热处理车间零件清洗用传送设备(二级减速器)毕业设计.pdf

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1、需要全套资料（含图纸）的请先下载此篇文档并留下需要全套资料（含图纸）的请先下载此篇文档并留下 Email，我 会将全套资料发至你的邮箱！ ，我 会将全套资料发至你的邮箱！ 机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 机械工程分院机械设计专业 00212 班 33 号 设计者：全建辉 指导教师：裴根欣 2003 年 7 月 沈阳工业学院沈阳工业学院 计算内容 计算结果 一 设计任务书 设计题目：热处理车间零件清洗用传送设备 的传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平 行 （二）工作机原始数据： 传送

2、带鼓轮直径 278mm， 传送带带速 0.98m/s, 传送带主动轴所需扭距 T 为 248N.m 使用年限 9 年，2 班制 工作载荷微振 二.电机的选择计算 1. 选择电机的转速： a. 计算传动滚筒的转速 nw= 60V/d=600.98/3.140.278=67.326 r/min b.计算工作机功率 pw= nw/9.5510=24867.326/9.55 10=1.748Kw 2. 工作机的有效功率 a. 传动装置的总效率 带传动的效率1= 0.96 弹性联轴器的效率2= 0.99 D=300 F=2400N V=1.0m/s L=11 年 nw=67.326 r/min pw=1

3、.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 3=0.99 滚筒效率 4=0.96 齿轮啮合效率 5=0.97 总效率 =123 4 45= 0.95 0.99 0.99 4 0.96 0.97=0.816 c. 所 需 电 动 机 输 出 功 率Pr=Pw/ =1.748/0.816=2.142kw 3. 选择电动机的型号： 查参考文献10 表16-1-28得 表 1.1 方 案 号 电机 型号 电机 质量 (Kg) 额定 功率 (Kw) 同步 转速 (r/min) 满载 转速 (r/min ) 总传 动比 1 Y100 L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091 2 Y1

4、12 M-6 45 2.2 1000 940 13.962 根据以上两种可行同步转速电机对比可见， 方 案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y112M-6 型电动机。 三.运动和动力参数的计算 1. 分配传动比 取 i带=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带=13.962/2.5=5.585 减速器高速级传动比 i1=减i35 . 1 =2.746 减速器低速级传动比 i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 0 轴(电动机轴): =0.816 Pr=2.142kw 选用三相异 步 电 动 机 Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min

5、 中心高 H=1112mm, 外伸轴段 D E=2860 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 p0=pr=2.142Kw n0=940r/min T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21. 762N.m 轴(减速器高速轴): p1=p.1=2.1420.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m 轴(减速器中间轴): p2=p112=p153=2.0350.970.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.

6、746=136.926 r/min T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m 轴(减速器低速轴): p3=p223= p253=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m 轴(鼓轮轴): p4=p334=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m 四.传动零件的设计计算 (一)减速器以外的传动零件 1.普通 V 带的设计计算 (1) 工况系数取 KA=1.2 确定 dd1, dd2:设计功率 pc=KAp=1.22.2=2.64K

7、w n0=940r/min T0=21.762N. m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N. m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133 N.m p4=1.839 Kw n4=67.319r/ min T4=260.884 N.m 计算内容 计算结果 小带轮转速 n1= n0=940 r/min 选取 A 型 V 带 取 dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm 取标准值 dd2=315mm 实

8、际传动 i=dd1/ dd2=315/118=2.669 所以 n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差 为 6.3%5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm 取标准值 dd2=315mm 实际传动比 i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (误差为 8% 允许) 所选 V 带带速 v=dd1 n1/(601000)=3.14 125940/(601000)=6.152m/s 在5 25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 初定 a0

9、 :0.7(dd1 +dd2)a0 2(dd1 +dd2) 308a0880 取 a0=550mm Lc=2 a0+(/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)/4 a0 =2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)/4550=1807.559 取标准值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+ (Ld-Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2 计算内容 计算结果 =546.221mm 取 a=547mm,a 的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (2)验算包角: 180-(dd2-dd

