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1、目录第一部分设计任务书 31.1 设计题目 31.2 设计步骤 3第二部分传动装置总体设计方案 32.1 传动方案 32.2 该方案的优缺点 3第三部分选择电动机 43.1 电动机类型的选择 43.2 确定传动装置的效率 43.3 计算电动机容量 43.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第四部分计算传动装置运动学和动力学参数 64.1 电动机输出参数 64.2 高速轴的参数 64.3 中间轴的参数 64.4 低速轴的参数 74.5 工作机的参数 7第五部分减速器高速级齿轮传动设计计算 85.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 85.2 按齿面接触疲劳强度设计 85.3 确定传动尺寸
2、 105.4 校核齿根弯曲疲劳强度 115.5 计算锥齿轮传动其它几何参数 12第六部分减速器低速级齿轮传动设计计算 136.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 136.2 按齿面接触疲劳强度设计 146.3 确定传动尺寸 166.4 校核齿根弯曲疲劳强度 176.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 186.6 齿轮参数和几何尺寸总结 18第七部分轴的设计 197.1 高速轴设计计算 197.2 中间轴设计计算 257.3 低速轴设计计算 32第八部分滚动轴承寿命校核 388.1 高速轴上的轴承校核 388.2 中间轴上的轴承校核 408.3 低速轴上的轴承校核 41第九部分键联接设计计算 42
3、9.1 高速轴与联轴器键连接校核 429.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核 429.3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核 439.4 中间轴与大锥齿轮键连接校核 439.5 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 439.6 低速轴与联轴器键连接校核 44第十部分联轴器的选择 4410.1 高速轴上联轴器 4410.2 低速轴上联轴器 44第十一部分减速器的密封与润滑 4511.1 减速器的密封 4511.2 齿轮的润滑 4511.3 轴承的润滑 45第十二部分减速器附件 4512.1 油面指示器 4512.2 通气器 4612.3 放油孔及放油螺塞 4612.4 窥视孔和视孔盖 4712.5 定位销 4
4、712.6 启盖螺钉 4712.7 螺栓及螺钉 47第十三部分减速器箱体主要结构尺寸 47第十四部分设计小结 48第十五部分参考文献 48第 2 页/共 49 页第3 页/共 49 页第一部分 设计任务书1.1 设计题目二级圆锥-直齿圆柱减速器，拉力F=1600N,速度v=2.4m/s,直径D=320mm ,每天工作小时数： 16 小时，工作年限（寿命） ： 8 年，每年工作天数： 300 天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2 设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .减速器内部传动设计计
5、算6 .传动轴的设计7 .滚动轴承校核8 .键联接设计9 .联轴器设计10 .润滑密封设计11 .箱体结构设计第二部分传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低， 适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。第三部分选择电动机3.1 电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V, Y系列。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：Y 1=0.99滚动轴承的效率：Y 2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：Y 4=0.98闭式圆锥齿轮的效率：Y 3=0.97
6、工作机的效率：y w=0.96% =瑞x 为xmx 加, = 03253.3 计算电动机容量工作机所需功率为FxV 1600 X 2.4&二湎=不0。=3型阚电动机所需额定功率n%PF3.841825工作转速：60x1000x7 60x1000x2.4%=7320=仅加,加经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616,因此理论传动比范围为：616。可选择的电动机转速范围为nd=ia x nw=(616) x 143.31=860-2293r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率 Pen=5.5kW,满载
7、 转速为 nm=960r/min ,同步转速为 nt=1000r/min 。力杀型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速 (r/min)1丫160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900电机主要尺寸参数第10页/共49页第53页/共49页中心高H外形尺寸LXHD安装尺寸AX B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DX E键部位尺寸FX G132515X 315216X 1781238 X 8010X 333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算由选定的电动机满载转速 nm和工作
8、机主动轴转速 nw ,可以计算出传动装置总传动比 为：nm 960% 一 143.31= 6,699(2)分配传动装置传动比锥齿轮(高速级)传动比it - 0.25 x i = 2则低速级的传动比为iz = 335减速器总传动比X i2 = 67第四部分计算传动装置运动学和动力学4.1 电动机输由参数ft = 465 楙小二 n机二 960rpmm Pqrr 4,65L = 9550000 x = 9550000 Xz = 46257.81JV-mm nD9604.2 高速轴的参数的物产麻。朋川硼IL二防二班网PI 4.6T .=9550000 X= 9550000 x = 45760.42j
