机械设计课程设计说明书

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1、设计课程设计说明专JIXIESHEJI KECHENGSHEJI SHUOMINGSHU设计题目：带式输送机传送装置减速器姓名：学号： 专业：机械设计及自动化 院系：机电工程学院 指导老师：目录、设计题目11、设计带式输送机传动装置12、设计数据23、工作条件24、机器结构如图25、原始数据2二、总体设计3（一）、电动机的选择3（二）、传动比分配3（三）、传动装置的运动和动力参数4三、传动零件的计算5（一）V带的设计与计算5（二）、高速级齿轮传动设计6（三）、低速级齿轮传动的设计12四、轴的设计17（一）、轴的材料选择和最小直径估计17（二）、减速器的装配草图设计18（三）、轴的结构设计19五

2、、轴的校核21（一）、高速轴的校核21（二）、中间轴的校核25（三）、低速轴的校核29六、键的选择和校核32（一）、高速轴上键的选择和校核32（二）、中间轴上的键选择和校核33（三）、低速轴的键选择和校核33七、滚动轴承的选择和校核 34（一）、高速轴轴承的选择和校核34（二）、中间轴轴承的选择和校核34（一）、低速轴轴承的选择和校核35八、联轴器的选择36九、箱体的设计36十、润滑、密封的设计37十一、参考文献37十二、总结。37、设计题目1、设计带式输送机传动装置（展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮减速器；单号设计直齿，双号设计斜齿）2、设计数据：如下表 f-1表性1带式输送机原始数据（一）3、

3、工作条件输送带速度允许误差为上5%；输送机效率nw=0. 96；工作情况：两班 制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限： 10年；工作环境：室内，清洁；动 力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次 中修，半年一次小修；制造条件 及生产批量：一般机械厂制造， 中批量生产。设计任务量：减速器装配图1 张 （A0或 A1）；零件工作图13 张；设计说明书 1 份。4、机器结构如图5、原始数据根据以上要求，本人的原 始数据如下：1） 输送带拉力： F=7000N 输送带速度： v=0.8m/s 传动滚筒直径： D=4002）3）4）机械效率： =0.965）工作年限：10

4、年（每年按300天计算）；2班制。图口带式输送机传动方案（一）1输送胶带2传动滚筒3两级圆柱齿 第2页共吿褂器4一#带传动5电动机机械设计课程设计 3二、总体设计（一）、电动机的选择（1）、根据动力源和工作条件，选用 Y 型三相异步电动机。（2）、工作所需的功率：Pw = F = 7000X0.8 KW = 5.83310001000 x 0.96w（3）、通过查（机械设计课程设计）表 2-2 确定各级传动的机械效率： V带 1=0.95；齿轮 2=0.97；轴承 3 =0.99 ；联轴器 4=0.99。总效率 =1 2 3 4 = 0.95x0.972x0.996x0.99= 0.833P

5、5.833电动机所需的功率为：pd =雄=0833KW = 7002KW由表（机械设计课程设计） 16-1 选取电动机的额度功功率为 7.5KW。（ 4）、电动机的转速选 1000r/min 和 1500r/min 两种作比较。工作机的转速D 为传动滚筒直径。60 x1000v 60x1000x 0.8n =r / min = 38.216 r /minw 兀 D3.14x 400n总传动比i = m其中电动机的满载转速。 nmw现将两种电动机的有关数据进行比较如下表 f-2表 f-2 两种电动机的数据比较额定功率同步转速/满载转速方案电动机型号/kW(r Cmin-1 )/ r Cmin-1

6、传动比IY160M-67.5100097025.382IY132-27.51500140037.680由上表可知方案I的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置 结构紧凑，决定选用方案II。（5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为 Y132-2。查表（机械设计课程设计）16-2得电动机中心高H=132 mm外伸轴直 径 D=38 外伸轴长度 E=80 。如图：（二）、传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比i总 =37.68选择V带的传 总动比i = 2.5 ；减速器的传动比i = I = 3768 = 15.072。高速级齿轮转动比1i 2.51E

