二级圆锥圆柱齿轮减速器2

一、设计任务书一、设计题目：设计圆锥一圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机一减速器一运输 带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。(图1)1电动机；2联轴器；3减速器；4一卷筒；5一传送带、原始数据：运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D (mm使用年限 (年)40000.8528010三、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：(1)传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；(2)电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；(3)传动零件的设计计算(如除了传动，蜗杆传动，带传动等)；(4)轴的设计计算；(5)轴承及其组合部件设计；(6)键联接和联轴器的选择及校核；(7)减速器箱体，润滑及附件的设计；(8)装配图和零件图的设计；(9)校核；(10)轴承寿命校核；(11)设计小结；(12)参考文献；(13)致谢。2.要求每个学生完成以下工作：(1)减速器装配图一张(0号或一号图纸)(2)零件工作图二张(输出轴及该轴上的大齿轮)，图号自定，比例1 ： 1(3)设计计算说明书一份。、传动方案的拟定运动简图如下:（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机 的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机运输带功率为Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4KwPw=3.4Kw查表2-1 ,取一对轴承效率。轴承=0.99 ,锥齿轮传动效率”锥齿轮=0.96 ,斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97 ,联轴器效率*1联=0.99 ,得电动机到工作2.选择电动机机间的总效率为功率。总=n4轴承 n 锥齿轮“齿轮 n2联=0.99 4*0.96*0.97*0.992=0.88。总=0.88电动机所需工作效率为P0= Pw/ 0 总=3.4/0.88 Kw=3.86KwP 0=3.86Kw根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4KwFL=4Kw3.确定电动机输送带带轮的工作转速为nw=58.01r/minnw=(1000*60V)/无d=1000*60*0.85/无转速*280r/min=58.01r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i6,则总传动比范围为i总=锥i齿=23*(3 /电动机的转速范围为锥=23,圆柱齿轮传动传动比i齿=36)=618no=nwi 总058.01*(6 18)r/min=348.06 1044.18r/min由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min考虑到1000r/min接近上限，所以本例选用 750r/min的电动机，其满载转 速为720r/min,其型号为 Y160M1-8nm=720r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表 2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=n m/n w=720/58.01=12.41i=12.412.分配传动比高速级传动比为i 1=0.25i=0.25*12.41=3.10为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3,取i 1=2.95低速级传动比为i2=i/i 1=12.41/2.95=4.21i 1=2.95i 2=4.21五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速no=720r/minm=n0=720r/minn2=m/i 1=720/2.95r/min=244.07r/minn3=nJi 2=244.07/4.21r/min=57.97r/minnw=n3=57.97r/minn1=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.97r/min2.各轴功率P1=P0” 联=3.86*0.99kw=3.82kwP2=p1rl 1-2 =p1n 轴承 n 锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kwP3=p2r69.78 黑 31 =70.485mm Kt 1.3(3)确定齿数选齿数 Zi=23, Zz=uZ =2.95*23=67.85 ,取 Zz=68 ,贝 U. 68u 2.96-2.95u = 1 = 2.96, =j= 0.3% ，在允许氾围内23u 2.95(4)大端模数 m m = - = 7.485 _ 3.06mm 查表 8-23 ,取标 Zi 23准模数m=3.5mm(5)大端分度圆直径为d1=mZ=3.5*23mm=80.5mm70.485d2=mZ=3.5*68mm=238mm(6)锥齿距为r=d1- . u2 1 = 80.5 2.962 1mm = 70.374mm22(7)齿宽为 b= 69.78mmd 1=70.485mmZi=23Z2=57m=3.5mmd1 =80.5mmdz=238mmR=70.374mmb=25mm齿根弯曲疲劳强度条件为* 二KFYfYs t 】F0.85bm(1 -0.5 R)(1) K、b、m和乞同前(2)圆周力为4.校核齿根弯 曲疲劳强度匚2丁12 x 50670zczFt 7 =N = 1481.0Nd1(1 -0.5*r)80.5父(1-0.5父0.3)(3)齿形系数YF和应力修正系数Ys量u2.96cos61 = .= =0.9474如2 +1J2.962 +1k11cosS2 = ；= 0=0.32014u2 +12.962 +1即当量齿数为7乙23”。