9、V , mm1 nI 9604.3 中间轴的参数960n= = r = 48077mtP 437T】=9550000 X = 9550cl00 X 雨二 8694419JV 川队 口4.4 低速轴的参数4.5 工作机的参数k小城x州x眺x隔。书二43揶3.83T： = 9550000 X= 9550000 X 二 255279.87 mm 马JiZO各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min)功率P/kW转矩 T/(N?mm)电机轴9604.6546257.81高速轴9604.645760.42中间轴4804.3786944.79低速轴143.284.2279941.37工作机1
10、43.283.83255279.87第五部分减速器高速级齿轮传动设计计算5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为”=20。（2）参考表10-6选用7级精度。（3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr （调质），齿面硬度280HBS,大齿轮45 （调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数 Z1=31,则大齿轮齿数 Z2=Z1Xi=31X2=62。实际传动比i=25.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3 4xJCfltxT 仰% - J爆乂口物）物x Sr（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 KHt=1.32）查
11、教材图标选取区域系数 ZH=2.5P4.6F = 9550000 x- = 9550000 x= 4576Q42M mm n9604）选齿宽系数（）R=0.3由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：加丽1=硒M郎%2 = 55。飒6）查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaA0.57）计算应力循环次数= 60 x n X； xL = 60 x 960 x 1 x 16 x 300x 9 x 1 = 2212 x IB*% 2.212 X109口Wt2 = = 1406 X IO912 u 28）由图查取接触疲劳系数:品那 1=098，3 = 0.9989）计算接触疲劳许用应力取失效
12、概率为1%,安全系数S=1,得HA” 知血 1 弹 X 68r .鱼醍况痴痴t 0,998x 5502= =-=549MPn取bH1和bH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即外=S495fPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,带入bH中较小的值4x1.3x45760.42 0.3x(l-0.5x0,3)Jx 2/ 2.5 x 189,82)=7429 百2）计算圆周速度vir x dml x n Vyn= 60 x 1000dml =% X (1 - 05 X 爆)=74,29 X (1 - 0.5 X 03) = 6315Hoi )1x6315x960= 3 1760x100
13、0 3）计算当量齿宽系数（）db =x dlt x - = Q3 x 74.29 x -l = 24.918mm匕b 24.918公屋二百二0394）计算载荷系数查表得使用系数KA=1查图得动载系数 KV=1.115查表得齿间载荷分配系数：KH” =1查表得齿向载荷分布系数：KH3 =1.265实际载荷系数为/二/ x Ky x &a x “S = 1 乂 1.11S x 1 x 1.265 = 1.415）按实际载荷系数算得的分度圆直径di x=74.29 x二 76,329mm6）计算模数均 76.329-2.46mmm = = -31 5.3确定传动尺寸(1)实际传动比z2 62u =
14、-= = 2 mm% 31(2)大端分度圆直径dx=zL X m=31 x 2 J =tf: = x m = 62 x 2.5 = 155根中(3)齿宽中点分度圆直径x (1 - 05x 器)=77,5 x (1- 0,5 x 0,3) = 65,875 wndm2 = d2 x(l- 0.5= 155x(1 -05 x03) = 13175mm(4)锥顶距为B = y X Ju*+1 = -y- x722 +1 = 86.65用阴(5)齿宽为4 = x5 = 03 x 86.65 = 25,995m?;取 b=26mm5.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为KxFt0.85X(l-
15、05Mxym旧1)K、b、m和e R同前2)圆周力为2x1；2 X 4576(142乙 x (I - 0,5的)77.5 X (1 0.5 X 0.3)=1389川齿形系数YFa和应力修正系数 YSq当量齿数为:小齿轮当量齿数：zx 3185(&厂 cos26,S6S - *加大齿轮当量齿数：zs 62Z,2 二二7T7TE = 138.48cds(52) cos63.435查表得: = 2455,L = 2.149 = 1.648, = 1,821查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为tfem = SOOMPa. 3804/Pq由图查取弯曲疲劳系数:= 0,88j= 0,88取弯曲疲劳安
16、全系数 S=1.4,得许用弯曲应力_ _ KjF3i x 688 x 500=$ e. = _ = 314Mp口Kjik2 X。砥4 0.88 X 380二 239M 比KxE窕， 0,85 x A x ?n x (1 - 0.5设)X 略1 K 匕g = 233.77筋Pq V %h = 314J!PnJ ；二 226113AfPa 2 = 239Mp口 口1 X Sal齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.5 计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚h 二m x % = 2.5 mmhf = mx （% +4）=3mmh = （h
