减速器装配图、大齿轮零件图和输出轴零件图讲诉

第1章初始参数及其设计要求保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。初始参数：功率P=2.8kW，总传动比i=5第2章电动机2.1电动机的选择根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，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，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为P=2.8kw，故选用Y系列（丫100匕2-4）型三相笼型异步电动机。Y系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（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,适用于无特殊要求的机械上，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：Y100L2-4同步转速：1500r/min额定功率：P=3kw满载转速：1420r/min堵转转矩/额定转矩：2.2T/（N-m）最大转矩/额定转矩：2.2Tn/（N•m）质量：4.3kg极数：4极机座中心高：100mm该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。

2.2电机机座的选择表2-1机座带底脚、端盖无凸缘丫系列电动机的安装及外型尺寸（mm）机座号级数ABCDEFG100L4160140632860824HKABACADBBHDL10012205205180170245380第3章传动比及其相关参数计算3.1传动比及其相关参数的分配根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4,功率P=3kw,转速n=1420r/min。输出端转速为n=300r/min。总传动比:1440二1440二4.73；300（3-1）分配传动比：取iD=3；齿轮减速器：i473TOC\o"1-5"\h\zi=一=――=1.58； （3-2）li3D高速传动比：i=v14=<1.4x1.58=1.5； （3-3）12 L低速传动比：i='l=I.、8=1.05。 （3-2）23i1.5123.2运动参数计算各轴转速电机输出轴：n=n=1420r/min轴I：n=—=I、、。=473.33r/min （3-4）1i3D轴II：

轴III:n 473.33—=轴III:n 473.33—= i2 1.5=315.6r/min（3-4）n315.6T= i23 1.05=300r/min（3-4）3.2.2功率计算Y型三相异步电动机，额定电压380伏，闭式。查手册取机械效率："。=1=0.96,nC=n2=0.97,,联轴器”=1=0.99轴承n=n4=0.98动载荷系数：K=1输出功率：Pc=2.2kwTOC\o"1-5"\h\z总传动效率：n=nxn2X中xn3=0.833 （3-5）12 3 4电动机所需功率：P=kx上=2.64kw,即P=2.64kwn 0轴I：P1=P0xn1xn3xn4=2.46kw （3-6）轴ii：P2=uxn2xn4=2.34kw轴iii：p=pxnxnxn=2.2kw3.2.3转矩计算―p TOC\o"1-5"\h\zT=9.55x106 （3-7）n P T=9.55x106i=1.7755x104N-mm0 nT=9.55x106匕=4.9633x104N-mm1 ne-cP T=9.55x1062=2.21917x105N-mmn2T=9.55x106匕=7.0033x105N-mmn33.2.4参数列表表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)2.642.462.342.2转速n(r/min)1420473.33315.6300转矩T(N.mm)1.7755x1044.9633x1042.21917x1057.0033x105第4章带及带轮的设计根据设计方案及结构，该机选用普通V带传动。它具有缓和载荷冲击、运行平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优点。普通V带传动的计算已知：电动机功率p=3.0kw，电动机转速n=1420r/min，粉碎机主轴转速n=1275r/min。2确定V带型号和带轮直径工作情况系数由《机械设计基础（第三版）》表8.21工作情况KAKA=1.2计算功率PC=KA-P=1.2x3=3.6kw PC=3.6kw选带型号由图8.12普通V带选型图 A型普通V带小带轮直径取D=80mm大带轮直径带传动滑动率£一般为1%〜2%取£=1%Dn 80x1440D=(1—s)—^-1=0.99x =216mm (4-1)2 n2 1275取D=224mm2大带轮转速八、Dn八“80x1440 /,八n=(1—s)—^-1=0.99x (4-2)2 q 224n=5.948r/min结果在5—25m/s之间，满足要求。4.1.2确定带长DD2+D1(4-3)(4-4)(4-5)80+224।一 二152mm2224—80f =72mm2+D2-Di)+2a4a 00A "err-+ =1277.65mm4a0取标准值Ld二1400mm确定中心距a初定中心距a02(q+D2(q+D2)>a0>0.7(D+D2)(4-6)2(80+224)>a0>0.7(80+224)608mm>a>221.8mm根据实际确定：初定中心距a=400mm0计算实际中心距, 1400—12770650=400+ =461.175mm2确定带轮包角TOC\o"1-5"\h\zDD小带轮包角 a=180。————1义60。 (4-7)a224—80- /a=180o— 义57.3=162.1o1 461.1751。>120。，满足要求