Zv1 = 24.3cosi0.9474Zv2=-Z2-= 68 = 212.4cos 620.3201由图 8-8 查得 Yfi=2.65,Y F2=2.13 ,由图 8-9 查得 Ysi=1.58 , YS2=1.88 (4)许用弯曲应力L. 1YN 仃 F limL-辱由图 8-4 查得弯曲疲劳极限应力为仃 Flm1 =215Mpa2F“m2=170Mpa由图8-11查得寿命系数 Yni=YN2=1,由表8-20查得安全系数Sf=1.25 ,r 1YNifmi1M215匕 Fi = 172MpaSF1.251YN2Flim21X170E F2 = N2 Flim2 =136MpaSf1.25kFKFtYF1Ys1_0.85bm(1 -0.5+R)_ 1.34-1481.0-2.65x1.58-0.85253.5(1 -0.5M0.3)= 92.01Mpa ffF1L 1E YF2YS2=2=*Y YYF1YS12.13M1.88m= 92.01 mMpa2.65R.58= 87.99Mpa 卜 L满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮 传动其他几何 尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m61 = arccos-F=u = arccos-.96= 18.667 口Ju2+1v 2.962 +1E1162 =arccos .=arccos)=71.333vu2 十 13i2(= 中 rU6；H =1.05*580/1 =609Mpa5H =1.13*390/1 = 440.7Mpa得%Zp)2Hd3t 66.59mm2= 12x1.4 x14240x 4.21 + 1 x (189.8 父 2.46父 0.775父 0.99)211.1x4.21x(440.7)2=66.59mm(1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数Ka=1.0中叼/2n M 66.59 M 244.07,由团。八60X100060X1000查得动载荷系数 Kv=1.08,由图8-7查得齿向载荷分配系数 Kp=1.11 ,由表8-22查得齿向载荷分配系数 K值=1.2 ,则载荷系数为K=K AKKp %=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44(2)对d3t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对 Kt计算出的d3t进行修正，即! K1 44d3 = d3t 3 之 66.59 父 3=67.22mmK Kt1 1.4(3)确定模数md3cosP67.22Mcos12omn= 3mm-2.86mmZ323按表 8-23 ,取 m=3mm(4)计算传动尺寸中心距为mn(z3 +zj3M(23+97)。a = n 3-4- =1m mm =184.03mm2cosP2os12*取整，a = 184mm螺旋角为K=1.44m=3mma=184mm3.确定传动尺 寸P = arccosmn(Z34) =1.969, 2a2x184因P值与初选值相差不大，故对与 P有关的参数无需进行修正则可得，,mnz33x232lcad3 =n-3 =mm = 70.531mmcosP cos11.969*d4 =_=3-97mm = 297.455mm cos P cosll .969sb = edd3 = 1.1 父 70.531 = 77.58mm,取 b，=78mma = b4+(5 10)mm,取 b3=85mmP =11.9699d3=70.531mmd4=297.455mmb4=78mmb3=85mm4.校核齿根弯 曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为% ;汽-YfYsY/pmEf bmnd31) K、T3、mn 和 d3 同前2)齿宽 b=b4=78mm3)齿形系数Yf和应力修正系数Ys。当量齿数为zv3 = -3 - =23= 24.6cos Pcos311.969。z = z =97=1036zv4 3 口q凸103.6cos F cos311.969s由图 8-8 查得 Yf3=2.62, Yf4=2.24 ;由图 8-9 查得 Ys3=1.59 ,YS4=1.824)由图8-10查得重合度系数 丫8=0.725)由图11-23查得螺旋角系数 Yp = 0.866)许用弯曲应力为口 f =YNgFlim SF由图 8-4f、 b 查得弯曲疲劳极限应力%lim3=215Mpa, %lim4=170Mpa由图8-11查得寿命系数 Yn3=Yn4=1,由表8-20查得安全系数Sf=1.25,故r 1YN3crFlimq1x215& F3 = N3m3 =25 Mpa=172MpaY 1Yn40 f lim 41170)ccb F 4 =25 Mpa = 136Mpa2kT2”3-LYf3Ys3Y/Bbmnd36 H2x 1 44 x 142040=2 1.44 142040 x2.62x1.59x0.72x0.86Mpa78 M3M70.531=63.93Mpa Jj F3YF4YS42.24 M 1.82r 1仃F4 =%=63.93mMpa =62.56Mpa 20.58+20.58* (0.03 0.05 ) mm=21.19- 21.61mmdmin=20.58mm(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2)联轴器与轴段 0 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 8-37,取载荷系数Ka=1.5,计算转矩为Tc=K aT1 =1.5*50670Nmm=76005IN- mm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250N mm许用车t速8500r/min ,轴孔范围为1224mm考虑到d120.58mrm 取联轴器孔直径为22mm轴孔长度L联=52mm 丫型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 22*52GB/T5014 2003,相应的轴段的直径d1=22mm其长度略小于孔宽度，取 L1=50mm(3)轴承与轴段 口和0)的设计 在确定轴段R)的轴径时，应考虑联轴器d1=22mmL1=50mm4.