同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、目录1 .题目及总体分析22 .各主要部件选择23 .选择电动机34 .分配传动比35 .传动系统的运动和动力参数计算46 .设计高速级齿轮57 .设计低速级齿轮108 .减速器轴及轴承装置、键的设计141轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计152轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计213轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279 .润滑与密封3210 .箱体结构尺寸3211 .设计总结3312 .参考文献33一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N,运输带速度为1.6m/s,运输机滚筒直径为400mm。自定条件：工作寿命10年（设每年工作

2、300天），三年一大修,连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘生产批量：10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：1为电动机，2及6为联轴器，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速级齿轮传动，7为输送机滚筒。辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销,启盖螺钉,轴承套，密封圈等.0二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动

3、机功率工作机所需有效功率为Pw=FXV=2000NX1.1m/s圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为41=0.972球轴承传动效率（四对）为42=0.994弹性联轴器传动效率（两个）取“3=0.9932输送机滚筒效率为4=0.96电动机输出后效功率为Pw40001.6Prw2427.4KW12340.970.990.9930.96要求电动机输出功率为Pr7.4kW型号查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=7.5涡我转速r/min=970满载时效率%=86满载时输出功率为PrPe75000.866450WPr略小于Pd在允许范围内选用型号Y160M-6封闭式三相异步电

4、动机四.分配传动比目的过程分析结论传动系统的总传动比i其中inw是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的i13.6总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min;nw为工作机i23.6输入轴的转速，r/min。分4省书口Tn60V601600”一.计算如下nm970r/minnW76.4r/mind3.14400配传i1850（两级圆柱齿轮)动n(850)76.46113820比970i卫也12.691376.4i1i24i3.6五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各传动系统的运轴的转速分别为、动

5、和动力参以计管、第5页共44页;对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、第7页共44页0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为、第10页共44页;相邻两轴间的传动比分别为、第12页共44页;相邻两轴间的传动效率分别为、第14页共44页轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=970n1=970n2=269.44n3=74.84n4=74.84功率P(kw)P0=6.45Pi=6.4P2=6.15P3=5.9P4=5.57转矩t(nmT0=63.5Ti=63T2=217.98T3=752.87T4=710.76两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ii01=

6、1i12=3.6i23=3.6i34=1传动效率刀01=0.993r12=0.96Y23=0.96打34=0.944六.设计高速级齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传2）选用7级精度3）材料选择。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）选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1Z1=3.6X24=85,取Z2=85。选取螺旋角。初选螺旋角14目的过程分析结论按式(1021)试算，即z35工u1dit3(duZHZe)2h1)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt1.6(2)由图

7、1030,选取区域系数Zh2.433(3)由图1026查得10.7820.88121.66(4)计算小齿轮传递的转矩T163Nm6.3104Nmm按(5)由表107选取齿宽系数d1齿面(6)由表106查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1/2接(7)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限触强Hlim1600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa度(8)由式1013计算应力循环次数设计Ni60njLh609701(830010)1.410999N21.4109/3.60.39109(9)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90Khn20.95(10

8、)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式1012得rKHN1hlim1qqonn|/|Pah10.9600Mpa540MpaSKriHN2H11m2八二二二cl/IDaCOOul/IDah20.95550MPa522.5MPaSh(hiH2)/2(540522.5)/2MPa531.25MPa目的过程分析结论2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得42,。21.66,3104.62,433189.8八d1t3|48.94mm111.663,6531.25(2)计算圆周速度一d1tn13.1448.94970G/Qe/cv-60-TO0J02.48m/s6

9、01000(3)计算齿宽b及模数mntbdd1t148.9448.94mmd1tcos48.94cos14(50111.98mmZ124h2.25mnt2.251.984.46mmb/h48.94/4.4611(4)计算纵向重合度按0.318dZ1tan0.318124tan141.903齿面(5)计算载荷系数K接已知使用系数KA1触强根据v2.48m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数KV1.1度设由表104查得计223Kh1.120.18(10.6d)d0.2310b1.120.18(10.612)120.2310348.941.42由图1013查得Kf1.35假定At100N/mm,

10、由表103查得KhKf1.4d1故载荷系数KKAKvKhKh11.11.41,422.19(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得目的过程分析结论按齿面接触强度设计d1d1t3K/Kt48.943219/1.654.34mm(7)计算模数mndcos54.34cos14mn2.2mmZ124d154.34mmmn2.2mm按齿根弯曲强度设计12KT1Ycos2YFys由式0_17mn3iF一S-ddZ12F1)确定计算参数(i)计算载荷系数KKAKVKFKF11.11.41.352.08AVFF(2)根据纵向重合度1.903，从图1028查得螺旋角影响系数Y0.88(3)

