1、设计题目：二级标准直齿圆柱齿轮减速 器（输送传动装置）组别：10 设计题号：10姓名： 学号 ：专业：材料科学与工程院系：机电工程学院指导老师： 潘丽华机械设计课程设计第 1 页 共 37 页1目录机械设计课程设计第 2 页 共 37 页2一、设计任务书1、设计带式输送机传动装置二级标准直齿圆柱齿轮减速器（输送传动装置）2、已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作有粉尘，环境最高温度 35 度；2）使用寿命：8 年；3）检修间歇期：四年一大修，两年一中修，半年一小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；5）运输带速度允许误差：5%；6）制造条件及生产批
2、量：一般机械厂制造，小批量生产。3、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=4800N2）输送带速度：v=1.8m/s3）传动滚筒直径：D=500mm4）机械效率： =0.965)工作年限：10 年（每年按 300 天计算） ；2 班制。二、传动方案的拟定及说明传动方案如下图所示，第一级为带传动，第二级为二级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸振，过载时有安全保护作用。带传动在结构上宽度和长度尺寸都较大，且传动不适用于大功率的机械传动和恶劣的工作环境。机器结构如图机械设计课程设计第 3 页 共 37 页3三、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
3、动机。（2） 、工作所需的功率： 70.85.3196wFvPKW（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 =0.95；齿轮 =0.97；轴承 =0.99；联轴器 =0.99。总效率123462340.9570.9.0.8电动机所需的功率为： 57.2.3wdPKW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 6010.8/min3.216/in3.4wvnrrDD 为传动滚筒直径。总传动比 其中 为电动机的满载转速。mwin现将两种电
4、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方案 电动机型号额定功率/kW同步转速/（ 1minrA）满载转速/ 1inrA传动比 Y160M-6 7.5 1000 970 25.382 Y132-2 7.5 1500 1400 37.680由上表可知方案的总传动比过小，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。（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 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
5、总传动比 i 总=37.68 选择 V 带的机械设计课程设计第 4 页 共 37 页4传动比 ；减速器的传动比 。高速级齿轮转动比12.5i137.685.02i总， 低速级齿轮传动比 。2.3.074.26i34.63.051i（三） 、传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速计算1213440/min576/i.3.14n.08.2/i.5mwnrrinri2、各轴输出功率计算1233447.02.956.2607.38.8.141.0dPkWkWk3、各轴输入转矩计算各轴的运动和动力参数如下表 f-3：表 f-311223447.29506.46.5109.84.89506.76.3415
6、2.92.09500.8ddmdPTNmnnPTNmn机械设计课程设计第 5 页 共 37 页5轴号 转速 1/(min)r功率 /kW转矩 Nm传动比0 1400 7.002 46.442.52 576 6.652 109.844.4263 130.4 6.388 468.773.4054 38.22 6.134 1532.695 38.22 6.012 1502.211三、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 则： caAP1.702kWd2、选择 V 带的带型 由 Pc
7、a=7.702 nd=1400r/min 选用 A 型 V 带。3、确定带轮的基准直径 并验算带速 vd1）初选小带轮的基准直径 由表 8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径1d=252）验算带速 v，按式验算速度13.40125/9.4/606dmnvmss因为 ，故带速适合。5/s3）计算大带轮的直径 取 d21=i.2531.d2=3154、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld1）由公式 初定中心距 a0=450d12d120.7()()2）计算带所需的基准长度 22d10d120 315()()4531261440dLa ma由表 8-2 选带的基准长度 Ld-1600mm3）
8、计算实际中心距 a机械设计课程设计第 6 页 共 37 页600160445322dLa m5、计算小带轮的包角 1d217.357.08()8(12)1943o oo oa6、计算带根数 Z1）由 =125mm 和 ，查表 8-4a 得d140/minmnr0.2P根据 ， 和 A 型带，查表 8-4b 得40/imnr12.517查表 8-5 得 ，查表 8-2 得.93K .9LK17.3,.5dm0(0.7)3024r LP2）计算 V 带的根数 Z 2.1.94carP7、计算单根 V 带的初拉力的最小值由表 8-3 得，A 型带的单位长度质量 q=0.1/m2 20min2.5.5
9、037.0.1948.1942caKPFqv NZ8、计算压轴力 Fp压轴力的最小值：10minmin 152s248.sin402opF N9、带轮设计由表 8-10 查得 f=9 可算出带轮轮缘宽度：5.3e1241296BzfV 带传动的主要参数如下表 f-4表 f-4名称 结果 名称 结果 名称 结果带型 A 传动比 2.5 根数 4基准长度 1600mm 预紧力 181.41N带轮基准直径 1253dm中心距 443mm 压轴力 1440N（二） 、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。机械设计课程设计第 7 页 共 37 页71）按设计任务要求，学号为单的
10、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 8 级精度足够。3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮齿数Z2=i2Z1=244.426=106.224，取 Z2=107.齿数比 21074.5zu2、按齿面接触强度设计设计公式 21312.EdKTuA（1） 、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=T1=109.84Nm=109840Nmm3）查表 10-7 选取齿宽系数