7、二E072 = 4.426，低速级齿轮传动比I 3亡二 T26 二 3疋三）、传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速计算2、=1400 r /minm=k = 576 r /min1 i 2.51=住 _ 576 -130.14r/min1 4.4262_ n _ 130.14 _ 38.22r /min i 3.4053_n _n _38.22r/min 3w各轴输出功率计算Pd P1 P2 P3 P4=7.002kW=P 耳=7.002 x 0.95kW = 6.652kWd1=Pnn = 6.653 x 0.97 x 0.99kW = 6.388kW123=P nn = 6.388 x

8、0.97 x 0.99kW = 6.134 kW223=Pnn = 6.134 x 0.99 x 0.99kW = 6.012 kW334各轴输入转矩计算P7.002T = 9550f = 9550 xN - m = 46.44N - md n1400mT = 9550= 9550 x 6652 N - m = 109.84N - m1 n5761P6.388T = 9550t = 9550 xN - m = 468.77N - m2 n130.142P6.134T = 9550 = 9550 xN - m = 1532.69N - md n38.223T = 9550 P = 9550 xN

9、 - m = 1502.21N - m4n38.224轴号转速 n /(r - min-1)功率/ kW转矩N - m传动比014007.00246.44各轴的运动和动力参数如下表 f-3：表 f-325766.652109.842.54.4263130.46.388468.773.405438.226.1341532.691538.226.0121502.21三、传动零件的计算（一）V带的设计与计算1、确定计算功率 Pca 查表（没有说明查那本书表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情况系数KA=1.1 贝q： P 二 K P 二l.lx7.702kWca A d2、选择V带的带型

10、 由Pca=7.702 n d=1400r/min选用A型V带。3、确定带轮的基准直径d并验算带速vd1）初选小带轮的基准直径d由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dld =l25dl2）验算带速v按式验算速度v二歸 二3.1XZ0125 m /s二9-42m /s 因为5m / s v 30m / s，故带速适合。3）计算大带轮的直径 d =id 二 2.5 x125 二 312.5 mm 取 d =315 mmd2 l dld21)2)0=450 m4、确定V带的中心距a和基准长度Ld由公式0.7（d + d ）a 2.3211）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）小

11、齿轮传递的转矩 T i 二Ti=109.84N m=109840N mm3）查表10-7选取齿宽系数Q二1 d4）查表10-6得材料的弹性影响系数Z二189.8MPa2E5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小 齿轮的 接触疲劳强度极限b= 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限b= 550MPaH min1H min26) 计算应力循环齿数N 二 60n jl 二 60x576x 1x(2 x 8 x 300x 10)= 1.65 89x 109次1 1 hN 1.6589x109N= 3.748 x 108 次2 i 4.42527） 由图10-19选取接触疲劳寿命系数K= 0.90,K=

12、 0.95HN1HN 28）计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%,安全系数S=1，b 二_H min1 二 0.9 x 600 二 540MPaH 1Sb = hn2_Hmin2 = 0.95 x 550 = 522.5MPaH 2S（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径d，取b = 522.5MPa （取最小值）。1td 232c” 1.3x 109840 5.5 (189.8 )22.32304.51522.5 丿二 65.45mm2)计算圆周速度 v 二皿一二 3.14x 65.45 x576 二 1.97m/s0 60 x100060x10003）计算齿宽 b 0 d 1x 65.45

13、 65.45d 1t4）计算齿宽与齿高比模数d65.45 2 71m T- 2.71t z 241齿高h 二 2.25m 二 2.25x2.71二 6.10tb _ 65.45h - 6.10二 10.725）计算载荷系数根据 v=1.97m/s ，8 级精度，由教材图10-8 查得动载系数 Kv=1.06因为是直齿齿轮，所以K = K = 1，由表10-2查得使用系数Ka=1；由表HaFab10-4用插入法查得8级精度小齿轮支承非对称时K = 1.458 ；由匕=10.72，HhK 二1.458查图10-13得K n = 1.421，故动载系数H卩F卩K 二 K KK K二 1x1.06 x

14、1x1.458 二 1.545A v Ha H 卩6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d 二 d 二 65.45x二 69.3271 it 3 K3 1.3t7）计算模数 m = d = 69327 = 2.889 z 2413、按齿根弯曲强度设计设计公式m（1）、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b二500MPa大齿轮的弯FE1曲疲劳强度极限b= 380MPaFE22）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 二0.86,K 二0.90.FN1FN 23）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4则: K b 0.86 x 500Lb= FN1FE1