11、计算当量齿数ZZ1242A07ZV13326.27cos3cos314Z285Zv22393.05cos3cos314(4)查取齿形系数由表105查得YFa12.592YFa22.194(5)查取应力校正系数由表105查得YSa11.596YSa21.783(6)由图1020c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa(7)由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN10.85KFN20.88目的过程分析结论按齿根弯曲强度设计(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安至系数S-1.4,由式1012得KfniFE10.85500匚卜303.5/MPaF1

12、S1.4Kfn2fe20.88380.f2FN2FE2238.86MPaS1.4(9)计算大小齿轮的YFaYsafYFa1YSa12.5921.596Fa1Sa10.01363F1303.57YFa2YSa22.1941.783a2Sa20.01638F2238.86大齿轮的数据大2)设计计算齿数乙26Z294J22.086.31040.88cos214八mn30.016381.56mm12421.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d154

13、.34mm来计算应有的止特工日事)d1cos54.34cos14cc,的齿数。于是由Z126.4mn2取Zi26,贝UZ2，Zi3.62693.6取Z294几何尺寸计算)计算中心距ae一Z2(2694)2123.7mm2cos2cos14将中心距圆整为124mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角(ZiZ2)mn(2694)2arccosarccos14.592a2124因值改义小多，故参数、k、Zh等不必修正。中心距a=124mm螺旋角14.590目的分析过程结论3）计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径diZimn26253.7mmd153.7mmcoscos14.59d2194.3mmd24）计

14、算）dfiZ2m2942194.3mm2.5248.7mm齿根圜1=T徉几何coscos14.59;、小齿轮的齿根圆直径di2.5mn53.7df1df248.7mm189.3mm尺df2d22.5mn194.32.52189.3mm齿轮宽度寸计5）计算齿轮宽度B160mm算bdd1153.753.7mmB255mm圆整后取B255mm；B160mmF，,d1-2630002346N合适2346N53.7验算Kab1234643.7N/mm100N/mm53.7合适七.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数1）选用7级精度2）由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质

15、），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数Z124,大齿轮齿数Z2i2Z13.62486.4取Z285目的过程分析结论由设计计算公式109a进行试算，即按齿dit2.323ik上(/冬)2面ddu小接1)确定公式各计算数值触疲(1)试选载荷系数Kt1.3劳(2)计算小齿轮传递的转矩强度_5_5_T195.5105Pl/n195.51056.15/269.44设21.798104Nmm计(3)由表107选取齿宽系数d1(4)由表106查得材料的弹性影响系数ZE198.8MPa1/2(5)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim16

16、00MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa(6)由式1013计算应力循环次数N160nljLh60269.441(830010)3.88108N23.88108/3.61.08108(7)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数Khni0.90Khn20.95(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式1012得K,_r1HN1Hlim1COonn|/|DoG/1Al/lPoh110.9600MPa540MPaSK,，一riHN2Hlim2cnc二二Cl/IDacoo二l/lPoh2I0.95550MPa522.5MPaS2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d

17、1t，代入H中的较小值,.,11.321.7981044.6189.823qo3d1t2.32ii()84.18mm13.6522.5目的过程分析结论(2)计算圆周速度v分度圆直径按齿面接触疲劳强度设计vdltn186o1常9.441.19m/s601000(3)计算齿宽bbdd1t184.1884.18mm(4)计算齿宽与齿高之比b/hd1t84.18模数mnt=3.51mmZ124止吉h2.25mnt2.253.517.9mm齿局ntb/h84.18/7.910.66(5)计算载荷系数K根据v1.19m/s,7级精度，由图1o8查得动载荷系数KV1.03假设KAFt/b100N/mm,由表

18、1o3查得KHKf1.2由表102查得使用系数KA1A.由表104查得223KH1.120.18(10.6Jd0.2310b1.120.18(10.612)120.2310384.181.427由图1023查得Kf1.35故载荷系数KKaKvKhKh11.031.21.4271.76(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得d1d1tVK/Kt84.1811.76/1.393.12mm(7)计算模数mmd1/Z193.12/243.88d193.12mm模数m3.51按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为12KTiYfYsmn319rddZ12F目的分析过程结论

