减速器装配图大齿轮零件图和输出轴零件图

1、第 1 章初始参数及其设计要求 保证机构件强度前提下,留意形状美观,各部分比例和谐；初始参数：功率 P=,总传动比 i=5第 2 章电动机 电动机的挑选依据粉碎机的工作条件及生产要求,在电动机能够满意使用要求的前提下,尽可能选用价格较低的电动机,以降低制造成本；由于额定功率相同的电动机,假如转速越低,就尺寸越大,价格越贵；粉碎机所需要的功率为P2 8. kw,故选用 Y 系列（ Y100L2-4）型三相笼型异步电动机；Y 系列三相笼型异步电动机是依据国际电工委员会（IEO）标准设计的, 具有国际互换性的特点； 其中 Y系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三 相异步电动机,具有防

2、灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点 ,B 级绝 缘, 工作环境不超过 40, 相对温度不超过 95%,海拔高度不超过 1000m,额定电 压为 380V,频率 50HZ,适用于无特别要求的机械上,如农业机械；Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为 IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛；其主要技术 参数如下：型号：Y 100L242.2 Tn/Nm 同步转速：1500r/min额定功率：P3 kw满载转速：1420r/min堵转转矩 / 额定转矩：最大转矩 / 额定转矩：2.2 Tn/Nm 质量：4.3kg极数： 4 极 机座中心高：

3、100 mm 该电动机采纳立式安装,机座不带底脚,端盖与凸缘,轴伸向下；电机机座的挑选表 2-1 机座带底脚、端盖无凸缘Y 系列电动机的安装及外型尺寸（mm）机座号级数ABCDEFG100L4160140632860824HKABACADBBHDL-10012205205180170245380-第 3 章传动比及其相关参数运算 传动比及其相关参数的安排依据设计要求,电动机型号为 输出端转速为 n=300r/min ；总传动比：Y100L2-4,功率 P=3kw,转速 n=1420r/min ；in11440.473；（3-1 ）n300安排传动比：取Di3齿轮减速器：iLii4. 731 .

4、58；（ 3-2 ）D3高速传动比：i1214.iL14.1. 581 .5；（ 3-3 ）低速传动比：i23iL1 .581.05；（3-2 ）i121.5运动参数运算3.2.1 各轴转速电机输出轴：nnD1420r/min轴 I ：n1in1420473. 33r/min（3-4 ）D3轴 II ：n2n 1473.33315.6 r/min（3-4 ）i1215.轴 III ：n3n 2315.6300r/min（3-4 ）i231. 053.2.2 功率运算Y型三相异步电动机,额定电压0380 伏,闭式；,联轴器30 .99查手册取机械效率：D1. 96,C20 .97轴承40 .98

5、动载荷系数： K=1 输出功率：C2 .2 kw23424243.0833（3-5 ）总传动效率：123电动机所需功率：kC2. 64kw,即02 .64kw轴 I ：101232 .46kw（3-6 ）轴 II ：21.34kw轴 III ：32422.kw23.2.3 转矩运算9.55106n（3-7 ）3.2.4 参数列表 表 3-1 传动系统及其运动参数轴参数电机轴I 轴II 轴III轴功率 P（kw）转速 nr/min1420300转矩 T第 4 章带及带轮的设计 依据设计方案及结构, 该机选用一般 V带传动；它具有缓和载荷冲击、 运行平稳、无噪音、中心距变化范畴较大、结构简洁、制造

6、成本低、使用安全等优点；一般 V带传动的运算n2已知：电动机功率p3 .0kw,电动机转速n1420r/min,粉碎机主轴转速1275r/min；4.1.1 确定 V 带型号和带轮直径工作情形系数由机械设计基础（第三版）表工作情形KA运算功率P CKAP12.33 .6 kwPC36.kw选带型号由图一般V 带选型图 A 型一般 V 带小带轮直径取D180mm大带轮直径带传动滑动率 一般为1%2%取 =1% D2 1D1n 10.99801440216mm（4-1 ）n21275取D2224mm大带轮转速n2 1D1n 10. 99801440（4-2 ）D1224结果在 525m/s 之间,