4.1.5确定带根数Z带速VV二^^二3」4X804.1.5确定带根数Z带速VV二^^二3」4X80X1440二6.03m/S60x1000 60000取V=6.03m/S传动比i带根数z1440=1.13n2 1272.86取i=1.13由表8.9A型单根V带的基本额定功率P0P0=0.9kw由图8.11小带轮包角系数 取k&=0.946由《机械设计基础（第三版）》表8.4查得k（=1.04由表8.19普通V带传动比系数取AP=0.117由式Z二 P (p+Ap)kxk（4-8）=2.64=2.64(0.9+0.117)x0.946x1.044.1.6确定轴上载荷单根V带张紧力由式8.19，由表11.4q=0.10kg/m单根V带张紧力P=500-VZ2.5—k( 缶k)+qV2（4-9）=500x2.645.948x32.5—0.946

0.946)+0.10x5.9482=169.24N162.1o轴上载荷 F=2ZFsin—=2x3x169.24xsin———=1003.08。 0 2 2（4-10）4.1.7选择带型选用3根A-4000GB/T11544-1997的V带，中心距a=470mm，带长1400mm4.2带轮结构带速V<300m/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45m/s。由于该机带速为V=9.4m/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，能避免因制造而产生过大的内应力，重量要轻。根据结构设计，大带轮选用腹板式结构；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：13mm节宽b:11.0mm高度h：8mmV带轮基本参数：基准宽度bd=11.0mm,基准线上槽深hi=2.75mm,基准线下槽h =8.7mm,fmin槽间距e=15±0.3mm，槽边距fi=9mm，最小轮缘厚5i=6mm,带轮宽度B=(Z-1)e+2f=48mm(Z一轮槽数)，外径d=dd+2h10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，传动比准确，结构紧凑，工作可靠，寿命长；主要缺点是制造成本高，不适宜于远距离两轴之间的传动。按照工作条件，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用闭式传动。高速级齿轮设计与计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。.材料选择。由《机械设计基础（第三版）》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG310-570（正火），硬度为235HBS，二者材料硬度差为45HBS。.选小齿轮齿数z=41，大齿轮齿数z2n4=4.7x41=1926圆整后齿数取z=193。5.2.2按齿面接触强度设计按照下式试算：』、|2KTi+1（ZZ丫（5-1）*气k.7（5-1）da'h,1.确定公式内的各计算数值11

P①转矩T=9.55x106^N-mm1 ni②试选载荷系数1.6③由《机械设计基础（第三版）》表10-7选取齿宽系数巾「1④由表《机械设计基础（第三版）》表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MP2E a⑤由《机械设计基础（第三版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。H11ml=550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。Hiim2=390MPa⑥由《机械设计基础（第三版）》式10-13计算应力循环次数（5-2）N=60njL=1.48x（5-2）NccsN=1=3.79x108i⑦由《机械设计基础（第三版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN]=0.90，KHN2=0.97⑧计算接触疲劳应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得：(5-3)In]—Khn1-H1im1二496MPH1 (5-3)n]-KHN2~H1im2—362.7MPH2S a因此，许用接触应力口H]=因此，许用接触应力口H]="H[+"H[=429.35MP2 a(5-4)⑨由《机械设计基础（第三版）》图10-30选取区域系数ZH-2.4332.设计计算①试算小齿轮分度圆直径盘，由计算公式得:d>56.59mm②计算圆周速度12

③计算齿宽b及模数mntb=。xd=56.59mmm=di尸B=2.29ni Zih=2.25m=5.15mmnib—=10.99h④计算纵向重合度7与=0.31即:1tanB=1.903⑤计算载荷系数(5-5)(5-6)((5-5)(5-6)(5-7)(5-8)(5-9)根据V=3.28m/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KV=1.16由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得：KB=1.367由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得,，325由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得K=K=1.2ha fa因此，载荷系数K=KAxKVxKhax七=1.9 （5-10）⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径Kd=d'——=59.93mm （5-11）1 113K⑦计算模数(5-12)m=d1c0sB=1.25mm(5-12)113

