减速器装配图、大齿轮零件图和输出轴零件图.pdf

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1、标准文档 实用文案 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 标准文档 实用文案 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kwP8. 2，故 选用 Y 系列（ Y100L2-4 ）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

2、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：42100LY 同步转速： min/1500r 额定功率：kwP3 满载转速：min/1420r 堵转转矩 / 额定转矩：)/(2.2mNTn

3、 最大转矩 / 额定转矩： )/(2.2mNTn 质量：kg3.4 极数： 4 极 机座中心高：mm100 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。 标准文档 实用文案 2.2 电机机座的选择 表 2-1 机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外型尺寸（mm） 机座号级数A B C D E F G 100L 4 160 140 63 28 60 8 24 H K AB AC AD BB HD L - 100 12 205 205 180 170 245 380 - 标准文档 实用文案 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

4、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： 73.4 300 14401 n n i；（3-1） 分配传动比：取3 D i； 齿轮减速器： 58.1 3 73.4 D L i i i；（3-2） 高速传动比： 5.158.14.14.112Lii；（3-3） 低速传动比： 05.1 5.1 58.1 12 23 i i i L 。（3-2） 3.2 运动参数计算 3.2.1 各轴转速 电机输出轴：min/1420rnn D 轴 I： min/33.473 3 1420 1 r i n n D （3-4） 轴 II

5、： 标准文档 实用文案 min/6.315 5 .1 33.473 12 1 2 r i n n（3-4） 轴 III ： min/300 05.1 6.315 23 2 3 r i n n（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：,97.0,96.0 21CD ，联轴器99.0 3 轴承98.0 4 动载荷系数： K=1 输出功率：kw C 2.2 总传动效率：833.0 3 4 2 3 2 21 （3-5） 电动机所需功率：,64.2kwk C 即kw64.2 0 轴 I ：kw46.2 43101（3-6） 轴 II ：kw34.

6、2 4212 轴 III ：kw2.2 43223 3.2.3 转矩计算 n 6 1055.9（3-7） mm n 406 0 107755.11055.9 mm n 4 1 16 1 109633.41055.9 mm n 5 2 26 2 1021917.21055.9 标准文档 实用文案 mm n 5 3 36 3 100033.71055.9 3.2.4 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） 64. 2 2.46 2.34 2.2 转速 n(r/min) 1420 473.33 315.6 300 转矩 T(N.mm)

7、4 107755.1 4 109633.4 5 1021917.2 5 100033.7 标准文档 实用文案 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。 4.1 普通 V 带传动的计算 已知：电动机功率kwp0 .3， 电动机转速min/1420rn，粉碎机主轴 转速min/1275 2 rn。 4.1.1 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 A K 2 .1 A K 计算功率kwPKP AC 6.332 .1k

8、wPC6 .3 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mmD80 1 大带轮直径带传动滑动率 一般为 1% 2% 取=1% mm n nD D216 1275 144080 99.0)1( 2 11 2（4-1） 取mmD224 2 大带轮转速 224 144080 99.0)1( 1 11 2 D nD n（4-2） min/948.5 2 rn 结果在 525m/s之间，满足要求。 标准文档 实用文案 4.1.2 确定带长 求 m Dmm DD Dm152 2 22480 2 12 （4-3） 求mm DD 72 2 80224 2 12 （4-4） 0

9、0 2 1221 2 42 )( a a DDDD L （4-5） =mm a aDm65.1277 4 2 0 2 0 取标准值mmLd1400 4.1.3 确定中心距 a 初定中心距 0 a )(7.0)(2 21021 DDaDD（4-6） )22480(7.0)22480(2 0 a mmamm8.221608 0 根据实际确定：初定中心距 mma400 0 计算实际中心距 mm LL aa d 175.461 2 12770651400 400 2 0 0 4.1.4 确定带轮包角 小带轮包角60180 12 1 a DD （4-7） oo 1.1623 .57 175.461 80