结构设计的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h= (0.070.1) di= (0.07 0.1 ) *30mm=2.1 3mm 轴段的轴径 dz=di+2*(2.1 3)mm=34.卜36mm其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毡圈油封，查表 8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997,则d2=35mm轴 承段直径为40mm经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此 处改用轴套定位，轴套内径为28mm外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承， 初选轴承30207,由表9-9得轴承内径d=35mrm外径D=72mm宽度B=17mm T=18.25mrr)内圈定位直径 da=42mrm外径定位 Da=65mm轴上力作用点与外 圈大端面的距离a3=15.3mni故d2=35mm联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面， 则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s,故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座 中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm其右侧为齿轮 1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承 内圈宽度略短，故取 L4=16mm(4)轴段的设计该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即 d3=42mm该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其 悬臂梁长度(5)齿轮与轴段 的设计轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4,可初定d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为d =10mm，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56mm齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定， 为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为 0.75mm 则L5=56+ 1+c+T-L4-0.75= (56+10+8+18.25-16-0.75 ) mm=75.5mm(6)轴段与轴段 的长度轴段Q)的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1 可知，下箱座壁厚 = =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm, 取壁厚 5 =10mm , R+a=70.374+184=254.374mm600mm取轴承旁联接螺栓为M20,箱体凸缘连接螺栓为M16,地脚螺栓为d = M24,则有轴承端盖连接螺钉为0.4d =0.4父24mm = 9.6mm ,取其值为M1Q由表8-30可取轴承端d2=35mmL2=16mmd4=35mmL4=16mmd3=42mmd5=32mmL5=75.5mm1 =10mm盖凸缘厚度为Bd=i2mm取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为At = 2mm；告诉轴承端盖连接螺钉，查表 8-29取螺栓GB/T5781 M10M35;其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离 K=10mm为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为l4=25.5mm,取轴段 端面与联轴左端面的距离为1.75mm则有 Li=L联 +K+B+14+T-L2-1.75mm= (62+10+12+25.5+18.25-16-1.75 ) mm=110mm轴段Q)段的长度与该轴的悬臂长度l 3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为l3 =M+A 1+C+a=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为l2=2.5) l 3=(2 2.5)*66.2mm=132.4 -165.5mmL3 =l 2+2a3-2T=(132.4 165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm=126 159.1mm取Ls=130mm则有l2 =l 3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格(7)轴段力作用点与左轴承对轴力作用点的间距由图12-4可得l1 =L1+L2-T+a 3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mmL1=110mml 3=66.2mmL3=130mml 2=135.9mml 1=93.8mm5.键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表 8-31取其型号为键8黑56 GB/T10961990,齿轮与轴段 为 间采用A型普通平键连接，型号为键 10M 63 GB/T10961990(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示(2)计算支承反力在水平面上为Fr1l3 -Fa1dm1 510.366.2-120.4 68.425心 -2- -2 N -218.3l2135.9NR1H=218.3N6.