10、1) 60 /a=180-(315-125) 60/547=159120 (3)确定根数:zpc/p0 p 0 =K(p 0+p1+p2) K=1.25(1- 180 159 5)=0.948 对于 A 型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3, c3=9.610-15,c4=4.6510-5 L0=1700mm 1= 60 2 1 n = 60 9402 =98.437rad/s p0= dd11c1- 1 2 d d c - c3 (dd11)- c4lg(dd11) =12598.4373.7810-4- 125 1081. 9 3 -9.6 10-15 (12598.437

11、)- 4.6510-5 lg(12598.437)=1.327 p1= c4dd11 )1 1 ( 14 2 101 2 lg + sdc c d =0.148 p2=c4dd11 0 lg L Ld =0.0142 p0 =0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 、 确定根数：z 0 P PC Zmax z= 0 P PC =9 . 1 413. 1 64. 2 取 z=2 （4）确定初拉力 F0 F0=500 2 ) 1 5 . 2 (qv KVZ PC + =500 23 3 3 )10 2 125 437.98(8 . 110. 0 ) 1 948. 0

12、 5 . 2 ( 102 2 125 437.98 1064. 2 + =175.633KN （5）带对轴的压力 Q Q=2 F0zsin 2 1 =2 2 159 sin2633.175 =690.768KN 2 联轴器的选择 根据题目中传动装置的工作条件，选择 HL2 型 号的钢制弹性柱销联轴器联轴器。公称转矩 Tn=315 N.m 许用转速n=5600 r/min，轴孔直径 d1 =20 mm , d 2 =22 mm， d= 24 mm。 轴孔长度： Y 型轴孔 L 1=52 mm； J， J1， Z 型轴孔： L= 38 mm ， L1=52 mm， D=120 mm， D1=90

13、mm，b=28 mm, s=2.5 mm 转动惯量 0.253， 质量：5kg （二）减速器以内的零件的设计计算 1齿轮传动设计 （1）高速级用斜齿轮 选择材料 小齿轮选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度 250280HBS 大齿轮选用 ZG340 640， 正火处理， 齿面硬度 170 220HBS 应力循环次数 N： N1=60n1jLh=60376 （930016） =9.74108 N2= N1/i1=9.74108 2.746=3.549108 查图 5-17 得： ZN1=1.02 Z N2=1.11 （允许有一点蚀） 由式 （5-29） 得： ZX1 = ZX2=1.0， 取

14、SHmin=1.0， Zw=1.0， ZLVR=0.92 按齿面硬度 250HBS 和 170HBS 由图（5-16（b） ） 得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=450 Mpa 许用接触应力H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa， H2= （Hlim2/SHmin） ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因H2H1，所以计算中取H= H2 =459.540 Mpa 按接触强度确定中心距 初定螺旋角 =12 Z= cos =0.989 初取 KtZt2=1.12 由表 5-5 得 ZE=188.9 Mp ， 减速传动

15、 u=i1 =2.746，取 a=0.4 端 面 压 力 角t=arctan(tann/cos)=arctan （tan20/cos12）=20.4103 基圆螺旋角b= arctan(tancost)= arctan(tan12cos20.4103)=11.2665 ZH= tt b sincos cos2 = 4103.20sin4103.20cos 2665.11cos2 =2.450 计算中心距 a: a 3 21 ) ( 2 ) 1( H EH a ZZZZ u KT u + = 3 2 ) 54.459 989. 09 .188450. 2 ( 746. 24 . 02 51687

16、12. 1 ) 1746. 2( + =111.178mm 取中心距 a=112mm 估算模数 mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)= 0.7842.24 取标准模数 mn=2 小齿轮齿数 ()() 245.29 1746. 22 12cos1122 1 cos2 1 = + = + = um a z n 307.80245.29746. 2 12 = uzz 80,30 21 =zz取 实际传动比：667. 2 30 80 1 2 = z z i实 传动比误差 %5%88. 2%100 746. 2 667. 2746. 2 %100 理 实理 = = = i ii i 在

17、 允 许范围之内 修正螺旋角 = ()() = + = + 8441.10 1122 80302 arccos 2 arccos 21 a zzmn 1050 39 与初选 =12相近，Z，ZH可不修正。 齿轮分度圆直径 mmzmd n 091.618441.10cos/302cos/ 21 = mmzmd n 909.1628441.10cos/802cos/ 22 = 圆周速度sm nd v/203. 1 1060 376091.6114. 3 1060 33 11 = = = 由表 5-6 取齿轮精度为 8 级 验算齿面接触疲劳强度 高 速 级 直 齿 轮 主 要 几何参数： z1=30