17、a + %） = in x （Z用短十琮）=5.5mmTITOs 二了二 3.927mm（2）分锥角（由前面计算）51 = 26,565?m52 二 634 35帆（2）计算齿顶圆直径+ 2 X ha X cos （51） = 81.97mm= d3 + 2 x Afl x cos(52) = 15724nm(3)计算齿根圆直径% =为 一 2 x 勺 x cos(Sl) = 72.13tnwidf _ 2 x x cos(62) -用% = 1.0/ cj = 02(4)计算齿顶角0 a1=a=atan(ha/R)=1 399(5)计算齿根角0 f1= 0 f2=atan(hf/R)=1 5
18、858(6)计算齿顶锥角6 a1= 6 1+ 0 a1=28 1336 a2= 6 2+ 0 a2=65 515(7)计算齿根锥角8 f1= 3。11 f1=24 34556 f2= -)ffi f2=61 277第六部分减速器低速级齿轮传动设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为”=20。(2)参考表10-6选用7级精度。(3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr (调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮45 (调质)，齿面硬度240HBS(4)选小齿轮齿数 Z1=24,则大齿轮齿数 Z2=Z1X i=24X 3.35=81。实际传
19、动比i=3.3756.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即r3 2xKHtxT u+1 仰,(pd X u X &】/i）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩：P437丁 = 955。叫=955。则碗= 86944伽查表选取齿宽系数 。d=1由图查取区域系数 ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z二 arccosx cosa Xr- I = arccos I 2xhjJ24x cos2024 + 2x1 J=2 9,841D/ zzx cosa /81 x cm2。、二豆卜布=23.淞二二
20、；二：口工-： ：1/：，二匕二一二二7：口2兀24 x (tcrn29f841 - tcrn209 + 81 x (tan235Q2 -1371200)计算接触疲劳许用应力。H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:知而1二600Mp口，叫时工=550跖a计算应力循环次数14i=i0xnXjx4 = 60x480xlX16x 300x8 = 1.106 xlO5% 1406x101=3301X 10s由图查取接触疲劳系数:降刈二 0,998, Kjm=U12取失效概率为1%,安全系数S=1,得降gX国E二0.998x 600二二59881跳r 1Krnw 丈/江m2 1.112 X S5
21、Q勿卜=611.6AfPaJJl取bH1和bH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(T H=598.8MPa2)试算小齿轮分度圆直径2m注酶与 山 x隹平卓珂J %)= 12x1,3x86944.79 3.35 +1 /2.46 X 189.8 X 0.8732=J1一前一)二以42附也(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度Y7ixdlcxn irx 51.428x480力= 1 79260 X1000 _60 X1000齿宽bb 二 Fd x d甘= 1 x 51.428 = 51428 而2)计算实际载荷系数 KH查表得使用系数 KA=1查图得动载系数
22、 Kv=1.076齿轮的圆周力。r8694479fl = 2x- = 2x-=7T- = 338L224/V口乂 51.4203381.224 66N 1001VXT = 1X 51428 =查表得齿间载荷分配系数：KH a =1.4查表得齿向载荷分布系数：KH 3 =1.441实际载荷系数为“二十乂母乂除区 =1.076 X14 X 1.441 = 2.1713）按实际载荷系数算得的分度圆直径di d x4）确定模数61.01524=2.542m/，级讥=6.3确定传动尺寸(1)计算中心距(zi-FzJxm .a = j= 157.5mffl, 倒整为 158网出U(2)计算小、大齿轮的分度
23、圆直径= Zj x in = 24 X 3 = 72mmd2 = z2xm = 81x3 = 243mm(3)计算齿宽b 二 x d二 72mm取 B1=80mmB2=75mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2x/xTx%xQx 匕% -ywSv71-一甲d X itl X z.1) K、T、m和di同前齿宽 b=b2=75齿形系数YFa和应力修正系数 YSa查表得：L = 2.65,= 2218 = 158, Ysa2 = 1771查图得重合度系数 、& =0.687查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为= 500讲心= 380Mp口由图查取弯曲疲劳系数:K业= 0.8
24、8/ %? = &916取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得许用弯曲应力K小。砥杷。-88 x 500=31429 出口Ajyj X 0916x38。贴=2 然 63MP”JX tT2 x Xj x T x 匕口i x YSal X 匕%X m3 xz?=46551MP。 瓦八2 x / x 7 x %心 x 匕o2 K Y叱 X m: X zj=44.048MPa 2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高% 二机 X % - 3mm%二 nt x 01k +琮= 3.75mmh = (ha + hf
25、) - wi x (2力 + c) = Ei(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal =di +2xhfl =mx (“+ 2股用)=78mmdn2 = d2 + 2 X = m x (/ + 2%) = 249mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径d- 2 X 八/ ?t X (z： 2 2uJ 64,58出d2 d? 2 X hf = m X 二工 2八叶 2 j) 235.5jnm注:% = LQY = 0.256.6 齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角a n2020法面齿顶图系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z2481齿顶