5.2.3按齿根弯曲强度设计按下式计算：,12KTYcos2PyYm>3. -叶 （5-13）n9z28 la」dd1a F.确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K=KKKFKFp=1.92）根据纵向重合度8P=1.903,从《机械设计基础（第三版）》图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.883）计算当量齿数z一Z=—^1—=26.27v1cos3P （5-14）zZ= —=102.90v2 cos3P4）查取齿形系数由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得YF]=2.592，YF2=2.1645）查取应力校正系数由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得YS「1.596，YS2=1.7946）由《机械设计基础（第三版）》图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限afe]=500〃0；大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE2=380MP7）由《机械设计基础（第三版）》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，/2=0.888）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得：口」二F拄1。fe1=303.57MP（5-15）F1（5-15）a」=Fkn2afe2=238.86MPF2S a14

9）计算小、大齿轮的并加以比较9）计算小、大齿轮的并加以比较YY （5-16）=1,1（5-16）F1YYg2]“2=0.01625F2大齿轮的数值较大。2.设计计算对比计算结果，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=1.25mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.25mm，d2=241.25mm来计算应有的齿数。于是由：（5-17）取Z]=41，则Z2=i1Z]=3.36x41=192.6，取Z2=193。5.2.4几何尺寸计算.计算中心距a='1+J"n=145.9mm （5-18）2cosp将中心距圆整为146mm。.修正螺旋角p=arccos'1+22'n=14。15'0.12" （5-19）2a因P因P值改变不多，故参数,、Kp、ZH等不必修正。.小、大齿轮的分度圆直径.zm一一d=―g=51.25mm（5-20）（5-20）z2帆3=241.25mmcosp15.计算齿宽b二^d=58.4mm圆整后，小齿轮齿宽B=53mm，大齿轮齿宽B=58.4mm。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m1.251.25齿轮分度圆直径dmm51.25241.25齿轮齿顶圆直径dmma53.75243.75齿轮基圆直径dmmb48.2226.7内宽bmm5358.4齿轮中心距a=1(d+d)=1(51.25+241.25)=146.25mm21225.3低速级齿轮设计与计算5.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。.精度等级仍选用8级精度（GB10095-88）。.材料选择。由《机械设计基础（第三版）》表10-1选择小齿轮材料为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。.选小齿轮齿数z3=43，大齿轮齿数Z4=i2Z3=3.36x43=141.8取Z4=14216

5.3.2按齿面接触强度设计按照下式试算：(5-1)』、12KTi+1（ZZ丫d231-^2.———F(5-1)11 %巾£i（匕］J.确定公式内的各计算数值1）转矩T=2.4178x105N.mm32）试选载荷系数K=1.63）由《机械设计基础（第三版）》表10-7选取齿宽系数巾「14）由《机械设计基础（第三版）》表10-6查得材料的弹性影响系数Z后=189.8MP%5）由图《机械设计基础（第三版）》表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；oHiim3=600MP.大齿轮的接触疲劳强度极限oH11m「550MP.6）由《机械设计基础（第三版）》式10-13计算应力循环次数N1=60n2jLh=2.89x108 （52）N2=N1/i=0.87x1087）由《机械设计基础（第三版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数%3=0.94，KHN4=0.978）计算接触疲劳应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得：(5-3)TOC\o"1-5"\h\z0]=KHN3-H1im3=564MPH3 S a(5-3)「1KoO」=_HN4_H1im4=533.5MPH4 S a(5-4)因此，许用接触应力0]=0H!+OH[=(5-4)H 2 a9）由《机械设计基础（第三版）》图10-30选取区域系数ZH=2.45a4a310）由《机械设计基础（第三版）》图10-26查得e=0.83,ea4a317