18、, z2=80 u=2.746 mn=2mm d1=61.091 mm d2=162.909 mm =1050 39 mt= mn/cos=2. 036mm da1=65.09 按电机驱动， 载荷平稳， 由表 5-3 取 KA=1.25 由图5-4 （b） ， 按8级精度和361. 0100/30203. 1100/ 1 =vz 取 KV=1.023 齿宽mmab a 8 .441124 . 0=，取标准 b=45mm 由图5-7 （a） 按b/d1=45/61.091=0.737,取K=1.051 由表 5-4，K=1.2 载荷系数 K= KAKVKK=613. 12 . 1051. 102

19、3. 125. 1= 计算重合度： , 齿顶圆直径mmmhdd aa 091.6520 . 12091.612 * 11 =+=+= mmmhdd aa 909.16620 . 12909.1622 * 22 =+=+= 端面压力角： ()()=3341.208441.10cos/20tanarctancos/tanarctan nt 齿轮基圆直径： 284.573341.20cos091.61cos1 1 = tb ddmm 757.1523341.20cos909.162cos 22 = tb ddmm 端面齿顶压力角： =3504.28 091.65 284.57 arccosarcco

20、s 1 1 1 a b at d d =7643.23 909.162 757.152 arccosarccos 2 2 2 a b at d d ()() 695. 1)3341.20tan 7643.23(tan80)3342.20tan3504.28(tan30 2 1 tantantantan 2 1 2211 = += += atatatat zz 1mm da2=166.90 9mm df1= d1-2(ha*+c*) mn =56.091mm df2= d2-2(ha*+c*) mn =157.909m m a=1/2(d1+d2 )=112mm 齿宽 b2=b=45m m,b1

21、= b2+(510)= 50mm 计算内容 计算结果 341. 1 214. 3 8441.10sin8 .44sin = = n m b 991. 08441.10coscos,768. 0 695. 1 11 = ZZ 基圆螺旋角： ()() = 1829.10 3341.20cos8441.10tanarctancostanarctan tb 458. 2 3341.20sin3341.20cos 1829.10cos2 sincos cos2 = = tt b H Z 齿面接触应力 265.411 746. 2091.6145 ) 1746. 2(51687613. 12 991. 0

22、768. 09 .188458. 2 12 2 2 1 1 H EHH Mp u u bd KT ZZZZ = 取因Y 910. 0 120 8441.10 11 120 1= = = Y 由式5-48： 676. 0 695. 1 2665.11cos75. 0 25. 0 cos75. 0 25. 0 22 = +=+= b Y 计算齿根弯曲应力： 292.62910. 0676. 0 63. 155. 2 2091.618 .44 51687290. 122 1 11 1 1 1 F SaFa n F MP YYYY mbd KT H2，计算取H= H2=533.6 Mpa c按齿面接触

23、强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失 效故按小齿轮设计） ： 取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=3.76232=79，取 Z2=79 实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan2=cot1， 2=72.2965o =72o 16 35，1=17.7035o =17o 42 12，则 小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035o =23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965o =259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kw p2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kw T

24、0=29.844 Nm T1=29.545 Nm T2=86.955 Nm T3=393.197N m T=381.527Nm HP1=580 Mpa， Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa， Fmin2=210 Mpa H=533.6Mpa 圆锥齿轮参数 Z1=21 Z2=79 1=17o 42 12 2 =72o 16 35 4. 计算内容 计算结果 由2图 5-14，5-15 得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81 ZH=2/cossin=2/cos20o sin20o =2.5 由 2 表 11-5 有 ZE=189.8 ， 取 Kt

25、 Z 2 t=1.1 ， 由2 取 K=1.4 又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3 由2式 5-56 计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZ 2 1F（1-0.5R） 2 u 2 +1 将各值代得 m1.498 由2表 5-9 取 m=3 d齿轮参数计算： 大端分度圆直径 d1=mz1=321=63 ，d2=mz2=379=237 齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715 ， da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965o =238.827 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos1=63-7.2co