7、满意要求；4.1.2 确定带长求DmD mD22D180224152mm（4-3 ）2求D22D12248072mm（4-4 ）2 LD 12D2D2D 122a 0（4-5 ）4a 0取标准值L d=Dm2 a 021277 . 65 mm4 a01400mm4.1.3 确定中心距 a 初定中心距a0a000.7D1D2（4-6 ）2D 1D2依据实际确定：初定中心距a400mm运算实际中心距4.1.4 确定带轮包角小带轮包角o1180D2D160（4-7 ）120,满意要求a118022480573.1621.o162 1.461. 1754.1.5 确定带根数 Z带速 VV60D 1n1

8、3 . 148014406.03m/s取V.6 03 m/s100060000传动比 iin114401. 13取i1 . 13n20 .9 kw1272. 86带根数 Z 由表 8.9A 型单根 V 带的基本额定功率P 0P 0由图小带轮包角系数取k0. 946由机械设计基础（第三版）表查得lk1. 04由表一般 V带传动比系数取P 00 .117由式.9Z0p064p c1.kl（4-8 ）Z3p 0k02 .946042. 64取. 1170 .4.1.6 确定轴上载荷单根 V带张紧力由式,由表2q0. 10kg/mF 0500P c2.5kqV（4-9 ）VZk0. 105 .9482

9、=50052 . 6432 .50 .946. 9480. 946= 轴上载荷FQ2ZF0sin123169. 24sin1621.o=22（4-10）4.1.7 挑选带型选用 3 根 A4000GB/T11544-1997的 V 带,中心距 a=470mm,带长 1400mm带轮结构带速 V 300 m / s 时的带传动,其带轮内一般用 HT200制造,高速时应使用钢制造,带轮的速度可达到 45 m/ s；由于该机带速为 V 9 . 4 m / s,故带轮材料选用 HT200；在设计带轮结构时,应使带轮易于制造,能防止因制造而产生过大的内应力,重量要轻；依据结构设计,大带轮选用腹板式结构；

10、小直径的带轮可以制造为圆柱形；故该机小带轮制造为圆柱形；带截面尺寸和带轮轮缘尺寸：V 带型号： A型顶部宽 b ：13 节宽 V 带轮基本参数：b ：高度 h： mmh fmin基准宽度bd110.mm,基准线上槽深hamin2 .75mm,基准线下槽,8 .7 mm,0 . 3 mm,槽边距fmin9mm,最小轮缘厚min6mm槽间距e15带轮宽度BZ1 ea2f=48mm（ Z 轮槽数）,外径dadd2 h第 5 章齿轮传动的设计 齿轮传动概述齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式；其主要优点是传动效率高,传动比精确,结构紧凑,工作牢靠,寿命长；主要缺点是制造成本高,不适 宜于远距离

11、两轴之间的传动； 依据工作条件, 齿轮传动可分为开式传动和闭式传 动两种；开式传动： 齿轮外露, 不能保证良好的润滑, 且易于落入灰尘、 异物等,齿轮面易磨损；闭式传动：齿轮被密封在刚性的箱体内,密封润滑条件好,安装 精度高；重要的齿轮传动大多数采纳闭式传动；高速级齿轮设计与运算5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 依据传动方案,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,应选用8 级精度（ GB10095-88）；3. 材料挑选；由机械设计基础 （第三版）表 10-1 挑选小齿轮材料为 45 钢（调质）,硬度为 280HBS,大齿轮材料为ZG310-570（正火

12、）,硬度为235HBS,二者材料硬度差为45HBS；i 114 . 741192 . 64. 选小齿轮齿数1=41,大齿轮齿数2圆整后齿数取2=193；5.2.2 按齿面接触强度设计依据下式试算：d1 t32 KtT 1ii1ZHZE2（5-1 ）dH1. 确定公式内的各运算数值转矩T 19 . 55106P 1Nmmn 1试选载荷系数由机械设计基础（第三版）表10-7 选取齿宽系数d1由表机械设计基础（第三版）表 1ZE189 .8 MP a2由机械设计基础（第三版）图10-6 查得材料的弹性影响系数10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa；大齿轮的接触疲惫