11、d4)查表 10-6 得材料的弹性影响系数1289.EZMPa5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限min160HMPa min250H6）计算应力循环齿数 9198257612301.681.80.44hNjli次次7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 120.9,.5HNHNK8）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，1min2i20.96540.2.HNKMPaS（2） 、计算1）试计算小齿轮分度圆直径 ，取 （取最小值） 。1td5.Pa2 21331 .0984.19.8. 65.4EtdKTZu m AA机械
12、设计课程设计第 8 页 共 37 页82）计算圆周速度 103.465.71.9/60tdnv ms3）计算齿宽 15dtb4）计算齿宽与齿高比模数 16.42.7ttmz齿高 2.5.16.0th64107.b5）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 ，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由1HFK表 10-4 用插入法查得 8 级精度小齿轮支承非对称时 ；由 ，1.458HK10.72bh查图 10-13 得 ，故动载系数1.45HK.42F106581.AvHK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
13、 331 .45.9.271ttd7）计算模数 168dmz3、按齿根弯曲强度设计设计公式 132FaSdYKTz(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 大齿轮的150FEMPa弯曲疲劳强度极限 2380FEMPa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 .120.86,9FNFNK3）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：10.6537.4FNEKPaS机械设计课程设计第 9 页 共 37 页9220.86524.91FNEKMPaS4)计算载荷系数 K 1.506AvF5)查取齿型系数由表 10-5 查得 12.65,.8FaF
14、aY6）查去应力校正系数 ,179SSY7）计算大、小齿轮的 并作比较Fa12.6580.1362374FaSY2.9.574FaS（2） 、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取 最小):FaSY2133 21.5069840.1572.093FaSdYKTmz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 算出小齿轮齿数：
15、169.327d取5zm128z大齿轮齿数 取214.8i44、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 122.570431dzm（2）计算中心距 129a机械设计课程设计第 10 页 共 37 页10（3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮 170dbm175B大齿轮 270B5、修正计算结果1） 8z214z查表 8-5 修正： 21.5,.168FaFaSSY2） 13.470./606dnv ms3）齿高 h-=2.25m=2.252.5=5.625 ； 7012.45.6bh查表 10-4 修正 1.40HK由 ， 查图 10-13 修正12.4bh6.FK4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 1.
16、0.41.57AvHK齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 .6.2.06AvF5） 2 2133121.579845.19.836.45EdTZu mA6） 1.560.74FaSY然而是大齿轮的大2.81.29FaS7） 1332 22.50619840.61.89FaSdYKTm mz实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。19.7,.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 m 2.5压力角 n02机械设计课程设计第 11 页 共 37 页11齿数 12z28124传动比 i 4.426分度圆直径 12d70310齿顶圆直径 *12aahmd75315齿根圆直径
17、 *12()faf ch63.75303.75中心距 12()z190齿宽 125Bb75706、齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表 f-6：表 f-6名称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm毂孔直径 d 2d55轮毂直径 D3 31.688轮毂宽度 L =(.5)8.取 76腹板最大直径 D0 04adm取 270板孔分布圆直径D1 13()/2D179板孔直径 D2 203.5. 取 40腹板厚度 C =()B 20根据参数设计的结构图 f-1：机械设计课程设计第 12 页 共 37 页12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
18、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 10-1 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=i3Z3=243.405=81.72，取Z4=82.齿数比 4382.zu2、按齿面接触强度设计设计公式 22331.EdKTZuA（1） 、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=T2=468Nm=46877Nmm3）查表 10-7 选取齿宽系数 1d4)查表 10-
19、6 得材料的弹性影响系数1289.EZMPa5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限min30HMPa min430H6）计算应力循环齿数 机械设计课程设计第 13 页 共 37 页13832881426030.142301.740.75hNnjli次次7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 340.9,.5HNHNK8）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，3min34i40.952.5.370.HNKMPaS（2） 、计算1）试计算小齿轮分度圆直径 ，取3td。46.5MPa2 2233311.468705.19.8.