15、= 307.1F 1 S1.4 K b 0.86 x 500Lb= FN2_FE2 =F 2 S1.44）计算载荷系数KK=K KK K =1x1.06x1x1.421=1.506A v Fa F 卩5）查取齿型系数由表 10-5 查得 Y = 2.65,Y = 2.18Fa1Fa 26）查去应力校正系数Y二1.58,Y二1.79Sa1Sa 2YY7）计算大、小齿轮的护蓉并作比较FYY1F12.65 x 2.58307.14二 0.013632Y Y 2.18x1.79二 0.015974F22）、设计计算YY按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为（取的最小）: Fm 比较计算结果，由齿面接触疲劳强

16、度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数2.05并就接近圆整为标准值m=2.5,按接触 强度算得的分度圆直径d = 69.327mm算出小齿轮齿数:169.3272.5二 27.7大齿轮齿数 z =iz = 4.426 x 28 = 123.9 取 z = 1242 2 1 24、几何尺寸的计算1）计算分度圆直径d 二 z m 二 28 x 2.5 二 70mm11d 二 z m 二 124 x 2.5 二 310mm222

17、）计算中心距71 + 3102=190mm3）计算齿轮宽度b = Q d = 1x70 = 70mm 贝U：取小齿轮B = 75 大d 11齿轮B = 7025、修正计算结果1) z = 28 z =12412查表 8-5 修正：Y 二 2.55,Y 二 2.16Fa1Fa 2Y 二 1.61,Y 二 1.81Sa1Sa 22)=2.11m / s兀d nv = i =60 x10003.14 x 70 x 57660 x 10007 (3)齿高 hg ； h 二 5.625 二 1244查表10-4修正 K 二1.460 h 0h由二 12.44 , K 二 1.460查图 10-13 修正

18、 K 二 1.421 hH 0F04) 齿面接触疲劳强度计算载荷系数K 二 KKK K 二 1x1.06 x1x1.461 二 1.577A v Ha H 0齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数K 二 KKK K = 1x1.06 x1x1.421 二 1.506A v Fa F05)2 KT u +1 Z 22x1.577 x 109840 5.5 (189.8二 36.45mmYF17)YYa 22 二F2冷晋=001600然而是大齿轮的大m=3 2x1.506 x 109840 x 0.01600 =1.89mm1x 2826)Y 1 二 255 x1 二 0.01337307.14实际d =

19、79.327,m = 2.5均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。1高速级齿轮的参数如下表 f-5表 f-5名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角an20 0齿数z1z228124传动比i4.426分度圆直径d1d270310齿顶圆直径d = d + 2h*mal1ad = d + 2h*ma 22a75315齿根圆直径d = d 2(h* + c*)m f 11ad = d 2(h* + c*)mf 22a63.75303.75中心距m(z + z )a =122190齿宽B = b + 51B = b275706、齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表 f-6名称毂孔直径d轮毂直径 D3轮毂

20、宽度L表 f-6结构尺寸经验计算公式d 二 d22D 二 1.6d3L=(1.21.5)d=6682.5腹板最大直径 D0板孔分布圆直径 D1板孔直径 D2D 二d (1014)m0aD 二(D + D )/21 0 3D 二(0.25 0.35)(D D )203腹板厚度 CC=(0.20.3)BA结果/mm5588取 76取 270179取 4020根据参数设计的结构图 f-1：|_|严|工打I匚I图f-1（三）、低速级齿轮传动的设计1 、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1 ）仍然是选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度足够。3）材料选择 由表 1

21、0-1 选择小齿轮的材料为 45 钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190HBS,二者材料硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数为Z3=24,则大齿轮齿数Z4=i3XZ3=24X3.405=81.72,取Z4=82.齿数比 u = I4 = H = 3.432、按齿面接触强度设计设计公式d 2.3231）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）小齿轮传递的转矩T i =T2=468Nm=46877Nmm3）查表10-7选取齿宽系数Q二1 d4）查表10-6得材料的弹性影响系数Z二189.8MPa2E5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触

22、疲劳强度极限g= 550MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限g= 390MPaH min3H min46）计算应力循环齿数N 二 60n jl 二 60X 130.14xlx(2x8x300x 10)= 3.748x108次3 2 h=1.100 X 108 次N 3.748x108N =t =4 i 3.40527） 由图10-19选取接触疲劳寿命系数K= 0.90,K = 0.95HN3HN 48）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=1,b = hn3hmin3 = 0.95 x 550 = 522.5MPaH 3Sb = hn4_hmin4 = 0.95 x 390 = 370.

