、螺旋角系数YpYmin =1 O.25 £ =10.25 X = 0.75(当 £1 时，按 £=1计算)1241Xh897>5(5

24、)齿间载荷分配系数Kf.：；由表12、10注3知:畀=1.70需686 =3.242；前已求得故 Kf a =1.78Kf =1.78 <3.242i aYSa1YSa2= 1.63= 1.82Y；=0.69Y =0.897Kf =1.78厂a计算及说明结果KQQ(6) 、齿向载荷分布系数心直由图12、4; =13.8; Kfr =1.38h 2.25 X33(7) 、载荷系数 K K =KaKvKjKfb =1.35 X.12 X.78 X.38=3.71(8) 、弯曲疲劳极限bFmin由图12、13C得(Tf lim 1 =510 Mpa, of lim 2 =460Mpa(9) 、

25、弯曲最小安全系数 Sf min由表12>14知：Sf min =259N L19(10) 、应力循环系数 Nl N. =60rnth =1.02 X09;肌2 =0.23 X09i(11 )、弯曲寿命系数 Yn 由图 12、24;Yn1 =0.90,Yn2 =0.95;(12) 、尺寸系数 YX YX由图 12、25, YX =1.0TF lim1YN1YX510 XD.90 Xtf=367 Mpa(13) 、许用弯曲应力<rFFmin.°F lim2Yn2Yx460 X0.95 X°f2 = = 350 MpaSF min1 .25(14 )、验算2kT1、，

26、、，、, 2 X3.71 X90350、cc,°f =Yf Ys Ys =X2.53 X .63 X0.686 = 154 < ° 1 bd1m a1 a193 X93 X31丫Fa2YSa2 “，2.18 X1.82 一 c,.°f = °f =154=149 < t 2 1 Yf Ye2.53 X1.622F a1 sa1传动无严重过载，故不作静强度校核6、几何尺寸计算 da1 =d1 +2mn =93 + 2 X3 = 99mmda2 =d2 +2mn =407 +2 X3 = 413mmdf1=d1 2mn(ha+c)=93 7.5

27、=85.5mmdf2=d2 2mn (ha +c) =4077.5 = 399.5mmh = ha +hf = 6.75mmds =d1 = 93mmKf =1.38K=3.71° iim1 =510Mpa°F lim 2 = 460MpaSF min = 1.25Nl =1.02 X109Nl =0.23 X109Yn1 =0.90Yn2 =0.95 Yx =1.0<rF1=367MPa f2 =350MPaaF1=154MPa心f升=149MPa<f2da1 =99mm da2 =413mm d f1 =85.5mm d f2 = 399.5mm h = 6

28、.75mmds =93mm(四)、中间轴齿轮的设计与校核1、选材根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理 HB! =260选大齿轮：45钢，调质处理 HB2 =2402、初步计算A A A p(1) 、转矩 Ti Ti =9.55 X106 X_l_ = 802770N mm133(2) 、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取®d =1.0(3)、接触疲劳极限由文献【1】图12.17c(rHlin 1 =710MPa 知n2 =580MPa(Th 1 &0.9 h im 1 =0.9 X710 = 639MPa tH20.9Hiim2 =0.9 X580 =

29、522MPa由文献【1】由表12.16,取Ad =90U+1 =90X 802770 x3241+1 =133.28mm u. 1 X52223.241(4)、确定中心距a = d1(i+1)=137(3.241+1)=291mm3、配凑中心距Z1 =30;Z2 =30 X3.241 =97;iX100% =0.2% <1%i =；述=3.233;合适(1 )、核算2a2 X291d1d1 =137.9636192mm; mt =4.598787306Z2 +1 4.233Z1乙mn « '由文献【1 】表 12.3 取 mn =4.5 B=arccos=11 5350

30、 mt介于8 15之间，合适d1 =mnZ1 =137mm; d2 = mnZ2 = 445mmcos Bcos BHB1 =260HB2 二 240T1 = 802770 N mm弔血1 =710MPa 弔丽 2 =580MPatH1 =639MPatH2 =522MPad1 取 137 mma 取 291mmZ1 =30Z2 =97d1 =137.9636192 mmmn = 4.5B=11 53 50"d2 = 445 mm(2)、验算 a = (d1+d2)= X582 = 291mm b =恥d1 =137mmb =137mm所以取取g = 147mmb2 =137mmb

31、=147mm4、接触强度校核(1 )、圆周速度?nJ1n1Vv= ' '= nX37 X33 =0.954m/s60 X00060 X000b2 =137mmv= 0.954m/s8级精度(2 )、精度等级由表12.6知：选8级精度KA =1.35(3 )、使用系数Ka 由表 12.9 知：Ka =1.35Kv=1.10(4 )、动载系数Kv 由图 12.9 知：Kv=1.10Ft =11719N(5)、齿间载荷分配系数由表12.10知，先求：Ft = 2T1 = 2 02770 =11719Nd1137KAFt=35 X11719 =115.48N/m>100N/m13