19、1）确定公式内的计算数值按齿根弯曲强度设计(1)由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85KFN20.88(3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S-1.4,由式1012得Kfn1FE10.85500ncc.F1MPa303.57MPaS1.4f2KfN2FE20.88380MPa238.86MPaS1.4(4)计算载荷系数KKaKvKfKf11.031.21.351.67(5)查取齿形系数由表105查得YFa12.65YFa22.21(6)查取应力校正系数由表105

20、查得YSa11.58YSa21.775(7)计算大小齿轮的YFaYSa,并比较FYFa1Ysa12.651.580.01379f1303.57Y2:21,12750.01642F2238.86大齿轮的数据大2)设计计算3h1.6721.798104八mR0.016422.74mm1242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74,并就近圆整为标准值m=3.0mm。目的分析过程结论按齿数按接触强度算得白分度圆直径d193.12mm齿乙31根算出小齿轮齿数Z1d1/m93.12/331.04取乙31Z2112号曲强大齿轮齿数Z2i

21、2Z13.631111.6取Z2112度设计1）计算分度圆直径分度圆直径d1乙m31393mmd193mmd2Z2m1123336mmd2336mm2）计算齿根圆直径齿根圆直径df1m(Z12.5)3(312.5)85.5mmdf185.5mmdf2m(Z22.5)3(1122.5)328.5mmdf2328.5mm几何3）计算中心距中心距a215mm尺a(d1d2)/2(93336)/2215mm寸计4）计算齿宽B1100mm算bdd119393mmB295mm取B295mmB1100mm验算合适l2T12217980“一Ft14687.74Nd193验算KAFt14687.74t50.4N

22、/mm100N/mmb93合适八.减速器轴及轴承装置、键的设计乒,4工一-输入轴|*“一b（中间轴）输出轴f、J1、ir1. 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输入轴的设计及苴/、轴承装置、键的设1 .输入轴上的功率P16.4kw,转速n1970r/minTi6.3104Nmm2 .求作用在车轮上的力2Tl26.3104Ft-2346Nd153.7tanantan20FrFt2346882Ncoscos14.59FaFttan23460tan14.59610.65N3 .初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153,取A112于是由式152初步估算轴的最小直径d

23、minA3P/n11123/6.4/97021mm这是安装联轴器处轴的最小直径d12,由于此处开键槽，校正值选轴的材料为45钢，调质处理计d1221(15%)22.05mm,联轴器的计算转矩TcaKAT1查表14-1取Ka1.3,则TcaKAT11.36.310481900Nmm查机械设计手册(软件版)，选用GB5014-1985中的HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N-mm。半联轴器的孔径24mm,轴孔长度L=32mm,J型轴孔，C型键，联轴器主动端的代号为HL124*32GB5014-1985,相应地，轴段1的直径d124mm,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取l1

24、30mm目的过程分析结论输入轴的设计及苴轴承装置、键的设计4.轴的结构设计1 )拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制处一轴肩，轴肩图度h0.070.1d,故取2段的直径d227mm(2)初选型号6006的深沟球轴承参数如下dDB305513da36mmDa49mm基本额定动载荷Cr19.5KN基本额定静载荷Cr8.3KN故d3d730mm轴段7的长度与轴承宽度相同，故取卜13mm(3)轴段4上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大与d3，可取d436mm.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上

25、，即靠紧，轴段4的长度l4应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b60mm,故取l458mm(4)齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段5的直径，轴肩高度h0.070.1d,取d540mmJ51.4h,故取I6mm为减小应力集中，笄考虑右轴承的拆卸，轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径da确定，即d6da36mm(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H12mm，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm取轴承宽度C=50mm由机械设选用HL1型弹性柱销联轴器轴的尺寸（mm）:d124d227d330d436d540d636d73011 3012 5913 35

26、14 5815 616 1417 13计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm取联轴器轮毂端离K-20mm.l2(CsB)eK59mm故l3BsH(bl4)35mml6(Hs)l514mm取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L178mm,L2L356.5mm目的过程分析结论(6)键连接。联轴器：选单圆头平键键C8*28GB1095-1979t=4mmh=7mm齿轮：选普通平键键10*56GB1095-1979t=5mmh=8mm5.轴的受力分析1)画轴的受力简图输入轴的设计及苴/、轴承装置键的设计FpFt匚F主F+rrrTTW11RrFmJIMsnltfm帽TRirrrrrnTrTnrhTFU*i-