23、5MPaH 4S(2)、计算1)试计算小齿轮分度圆直径 d ,取t = 446.5MPa。d3t 2.32计算圆周速度V0 =需c ” 1.3x 468770 5.5 (189.8 =2.323G I 4.5(446.5= 121.23mm2)3.14x121.23x130.14=0.826m / s60x10003)4)计算齿宽 b =0 d = 1x121.23 = 121.23d 3 t计算齿宽与齿高比d 121.23模数 m =- = 5.05t z 243齿高 h=2.25m =2.25x5.05=11.36tb =空3 = 10.67 h 10.67计算载荷系数根据 v=0.826

24、m/s5)，8级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.05因为是直齿齿轮，所以K = K = 1，由表10-2查得使用系数Ka=1；由表HaFa10-4 用插入法查得 7b级精度小齿轮支承非对称时K廿皿6 ；由h = 1072,K = 1.436查图10-13得K = 1.431，故动载系数 H pF pK=K K K K = 1x1.06x1x1.436 = 1.508A v Ha Hp6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）3、tr 二 121.23x3t K1508 二 127.381.3计算模数m = d =田型=5.037 z 243按齿根弯曲强度设计设计公式m J2KT2

25、3 e z2d 3（1）、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限G二380MPa大齿轮的FE3弯曲疲劳强度极限g 二325MPaFE42）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 二0.90,K 二0.90.FN3FN 43）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则：r 1 K g 0.90 x 380Lu= fn3_fe3 = 244.28MPaF 3S1.4g 1 二 KfnLfe4 二 0.90 x 325 二 208.93MPaF 4S1.44）计算载荷系数KK 二 K KK KA v Fa F 卩5）查取齿型系数二 1x1.06 xlxl.42

26、1 二 1.506由表 10-5 查得 YFa3二 2.65,Y 二 2.16Fa46）查去应力校正系数Y = 1.58,Y二1.81Sa1Sa 2YY7）计算大、小齿轮的护a并作比较FY|Fa 3 Sa 3F3二 244.28 二 0.01714冷0嘗二 0.018712YYfa 3 丫3 二F3（2）、设计计算YY按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为（取护a最大）: F2 X1*503 X 468770 x 0.018712 = 3.58lx 242比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力， 而齿面

27、接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数3.58并就接近圆整为标准值m=4，按接触强度算得的分度圆直径d = 127.38mm算出小齿轮齿数:3z 二 d32738 二 31.83 m 4取 z = 373大齿轮齿数 z =iz = 3.405 x 32 = 108.9 取 z = 10943 344、几何尺寸的计算1）计算分度圆直径d 二 z m 二 37 x 4 二 128mm33d 二 z m 二 126 x 4 二 436mm442）计算中心距128+4362=282mm3）计算齿轮宽度b = e d = 1x128 = 128m

28、m 贝U：取小齿轮B = 135d 31大齿轮B = 13025、修正计算结果1)z =32 z =10934Y = 2.492,Y = 2.187查表 8-5 修正：Fa3Fa4Y =1.64,Y=1.798Sa3Sa 42）兀d n60 x10003.14 x 127.38 x 130.1460 x 1000= 0.868m/ s3) 齿高 h-=2,25m=2,25X4=9 ； h = 丁 = 1444查表 10-4 修正 K =1.439H 0b由=14.44 , K = 1.439查图 10-13 修正 K = 1.432 hH 0F04）齿面接触疲劳强度计算载荷系数K=K K K