32、7Kh： - K巳.=1.4K H a = K F a =1.4$ =1.88 3.2( + ) cos S = 1.88 3.2 X丄 + 丄)cos S = 1.703乙 Z230 97:书.=2.00bsin Sd Z1tan B = 2.00; $ =n久 + 钉=1.75 + 2.26 =3.703；r =3.703tana = arctan= 20 2412cos Bcos Scos acos Sb =:t = 20 2412= 0.99cos atcos : b = 0.99(6)、齿向载荷分布系数 Kh0由文献【1】表12、11J =A + B1+0.6 (：)2=1.17+0

33、.16 1+0.6+0.61(詐+C 103 b103 137 = 1.51心 1=1.51K =3.14、载荷系数 K K =KaKvKh °Kh b =1.35 X.1X1.4 X.51 =3.14(8)、弹性系数ZE由文献【1】表12、12 ZE =189.8$MPaZE =189.8 MPaZ =0.766Z =0.989Sh min =1.10(9)、节点区域系数 Zh由文献【1】图12、16 Zh = 2.46(10 )、重合度系数Z £由式12、31,因 >1,取力=1,故r i4 3”s %rrrnZ % = (1£ )+ = ：=0.766

34、3£a 讥a "703(11)、螺旋角系数 Z-： J = cos3 = 0.989(12 )、接触最小安全系数 Sh min由表12/14,取SHmin =1.10(13) 、总工作时间 th th =10 365 8 =29200h(14) 、应力循环次数NlNL1 =60rnth(式 12、2) =60 X1 X133 X29200 =0.23 X109,NL2生= 0.07 X109 i(15)、接触寿命系数Zn由文献【1 】图 12、18 Zn1 =0.99;Zn2 =1.15(16)、许用接触应力二h 及验算_H lim1 ZN1刊=SH minH lim2 z

35、n2580 X1.15叽= 606MpaSH min1.10710 5." =639Mpa1.102KYi 口+12 X3.14 X302770 4.241,"=189.8 X2.46 X0.766 X .3 X bd12 卩13733.241= 573Mpa <(th2oh =Z eZ h Z %计算结果表明，接触疲劳强度足够5、弯曲疲劳强度验算Zv1=Z13=3(3= 32;Zv2=Z；=97 二仙cos 3 cos 3cos 3 cos 3(1) 、齿数系数YFa由文献【1】图12、21知：YfA1=2.53;YfA2=2.18(2) 、应力修正系数YSa1 1

36、由图 12、22,爼1=1.63; 丫暮=1.82; %=1.88 3.2(十 + 十)cos 3Z ZV21.88 3.2 X( 1 + 1 ) cos 3=1.6930 979Nl1=0.23 X109Nl2 =0.07 10Zn1 =0.99Zn2 =1.15呵=639Mpa叽=606MpaYFa1 =2.53厂A1YFa2 =2.18厂A2Ys1 =1.63Ys, =1.82Sa2(3)、重合度系数 Y =0.25 + 075 = 0.25 +075 =0.694 芯%1.69(4)、螺旋角系数Ypmin =1 0.25 和=1 0.25 X = 0.75(当 切1 时，按 切=1 计

37、算)旦=0.9>丫斷=0.75120(5)齿间载荷分配系数Kf，/.由表12.0注3知:沁3 7031.703 X0.694 =3.133；前已求得 © =14<313Y =0.694Y-=0.9Kf =1.4I a故Kf= 1.4(6 )、齿向载荷分布系数Kfb 由图 12、4;b=137 = 13.53; Kf =1.37h2.25 X4.53Kf3 =1.37(7 )、载荷系数 K K =KAKvKK =1.35X1.1 X1.4 X1.51 =3.14K=3.14(8 )、弯曲疲劳极限 二Fmin由图12、13c得oFiim1 = 510Mpa, oFiim2 =

38、460Mpa<f lim 1 =510MpaOF lim 2 = 460MpaSF min = 1.25(9 )、弯曲最小安全系数 SFmin由表12/14知：SF min =1.25(10 )、应力循环系数Nl N- =60rnth =0.23 X109; Nl2 =NLl =0.07 X09 i(11 )、弯曲寿命系数Yn由图 12、24;丫弘=0.96,Yn2 =0.95;(12 )、尺寸系数YxYx由图 12、25, Yx =1.0(13 )、许用弯曲应力°F lim1YN1YX510 X0. 96 X°f=367MpaSF min1 .25二 Fr r

39、76;Fiim2YN2Yx460 X0.95 X c-c°f2 = 350 MpaSF min1 .25Nl =0.23 X109Nl =0.07 X09= 0.96Yn2Yx= 0.95= 1.0-F1 =367MPa二 f2 =350MPa(14 )、验算=经丫山丫 =2阴驚心3血3 X).694=171殆bd1 m a1 a1Yf Ys=(tf a2 a2 =1711 YFa1 YSa1传动无严重过载，故不2.18 X.82 =165<吃2.53 X.632作静强度校核F1 =171MPa:r二 F2 =165MPa:-F26、几何尺寸计算 da1 =d1 +2mn =1