20、.346EtdKTZud mAA2）计算圆周速度 32023/6tnv s3）计算齿宽 31.1.dtb4）计算齿宽与齿高比模数 32.5.04ttmz齿高 1.36th123067.b5）计算载荷系数根据 v=0.826m/s ，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 ，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由1HFK表 10-4 用插入法查得 7 级精度小齿轮支承非对称时 ；由 ，1.436HK10.72bh查图 10-13 得 ，故动载系数1.436HK.43F1061.508AvHK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径机械设计课程设计第
21、14 页 共 37 页14331.5082.27.3ttKd7）计算模数 34dmz3、按齿根弯曲强度设计设计公式 23FaSdYKTz(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 大齿轮的380FEMPa弯曲疲劳强度极限 4325FEMPa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 .340.9,FNFNK3）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：30.93824.1FNEKPaS44 509.M4)计算载荷系数 K 1.6.421.6AvF5)查取齿型系数由表 10-5 查得 34.5,.FaFaY6）查去应力校正系数 128,1SSY
22、7）计算大、小齿轮的 并作比较Fa324.80.174FaSY3.6.293FaS（2） 、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取 最大):FaSY机械设计课程设计第 15 页 共 37 页154233 21.5046870.123.58FaSdYKTmz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 算出小齿轮齿数：3127.8
23、d取3.4zm37z大齿轮齿数 取43.059i41094、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 34728163dzm（2）计算中心距 342a（3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮3128dbm大齿轮15B2130B5、修正计算结果1） 3z49z查表 8-5 修正： 342.,.187169FaFaSSY2） 32306/60dnv ms3）齿高 h-=2.25m=2.254=9 ； 149bh查表 10-4 修正 1.43HK由 ， 查图 10-13 修正14.bh91.32FK4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 1.06.43.5AvHK齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 21.8AvF机械设计课程
24、设计第 16 页 共 37 页165） 2 2333211.4968704.19.86.335EdKTZu mAA6） 3.49.60.8FaSY然而是大齿轮的大42.17123FaS7） 4233 2.584670.182.97FaSdYKTm mz 实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。31.8,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 m 4压力角 n02齿数 34z32109传动比 i 3.405分度圆直径 34d128436齿顶圆直径 *342aahmd136444齿根圆直径 *34()2faf ch118426中心距 43()z282齿宽 345
25、Bb135130机械设计课程设计第 17 页 共 37 页17四、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。轴的最小直径计算公式 Ao 的值由表 15-3 确定为：高速轴 ， 中间轴 3minoPdA 126oA210oA，低速轴 。312o1、高速轴 因为高速轴最小直 133min16.258.47oPdAm径处装大带轮，设一个键槽，因此 取min1i7%30.4dmin13d2、中间轴 根据后面轴承的选择，233in26.8104.9oPA取 min245d3、低速轴 安装联轴器设一个33in16.1420.8o m键槽， 再根据后面密封
26、圈的尺寸，取min1i7%5.di365机械设计课程设计第 18 页 共 37 页18（二） 、减速器的装配草图设计图 f-2减速器草图设计如上图 f-2机械设计课程设计第 19 页 共 37 页19（三） 、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此d 1min13d：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度12以及密封圈的标注，取1(0.7.)h1235：滚动轴承轴段 滚动轴承选取 6308 13d340d：dDB=40mm90mm23mm: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
27、1450dm齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。：滚动轴承段，15d1532）高速轴各段长度的确定：由于大带轮的毂孔宽度 B=63mm，确定1l 160lm：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定2 25：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 13l 134l：由装配关系、箱体结构确定4 147lm：由高速齿轮宽度 B=75 确定15l 5：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定6 1638l2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此 .滚动轴承选取2d 21min245d6309 dDB=45mm100mm25mm。：低速齿轮轴段 取2 25d： 轴环，根