13、强度极限Hlim2390MPa由机械设计基础（第三版）式10-13 运算应力循环次数N 160 n 1jLh1 . 4810 9（5-2 ）KHN10.90,N2N1.3 798 10i由机械设计基础 （第三版） 图 10-19 查得接触疲惫寿命系数KHN20.97运算接触疲惫应力 取失效概率为 1,安全系数 S=1,由式 10-12 得：H1KHN1Hlim12496MP a（5-3 ）. 433SH2KHN2Hlim362.7MP aS因此,许用接触应力HH12H2429.35MPa（5-4 ）由机械设计基础（第三版）图10-30 选取区域系数ZH22. 设计运算试算小齿轮分度圆直径 运算

14、圆周速度d1 ,由运算公式得：v d 1 t n 11 . 65 m s（5-5 ）60 1000运算齿宽 b 及模数 m ntb d d 1 i 56 . 59 mm（5-6 ）mnid1icos2.29（5-7 ）1h2. 25mni5 .15mm（5-8 ）运算纵向重合度0.318d1ztan1 .903（5-9 ）运算载荷系数查机械设计基础（第三版）表 10-2 得载荷系数 K A =1 依据 V=s,8 级精度,由机械设计基础（第三版）图 10-8 查得动载荷系数 K V = 由机械设计基础（第三版）表 10-4 查得：由机械设计基础（第三版）表 10-13 查得 K F = 由机械

15、设计基础（第三版）表 10-3 查得 K H = K F = 因此,载荷系数 K K A K V K H K H 1 . 9（5-10 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d 1 t3K59 . 93 mm（5-11）Ki运算模数mnd 1cos1. 25mm（5-12）15.2.3 按齿根弯曲强度设计按下式运算：mn32KT1 Ycos2Y FaY Sa（5-13 ）d2 z 1F1. 确定公式内的各运算数值1 运算载荷系数2 依据纵向重合度.1 903,从机械设计基础（第三版）图10-28 查得螺旋角影响系数Y0.883 运算当量齿数v 1z 126.27（5-14 ）cos3v2

16、z 2102.90cos34 查取齿形系数由机械设计基础（第三版）表10-5 查得Y Fa12.592,Y Fa22 .1645 查取应力校正系数由机械设计基础（第三版）表10-5 查得Y Sa 11.596,Y Sa21. 7946 由机械设计基础（第三版）图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲惫强度极限FE2380MP aKFN10 . 85,7 由机械设计基础 （第三版） 图 10-18 查得弯曲疲惫寿命系数KFN20 .888 运算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数 S=,由式 10-12 得：F KN 1 FE 1F 1 303 . 57 MP

17、 aS（5-15）F KN 2 FE 2F 2 238 . 86 MP aS9 运算小、大齿轮的 Y FaY Sa 并加以比较FY Fa1 Y Sa 10. 01363（5-16 ）Y FaF10. 016252Y Sa2F2大齿轮的数值较大；2. 设计运算对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度运算的法面模数,取mn=已可满意弯曲强度；但为了同时满意接触疲惫强度,需按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1=,d2241 .25mm来运算应有的齿数；于是由：取11d1cos41（5-17）411926.,取2193；m n41,就2i113. 365.2.4 几何

18、尺寸运算1. 运算中心距a112mn145.9mm（5-18 ）2cos将中心距圆整为 146mm；2. 修正螺旋角因arccos122mn14150 . 12（5-19）a值转变不多,故参数、 K、ZH等不必修正；3. 小、大齿轮的分度圆直径d1z 1m n51 . 25 mm（5-20 ）cosd2z 2m n241 .25 mmcos4. 运算齿宽圆整后,小齿轮齿宽B 153mm,大齿轮齿宽B258.4 mm；5.2.5 齿轮的主要几何参数表 5-1 齿轮各主要参数参数名称小齿轮大齿轮齿数 Z41193模数 m齿轮分度圆直径 dmm齿轮齿顶圆直径d mmd1d253.25241.2514