因此有£=£3+84=1.71.设计计算1）试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得:312 12义1.6义28.58义1054.3112.45义189.8丫d>3 义 义 二86mm133 1义1.71 3.31I540.5 )2)计算圆周速度九dn60/1000氏0.45mis（5-6）3）计算齿宽b及模数mntb=。d=79.6mmm工^C0S忆2.66ntz3h=2.25m=5.985mmntb_=80.18+5.88;12.72h4）计算纵向重合度京£p=0.3网dz3tanP=1.895）计算载荷系数查《机械设计基础（第三版）》表10-2得载荷系数KA=1根据v=0.96m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷数KV=1.04由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得：%=1.355由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得K小1.35呻由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得K=K=1.2ha fa因此，载荷系数K=KAxKVx.axKHp=1.96）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径18(5-11)7）计算模数dcosp2nz3(5-12)5.3.3按齿根弯曲强度设计按下式计算:,12KTYcos2pyYm2T j -Fa51\ 。z28 InJ'd3a F1.确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K=KAxKVxKFxKFp=1.9(5-13)2）根据纵向重合度8p=2.03,从《机械设计基础（第三版）》图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.99。3）计算当量齿数zz= =32.06V3 cos3pzz=--4-=125.02V4 COS3P（5-14）4）查取齿形系数由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得YF3=2.45，YF4=2.165）查取应力校正系数由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得Y$3=1.65，Ya4=1.816）由《机械设计基础（第三版）》图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE3=500MP；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE4=380MP7）由《机械设计基础（第三版）》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KN3=0.9，19KN4=0.938）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1,得:FKN3FE3S二450MP]二FKN「FE4=353.4MPF4 S a(5-15) .. VY 9）计算小、大齿轮的［今并加以比较FYY 13]a3=0.00898F3YYFa4]a4=0.011F4大齿轮的数值较大。（5-16）2.设计计算,2x2.10x1.416x105x0.88xcos215。. x0.01555二1.741x242x1.62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=2mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=86mm来计算应有的齿数。于是由：=43（5-17）5.3.4几何尺寸计算1.计算中心距=185mm（5-18）2.修正螺旋角20（5-19）p=arccos4+工4鼠=11（5-19）2a因p值改变不多，故参数%、kp、Zh等不必修正。3.小、大齿轮的分度圆直径d=7~~芭~=86mm（5-20）（5-20）zmd=-n-=284mmcosp4.计算齿宽圆整后，小齿轮齿宽B圆整后，小齿轮齿宽B3=70mm，大齿轮齿宽B=75mm45.3.5齿轮的主要几何参数表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dmma90288齿轮基圆直径dmmb80.81266.87内宽bmm79.673.6齿轮中心距a=—（d+d）=—（86+284）=185mm21 2 221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受转矩和弯矩的作用。轴的分类：按照承受弯、扭载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴和传动轴三类。轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。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劳强度，故应以较为广泛，其中最常用的是45号优质碳素钢。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，可以再传递大功率并要求减小尺寸与质量和提高轴颈耐磨性时采用。高速轴的设计及校核选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用45钢，硬度217〜255HBS。查机械设计手册可知。BB=650MPa，。s=360MPa。初估直径查表14.1常用材料的口值和C值得材料系数C=112于是P '2.46d>C21—=112x3, =19.4mm (6-1)1 ［，n1 3473.33考虑到轴上有一个键槽，轴径应增加3〜5%，所以d1>19.4x(1+0.03)=19.982mm，圆整取20mm22

6.2.3结构设计I轴结构及格部分尺寸如下图所示:图6.1图6.1高速轴6.2.4强度校核6.2.4强度校核齿轮上作用力:F=168NF=F=168NF=Ftanp=1685xtan14o18'19H=430NFtana

cosp1685xtan20o

cos14018'19”=633N(6-2)(6-3)如图，计算水平支反力:二467如图，计算水平支反力:二467N146+56FR2=F-FR1=1218N23

23Mxy/N.nnM/N.mnM/N.nnT/N.nn图6.2弯矩图Mxy/N.nnM/N.mnM/N.nnT/N.nn图6.2弯矩图如图，计算垂直支反力:Fx(110+146+56)—Fx59.340—Fx56二1258NQ a二1258N146+56F'=F'+F—F=922NR2 R1 rQ绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为MR=68182N-mm绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：M=106590N.mmR64396N•mm51638N•mm绘制合成弯矩图如图，从左往右点弯矩分别为：M=106590N•mm93785N•mm85529N•mm注意到。B=650MPa，由表可得I]J=60MPa，10J=102.5MPa，24口] 60MPa(6-4)于是，o=-f-ib= =0.59(6-4)k」102.5MPa0b当量转矩T「aT=0.59x50000=29500N•mm据此，绘制转矩及当量转矩绘图如图所示。求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩图如图，自左向右折点依次对应以下数据：TOC\o"1-5"\h\zM'=.JM2+kT卜=29500N•mm (6-5)Q QQM1=%；M12+Q小=110597N-mmM'=.%M2+QT[=98315N-mme e eM-2=Jm22+QT[=90474N-mm确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面校核II，危险截面校核III：:_M、 “人_d>31°jQ-^=17mm<20mm符合要求.-1b:M'd> 1 =17.35mm<25mm符合要求130.1lo」I -1bM；M；+M,d- ea=18mm<20mm符合要求e3,0.1x2Io」1 -1b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。6.3高速轴轴承校核选择轴承的型号为：角接触球轴承7207c。其中轴承参数为：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。TOC\o"1-5"\h\zR=:F2+F2=<4672+12582=1342N (6-6)R1 R；R=；F2+F2=v'12182+9222=1528N'R2 R225F=430N根据公式计算得F=-^30-=0.025可得e=0.394C17500则F1=eRi=0.394x1342=529N F2=eR2=0.394x1528=602N注意到F1+F2=602+430=1032N>F[=529N，可知轴承1被压紧，轴承2放松。则F1=F2+F=1032N,F2=F2=602N对轴承1,F1=1032N=0.769>e，取X=0.44，查得Y=1.42TOC\o"1-5"\h\zR1342N 1 1对轴承2，二=602N=0.394=e，取X=1，Y=0R 1528N 2 2由表得冲击载荷系数fd=1.1P=f(XF+YF)=1.1x(0.44x1342+1.42x1.32)=2262N1d1r1 1a1P=fd(X2F2+YF2)=1.1x1x1528=1681N因为P>P2，这里仅校核轴承1的寿命。, 16670(C丫16670(23500)3 ^•人近舟曲L= -= x =25961h>15000h轴承符合强度要10h720IP) 720 I2262)'17求。6.4中间轴设计及校核选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质45钢，硬度为217〜255HBs。查机械设计手册可知。B=650MPa。$=360MPa26

