二级平行轴减速器

机械设计课程设计说明书设计题目：二级平行轴减速器机械系 10 专升本指导老师： 设计者：两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书例如：设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装 置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传 送带。每日两班制工作，工作期限为 8年。已知条件：输送带带轮直径 d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所 需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机 2-带传动 3-减速器4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带1.2电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1.选择电根据用途选用丫系列-一般用途的全封闭自冷式三相异电动机的类 型动机。2.选择电输送带所需的拉力为F=4667N动机的功 率输送带所需动率为F=2T/d=2X 700/0.3N 4667NPw=Fv/1000=4667XPw=2.94KW0.63/1000KW=2.94KW由表取，v带传动效率 n带=0.96 , 一对轴承效率 n轴承 =0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率 n齿轮=0.97，联轴器效率 n联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为42耳总=n带n轴承 n齿轮 n联=0.96 Xn 总=0.859420.99 X 0.97 X 0.99=0.859Po=P/ n 总=2.94/0.859Kw=3.42KwPo=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为 Rd_4kwPed=4kw3.确定电 动机的转 速输送带带轮的工作转速为nw=1000X 60 X 0.63v/ n X 300r/mi n=40.13r/mi n查表，v带传动的传动比i带=24,两级减速器传动比 i=840,贝U总传动比范围为i总勻带i齿=（24）X（ 840）=16160电动机的转速范围为no=nwi =40.13 X（ 16160）r/mi n=642.1 6421r/mi n由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min ,1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速 太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速 为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为 1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为 Y112M-4n w=40.13r/mi nN=1440r/mi n1.3传动比的计算及分配 各级传动比的计算及分配计算项目计算及说明计算结果1.总传动i 总=门mnw=1440/40.13=35.88i 总=35.88比2.分配传根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器动传动比为比i=i总/i 带=35.88/2.5=14.35i=14.35高速级传动比为i1=V( 1.3 1.4 ) i= V( 1.3 1.4 ) X 14.35=4.32 4.48取 i 1=4.4i 1=4.4低速级传动比为i2=i/i 1=14.35/4.4=3.26i 2=3.261.4传动装置的运动、动力参数计算见表计算项目计算及说明计算结果1.各轴转1no=nm=1440r/mi nn =1440r/mi n速n1=no/i 带=1440/2.5r/min=576n1=576 r/minr/mi nn2=ni 1=576/4.4r/mi n=130.9n 2=130.9 r/minr/mi nn3=rb/i 2=130.9/3.26r/min=40n 3=40.15r/mi n.15r/mi nn=na=40.15r/minn w=40.15r/mi n2各轴功P1=FOn 0-1=FOn 带=3.42 X 0.96kwP1=3.28kw率=3.28kwP2= Pin 1-2=0.99 x 0.97kw=3.15kwP3= P2 n 2-3=0.99 x 0.97kw=3.02KWPw P3 n 3-w=0.99 x 0.99kw=2.96kwP1 n 轴承 n 齿=3.28 xP2 n 轴承 n 齿=3.15 xR=3.15kwPs=3.02KWPw=2.96kwP3 n轴承n联=3.02x3.各轴转T0=9550x(Pdn 0)=9550xTo=22.68 N m矩(3.42/1440)N m=22.68 N mT1=9550x(P/n 1)=9550x=54.38 N m(3.28/576) N m=54.38 N mT2=9550x(P2/n 2)=9550xT2=229.81 N m(3.15/130.9) N m=229.81 N mT3=9550x(Pa/n 3)=9550xTs=718.33 N m(3.02/40.15) N m=718.33 N mTw=9550x(Pdn v)=9550xTw=704.06 N m(2.96/40.15) N m=704.06 N m二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下计算项目计算及说明计算结果1.确定设计 功率Pd=Kx P0由表8-6，查得工作情况系数Kx=1.2，贝UPd=1.2 x 3.42kw=4.1kwPd=4.1kw2.