19、6.25mm齿轮基圆直径d mm齿宽 bmm齿轮中心距a11 2512低速级齿轮设计与运算5.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 依据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动；2. 精度等级仍选用 8 级精度（ GB10095-88）；3. 材料挑选； 由机械设计基础 （第三版） 表 10-1 挑选小齿轮材料为 45（调质）,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 ZG310-570（正火）,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS；4. 选小齿轮齿数 3 43,大齿轮齿数 4 i 2 3 3 . 36 43 141 . 8 取 4 1425.3.2 按齿面接触强度设计依据下式试算：d

20、1 t32 KtT 2ii1ZHZE2（5-1 ）dH1. 确定公式内的各运算数值1 转矩T32 .4178105N. mm10-7 选取齿宽系数d12 试选载荷系数Kt1.63 由机械设计基础（第三版）表4 由机械设计基础（第三版）表ZE189 8.1 MP a25 由图机械设计基础（第三版）表10-6 查得材料的弹性影响系数10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限；Hlim3600MPa大齿轮的接触疲惫强度极限Hlim4550MPa6 由机械设计基础（第三版）式N 160 n 2ijLh2 . 89108（5-2 ）N2N 1/.0 878 1010-13 运算应力循环次数7

21、由机械设计基础（第三版）图 10-19 查得接触疲惫寿命系数KHN30. 94,KHN40.978 运算接触疲惫应力 取失效概率为 1,安全系数 S=1,由式 10-12 得：H3KHN3SHlim3564MPa（5-3 ）2. 450. 88H4KHN4SHlim4533.5MP a因此,许用接触应力HH32H4548.75MPa（5-4 ）9 由机械设计基础（第三版）图10-30 选取区域系数ZH10 由机械设计基础（第三版）图10-26 查得30 .83,4因此有341. 712. 设计运算 1 试算小齿轮分度圆直径 d 3 ,由运算公式得：2 运算圆周速度v60d3 tn20.45ms

22、（5-6 ）10003 运算齿宽 b 及模数m nt4 运算纵向重合度5 运算载荷系数查机械设计基础（第三版）表10-2 得载荷系数KA=1 依据 v=s,8 级精度,由图 10-8 查得动载荷数KV= H10-4 查得：KHBF1. 355由机械设计基础（第三版）表由机械设计基础（第三版）表= =10-13 查得KF由机械设计基础（第三版）表10-3 查得KH=K因此,载荷系数KKAKVKKH1 .96 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3d3t3K80 6.mm（5-11 ）Ki7 运算模数mnd3cos2（5-12）z35.3.3 按齿根弯曲强度设计按下式运算：mn32KT3Yco

23、s2Y FaY Sa（5-13 ）d2 z 3F1. 确定公式内的各运算数值 1 运算载荷系数2 依据纵向重合度0.2 .03,从机械设计基础（第三版）图10-28 查得螺99；旋角影响系数Y3 运算当量齿数z v 3z 332. 06（5-14 ）cos3z v4z 4125.023 cos4 查取齿形系数由机械设计基础（第三版）表10-5 查得Y Fa32. 45,Y Fa42.165 查取应力校正系数由机械设计基础（第三版）表10-5 查得Y Sa 31.65,Y Sa41 . 816 由机械设计基础（第三版）图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限FE3500MP a；大齿轮的弯曲

24、疲惫强度极限FE4380MPaKFN30.9,7 由机械设计基础（第三版）图10-18 查得弯曲疲惫寿命系数KFN40 .938 运算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数 S=1,得：F KN 3 FE 3F 3 450 MP aS（5-15 ）F KN 4 FE 4F 4 353 . 4 MP aS9 运算小、大齿轮的 Y FaY Sa 并加以比较FY Fa3Y Sa 30.00898（5-16 ）Y FaF30 . 0114 Y Sa 4F4大齿轮的数值较大；2. 设计运算对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的法面模数,取mn=2mm已可满意弯曲强