初估直径由表可得材料系数C=112千日力、厂：P 2.34kw于是d>C.,=112x3, =31.96mm (6-1)2 3n2 3100.7r/min考虑到轴上有键槽，轴径应增加3%,所以d2>31.96mmx(1+0.03)=32.92mm，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。圆角R2。图6.3中间轴6.4.4强度校核齿轮上作用力:F=F=4385N(F=1685N)F=Ftanp=F=Ftanp=4385xtan12o15'31"=945N(F=430N)(6-2)F=Ftanan=4385xtan20O=1623Nrcosp cos12015'31"(F=633N) (6-3)27Mxy/N.mmMxz/N.mmT/N.mmMVN.mm图6.4Mxy/N.mmMxz/N.mmT/N.mmMVN.mm图6.4弯矩图如图，计算水平支反力：=3421NFx140.5+F=3421N70.5+75.5^f65FR2=F+F-FR1=2622N如图，计算垂直支反力：厂239.940厂/ 、厂89.030F'x +F'xV75.5+70.57+Fx —Fx70.5F二- 2 2 r 二340NR2 70.5+75.5+65Fr1=F—F1+FR2=1330N绘制水平弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为:Mr=241180.5N•mm170437N•mm绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为:28M'=93765N•mm51698N•mm29577N•mm22010N•mmR绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：M=258766N•mm246659N•mm172984N•mm171852N•mm注意到。B=650MPa，有表可得I]bJ=60MPa,10J=102.5MPa口]60(6-4)于是a=-|=-1b= =0.59(6-4)laJ102.50b当量转矩T「aT=0.59x194000=114460N•mm据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。求危险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据：M';JM2+(aTb=<937652+1144602:147963N•mm(6-5)e11 %e11M':.JM2+QT[二;516982+1144602:125594N•mme12ve12M'21=\M21+QT｝二飞:295772+1144602:118220N•mmM'=、;M'+」Th'v,220102+1144602:116557N•mme22 *e22确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II：d>《0,12fe12j=27.34mm<25mm 符合要求一'M'+M'd>应 e22-18.67mm<20mm符合要求e2V0,1x2b JV -1b由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。6.5中间轴轴承校核根据表，选择轴承型号为：7207c。其中轴承系数为：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。(6-6)R]-%；Fr+F2=V34212+13302-3670N(6-6)R-F2+F2=<3402+26222-2644N2YR2 R2 ,29F=F—F'=515N(方向同F)根据匚=-HL=0.029 e=0.4C17500则F1=eR=0.4x3670=1468N F2=eR2=0.4x2644=1058N注意到F2+F=1058+515=1573N>F1=1468N，可知轴承1被压紧，轴承2放松。则F1=F2+F=1573N,F2=F2=1058N对轴承1,2=^73=0.429>e，取X=0.44,Y=1.4TOC\o"1-5"\h\zR3670 1 1对轴承2,22=W58=0.4=e，取X=1,Y=0R2644 2 2由表冲击载荷系数得fd=1.0P=f(XF+YF)=3817N1d1r1 1a1P2=fd(X2F2+Y2F2)=2644N因为P>P2，这里仅校核轴承1的寿命。L=166701Cf=16670x(23竺013=21612h>15000h轴承符合强度要求。10h 1801P) 180I3817)'176.6低速轴设计及校核选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质45钢，硬度为217〜255HBs。查机械设计手册可知。B=650MPa。$二360MPa30