选择带型no=1440r/min, P d=4.1kw,由图选择 A型带:选择A型V带3.确定带轮 的基准直径根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm则大带轮的直径为dd2=i 带 dd1=2.5 x 100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速 度V带=n dd1no/60 x 1000m/s=7.54m/s=25m/s带速符合要 求5.确定中心 距和V带长度根据 0.7 (dd1 + dd2)ac2 (dd + dd2),初步确定中心距，即 0.7 x( 100+ 250) mm=245mm)12Ca1=154.88120合格7.确定V带根 数V带根数可用下式计算：Z= P d/( P 0 + Po)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率Po=1.3 kw,功率增量 F0=Kbni(1-1/K i)o由表 8-10 查得 &=0.7725 X 10-，由表 8-11 查得 K=1.137，贝U F=0.7725X 10-3 X 1440 ( 1-1/1.137 ) kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935 ,由表8-8查得K=0.93 ,则带的根数为Z=k d/(p 0+4 P。)KaK=4.1/(1.3+0.134) X 0.935 X 0.93=3.29 取四根Z=48.计算初拉 力由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为2F 0=500pd/zu 带(2.5-Ka/Ka) +mv=500X 4.1/4 X 7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1X27.54 N=119.45NF0=119.45N9.计算作用 在轴上的压 力Q=2z Fsi na/2=2 X 4X 119.45NX sin 154.88 oo/2=932.72NQ=932.72N10.带轮结构 设计(1) 小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28, 由表8-15查得e=15 0.3mm,f=10 + 2 1mm轮毂宽：L 带轮=(1.5 2) D0= (1.5 2)X 28mm=4咎56mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B 带轮=(z 1) e+ 2f=(4 1) X 15m叶 2X 10mm=65mm(2) 大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同， 轮毂宽可与轴的结构设计同步进行2.2减速器内传动的设计计算咼速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、 热处理和公 差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW217255HBWV HB如162217HBW平均硬度 HBW=236HB， HBW=190HBW. HBW/ HBW=46 HBV，在 3050 HBW之间。选 用8级精度45钢小齿轮调质处 理大齿轮正火处 理8级精度2.初步计算 传动的主要 尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其 设计公式为d 1 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZHZc Zb/ S h) : 1/3(1) 小齿轮传递转矩为=543802 mm(2) 因v值未知，K值不能确定，可初步选载荷系数K-1.11.8, 初选K=1.4(3) 由表8-18，取齿宽系数9 d=1.1(4) 由表8-19，查得弹性系数 Ze=189.8 VMPa初选螺旋角B =12,由图9-2查得节点区域系数Zh=2.46(6) 齿数比 u=i 1=4.4(7) 初选 Z1=23,则 Z2=uZ1=4.4 X 23=101.2,取 Z2=101，则端面重 合度为乙=23 乙=101& a=1.88 - 3.2(1/Z 1 + 1/ Z 2)cos B =1.88 - 3.2(1/23 + 1/ 101)cos12 =1.67轴向重合度为 p =0.318 9 d Z1tan B =0.318 x 1.1 x23x tan 12o=1.71 由图8-3查得重合度系数乙=0.775(8) 由图11-2查得螺旋角系数Zb =0.99(9) 许用接触应力可用下式计算S 尸 Z N Z Hlim/S H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Z Hlim1=580MPa, ZHlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N 1=60n1aLh=60X 576x 1.0 x 2x 8x 250x 8=1.106 x 10998N 2= N1/i 1=1.106 x 10/4.4=2.51 x 10由图8-5查得寿命系数Zn=1.0, Zn=1.14,由表8-20取安全系数 S=1.0，则小齿轮的许用接触应力 Z H1= Zn1 Z Hlim1/Sh=1.0 x 580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力 Z h2= Z n2 Z Hlim2/S h=1.14 x 390MPa/1=445MPa取Z H=445MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t 三2KT/ 9 d x (u + 1)/u x (ZeZhZc Zb/ Z h)32x 1.4 x 54380/1.1 x (4.4 + 1)/4.4 x (189.8 x 2.46 x0.775 x 0.99/445)1/3mm=47.93mmZ h=580MPcZ h2=445MPcZ H=445MPad1t = 47.93mm3.