27、nilIrinmiIII1：MuMvMFvs目的过程分析结论2)计算支承反力在水平面上输入轴的设计及苴/、轴承装置、键的设计Ft2346F1HF2Ht1173N22在垂直面上FrL3FadQM20,Fw2L2L3故F2VFr总支承反力Fi88256.5610.6553-7256.556.5F1v882586.1295.9NF1HFi2.11732586.121311.28NF2、,F22HF211732295.921209.75N3）画弯矩图M1HM2HFihL2117356.566274.5N.mm586.1NM1vF1vL2586.156.533114.65N.mmM2vF1vL2Fad2

28、16719N.mm故M1、m!HM；、66274.5233114.65274087NmmM2M2HM；v66274.5216719268351Nmm4)画转矩图6校核轴的强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故侧为危险剖面c剖面左_3W0.1d3bt(dt)20.1362d3105(365)223633998mm33WT0.2dbt(dt)230.2362d105(365)238663.8mm236目的过程分析结论输入轴的设计及苴/、轴承装置、键的设计M74087ab18.5mpam0W3998TtVt7.27mpaam_3.6mpaWt2轴的材料为45刚,调质处理.由表1

29、5-1查得b640mpa1275mpa,1155mpa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因工0.03,竺1.2，经插值后可d30d30查得2.091.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.74q0.77故有应力集中系数按式(附3-4)为k1q(1)10.74(2.091)1.81k1q(1)10.77(1.661)1.51由附图3-2得尺寸系数0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数0.88由附图3-4得0.92轴未经表面强化处理，即q1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为qk11.811K112.440.770.92k11.511K111.810.880

30、.92由3-1及3-2得碳钢的特性系数0.10.2,取0.10.050.1,取0.05目的过程分析结论键校核安全输入轴的设计及苴轴承装置、键的设计S12756.09Kam2.4418.50.10S115523.15Kam1.813.60.053.6于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)(15-8)则得故安全Sca5.89S1.31.57按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴ca，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数.、M2(T)2W20.45mpa查表15-1得1=60mpa,因此ca1,故安全.联轴器：4Ti463000IonAmnGpdhl247(2862.5mpa82)查表得

31、p120150mpa.pp故强度足够.齿轮：4Ti4630004QmnGpd1M368(56I9mpa10)8校核键连接强度0.6，则查表得p120150mpa.pp故强度足够ppp9.校核轴承寿命轴承载荷轴承1径向：Fr1F11311.28N轴向：Fa1Fa610.65N轴承2径向：Fr2F21209.75N轴向：Fa20因此，轴承1为受载较大的轴承，按轴承1计算输入轴的设计及其轴承装置、键的设计FaiFri610.650.47e1311.28按表13-6,f1.01.2，取pf014.7，则相对轴向载荷为fp1.0按表13-5注1,对深沟球轴承取pf014.7610.6583001.080

32、/8300在表13-5中介于1.031.38之间，对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性(1.551.45)(1.3801.08)插值法求Y值Y145-11.541.3801.03故Pfp(XFrYFa)1.0(0.561311.281.54610.65)1674N轴校核安全轴承选用6006深沟球轴承，校核安全寿命（h）为Lh27159Lh旦(J)3-0(19500)327159h60nP609701674,查表13-3得预期计算寿命Lh1200Lh2. 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论中间1 .中间轴上的功率P26.15kw,转速n2269.44r/min

33、转矢1T221.798104Nmm2 .求作用在车轮上的力高速大齿轮：选轴的材料为45钢，调质处理轴的2T2221.798104Ft1-2243.7Nd2194.3设计tanantan20Fr1Ft12243.7843.6N及coscos14.59苴轴Fa1F1ttan2243.7tan14.59584N低速小齿轮：承装l2T2221.798104Ft24687Nd193置、键Fr2Ft2tanan4687tan201705.9N的设3.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。计根据表153,取A112于是由式152初步估算轴的最小直径目的过程分析结论中间轴的设计及苴/、轴承装置、键的设

34、计dminA3P2jr11236.15/269.4431.8mm这是安装联轴器处轴的最小直径d12，取轴段1的直径d132mm4 .轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号6307的深沟球轴承参数如下dDB358021da44mmDa71mm基本额定动载荷Cr33.2KN基本额定静载荷Cr19.2KN故d2d635mm轴段7的长度与轴承宽度相同，故取l617mm(2)轴段3上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d3应略大与d2，可取选用HL1型弹性柱销联轴器轴的尺寸(mm)d132d235d344d442d544d635d344mm.齿