26、局ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d72243齿顶圆直径da78249齿根圆直径df64.5235.5B8075中心距a158158第七部分轴的设计7.1 高速轴设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速n=960r/min ;功率 P=4.6kW;轴所传递的转矩 T=45760.42N?mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45 (调质)，齿面硬度217255HBS,许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 A0=112。川 a 4640 x .- = 112x I= 18,88m?i由于最小轴段截面上要
27、开 1个键槽，故将轴径增大 5%七曜=(1 + OTO5)X 18.88 = 19.82mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30(4)轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键， A型，bXh=8X7mm(GB/T 1096-2003),长L=63mm ;定位轴肩直径 为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度3H 2_3 4 ,5 67）引第 1 段：d1=30mm, L1=80mm第 2
28、段：d2=35mm （轴肩），L2=44mm第3段：d3=40mm （与轴承内径配合），L3=18mm第 4 段：d4=45mm （轴肩），L4=82mm第5段：d5=40mm （与轴承内径配合），L5=18mm第6段：d6=35mm （与主动锥齿轮内孔配合），L6=63mm轴段123456直径（mm）303540454035长度（mm）804418821863（6）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（di为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力T电=2Xt2- = 138W*小锥齿轮所受的径向力在二 % X
29、 t函” 乂 的$61 = 452W小锥齿轮所受的轴向力& X 加m x slnSl = 226N第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm,轴承中点到齿轮中点距离 Lb=100mm,齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=59mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力， 其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 通常把轴当做置于钱链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关a.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力地乂争226xP-452x 59L=一号=/=一回项轴承B在水平面内的支反力Rbh = % _ 4
30、甘=452-192.24 = 644.2/轴承A在垂直面内的支反力1t59见产=尊1x 9 = 1389 X -= 819.51IV4100轴承B在垂直面内的支反力R 股=-（邑 + 凡炉）=41389 + 819,51） = -2208.51A1轴承A的总支承反力为：& 二 帆 + 嗫 = V-191242 + 819.512 = 841 询轴承B的总支承反力为：Re =+= 644,243+-2208.513 = 23Q0.56IVb.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩截面B在水平面内弯矩d65.875MBli frl xh + % X y- = -452 x 59+ 226X - =
31、1922412.V mm截面C在水平面内弯矩编6S.875窿甘-Fal x = 226X- = 7443.88iV*fflm 占U截面D在水平面内弯矩祖加二ON 求用c.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩瓦炉二ON,川机截面B在垂直面内弯矩%，= Rav xi；, = 819.51 x 100= 8195LV mm截面c在垂直面内弯矩也华二0N mm截面D在垂直面内弯矩.1% 炉=0N inffld.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩凡= J%+%=702+(0)2=。邸联航截面B处合成弯矩Mg = J崎耳 +悔二 t/(-19224.12P+(81951?= 8417S61JV- mm截面c处
32、合成弯矩Mc二J峪十峪二川日五萨祁二7443.8那 mm截面D处合成弯矩%=%+崂=J(呼+好二眦加e.绘制扭矩图T = 45760.421Vf.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩Mva = j用+ (附)2 =+ 64576042尸=27456.25-mm截面B处当量弯矩% =+(): = V84175.612+(0.6x45760.42)2 = 88540.27JV mm截面c处当量弯矩Mvc =1叫 + (；7443.882 +(0.6 X 45760,42)3 = 2B447.44jV- mm截面c处当量弯矩Mvd= + (on1 = V(I2 +(0-6x45760.42? = 2745
33、625JV- mmg.校核轴的强度其抗弯截面系数为xdsW-32=62；汕:id抗扭截面系数为zx tf3 ,MV= = 12560mms lb最大弯曲应力为剪切应力为 = 3,64MPa WT按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a =0.6,则当量应力为%工=+ 4 X (支 X t)3 = 14.76MPO查表得调质处理，抗拉强度极限bB=640MPa,则轴的许用弯曲应力(r-1b=60MPa, (re.1b,所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速 n=480r/min ;功率 P=4.37kW;轴所传递的转矩 T