25、度；但为了同时满意接触疲惫强度, 需按接触疲惫强度算得的分度圆直径 d3=86mm来运算应有的齿数；于是由：z 3z 4d3cos43（5-17）m n就i2z3142；5.3.4 几何尺寸运算1. 运算中心距a2z 3z4m n185mm（5-18 ）2cos2. 修正螺旋角因arccosz 3z4mn1130 44.51 （5-19 ）2 a值转变不多,故参数、 K、ZH等不必修正；3. 小、大齿轮的分度圆直径d3z 3m n86 mmcosd4（5-20 ）z 4m n284 mmcos4. 运算齿宽圆整后,小齿轮齿宽B370mm,大齿轮齿宽B475mm5.3.5 齿轮的主要几何参数表

26、5-2 齿轮各主要参数参数名称小齿轮大齿轮齿数 Z43142模数 m22齿轮分度圆直径 dmm86284齿轮齿顶圆直径d mm90288齿轮基圆直径 d mm齿宽 bmm齿轮中心距a1d 1d2186284185mm22第 6 章传动轴和传动轴承的设计轴的概述轴是组成机器的重要零件之一,其功用是支撑回转零件及传递运动和动力,因此大多数轴都要承担转矩和弯矩的作用；轴的分类：依据承担弯、扭载荷的不同,轴可以分为转轴、心轴和传动轴三 类；轴的材料主要采纳碳素钢和合金钢；碳素钢比合金钢廉价, 对应力集中的敏感性小,又可以通过热处理提高其耐磨性及疲惫强度,故应以较为广泛, 其中最常用的是 45 号优质碳

27、素钢；为保证力学性能,一般应进行调质和正火处理；合金钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能,与质量和提高轴颈耐磨性时采纳；高速轴的设计及校核6.2.1 挑选轴的材料可以再传递大功率并要求减小尺寸考虑到本轴输入功率不大, 转速较低, 对材料无特别要求, 因此打算挑选使用 45 钢,硬度 217255HBS；查机械设计手册可知B650MPa,S360MPa；6.2.2 初估直径查表常用材料的 值和 C值得材料系数 C=112 于是d 1 C 3 P 1 112 3 2 . 46 19 . 4 mm（6-1 ）n 1 473 . 33考虑到轴上有一个键槽,轴径应增加 35%,所以d 1 19 . 4

28、1 0 . 03 19 . 982 mm,圆整取 20mm6.2.3 结构设计 I 轴结构及格部分尺寸如下图所示：图高速轴 6.2.4 强度校核齿轮上作用力：FaF ttann1685tan1418 19430N6-2 FrF ttan1685tan20633N6-3 coscos1418 19如图,运算水平支反力：图弯矩图 如图,运算垂直支反力：绘制水平弯矩图如图,最高点弯矩为M R68182Nmm绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：M R106590Nmm绘制合成弯矩图如图,从左往右点弯矩分别为：M106590 Nmm留意到B650MPa,由表可得1 b60MPa,0b1025.M

29、Pa,于是,1 b60MPa0 .596-4 0 b102.5MPa当量转矩TT0.595000029500Nmm据此,绘制转矩及当量转矩绘图如下列图；求危急截面的当量弯矩并绘制当量弯矩图如图,数据：MM2QT Q229500Nmm6-5 Q自左向右折点依次对应以下确定危急截面校核轴径尺寸, 危急截面 I ,危急截面校核 II ,危急截面校核 III ：dQ30.M1 b17mm20mm符合要求Q1d13M17. 35mm25mm符合要求10 .11 bde3M; eM18mm20mm符合要求e20 .121 b由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果强度要求；另外,考虑到安装齿轮轴的直径与齿轮