初估直径由表材料系数得C=112 P22于是，d>C1—=112X3,'一=46.88mm 考虑到轴上有一键槽，轴径应3 3n台330增加3%,所以d2>46.88xG+0.03)=48.2846mm，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。结构设计III轴结构尺寸如下图，倒角均为C1III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R1.5。联轴器的轴向固定可以采用套筒。图6.5低速轴强度校核齿轮上作用力:F=4385N (F=1685N)F=FF=Ftanp=4385xtan12o15'31"=945N(F=430N)(6-2)F=FtanF=Ftanan=4385Xtan20O=1623Nrcosp cos12015'31"(F=633N)(6-3)31如图，计算水平支反力:弋义142=2892N72+142FR如图，计算水平支反力:弋义142=2892N72+142FR2=F-FR1=1466N图6.6弯矩图如图，计算垂直支反力:F'x142—F'xFR1276.160272+142二467NF=F-F=1156NR2 丫 R1绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为：MR=208224N-mm32

绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为:M'=33624N・mm164110N・mmR绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为:M=210921N•mm265121N•mm注意到。B=650MPa，有表可得I]b]=60MPa,10J=102.5MPa于是a=口于是a=口] 60-F-1b= laJ102.50b=0.59(6-4)当量转矩T「aT=0.59x557000=328630N•mm据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。求危险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据：M'1=《M;+QT[=<2109212+3286302=390494N•mm(6-5)M'2=Jm'+QT[=>『2651212+3286302=422240N•mmM'=M'+(aT}=402+3286302=323680N•mm2L2确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II：一■M+M-d>3,——△=32.94mm<40mm 符合要求e['0.1X2b J1 -1b一1M'd>J -p ==28.6mm<35mm 符合要求23.0.1x2bJ1b由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。6.7低速轴轴承校核根据表，选择轴承型号为：7212c。其中轴承系数为：D=110mm，B=22mm，Cr=7.05KN，Cor=6.65KN。(6-6)R]=\F+F2=2/28922+4672=2929N(6-6)R2=%：Fr+F2=J14662+11562=1867N33F=945N根据匚=-945_=0.054 e=0.426C17500贝UF]=eR=0.426x2929=1247N F2=eR2=0.426x1867=795N注意到F2+F=1247+945=2192N>F]=795N，可知轴承1被压紧，轴承2放松。则F1=F2+F=2192N,F2=F2=1247N对轴承1,2=^47=0.426=e，取X=1,Y=0TOC\o"1-5"\h\zR2929 1 1F2192 —对轴承2,3= =1.174>e，取X=0.44,Y=1.31R1867 2 2由表冲击载荷系数得fr1.1P=f(XF+YF)=3222N1d1r1 1a1P=fd(X2F2+YF2)=4062N因为P1VP2，这里仅校核轴承2的寿命。, 16670(C丫 16670(2350013 y"六小•人.舟曲十L= -= x =53798h>15000h轴承符合强度要求。10h60IP) 60 I4062)11734第7章键的选择和校核平键的概述平键可分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中普通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，键靠侧面传递扭矩。轮毂与轴通过圆柱表面配合实现轮毂中心与轴心的对中。键的选择电动机小带轮端的键考虑到电机输出轴直径D=28mm，输出轴外伸端长度E=60mm，决定选择使用圆头普通平键，尺寸bxh=8x7(mm)，长度l=50mm。型号A8x50GB/T1096键的接触长度l'=l-b=50-8=42mm。LL120MPa，则键联接所能传递p的转矩为：T=h'11口Lp'=工5x42x28x120=123480N•mm>T=17755N•mm(7-1)4 4 0符合强度要求。高速轴大带轮端的键高速轴带轮端尺寸：20x65，决定选择使用圆头普通平键，bxh=6x6（mm）长度l=55mm。型号A6x55GB/T1096键的接触长度l'=l-b=55-6=49mm。LL120MPa，则键联接所能传递p的扭矩为：T=""DLp’=3x49x20x120=88200N•mm>T=49633N•mm（7-1）44 035符合强度要求。中间轴的键大齿轮端：大齿轮轮段尺寸：55x41,决定选择使用圆头普通平键，材料为锻钢，尺寸bxh=12x8（mm），长度l=50mm。型号A12x50GB/T1096键的接触长度l'=l-b