10、224 180 1 1201.162，满足要求 标准文档 实用文案 4.1.5 确定带根数 Z 带速 Vsm nD V/03.6 60000 14408014.3 100060 11 取smV/03.6 传动比 i13.1 86.1272 1440 2 1 n n i取13. 1i 带根数 Z 由表 8.9A 型单根 V 带的基本额定功率 0 PkwP9.0 0 由图 8.11 小带轮包角系数取946.0k 由机械设计基础（第三版） 表 8.4 查得04.1 l k 由表 8.19 普通 V 带传动比系数取117.0 0 P 由式 l c kkpp p Z )( 00 （4-8） 64.2 0

11、4.1946.0)117.09.0( 64.2 取3Z 4.1.6 确定轴上载荷 单根 V带张紧力由式 8.19，由表 11.4 mkgq/10.0 2 0 ) 5.2 (500qV k k VZ P F c （4-9） = 2 948.510. 0) 946. 0 946.05.2 ( 3948. 5 64.2 500 =169.24N 轴上载荷 2 1.162 sin24.16932 2 sin2 1 0 o ZFFQ=1003.08 （4-10） 4.1.7 选择带型 选用 3 根 A4000GB/T 11544-1997的 V 带，中心距 a=470mm，带长 1400mm 标准文档

12、实用文案 4.2 带轮结构 带速smV/300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sm/45。由于该机带速为smV/4 .9，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 ：13 节宽 p b：11.0 高度 h ： mm8 V 带轮基本参数： 基 准 宽 度mmbd0.11， 基 准 线 上 槽 深mmha75.2 min ， 基

13、 准 线 下 槽 mmh f 7. 8 min ， 槽间距mme3.015，槽边距mmf9 min ，最小轮缘厚mm6 min ， 带轮宽度feZB2)1(=48mm（ Z 轮槽数），外径 ada hdd2 标准文档 实用文案 第 5 章 齿轮传动的设计 5.1 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

14、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。 5.2 高速级齿轮设计与计算 5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1. 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（ GB10095-88） 。 3. 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。 4.选小齿轮齿数 1=41，大齿轮齿数 6 .192417 .4 112 i 圆整后齿数取

15、2=193。 5.2.2 按齿面接触强度设计 按照下式试算： 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ i iTK d（5-1） 1. 确定公式内的各计算数值 标准文档 实用文案 转矩mmN1055.9 1 16 1 n P T 试选载荷系数 1.6 由机械设计基础（第三版） 表 10-7 选取齿宽系数1 d 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 2 1 8.189 aE MPZ 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 aH MP550 1lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 aH MP

16、390 2lim 由机械设计基础（第三版） 式 10-13 计算应力循环次数 81 2 9 11 1079. 3 1048.160 i N N jLnN h （5-2） 由机械设计基础（第三版） 图 10-19查得接触疲劳寿命系数90.0 1HNK， 97.0 2HN K 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： a HHN H a HHN H MP S K MP S K 7.362 496 2lim2 2 1lim1 1 （5-3） 因此，许用接触应力 a HH H MP35.429 2 21 （5-4） 由机械设计基础（第三版） 图 10-30 选取区域

17、系数433.2 H Z 2. 设计计算 试算小齿轮分度圆直径 t d1，由计算公式得： mmd t 59.56 1 计算圆周速度 标准文档 实用文案 sm nd v t 65.1 100060 11 （5-5） 计算齿宽 b 及模数 nt m mmdb id 59.56 1 （5-6） 29.2 cos 1 1i ni d m（5-7） mmmh ni 15.525.2（5-8） 99.10 h b 计算纵向重合度 903.1tan318.0 1 z d （5-9） 计算载荷系数 查机械设计基础（第三版） 表 10-2 得载荷系数 A K=1 根据 V=3.28m/s，8 级精度，由机械设计基