35、轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠1i51I243紧,轴段3的长度13应比齿轮毂长略短，右较长与齿宽相同，已知齿宽I3171b155mm,b2100mm，两齿轮间的间隙l20mm,d47mm取故取I46l3(b12)l(b22)532098171mml5141617(3)齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度h0.070.1d,取d442mm,141.4h,故取I46mm为减小应力集中，笄考虑右轴承的拆卸，轴段5的直径应根据6307深沟球轴承的定位轴肩直径da确定，即d5da44mm(4)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H12mm,取轴承上靠近机体内壁的端

36、面与机体内壁见的距离S=8mm取轴承宽度C=50mm由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距1i(CsB)eK51mm离K=20mm.故l2BsH出l3)43mml5(Hs)l414mm取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L158mm,L297.5,L380.5mm,目的过程分析结论(5)键连接。高速齿轮：选普通平键键12*50GB1095-1979t=5mmh=8mm低速齿轮：选普通平键键12*90GB1095-1979t=5mmh=8mm5 .轴的受力分析1)画轴的受力简图中间轴的设计及苴轴承装置、键的设计中间轴的设计及苴/、轴承装置、键的设计2)计算支承反

37、力在水平面上F1H豆一L3-F1一(L2一L323291NL1L2L3F2HF1tF2tF1H3639.7N在垂直面上F/3FaJ1F1,(L2L3)M20,F1v)1458.57NL1L2L3故F2VF1F2rF”1091N总支承反力F1FiHFi2329121458.5723599.7NF2产22HF2j3639.72109123799.7N3)画弯矩图M1HM,ihF1hL1329158190878N.mmM1vF1vL11458.575884597N.mmM,1vFivLiF1ad227861N.mmMM2HFL33639.780.5292995.9N.mm2H2H2H3M2vM2vF

38、2vL3109180.587825.5N.mm故M1J(M1H)2(M1V)2192900.6NmmM2M2HM2v305875.7Nmm4）画转矩图6校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面3bt(dt)23125(445)23W0.1d30.14438518.4mm32d2443bt(dt)2cc3125(445)2/CC3RRmmW,02d30244311703中间轴的设计及苴/、轴承”“1y.JJ.J2d244M305875.7”八cab35.9mpam0W8518.4Ttt12.8mpaam6.4mpaWt2轴的材料为45刚，调

39、质处理.由表15-1查得b640mpa1275mpa,1155mpa.截面上由于轴肩而形成的一、.、.一、.，r1.6理论应力集中系数及按附表3-2查取.因0.046,d35D441.26，经插值后可查得d352.091.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.78q0.83故有应力集中系数按式(附3-4)为k1q(1)10.78(2.091)1.85k1q(1)10.83(1.661)1.55装置、键的设计由附图3-2得尺寸系数0.72;由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得0.92轴未经表面强化处理，即q1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为k11.811K112.440.

40、770.92k11.511K111.810.880.92由3-1及3-2得碳钢的特性系数0.10.2,取0.10.050.1,取0.050.85目的过程分析结论中间轴的设计及苴/、轴承装置、键的设计于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得S12756.09Kam2.4418.50.10S1-23.15Kam1.813.60.053.6SSSca5.89S1.31.5故安全gs27按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则VM2(T)2caw39mpa查表15-1得1=60mpa,因此ca1,故安全.8校核键连接强度,、击止以

41、4T24217980”局O轮:0-65mpapd3M448(5012)查表得p120150mpa.pp故强度足够.ppp4T24217980低四轮：p-421798031.8mpapd3hl448(9012)查表得p120150mpa.pp故强度足够.ppp9.校核轴承寿命轴承载荷轴承1径向：Fr1F13599.7N轴向：Fa1Fa584N轴承2径向：Fr2F23799.7N轴向：Fa20因此，轴承1为受载较大的轴承，按轴承1计算轴校核安全轴承选用6307深沟球轴承，校核寿命(h)为Lh28084目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计Fa1584，八0.16e,查表13-5得X-1,Y-0,按表13-6,fp1.01.2，取Fr13599.7p106CQfp1.2，故Pfp(XFrYFa)4319.6N,Lh士(上)328084hpp60nP,查表13-3得预期计算寿命Lh1200Lh3. 3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴及苴轴承装置、键的设计1 .输出轴上的功率P