轴的受力分 析RH=Fri+RH=510.3+218.3N=728.6N在垂直平面上为D Ftil31481M66.2 zR1V =N = 721.4Nl2135.9R2V =Ft1 +Rv =1481+721.4N =2202.4N轴承1的总支承反力为 122，22R=R1H +R1V =218.3 +721.4 N =753.7N轴承2的总支承反力为R2 =Jr2H2 +R2V2 =5728.62 +2202.42 N =2319.8N(3)画弯矩图弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为M aH=-RM 2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmmb-b剖面左侧为M bH = Fa1 dm1 =172.51 68.425 mm =5901.7Nmm 22在垂直平面上为Mav = Rvl2 =721.4m135.9N mm=98038.3N mmMbv =0N ,mm合成弯矩Ma 7M 2aH +M 2ava-a 剖面为=7(-29667)2 +98038.32 N *mm= 102428.7N mmMb =VM 2bH +M 2bvb-b剖面左侧为=,5901.72 +02 Nmm= 5901.7N mm(4)画转矩图转矩图如图5f所示,=50670NmmR2h=728.6NRiv=721.4NRv=2202.4NRi=753.7NR=2319.8NMa=102428.7NmmM=5901.7Nmm=50670Nmm因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩， a-a剖面为危险面 其抗弯截面系数为33叼 4nM 3533W -mm - 4207.1mm3232抗扭截面系数为 33叫 4nx 353WT -8414.2mm31616弯曲应力为7.校核轴的强度皿=59也 Mpa=14MpaW 4207.1扭剪应力为T1506701 =L =Mpa = 6 0MpaWT 8414.2按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a =0.6,则当量应力为仃e = Jr2b +4(s )2 = Jl.42 +4x(0.6M6)2Mpa =7.3Mpa 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限 o-B =650Mpa ,则由表8-32查得轴的许用弯曲应力 kb】=60Mpa, cre tr,b】强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接 的强度联轴器处键连接的挤压应力为4T14 x 50670 -31 =Mpa = 27.4Mpap d1hl 22M 7 父(56-8)产产齿轮处键连接的挤压应力为4T14x50670 一-皿cp2 -Mpa -14.9Mpapd5hl 32x8x(63-10)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表 8-33 查得%p =125Mpa 150Mpa, op1 27.05+27.05* (0.03 0.05 ) mm=27.88 28.40mmdmin=27.05mm轴的结构构想如图 5所示(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2)轴段及轴段 的设计该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dm,n=27.05mm暂取d1=30mmd5=30mm轴承30206,由表9-9得轴承内径d=30mm外径D=62mm宽度B=16mm 内圈定位直径 da=36mm外径定位Da=53mm轴上力作用点与外圈大 端面的距离a3=13.8mn故di=30mmd2=d4=32mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=30mm(3)齿轮轴段 与轴段(4)的设计轴段 上安装齿轮3,轴段(4上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于di和d5,此时安装齿轮3处的轴径可选为33mm经过验算，其强度不满足要求，可初定 d2=d4=32mmL2=83mmL4=40mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为(1.21.5 ) &=38.4d3=38mm48mm取其轮毂宽度l4 =42mm,其左端采用轴肩定位，右端采4.结构设计用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=85mm故取Bx=194mmL3=49mmL2=83mm L4=40mm(4)轴段Q)的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.070.1)d 2=2.243.2mm,取其高度 h=3mrm故 d3=38mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得L1=34mm起宽度为 R=193.92mm,取R=194mmi则轴段 的长度为L3 - Bx -L4 -2- b3 =194-40-2*10-85mm=49mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖 下的调整垫片使其处与正确的安装位置(5)轴段及轴段的长度由于轴承采用油润滑，故轴承内5.键连接端面距箱体内壁距离取为 = 5mm,则轴段 0的长度为L =B ： _ ： _i 也-L2) =17 5 10 (85-83)mm =34mm轴段的长度为L5 bB L -1 (L3-L4) =17 5 10 (49-40)mm =41mm(6)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面 的距离a3=13.8mm,则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为 11 =T 十+1 +自a3_ 85= 18.25 5 1013.8mm2=61.95mm由装配图知 12 = 80.6mm, 13 = 56.35mm 273齿轮与轴段间采用 A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键12M 100 GB/T1096 1990,齿轮与轴段 间采用A型普通平键连接,型号为键 12M 45 GB/T1096 1990L5=41mm11 =61.95mm12 = 80.6m m13 = 56.35mm6.