18、础（第三版） 图 10-8 查得动载 荷系数 V K=1.16 由机械设计基础（第三版） 表 10-4 查得： 367.1 HB K 由机械设计基础（第三版） 表 10-13 查得 F K=1.325 由机械设计基础（第三版） 表 10-3 查得 H K= F K=1.2 因此，载荷系数9.1 HHVAKKKKK（5-10） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K dd i t 93.59 3 11 （5-11） 计算模数 mm d mn25.1 cos 1 1 （5-12） 标准文档 实用文案 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 按下式计算： 3 2 1 2 1 cos2 F Sa

19、Fa d n YY z YKT m（5-13） 1. 确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数 9.1 FFVA KKKKK 2)根据纵向重合度903.1，从机械设计基础（第三版） 图 10-28 查得螺旋 角影响系数 88.0 Y 3)计算当量齿数 90.102 cos 27.26 cos 3 2 2 3 1 1 z z v v （5-14） 4)查取齿形系数 由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得592.2 1Fa Y，164.2 2Fa Y 5)查取应力校正系数 由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得596.1 1Sa Y，794.1 2Sa Y 6)由机械设计基础（第三版）

20、 图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE MP500 1 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE MP380 2 7)由机械设计基础（第三版） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数85.0 1FN K， 88.0 2FN K 8)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： a FEKN F a FEKN F MP S F MP S F 86.238 57.303 22 2 11 1 （5-15） 标准文档 实用文案 9)计算小、大齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较 01625.0 01363.0 2 22 1 11 F SaFa F SaFa Y

21、Y YY （5-16） 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，mmd25.241 2 来计算应有的齿数。于是由： 41 cos 1 1 n m d （5-17） 取41 1 ，则6.1924136.3 112 i，取193 2 。 5.2.4 几何尺寸计算 1. 计算中心距 mm m a n 9.145 cos2 21 1 （5-18） 将中心距圆整为 146mm。 2. 修正螺旋角

22、 “12.0 1514 2 arccos 21 a mn （5-19） 因值改变不多，故参数、K、 H Z等不必修正。 3. 小、大齿轮的分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 25.241 cos 25.51 cos 2 2 1 1 （5-20） 标准文档 实用文案 4. 计算齿宽 mmdb d 4 .58 1 圆整后，小齿轮齿宽mmB53 1 ，大齿轮齿宽mmB4.58 2 。 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 Z 41 193 模数 m 1.25 1.25 齿轮分度圆直径d mm 51.25 241.25 齿轮齿顶圆直径

23、a dmm 53.75 243.75 齿轮基圆直径 b dmm 48.2 226.7 齿宽 b mm 53 58.4 齿轮中心距mmdda25.14625.24125.51 2 1 2 1 21 5.3 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 1. 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2. 精度等级仍选用 8 级精度（ GB10095-88） 。 3. 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。 4. 选小

24、齿轮齿数43 3 ，大齿轮齿数8.1414336.3 324 i取142 4 标准文档 实用文案 5.3.2 按齿面接触强度设计 按照下式试算： 3 2 2 1 12 H EH d t t ZZ i iTK d（5-1） 1. 确定公式内的各计算数值 1)转矩mmNT.104178.2 5 3 2)试选载荷系数6.1 t K 3)由机械设计基础（第三版） 表 10-7 选取齿宽系数1 d 4) 由 机 械 设 计 基 础 （ 第 三 版 ） 表10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 2 1 8.189 aE MPZ 5)由图机械设计基础（第三版） 表 10-21d 按齿面硬度查得

25、小齿轮的接触疲 劳强度极限； aH MP600 3lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 aH MP550 4lim 6)由机械设计基础（第三版） 式 10-13 计算应力循环次数 8 2 8 21 1087. 0/1 1089.260 iNN jLnN h （5-2） 7)由机械设计基础 （第三版）图 10-19 查得接触疲劳寿命系数94.0 3HN K， 97.0 4HN K 8)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： a HHN H a HHN H MP S K MP S K 5.533 564 4lim4 4 3lim3 3 （5-3） 因此，许用接触应