30、齿根圆直径相差约四个模数,因此可 以把该轴段做成齿轮轴,其左边定位轴肩不变,轮齿两端角至轴肩；高速轴轴承校核挑选轴承的型号为： 角接触球轴承 7207C；其中轴承参数为： D=72mm,B=17mm,Cr=,Cor=；R 12 F R 12 F R 1 4672125821342N6-6 依据公式运算得Fa4300. 025可得 e=Cor17500就Fs 1eR 10 .3941342529NF s 2eR 20 . 3941528602N留意到Fs 1Fs 26024301032NFs 1529N,可知轴承 1 被压紧,轴承 2 放松；就Fa1Fs2Fa1032N,F a2Fs 2602N

31、,查得Y 11 .42对轴承 1,Fa11032N0 .769e,取X10 .44R 11342N对轴承 2,Fa2602N0 .394e,取X21,Y 20轴承符合强度要R 21528N由表得冲击载荷系数df1 .1由于P 1P 2,这里仅校核轴承1 的寿命；15000hL10h16670C1667023500325961 h720P 17202262求；中间轴设计及校核6.4.1 挑选轴的材料考虑到本轴输入功率不大, 转速较低, 对材料无特别要求, 因此打算挑选使用调质 45 钢,硬度为 217255HBS；查机械设计手册可知B650MPaS360MPa6.4.2 初估直径由表可得材料系数

32、 C=112于是 d 2 C 3 P 2112 3 2 . 34 kw31 . 96 mm（6-1 ）n 2 100 7. r / min考虑到轴上有键槽,轴径应增加 3%,所以d 2 31 . 96 mm 1 0 . 03 32 . 92 mm,圆整取 35mm6.4.3 结构设计II 轴结构尺寸如下图,倒角均为C1,各轴段过渡处圆角均R1,齿轮处过渡圆角 R2；图中间轴6.4.4 强度校核齿轮上作用力：Ft4385N（Ft1685N）N（ F a430N）6-2 FaFttan4385tan1215 31 945FrFttann4385tan201623N（ F r633N）6-3 cos

33、cos 1215 31 图弯矩图如图,运算水平支反力：如图,运算垂直支反力：绘制水平弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：绘制合成弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：留意到B650MPa,有表可得1 b60MPa,0b1025.MPa于是T1 b6050 .596-4 102.114460Nmm0 b当量转矩T0. 59194000据此,绘制转矩及当量转矩如下列图；据：求危急截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图,从左往右折点依次对应以下数MM2T29376521144602147963Nmm6-5 e 11e 11确定危急截面校核轴径尺寸,危急截面 I ,

34、危急截面 II ： d e 13 M e 11 M e 1227 . 34 mm 25 mm 符合要求0 1. 2 1 b d e 23 M e 21 M e 2218 . 67 mm 20 mm 符合要求0 1. 2 1 b由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求；中间轴轴承校核依据表,挑选轴承型号为：Cor=；7207C；其中轴承系数为： D=72mm,B=17mm,Cr=,R 1F2F234212133023670N6-6 26441058NR 1R 1 F aFaF515N（方向同F ）04.a依据Fa5150. 029e=Cor1750036701468NFs2eR 2就F

35、s 1eR 10.4留意到F s2F a10585151573NFs 11468N,可知轴承 1 被压紧,轴承2 放松；就Fa 1Fs 2Fa1573N,Fa2Fs 21058N,Y 11.4轴承符合强度要求；对轴承 1,Fa 115730.429e,取X10. 44R 13670对轴承 2,Fa210580.4e,取X21,Y 20R 22644由表冲击载荷系数得df10.1 的寿命；15000h由于P 1P 2,这里仅校核轴承23500321612hL10 h16670C16670180P 11803817低速轴设计及校核6.6.1 挑选轴的材料考虑到本轴输入功率不大, 转速较低, 对材料

36、无特别要求, 因此打算挑选使 用调质 45 钢,硬度为 217255HBS；查机械设计手册可知B650MPaS360MPa6.6.2 初估直径由表材料系数得 C=112于是,d3C3P 311232 . 246 . 88 mm考虑到轴上有一键槽,轴径应增n 330加 3%,所以d246.8810.0348. 2846mm,同时考虑联轴器孔径标准系列,这里 III轴最端直径圆整取 50mm；6.6.3 结构设计III轴结构尺寸如下图,倒角均为C1,各轴段过渡处圆角均R1,齿轮处过渡圆角；联轴器的轴向固定可以采纳套筒；图低速轴6.6.4 强度校核齿轮上作用力：Ft4385N（Ft1685N）N（