29、K= 1x1.06x1x1.439 = 1.525A v Ha H 0 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数K=K K K K=1x1.06x1x1.432 =1.5186)7)5)d3卩 “439X 468770理 f吏98丫 二 66.83mm3.41446.25 丿Y2-492 X1-64 二 0.00017YFa3 申3 二一fc 丁 244.28F3YYfa 4SF42.187X1.798二0.01882然而是大齿轮的大208.932 KT (Y Y F 4中4I LC F 4 丿=J2 X1.518 X 468770 0.01882 = 2.97mm1x 322实际d = 127.38,m

30、 = 4均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。3低速级齿轮的参数表如下表 f-7表 f-7名称计算公式结果/mm模数m4压力角an20 0齿数z3z432109传动比i3.405分度圆直径d3d4128436齿顶圆直径d = d + 2h*ma 33ad = d + 2h*ma 44a136444齿根圆直径d = d 一2(h* + c*)m f 33ad = d -2(h* + c*)mf 44a118426中心距m(z + z )a =432282齿宽B = b + 53B = b4135130四、轴的设计(一) 、轴的材料选择和最小直径估计根据工作条件，初定轴的材料为 45 钢，调质处理。

31、轴的最小直径计算公fP式d = A 3Ao的值由表15-3确定为：高速轴A二126 ,中间轴A二120 ,mino * no1o 2低速轴A二112。o31、高速轴d二A 巴=126x 36.625二28.48mm因为高速轴最小直mini。1勺 n 576径处装大带轮，设一个键槽，因此d= d (1 + 7%)= 30.47mm 取min1 min1d二 31mmmin12、 中间轴 d 二A= 120x令：6388二43.9mm根据后面轴承的选min2o23 n3 130.4、2择，取 d二 45mmmin23、低速轴 d 二A 3 3二112 x 3 二60.86mm安装联轴器设一个min

32、1o3 3 n3 38.223键槽，d = d (1 + 7%) = 65.12mm再根据后面密封圈的尺寸，取mi n 1mi n 1d二 65 mmmin3（二）、减速器的装配草图设计-一1 iei一-(1L. , .P.i 1UL14-KJ1机械设计课程设计 19（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定d :最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此d =d二31mm11 11 min1d :密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度h = （0.07-0.1）d12 11以及密圭寸圈的标注，取d二35mm12d :滚动轴承轴段 d二40mm 滚动轴承选取6308 : dXDX

33、B=40mmX90mm13 13X 23mmd :过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为 2m/s 左右，滚动轴承采用脂润14滑，考虑挡油盘的轴向定位，取d二50mm,m14齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。d :滚动轴承段，d = d = 40mm14 15132）高速轴各段长度的确定I :由于大带轮的毂孔宽度B=63mm，确定l二60mmII 11l :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l二50mm12 12l :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l二40mm13 13l :由装配关系、箱体结构确定l二147mm14 14l :由高速齿轮宽度B=75确定l二75mm15 15l

34、 :滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定l = 3816 162、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定d :最小直径处 滚动轴承轴段，因此d = d= 45mm .滚动轴承选取630921 21 min2dX DX B=45mmX 100mmX 25mm。d :低速齿轮轴段 取d = 55mm22 22d :轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取d二65mm23 23d :高速带齿轮轴段d = d = 55mm24 2422d :滚动轴承段， d = d = 45mm25 25212) 中间轴各轴段长度的确定l :由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取l = 50mm21 21l :由低速小齿轮轮宽B=1

35、35取l = 133mm12 22l :轴环， l =10mm2323l :由高速齿轮大齿轮轮宽B=70取l = 68mm14 24l : l = l = 50mm2525213) 细部机构设计查(机械设计课程设计)表10-1得高速级大齿轮处键bXhXL=16X 10X63(t=6.0, r=0.3)；低速级小齿轮键 bXhXL=16X10X125 (t=6.0, r=0.3)；齿轮轮毂与轴的配合公差选055H7/m6 ；滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为045n6，各倒角为C2中间轴的设计如下图f-3:IT | .图 f-34、低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定d : 滚动

36、轴承轴段，因此d二85mm .滚动轴承选取6217 dXDXB=85mm31 31X150mmX 28mmod :低速大齿轮轴段取d = 95mm32 32d :轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取d = 110mm33 33d :过度段取，考虑挡油盘的轴向定位：d二100mm34 34d :滚动轴承段，d = d = 88mm25 35 31d ：封密轴段处， ，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取36d 二 78mm36d :最小直径，安装联轴器的外伸轴段d二6537372）低速轴各轴段长度的确定l :由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取l二85mm31 31l :由低速大齿轮轮宽B=