34、=86944.79N?mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45 (调质)，齿面硬度217255HBS,许用弯曲应力为(r =60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。JOxi437-tt= 24.01? 480由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离 x远大于2,因此设计成分离体，即齿 轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。 显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆 卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴
35、承相配合的轴径需磨削。 两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位； 齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=25mm （与轴承内径配合），L1=32mm （由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离 确定）第2段：d2=31mm （与小锥齿轮内孔配合），L2=78mm （比小锥齿轮轮毂宽度小 2mm, 以保证齿轮轴向定位可靠）第 3 段：d3=41mm （轴肩），L3=26mm第4段：d4=31mm （与大锥齿轮内孔配合），L4=52mm （比大锥齿轮轮毂宽度小 2mm, 以保证齿轮轴向定位
36、可靠）第5段：d5=25mm （与轴承内径配合），L5=32mm （由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离 确定）轴段12345直径(mm)2531413125长度(mm)3278265232(5)弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力fG=fn=即大锥齿轮所受的径向力大锥齿轮所受的轴向力加二及 二 452N齿轮3所受的圆周力(d3为齿轮3的分度圆直径)869M79 -72- =2415,1 浏齿轮3所受的径向力% = % x tana = 2415.133x tan20D = 878,553jVc.计算作
37、用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=63.5mm,低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=90.8mm,高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=50.7mm轴承A在水平面内支反力耳2 乂。口一 72 X+上占)+ % 乂 21a +4 +41耳耳=273W87&553 x 63,5 - 226 X (636+ 9+452 X 竽63.5+90.9 +50 J轴承B在水平面内支反力Rsh =扁一 - = 878,553 -(273)-226 = 380N轴承A在垂直面内支反力& K 4 十 七 XG +4) 2415133X 63.5+ 1389X(63,5+ 90,8)La
38、+ h + Lc635+ 90.8+ 50.7179例轴承B在垂直面内支反力7 x(Lb + 4) + % X. 2415.133X (90.8 + 507)+ 1389X5072011N轴承A的总支承反力为:&二 = V(273? ! (1794); = 181165A1轴承B的总支承反力为:金 + 碌= 7(380)=+ (2011)2 = 204659Na.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩巾匚二丸xh 3x5助二-幽伸画截面C左侧在水平面内弯矩%155、Af加五Fa2 x 月心 X c = 452 x 273 x S0.7) 211B9Ar mmifc
39、riUi截面D右侧在水平面内弯矩cfa72-； Xy = 380x63.5-0x y = 24130jVmm截面D左侧在水平面内弯矩嗫*盟=3眠6切册3岫购e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩工？ bv 二 01Y nun截面c在垂直面内弯矩%-3x4= 1794X 50,? = 90956Ar*mm截面D在垂直面内弯矩U皿二X ifl = 2011x635 = 127698邸/用f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩二如并m截面C右侧合成弯矩小疝= hr +M = v(-13841)2 + (90956): = 92003IV . mm截面c左侧合成弯矩k= 7(21189)2+(9
40、0956)2 = 93391JV. mm截面D右侧合成弯矩%=7(24130)=+(127698? = 12995&V mm截面D左侧合成弯矩Md = (%丈+% = J(2413呼+ (12769胪= 12995凯 mmb.绘制扭矩图T2 = 86944.79Nmmc.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩抬=尸3= ON-ni拼截面c右侧当量弯矩Mvci = 720032+(0.6x8694479? = 1057645? mm截面c左侧当量弯矩为4=J%+(g = J9339F+6x869441 郎=106973jV , mm N截面D右侧当量弯矩%埔=J喂+ (=也2995辞+ (0,6x86944.79尸二140037, mm截面D左侧当量弯矩% = j% + s? = v129958: + (0,6 x 86944.79)3 = 140037JV mmRRH受力图MDH右H平面弯矩图V平面若矩图皿右MC右合成弯矩图扭矩图D左MVDMVC 才 i当星港矩图d.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为Xd332=2923.24mm3抗扭截面系数为xda-= 584U8wi最大弯曲应力为M=4T-9MPfl剪切应力为Tt= =87M 即按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理， 故