37、F a430N）6-2 FaFttan4385tan1215 31 945nF r 633NFttan4385tan201623NFr（）6-3 coscos 1215 31 如图,运算水平支反力：图弯矩图 如图,运算垂直支反力：绘制水平弯矩图如图,最高点弯矩为：M R208224Nmm绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：绘制合成弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为：留意到B650MPa,有表可得1 b60MPa,0b1025.MPa于是T1 b6050 .596-4 328630Nmm102.0 b当量转矩T0.59557000据此,绘制转矩及当量转矩如下列图；据：求危急截面的当量弯矩

38、并绘制当量弯矩如图,从左往右折点依次对应以下数MM2T221092123286302390494Nmm6-5e 1e 1确定危急截面校核轴径尺寸,危急截面 I ,危急截面 II ：de3M e 1M32.94mm40mm符合要求e20 .121 bd23M1 b28.6mm35 mm符合要求20 .12由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求；低速轴轴承校核依据表,挑选轴承型号为：Cor=；7212C；其中轴承系数为： D=110mm,B=22mm,Cr=,R 1F2F2 R 12892246722929N6-6 R 1依据Fa9450. 054e=F s 2eR 20 .42618

39、67795NCor17500就Fs 1eR 10.42629291247N留意到F s2Fa12479452192NF s 1795N,可知轴承 1 被压紧,轴承2 放松；就Fa 1Fs 2Fa2192N,Fa2Fs21247N对轴承 1,Fa 112470. 426e,取X11,Y 10R 12929对轴承 2,Fa221921. 174e,取X20. 44,Y 21. 31R 21867由表冲击载荷系数得df1.12 的寿命；由于P 1P 2,这里仅校核轴承L10 h16670C1667023500353798h15000h轴承符合强度要求；60P 1604062第 7 章键的挑选和校核

40、平键的概述平键可分为一般平键、 薄型平键、 导向平键和滑键四种； 其中一般平键和薄型平键用于静连接,导向平键和滑键用于动连接；平键连接的工作原理： 平键的下半部分装在轴上的键槽中,上半部分装在轮毂的键槽中； 键的顶面与轮毂之间有少量间隙,过圆柱表面协作实现轮毂中心与轴心的对中；键的挑选7.2.1 电动机小带轮端的键键靠侧面传递扭矩； 轮毂与轴通考虑到电机输出轴直径 D=28mm,输出轴外伸端长度 E=60mm,打算挑选使用圆头一般平键,尺寸 b h 8 7 mm , 长度 l 50 mm；型号 A 8 50 GB / T 1096键的接触长度 l l b 50 8 42 mm；p 120 MP

41、a,就键联接所能传递的转矩为：Th lDp35.42428120123480NmmT 017755Nmm7-1 4符合强度要求；7.2.2 高速轴大带轮端的键长度高速轴带轮端尺寸：2065,打算挑选使用圆头一般平键,bh66mml55 mm；型号A 655 GB/T1096 键的接触长度llb55649mm；p120MPa,就键联接所能传递的扭矩为：Th lDp3492012088200NmmT 049633Nmm7-1 44符合强度要求；7.2.3 中间轴的键大齿轮端：大齿轮轮段尺寸：55 41,打算挑选使用圆头一般平键,材料为锻钢,尺寸 b h 12 8 mm,长度 l 50 mm；型号 A 12 50 GB / T 1096键的接触长度 l l b 50 12 38 mm；p 150 MPa,就键联接所能传递的转矩为：Th lDp43841150233700NmmT 2221917Nmm7-1 44符合强度要求；小齿轮端：小齿轮轮段尺寸：46 41,打算挑选使用圆头一般平键,材料为锻钢,尺寸 b h 12 8 mm,长度