37、130mm取l二128mm32 32l :轴环，l 二 10mm33 33l :由由装配关系和箱体结构取l二50mm34 34l :滚动轴承、挡油盘以及装配关系l二40mm3535l :由联轴器的孔毂L=142取l = 1423737五、轴的校核（一）、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力F = 0如下图 J214a斗f-4，高速轴的力学模型: 齿轮 12T2 x 109840图 f-469.327=3168.75 NF = F tan 20 = 1153.33 Nr 1t12、支反力的计算由 上 面 数 学 模 型 图 知L 二 214mm,L 二 69

38、mm 总长 L=283mm1）垂直面受力如右图 f-5:f-5对于B点工M二0得:1B 1FAv1FL二r1_2L二 115333 X 69 一281.2 n283方向向下。对于A点工M = 0得:1A1283方向向下。F 二肚二 115333 X 214 =一872.3 NBv1L由上轴的合力工F =0，校核v1F 2 + F 一 F 二 281.2 + 872.13一 1153.33- 2678.89 二 0 计算无误Av12）水平支反力 水平面受力如右图 f-6Bv1r 2对于B点工M = 01B1F 二AH 1FLL316875 x 69772.5 NFBH1283对于A点工M = 0

39、得:1A1283F 二 4 二 316875 X 214 二 2396.02 NBH 1L由上轴的合力工F = 0，校核:H1F 2 + F -F 二772.5 + 2396.02-3168.75二0 计算无误。AH1 BH1t 2图 f-73、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图 f-73)Al 点总支反力F 二RA1BlF 二RB1Cl 点 M二F LCV 1AV 1 1二一281.2 x 214 二一60176.8 N m2)水平面弯矩图如右图 f-8：C1 点 M 二 F LCH 1AH 1 1二 772.5 x 214 二 165315 N m3）合成弯矩图如右图 f-9：ci

40、 点 M 二 Jm2 + M2C1 7 CV1CH16017682 +1653152 = 17596.96N - m图 f-94、转矩图高速轴的转矩图如右图 f-i0T= T 二 109840N - mm1109840图 f-105、弯矩强度校核由上面可知 ci 处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构， d和dO根相差太大，危险截面可能会出现在D1处，如图f-11：据选定的轴材料45钢，调质处理，由表 15-1 查得 t = 60MPa-1当危险截面是 c1 处时：齿根圆d 二 70 - 2(1-0.25) x 2.5 二 66.25C1aMC1-0.1d3175926.96

41、0.1x 66.253二 6.05 MPaf-12 处时：当危险截面是g vg = 60MPaC1a-1可见是安全的。垂直平面的弯矩MDV1二 F(LAV 11752281.2 x(214 - 37.5 )= 49631.8N -mm水平面的弯矩M二 F (LAH 1175T二 772.5 x(214 - 37.5 )= 136346.25 N -mmDH1合成力矩 MD12 + M 2DV1DH1=*49631.82 +136346.252 二 145098.64N -mm于是：b = MD1 = 17592696 = 11.60MPa O ，所以DI处是危险截面D1aC1a2）根据选定轴

42、45 钢，调质处理，查表 15-1 确定材料性能：g 二 640MPa,G 二 275MPa,P 二 155MPaB-1-13）抗弯截面系数：兀 d 3 3坯=1226.62mm 232抗扭截面系数：wt= it=3.14 X 453 = 2453125mm 216弯曲应力:=MD1 = 145098-64 = 11.82MPaQ = 0W 12265.62扭转应力:T 468770=- = 26.27MPaW 17841.68Tt =t = 26.27MPama4）影响系数截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和aT按表3-2查取。T2.045=0g D = f =125取 aG =2.12=