28、据齿轮的轴向定位要求 取 3d 2365d:高速带齿轮轴段 2424m机械设计课程设计第 20 页 共 37 页20：滚动轴承段，25d2514dm2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取1l 2150l：由低速小齿轮轮宽 B=135 取2 23l：轴环，3l2310lm：由高速齿轮大齿轮轮宽 B=70 取14 2468lm： 25l215l3）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bhL=161063（t=6.0，r=0.3） ；低速级小齿轮键bhL=1610125（t=6.0，r=0.3） ；齿轮轮毂与轴的配合公差选；滚动轴承与轴的 配合采用
29、过度配合，此轴段的直径公差选为57/6Hm，各倒角为 C2.中间轴的设计如下图 f-3：4n图 f-34、低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此 .滚动轴承选取 6217 31d 3185dmdDB=85mm150mm28mm。：低速大齿轮轴段 取32 3295dm机械设计课程设计第 21 页 共 37 页21：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 3d 310dm: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： 4 4：滚动轴承段，253518dm：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36d78m：最小直径，安装联轴器的外伸轴段3 3765d2）低速轴各轴段长度的确定
30、：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取31l 318lm：由低速大齿轮轮宽 B=130mm 取2 32l：轴环，3l310lm：由由装配关系和箱体结构取4 3450lm：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 35l ：由联轴器的孔毂 L=142 取7 3712l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 如下图 f-0aF4，高速轴的力学模型：齿轮 1 129843168.756.27tTNd1tan05.rF2、支反力的计算由上面数学模型图知总长 L=283mm124,69LmAFBF1tFC1214 69r1BvF1AvF1rf-5图 f-4机
31、械设计课程设计第 22 页 共 37 页221)垂直面受力如右图 f-5：对于 点 得： 1B10BM12rAvFL方向向下。53.6928.N对于 点 得：1A10A方向向下。.47.3283rBvFL由上轴的合力 ，校核1v计算无误1215.268.90AvBvr2）水平支反力水平面受力如右图 f-6对于 点110BM2tAHFL368.7592.5N对于 点 得：110A368.714396.022tBHFLN由上轴的合力 ，校核：10计算无误。1127.5396.218.750AHBtF3）A1 点总支反力22218.RVAHNB1 点总支反力 22217.396.054.81RVBF
32、3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图 f-7：C1 点 11CVAMFL28.4607.8Nm1AHF1BHF1t图 f-6图 f-7M60176.8机械设计课程设计第 23 页 共 37 页232）水平面弯矩图如右图 f-8：C1 点 11CHAMFL72.54635Nm3)合成弯矩图如右图 f-9：C1 点 2111CVCHM2607853796.Nm4、转矩图高速轴的转矩图如右图 f-10T= 10984TNm5、弯矩强度校核由上面可知 C1 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 d14=50 根相差太大，危险截面可能会出现在 D1 处，如图 f-1
33、1：据选定的轴材料 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 160MPa当危险截面是 C1 处时：齿根圆702(.5)25d1133796.00Ca PaMPa可见是安全的。当危险截面是 D1 处时：垂直平面的弯矩 1175()28.1437.5961.8DVAMFLNm水平面的弯矩 42H合成力矩 2 2211149630.DVD175926.96图 f-9MM 165315图 f-8图 f-10M 109840图 f-12机械设计课程设计第 24 页 共 37 页24于是： 也安全。 11 133475926.1.0600.DaMMPaPad6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知 ，所
34、以 D1 处是危险截面11DaCa2）根据选定轴 45 钢，调质处理，查表 15-1 确定材料性能：11640,275,5BMPPa3）抗弯截面系数： 332.4016.2dWm抗扭截面系数： 332.516T弯曲应力: 4098.1.,02Da mMMPa扭转应力: 276.1.aTW26.7aMP4)影响系数截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数 和 按表 3-2 查取。由取 =2.12 =1.702.054,1.25rDdd由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 0.82,.5q故有效应力集中系数： 110.82(.1).9kq565 由附图 3-2 的尺寸系数 由附图 3-4 得的扭转系
35、数.7 0.76轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 .92轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：1q1.982.7807.kK机械设计课程设计第 25 页 共 37 页251.5912.85076.kK取钢的特性系数： .,0则安全系数 如下：caS12758.34.81.+0.amK1 21.562.5.7.5.7S2222834186.8caS S =1.4 故 设计的轴安全。caS（二） 、中间轴的校核1、中间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 如下图，中间轴的力学模0aF型如图 f-13齿轮 2 1368.75tt N2rrF齿轮 32334687036.