26、s17.7035o =56.142 df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965o =231.808 齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615 ， 大 端 圆 周 速 度 v= d1n1/60000=3.14 63 960/60000=3.165m/s， 齿宽 b=RR =0.3122.615=36.78 由2表 5-6，选齿轮精度为 8 级 由1表 4.10-2 得1=（0.10.2）R =（0.10.2）305.500=30.0560.1 取1=10 ，2=14 ,c=10 轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4 L2=（0.10.2）

27、d2=（0.10.2）291=39 e验算齿面接触疲劳强度： 按2式 5-53 H= ZHZE2KT1u+1/bd 2 1 u（1-0.5R） 2 ，代入各值得 圆锥齿轮参数 m=3 d1=63 d2=237 da1= 68.715 da2=238.827 df1=56.142 df2=231.808 R=122.615 v=3.165m/s b= 36.78 1=10 2=14 c=10 L1=12.4 L2=39 5. 计算内容 计算结果 H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度， 且大齿轮比小齿轮接触强 度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2

28、式 5-55 由2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0， 由2式 5-32 及 m=25 ，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0，SFmin=1.4，由2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 Mpa F1F2， F=F2=300 Mpa 由2式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.8 1.55/0.85228.93562=

29、181.59 300 Mpa F2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（2.8 1.55）=178.28300Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 a选材： 小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，HB=217255， HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理，HB=162217， HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpa b. 由参考文献2（以下简称2）式（533） ，计算应力 循环次数 N： N1=60njL=609601811250=1.26710 9

30、， N2=N1 /i23=1.26710/3=2.52210 8 查图 517 得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPa H=533.6 Mpa F=300 Mpa HP1=580 Mpa Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa Fmin2=210 Mpa 6. 计算内容 计算结果 H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPa H1 H2，

31、计算取H= H2=560.28 Mpa c. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按 小齿轮设计） ： u=i34=4，a=0.4， ZH=2/cossin=2/cos20 0 sin20 0 =2.5 且由2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ 2 t=1.1 2式 5-18 计算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H） 2 /（2ua）=51.1 869552.5189.8/（240.4560.28） =147.61 由1表 4.2-10 圆整 取 a=160 d齿轮参数设计： m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6 查2

32、表 5-7 取 m=2 齿数 Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32 Z2=uZ1=432=128 取 Z2=128 则实际传动比 i=149/31=4 分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256 齿顶圆直径 da1= d1+2m=68 ，da2=d2+2m=260 齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20 o =60.14 db2= d2cos=256cos20 o =240.56 齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59 df2= d2-2.5m=256-2.52=251 圆周速度 v=d1n2/60103 =3.14

33、25663.829/6010 3 =1.113 m/s， 中心距 a=（d1+d2）/2=160 齿宽 b=aa =0.4160=64 由2表 5-6，选齿轮精度为 8 级 H=560.28 Mpa 圆柱齿轮参数 m=2 Z1=32 Z2=128 d1=64 d2=256 da1=8 da2=260 db1 =60.14 db2 =240.56 df1=59 df2= 251 v=1.113 m/s a=160 b=64 7. 计算内容 计算结果 e. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由2表 5-3，取 KA=1.0；由2 图5-4 （ d ）， 按8级 精 度 和VZ/100=

34、dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由2表 5-3 得 Ka =1.2；由2图 5-7 和 b/d1=72/60=1.2，得 KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos （60.14/68） =28.0268o =28o 1 36； a2 = arccosdb2/da2=arccos （2240.56/260） =22.0061o =22o 0 17 重合度 a=z（tana1-tan）+ z （tana1-tan）/2 =32 （ tan28.0268 o -tan20 ） +1

35、28 （ tan22.0061 o -tan20）=1.773 即 Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.862 21.397835105.8065/（7262 2 5.024） =240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强 度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核： 按 Z1=32，Z2=128，由2图 5-14 得 YFa1=2.56，YFa2=2.18； 由2图 5-15 得 Ysa1=1.65，Ysa2=1.84 由2式 5-23