43、1.70由附图3-1可得轴的材料的敏性系数qG = 0.82,qT = 0.85 故有效应力集中系数：k = 1 + q (a -1) = 1 + 0.82(2.12-1) = 1.928gggk = 1 + q (a -1) = 1 + 0.85(1.68-1) = 1.595TTT由附图3-2的尺寸系数 = 0.71由附图3-4得的扭转系数 = 0.76 gT轴按磨削加工由附图3-4得表面质量系数p =p = 0.92 gT轴未经表面强化处理，即 p =1 则可得综合系数： qk1=_ + _ Pgg-1=1.918+0.71-1 = 2.788k11.5951K =丄+ 1 =+ 1 =

44、 2.185T 8y0.760.92TT取钢的特性系数：修=0.1,巴=0.05则安全系数Sca如下:1275S =_1= 8.34b K Q +申 Q2.788X11.82+0.1X 0b a b mb1275S = 21.586工 K Q +申 Q2.185X5.70+0.05X5.70T TT Tca8.34X21.586=7.78+ 21.5862SS =1.4 故 设计的轴安全。二）、中间轴的校核1、中间轴上作用力的计算102.5112.5FD212Fr2 v67C2Ft3图 f-13因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力F = 0如下图，中间轴的力学模型如 a图 f-13齿轮2F =

45、 F = 3168.75 Nt 2t 1F = F = 1153.33 Nr 2r1齿轮3F =t32T2d32X 468770127.38=7360.18 NF 二 F tan20o 二 7360.18x tan20。二 2678.89Nr 3t 32、支反力的计算由上面数学模型图知 L二102.5mm,L二112.5mm,L二70mm 总长L=285mm1231）垂直面受力如图 f-14：对于B点工M二0得:2B 2FBv2口 f l - F (L + L )F = r 2 3r 3 23Av 2L_ 1153.33 x 70 - 2678.89 x 1432.16 285_ -1432.

46、16 N方向向下对于A点工M _ 0得：2A 2F (L + L )-F L 1153.33 x(105.5 +112.5) 2678.89 x 102.5F_ r2 12r3 1 _ 93 NBv 2L285方向向下。由上轴的合力工F _0，校核v2F 2 + F + F F _ 93.4 +1432.16+1153.33 2678.89 _ 0 计算无误AvBv2r 2r3FBH22) 水平支反力如图 f-15对于B点工M _ 02B 2匸 F L F (L + L )F _1231323AH 2L_ 3168.75 x 70 + 7360.18 x 182285=5491.39N 对于A

47、点工M _ 0得:2A 2FBH 27360.18 x 102.5 + 3168.75 x 215285_ 5037.54 N由上轴的合力工F _ 0，校核:H2F2 + F F F _5491.93 + 5037.543168.75 7360.18_0 计算无误。AH 2 BH2t2t33)A2 点总支反力 F _F 2 + F 2 _ 1432.162 + 5491.392 _ 5675.07NRA 2 牛 AVAHB2 点总支反力 F _Jf 2 + F 2 _ .；932 + 3037.542 _ 3038.41NRB 2* BVBH3、绘转矩、弯矩图1) 垂直平面内的转矩图如右图 f

48、-16：C2 点 M_ F LCV 2AV 2 1图 f-16_ 1432.14 x 102.5 _ 146796.4 N mD2 点M 二F LDV 2BV 2 3二 93.4 x 70 二 6538N m2）水平面弯矩图如右图 f-17：C2 点 M二F LCH 2AH 2 1二 5491.39 x 102.5 二 562867.48 N mD2 点M二F LDH 2 BH 2 3二 5037.54 x 70 二 352627.8 N m3）合成弯矩图如右图 f-18：C2 点 M 二 JM 2 + M 2C2cv 2CH 2.146796.42 + 562867.482 = 581694

49、.9N mD2 点 M =i：M2+ M2D 2 7 DV 2DH 2= 65382十 352627.82 = 352688.40N m4、转矩图中间轴的转矩图如右图 f-19T = 468770N mm2M h468770图 f-195、弯矩强度校核由上面可知C2处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料45钢，调质 处理，由表15-1查得t = 60MPa1b = 581694.92 = 34.96MPab = 60MPa 故安全。ca 0.1d 30.1x 55316、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知 C2 处是危险截面2）根据选定轴 45 钢，调质处理，查表 15-1 确定材料性能：g = 640MPaQ = 275MPa,T = 155MPaB 113）抗弯截面系数：C截面有一个键槽bXh=16X