轴的受力分析(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示(2)计算支承反力在水平面上为Fr3(l2 +l3) Fr2l3 + Fa2+ Fa3Rh=22ll +L +L121 13731.6(80.6 +56.35) 111.7 父56.35 十 120.4父十432c 51.2 .6父2 NRh=586.2NRh=33.7NRv=1662.5NRv=1179.8NR=1762.8NR=1180.3N54.55 +80.6+56.35= 586.2NRh=E3 -R1H-F r2=731.6-586.2-111.7N=33.7N在垂直平面上为DFt3(l2”3)+Ft2l3R1v .，11十12十131962.9m (80.6 +56.35) +879.39 父 56.35 N54.55+80.6+56.35= 1662.5NR2v = Ft3+Ft2-Rv= 1962.9+879.39 -1662.5N= 1179.8N轴承1的总支承反力为222/22R1=RH +R1V =、586.2 +1662.5 N =1762.8N轴承2的总支承反力为R2 =/R2H2 +R2V2 =33.72 +1179.82N =1180.3N(4)画弯矩图弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为M aH=-R1Hl 2=-586.2*54.55=-31977.2Nmma-a剖面右侧为daM aH = M aH + Fa3 一 aHaHa3251231977.2+432.6黑N ,mm2=20902.6N mmb-b剖面右侧为 l d2MbH = M bH Fa2 2142.5= 1899 -120.4 xN *mm2= -6679.5N mmM bH = R2H l3=33.7m56.35N mm= 1899N ,mm在垂直平面上为Mav =Rvl1 = 1662.5M54.55N mm=90689.4N mmMbv =R2vl3 =1179.8x56.35 =66481.7N mm合成弯矩Ma = JM 2aH +M2ava-a 剖面左侧为=J(31977.2)2 +90689.42 N *mm= 96161.9N mmMaH 7M %h +M 2ava-a 剖面左侧为=J(20902.6)2 +90689.42N mm= 93067.1N mm.1 -2, . . 2M b = M bH + M bvb-b 剖面左侧为=J(6679.5)2 +66481.72 N mm= 66816.4N ,mm222Mb = V M bH +M bvb-b 剖面右侧为=J18992 +66481.72 N mm= 66508.8N ,mm(4)画转矩图转矩图如图5f所示,Tz=50250NmmM=96161.9NmmMa=93067.1NmmM=66816.4NmmM b=66508.8NmmT2=50250Nmm7.校核轴的 强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但 a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有 转矩，其轴颈较小，故 a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为nd32 bt。-1)2 nx223 1 2 M5M(22-5)23Wmm322d2322x22 3 =650mm抗扭截面系数为nd32 bt(d2 -t)2元父223 1 2 M5M (225)23WTmm162d2162x22=1695.6 mm3a-a剖面左侧弯曲应力为Ma 96161.9。o-b =a =Mpa = 147 9MpaW650a-a剖面右侧弯曲应力为M； = 93067JMpa=143 ?MpaW650扭剪应力为T250250Wt 1695.6按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环 处理，故取折合系数 a =0.6,则当量应力为F1仃e =4。0b +4(cn )2=J143.22 +4M (0.6M29.6)2Mpa= 147.5Mpa仃;Mbb,故a-a剖面右侧为安全截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限CTB = 650Mpa，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力 口b】=60Mpa, oe b4bl强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连 接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为4T24父 50250 一一Mpa34.6Mpap d4M 22M8M(45-12) rr取键、轴及带轮的材料都为钢，由表 8-33 查得键连接的强度足够b p =125Mpa150Mpa, crp b p,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够三、低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9计算项目计算及说明计算结果1.已知条件低速轴传递的功率 p3=3.49kw,转矩T3=574940Nmm转速n3=57.97r/min，齿 轮4分度圆直径 &=297.455mm 齿轮宽度 b4=78mm2.选择轴的材 料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=108 135,取中间值 C=106,则dmin =C3|a = 10631,-3149mm = 41.54mmn %5 57.97轴与带轮连接，有一个键槽