26、力 a HH H MP75.548 2 43 （5-4） 9) 由机械设计基础（第三版） 图 10-30 选取区域系数45.2 H Z 10)由机械设计基础（第三版） 图 10-26 查得83.0 3 ，88.0 4 标准文档 实用文案 因此有71.1 43 2. 设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径 t d3，由计算公式得： mmdt86 5.540 8.18945.2 31.3 31.4 71.11 1058.286 .12 3 2 5 3 2)计算圆周速度 sm nd v t 45.0 100060 23 （5-6） 3)计算齿宽 b 及模数 nt m 72.1288.518.80 985

27、.525.2 66.2 cos 6 .79 3 3 3 h b mmmh z d m mmdb nt t nt td 4)计算纵向重合度 89.1tan318.0 3 z d 5)计算载荷系数 查机械设计基础（第三版） 表 10-2 得载荷系数 A K=1 根据 v=0.96m/s，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷 数 V K=1.04 由机械设计基础（第三版） 表 10-4 查得：355.1 HB K 由机械设计基础（第三版） 表 10-13 查得 F K=1.35 由机械设计基础（第三版） 表 10-3 查得 H K= F K=1.2 因此，载荷系数9.1 HHVA KKKKK 6)

28、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 标准文档 实用文案 mm K K dd i t 6.80 3 33 （5-11） 7)计算模数 2 cos 3 3 z d mn（5-12） 5.3.3 按齿根弯曲强度设计 按下式计算： 3 2 3 2 3 cos2 F SaFa d n YY z YKT m（5-13） 1. 确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数 9 .1 FFVA KKKKK 2)根据纵向重合度03.2，从机械设计基础（第三版） 图 10-28查得螺旋 角影响系数99.0Y。 3)计算当量齿数 02.125 cos 06.32 cos 3 4 4 3 3 3 z z z z v

29、v （5-14） 4)查取齿形系数 由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得45.2 3Fa Y，16.2 4Fa Y 5)查取应力校正系数 由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得65.1 3Sa Y，81.1 4Sa Y 6) 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 MP500 3 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE MP380 4 7)由机械设计基础（第三版） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数9.0 3FN K， 标准文档 实用文案 93.0 4FN K 8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1，得： a FEKN F a

30、FEKN F MP S F MP S F 4.353 450 44 4 33 3 （5-15） 9)计算小、大齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较 011.0 00898.0 4 44 3 33 F SaFa F SaFa YY YY （5-16） 大齿轮的数值较大。 2. 设计计算 74. 101555.0 62.1241 15cos88.010416.110. 22 3 2 25 n m 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=8

31、6mm 来计算应有 的齿数。于是由： 43 cos 3 3 n m d z（5-17） 则142 324 ziz。 5.3.4 几何尺寸计算 1. 计算中心距 mm mzz a n 185 cos2 43 2 （5-18） 2. 修正螺旋角 标准文档 实用文案 51.443011 2 arccos 43 a mzz n （5-19） 因值改变不多，故参数、K、 H Z等不必修正。 3. 小、大齿轮的分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 284 cos 86 cos 4 4 3 3 （5-20） 4. 计算齿宽 mmdb d 6.73 3 圆整后，小齿轮齿宽mmB70 3 ，大齿轮

32、齿宽mmB75 4 5.3.5 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 Z 43 142 模数 m 2 2 齿轮分度圆直径d mm 86 284 齿轮齿顶圆直径 admm 90 288 齿轮基圆直径 b dmm 80.81 266.87 齿宽 b mm 79.6 73.6 齿轮中心距mmdda18528486 2 1 2 1 21 标准文档 实用文案 第 6 章 传动轴和传动轴承的设计 6.1 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

33、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。 6.2 高速轴的设计及校核 6.2.1 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 217255HBS。 查机械设计手册可知MPa B 650，MPa S 360。 6.2.2 初估直