36、计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673 由2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0， 由2式 5-32 切 m=25 ，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 Mpa F1= 314.29 Mpa F2= 300 Mpa 8. 批注批注 s1: 计算内容 计算结果 F1F2， F=F2=300 Mpa 由2

37、式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.65 0.673/（26464）=71.233 300 Mpa F2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/ （2.561.65） =67.644300 Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 五， 轴的设计计算 1. 减速器高速轴 I 的设计 a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理， 按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/n n

38、0=960r/min，p1=2.97 kw，且 A=0.110.16 d11623 取 d1=20 c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。 并考虑用柱销联轴 器，因为电机的轴伸直径为 dD=38 ，查1表 4.7-1 选 取联轴器规格 HL3（Y3882，Y3060） ，根据轴上零 件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a 所示 d. 该轴受力计算简图如图 1.2b ， 齿轮 1 受力： （1） 圆周力 Ft1=2T1/dm1=229.545/ （6410 -3 ） =915.52 N， （2）径向力 Fr1= Ft1tancos1 =915.52tan20 0 cos17.703

39、5 0 =317.44 N， （3）轴向力 Fa1= Ft1tansin1 =915.52tan20 0 sin17.7035 0 =101.33 N， e. 求垂直面内的支撑反力： MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55） /74=1595.97.97 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N， F=300 Mpa B=637 Mpa， b-1=59 Mpa d1=20 选用柱销联轴 器 HL3（Y3882， Y3060） Ft1=915.52 N Fr1=317.44 N Fa1=101.33 N Rcy= 1

40、595.97N RBY=-680.45 N 9. 计算内容 计算结果 10. 计算内容 计算结果 垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0，M1 dy= Rcy L3+ RBY（L2+L3） =1595.9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nm f. 水平面内的支撑反力： MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55） -680.4564/74=419.07 N， Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， 水平面内 D 点弯矩 MDz=0，M1 Dz= RCzL3+ RBz(L3+L2

41、)= 419.0755-101.63129=-7.095Nm g. 合成弯矩：MD=M2 Dz+ M 2 Dy= 0 Nm， M1 D =M 12 Dy+ M 12 Dz=7.98 Nm h. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示， 计算扭矩：T=T1 =29.545Nm I. 校核高速轴 I：根据参考文献3第三强度理论进行校核： 由图 1.2 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= M 1 D =7.98 Nm， 又抗弯截面系数：w=d 3 min /32=3.1420 3 /32=1.045 10-6 m3 =M2 +T2 / w=7.982 +29.545

42、2 /1.04510 -6 =39.132b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 2. 减速器低速轴 II 的设计 a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆 直径 db1=62 ）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和 热处理应该一致，即为 45 优质碳素结构钢，调质处理 按 2表 8-3 查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 该轴结构如图 1.3a，受力计算简图如图 1.3b 齿轮 2 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反） ： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N， 齿轮 3 受力： Mdy=0 M1 dy= 3.

43、662 N m RCz=419.07 N RBz= -101.63N MDz=0 M1 Dz= -7.095N m MD=0 Nm， M1 D =7.98 N m T= 29.545Nm M= 7.98 Nm b=637 Mpa， b-1=59 Mpa Ft2=915.52N Fr2=317.44 N Fa2= 101.33 N 11. 计算内容 计算结果 （1） 圆周力 Ft3=2T2/dm3=286.955/ （6410 -3 ） =2693.87N （2）径向力 Fr3= Ft2tan=2693.87tan20 0 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力： MB=0，RAy= F

44、t2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52 （70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N 垂直面内 C 点弯矩： MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm， M 1 Cy= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm， D 点弯矩：MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm， M 1 Dy= Ray（L1+L2）- Ft2 L2 =1919.26

45、120-915.5270=92.96 Nm d. 水平面内的支撑反力： MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44 133 980.49 63-101.33 238.827/2/128=750.70 N Z=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N， 水平面内 C 点弯矩： MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm， M 1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23133 - 980.4970=-10.55Nm， D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm， M 1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120 -101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nm e. 合成弯矩：MC=M2 Cz+ M 2 Cy= 47.56Nm M1 C=M 12 Cy+ M 12 Cy=42.59 Nm Ft3=2693.87N F r3=980.