40、37 +2 X4.5 = 146mmda2 =d2 +2mn = 445 + 2 X4.5 = 454mmd f1 = d1 2mn (ha +c) =13710 = 127mmda1da2d f 1= 146mm=454mm= 127mmdf2 =435mmh =9mmctb = 650MP , oS=360MPd f2 =d2 2mn(ha +c) =445 10 = 435mmh = ha hf = 9mm(五)、高速轴的设计与校核1、选 材调质40Cr钢，HB =217255;由手册:C=1022、初估直径d，瓷=102 Xv|l158r=27.66mm轴上有单个键槽，轴径应增加3 %

41、所以d -27.66X( 1 + 3%)= 28.49 伽 圆整取 d=30 伽HB =217MP 255MP(tb =650Mp(rS = 360MpC =1023、结构设计由文献【1】得初估轴得尺寸如下：d1 =30mm,d2 =35mm,d3 = 40mm (轴承)，d4 = 47mm, d5 = 52mm d6 =47mm,d7 = 40mml1 =101mm,l2 = 72mm,l3 =18mm,l4 =172mm,l5 =103mml6 =15mm, l7 =18mm4、强度校核(1 )、确定力点与支反力与求轴上作用力(图示附后)6(2)、齿轮上作用力T1 =9.55 10P1 =

42、9.55106n111.64 =190350N mm584T1 =190350 N mmFt=4094NFrFa= 1542N= 1095N纽=血迴= 4094"D 93Fa = Ft tan B=1095N, Fr = Ft tan?n =1542N cos B(3) 、水平支反力 从上到下第二幅图刑只2=0丁巳=Ft旳7 =100°N； Fr2 =3094N232+75_一'Fq X439 Fa X46.6 - Fr X75(4) 、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图 FR1 = 2661N307F R2 = F ri + FrFq = 1562 N(5)、绘水

43、平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：Mr = 232000 N mmRmm(6) 、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为：Mr=291020N168177N 伽，117150N 伽(7) 、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为：M合=295772N 伽，259900N286544N 伽(8) 、绘扭矩图 第七幅图 T = 190350N mmM A = Jm A+(?TJ2,由表 16.3得 oB =650MP(9)、求当量弯矩 Ma、M；、M圆角.7? =0.59M1 =283172N mm, M 2 = 307767N mmM D =、（0.59TJ2

44、=112307N mm（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II316376 = 37.5mm <40mm-符合要求=3 0.1 00J"1鷲+爲27 =36.8mm <47mm'符合要求3 283127=3=37.2 <47mm10.1 00由此得出结论，用当量 弯矩法校核所得结果符 合强度要求（六）、高速轴轴承校核1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为:D = 80mm； B = 18mm ; Cr= 29.5KN ; Cor = 18.0KNR1 = fR'+f£ = x

45、10002 +26612 =2843Ni2222R2 = FR2 +Fr2, = .3094 +1562 = 3466 NFa =1095N;由文献【1】表 18.7得 一Fa_ = _1095=0.061Cor 18.0 XI03则 e = 0.264；对轴承 II 有：-Fa=95 = 0.315>eR2 3466取X =0.56,Y =1.68.则由文献【1】表18.8得冲击载荷系数fd =1.0 则PII = fd (XFr +YFa) =1.0 X0.56 X1542 +1.68 X095) =2703N 轴承I比较危险PI = R1 =2843NL10h =必(C)£

46、; 二 (29.5 X0')3 =31890h >29200h60 n Pi60 5842843所以轴承符合强度要求（七）、中间轴的设计与强度校核1、选 材调质 40Cr钢，HB =217255;由手册：ob = 650MP , os=360MPC=1122、初估直径 d >CmP =112 XX-'11.18 =49.06mm 圆整 d=50 伽门11 133R 二 6554NR2 =5814NHB =217MP 255MP(tb = 650 Mp(rS =360MpC =112计算及说明结果3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：d1 =50mm,d2 =

47、60mm, d3 =65mm, d4 =68mm,d5 =60mm,d6 =50l1 =27mm,l2 =15mm,l3 =147mm,l4 =10mm,l5 =91mm,l6 =49.4、强度校核(1 )、确定力点与支反力与求轴上作用力(图示附后)6 p26 1118(2)、齿轮上作用力 T2 -9.55 10-9.55 10' -802770N mmn2133匚 2T22 802770Ft - -11719Nd2137Ft' -4094NFa - Ft tan 0- 2469 N , Fa - Ft tan 0-1095 NFt tan?n Fr - tn -4359Ncos 0'Ft tan ?n Fr - tn -1542Ncos 0(3) 、水平支反力 从上到下第二幅图厂Ft2 X210+Ft1 怒0VM R2 - 0; Fr1 -t1-8926 N; Fr2 - 6842 NJ102 +130 +80(4) 、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图Fa x402.94 +Fr' X102 + 130) + Fa X137 Fr X02Fr2 -22- 975 N102+130+80FR1 - Fr Fr' +FR2 -4359 1542+975 -3792 N(5) 、绘水平弯矩图 第二幅图；(