34、径 查表 14.1 常用材料的值和 C值得材料系数 C=112 于是 mm n P Cd4.19 33.473 46. 2 112 3 3 1 1 1 （6-1） 考虑到轴上有一个键槽，轴径应增加35%，所以 mmd982.19)03.01(4.19 1 ，圆整取 20mm 标准文档 实用文案 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 高速轴 6.2.4 强度校核 齿轮上作用力： NFt1 6 8 5 NFF ta 430“191814tan1685tan(6-2) N F F nt r 633 “191814cos 20tan1685 cos tan (6-3)

35、如图，计算水平支反力： N F F t R 467 56146 56 1 NFFF RtR 1218 12 标准文档 实用文案 图 6.2 弯矩图 如图，计算垂直支反力： N FFF F raQ R 1258 56146 56 2 340.59 56146110 1 NFFFF QrRR 922 1 2 绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为mmNM R 68182 绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：mmNM R 106590 mmN64396mmN51638 绘制合成弯矩图如图，从左往右点弯矩分别为：mmNM106590 mmN93785mmN85529 注意到MPa B 650，由表可

36、得MPa b 60 1 ，MPa b 5.102 0 ， 标准文档 实用文案 于是，59. 0 5.102 60 0 1 MPa MPa b b (6-4) 当量转矩mmNTT295005000059.0 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： mmNTMM Q Q Q 29500 22 (6-5) mmNTMM110597 2 1 2 1 1 mmNTMM eee 98315 22 mmNTMM eee 90474 22 2 2 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

37、： mmmm M d b Q Q 2017 1.0 3 1 符合要求 mmmm M d b 2535.17 1.0 3 1 1 1 符合要求 mmmm MM d b ee e 2018 21.0 3 1 2 ; 符合要求 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。 NFFR R R13421258467 2

38、222 1 1 1 (6-6) NFFR R R 15289221218 2222 2 2 2 标准文档 实用文案 NFa430 根据公式计算得025.0 17500 430 or a C F 可得 e=0.394 则NeRFs5291342394.0 11 NeRFs6021528394.0 22 注意到NFNFF sss 5291032430602 121 ，可知轴承 1 被压紧，轴 承 2 放松。 则NFFF asa 1032 21 ，NFF sa 602 22 对轴承 1，e N N R Fa 769.0 1342 1032 1 1 ，取44.0 1 X，查得42.1 1 Y 对轴承

39、2， e N N R Fa 394.0 1528 602 2 2 ，取1 2 X，0 2 Y 由表得冲击载荷系数1.1 d f NFYFXfP ard 226232.142.1134244.01.1 11111 NFYFXfP ard 1681152811.1 22222 因为 21 PP，这里仅校核轴承1 的寿命。 hh P C L h 1500025961 2262 23500 720 16670 720 16670 3 1 10 轴 承 符 合强 度要 求。 6.4 中间轴设计及校核 6.4.1 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

40、调质 45 钢，硬 度为217255HBS。 查机 械 设 计手 册 可 知MPa B 650 MPa S 360 标准文档 实用文案 6.4.2 初估直径 由表可得材料系数C=112 于是mm r kw n P Cd96.31 min/7 .100 34.2 112 3 3 2 2 2 （6-1） 考虑到轴上有键槽，轴径应增加3%，所以 mmmmd92.3203.0196.31 2 ，圆整取 35mm 6.4.3 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。 图 6.3 中间轴 6.4.4 强度校核 齿轮上作用力： NFt4385（NFt1

41、685 ） NFF ta 945“311512tan4385tan（NFa430 ）( 6-2) N F F nt r 1623 “311512cos 20tan4385 cos tan （NFr633 ） ( 6-3) 标准文档 实用文案 图 6.4 弯矩图 如图，计算水平支反力： N FF F tt R 3421 655 .755 .70 655.140 1 NFFFF RttR 2622 1 2 如图，计算垂直支反力： N FFFF F rara R 340 655.755 .70 5.70 2 030.89 5.705 .75 2 940.239 2 NFFFF RrrR 1330 2