36、181.tTFNd3tan0tan27.9oor2、支反力的计算由上面数学模型图知 总长 L=285mm1230.5,1.5,70LmLm1)垂直面受力如图 f-14：对于 点 得： 2B2BMAFB102.5 112.5 673tr2rFtC2 D2图 f-13机械设计课程设计第 26 页 共 37 页262323()rrAvFL15.7068.914.65432.N方向向下对于 点 得：2A20AM1312 5.10.2.5678.9102.5() 3rrBvFL N 方向向下。由上轴的合力 ，校核20v计算无误239.412.653.2678.90AvBrFF2）水平支反力如图 f-15
37、对于 点 20BM332()ttAHLF168.756.1822=5491.39N对于 点 得：220AM131()760.812.5368.7215037.4t tBHFL N由上轴的合力 ，校核：20计算无误。2235491.037.54168.730.18AHBttFF3）A2 点总支反力 2222 .549.65.7RAVAH NB2 点总支反力 9BB3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图 f-16：C2 点 221CVAMFL43.0.54679.NmD2点 223DVB2AvF2BvF2r3r图 f-142AHF2BHF2t3t图 f-15M6538-146796.4图
38、f-16M 562867.48352627.8图 f-17机械设计课程设计第 27 页 共 37 页2793.470658Nm2）水平面弯矩图如右图 f-17：C2 点 221CHAMFL549.30.5687.4NmD2点 22DB7.2.3)合成弯矩图如右图 f-18：C2 点 222CVCHM14679.5867.4519.NmD2点 222DVH65387.3568.404、转矩图中间轴的转矩图如右图 f-19246870TNm5、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 160MPa故安全。 2 13358
39、94.2.600.1CcaMPad6、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：1140,275,5BPaaMPa3）抗弯截面系数：C 截面有一个键槽 bh=1610 t=6M581694.9 352688.40图 f-18M 468770图 f-19机械设计课程设计第 28 页 共 37 页282 23 33 21645.4890.42btdWm抗扭截面系数： 2 23 3 2. 17.6161645Ttd弯曲应力 25894,00Ca mMMPaW扭转应力 2726.1.aT 26.7aMP4)影响系数截面上由
40、于轴肩引起的理论应力集中系数 和 按表 3-2 查取。由取 =2.10 =1.682.054,1.25rDdd由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 0.82,.5q故有效应力集中系数： 110.82(.1).9kq56578 由附图 3-2 的尺寸系数 由附图 3-4 得的扭转系数.7 0.76轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 .92轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：1q1.9022.7657.kK.581.306.9取钢的特性系数： .,05则安全系数 如下：caS1271.5.65.3+0.amK 机械设计课程设计第 29 页 共 37 页291 2754.82.163
41、.+0.6.27SK2222548.caS S=1.4 故 设计的轴安全。caS（三） 、低速轴的校核1、低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 如图 f-20，低速轴0aF的力学模型：齿轮 1 437618tt N2.9rrF2、支反力的计算由上面数学模型图知总长 L=283mm1204,18Lm1)垂直面受力如右图 f-21：对于 点 得： 3B30BM方向向下。4rAvFL268.9147.51N对于 点 得：44方向向下。37.096.328rBvL由上轴的合力 ，校核3VF计算无误。34217.5.728.0AvBvrF2）水平支反力如图 f-22对于 点310BM42tAHLFBFC3AFt21469 3rf-20 3BvF3AvF4rf-213AHF3BHF4tf-22