42、 1 绘制水平弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： mmNM R 5.241180mmN170437 绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： 标准文档 实用文案 mmNM R 93765 mmN51698mmN29577mmN22010 绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： mmNM258766mmN246659mmN172984mmN171852 注意到MPa B 650，有表可得MPa b 60 1 ，MPa b 5.102 0 于是59. 0 5.102 60 0 1 b b (6-4) 当量转矩mmNTT11446019400059.0 据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。

43、 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： mmNTMM ee 14796311446093765 2222 11 11 (6-5) mmNTMM ee 12559411446051698 2222 12 12 mmNTMM ee 11822011446029577 222 21 21 mmNTMM ee 11655711446022010 222 22 22 确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面 II ： mmmm MM d b ee e 2534.27 21 .0 3 1 12 11 1 符合要求 mmmm MM d b ee e 2067.18

44、 21 .0 3 1 22 21 2 符合要求 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。 NFFR R R 367013303421 2222 1 1 1 (6-6) NFFR R R 26442622340 2222 2 2 2 标准文档 实用文案 NFFF aaa 515 （方向同 a F） 根据029.0 17500 515 or a C F e=0.4 则NeRFs146836704.0 11 NeRFs105826444.0

45、 22 注意到NFNFF sas 146815735151058 12 ，可知轴承 1 被压紧，轴承 2 放松。 则NFFF asa 1573 21 ，NFF sa 1058 22 对轴承 1，e R Fa 429.0 3670 1573 1 1 ，取44.0 1 X，4.1 1 Y 对轴承 2， e R Fa 4.0 2644 1058 2 2 ，取1 2 X，0 2 Y 由表冲击载荷系数得0 .1 d f NFYFXfP ard 3817 11111 NFYFXfP ard 2644 22222 因为 21 PP，这里仅校核轴承1 的寿命。 hh P C L h 1500021612 38

46、17 23500 180 16670 180 16670 3 1 10 轴承符合强度要求。 6.6 低速轴设计及校核 6.6.1 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217255HBS。 查机 械 设 计手 册 可 知MPa B 650 MPa S 360 标准文档 实用文案 6.6.2 初估直径 由表材料系数得 C=112 于是，mm n P Cd88.46 30 2 .2 112 3 3 3 3 3 考虑到轴上有一键槽，轴径应 增加 3%，所以mmd2846.4803.0188.46 2 ，同时考虑联轴器孔径标

47、准系 列，这里 III轴最端直径圆整取50mm。 6.6.3 结构设计 III 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 6.6.4 强度校核 齿轮上作用力： NFt4385（NFt1685 ） NFF ta 945“311512tan4385tan（NFa430 ） ( 6-2) N F F nt r 1623 “311512cos 20tan4385 cos tan （NFr633 ） (6-3) 标准文档 实用文案 如图，计算水平支反力： N F F t R 2892 14272 142 1

48、 NFFF RtR 1466 1 2 图 6.6 弯矩图 如图，计算垂直支反力： N FF F ar R 467 14272 2 160.276 142 1 NFFF RrR 1156 12 绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为：mmNM R 208224 标准文档 实用文案 绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： mmNM R 33624 mmN164110 绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： mmNM210921mmN265121 注意到MPa B 650，有表可得MPa b 60 1 ，MPa b 5.102 0 于是59. 0 5.102 60 0 1 b b (6-4)

49、当量转矩mmNTT32863055700059.0 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： mmNTMM ee 390494328630210921 22 2 2 1 1 (6-5) mmNTMM ee 422240328630265121 2222 2 2 mmNTMM3236803286300 222 2 2 确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面 II ： mmmm MM d b ee e 4094.32 21.0 3 1 2 1 符合要求 mmmm M d b 356.28 21.0 3 1 2 2 符合要求 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=11