确定传动 尺寸(1) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数Ka=1.0 ,因 v= n d1tm/60 x 1000= n x 47.93 x 576/60 x 1000m/s=1.44m/s, 由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13,由图8-7查得齿向载荷分配 系数Kb =1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数 Ka=1.2，则载 荷系数为K=K aK/KX =1.0 x 1.13 x 1.11 x 1.2=1.505(2) 对d1t进行修正K与K有较大差异，故需对由K计算出的d1t 进行修正，即d 1=d1t (K/Kt) 1/3 三 47.93 x( 1.505/1.4 ) 1/3mm=49.1mm(3) 确定模数mm n= d 1cos B /Z 1=49.1mnx cos12o/23=2.09mm按表 8-23，取 m=2.5mm(4) 计算传动尺寸中心距为a 1= m(Z1 + Z)/2cos B =2.5 x (23 + 101)mm/(2 x cos12)=158.46mm圆整，取a=160mm则螺旋角为B =arccos m n(Z1 + Z2)/2a 1= arcos2.5 x (23 + 101)mm/(2x 160)=14.362 o因B与初选值相差较大，故对与 B有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数Zh=2.43，则端面重合度为& a=1.88 - 3.2(1/ Z 1+ 1/ Z 2)cos B =1.88 - 3.2(1/ 23 + 1/ 101)cos14.362=1.66K=1.505轴向重合度为 p =0.318 9 d Zitan B =0.318 x 1.1 x23x tan 14.362 o=2.06 由图8-3查得重合度系数 乙=0.775,由图11-2查得螺旋角系数 Zb =0.985d 1t 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u x (ZeZHZc乙/ Z h)1/32 X 1.505 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.43 X 0.775 X 0.985/445)1/3mm=48.53mm精确计算圆周速度为V=n d1t n/60 X 1000= n X 48.53 X 576/60 X1000m/s=1.46m/s,由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13, K值不变m n= d 1cos B /Z1=48.53mnX cos14.362 o/23=2.04mm 按表8-23，取m=2.5mm则咼速级的中心距为a 1= m(Z1 + Z2)/2cos B =2.5 X (23 + 101)mm/(2 X cos14.362 o)=160mmd1t = 48.53mmm=2.5mma1=160mm则螺旋角修正为|B =arccos m n(Z1 + Z)/2a= arcos2.5 X (23 + 101)mm/(2 X 160)=14.362 o 修正完毕，故d1= mnZ/cos B =2.5 X 23/ cos14.362 omm=59.355mmd2= mnZVcos B =2.5 X 101/ cos14.362 mm=260.545mmb= dd1=1.1 X 59.355mm=65.29mm 取 b=66mm b 1=b+ (5 10)mm取 b=75mmB =14.362。 d1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根 弯曲疲劳强 度齿根弯曲疲劳强度条件为Z F=2KT/bmnd1 X YfYsYYb 三Z f(1) K、m 和 d1 同前(2) 齿宽 b= b2=66mm(3) 齿形系数Yf和应力修正系数。当量齿数为Zv1=Z1/(cos B )3=23/(cos14.362 o)3=25.3Zv2=Z/(cos B )3=101/(cos14.362 o)3=111.1由图 8-8 查得 论=2.61 ,W=2.22，由图 8-9 查得 Ys1=1.59 ,Ys2=1.81(4) 由图8-10查得重合度系数丫=0.71(5) 由图11-3查得螺旋角系数Yb =0.87(6) 许用弯曲应力【Z 】F=Yn Z FLim/S F由图8-4f、b查得弯曲疲 劳极限 应力为Z FLim1=215MPa, Z FLim2=170MPa由图8-11查得寿命系数 Yn1= Yn2=1,由表8-20查得 安全系数Sf=1.25，故【Z 】F1 =Yn1Z FLim1/SF=1X 215/1.25MPa=172MPs 【Z 】f2 =YN2 Z FLim2/S f=1 X 170/1.25MPa=136MPc Z F1=2KT/bmnd1 X Y1Ys1Y Yb =2X 1.505 X 54380/ ( 66 X 2.5 X 59.355) X 2.61 X 1.59 X 0.71 X 0.87MPa=42.8MPer Z F1 Z F2= Z f1Yf1Ys1/Yf2Ys2=42.8 X 2.22 X 1.81/(2.61 X 1.59)MPa Z F2满足齿根弯曲 疲劳强度5.计算齿轮 传动其他几 何尺寸端面模数 mt=m/cos B =2.5/cos14.362 omm=2.58065mm 齿顶咼 h a= ham=1x 2.5mm=2.5mm齿根高 h f= (h a + c )mn=(1 + 0.25) x 2.5mm=3.125mm 全齿高 h= h a+ hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm 顶隙 c=c m=0.25 x 2.5mm=0.625mm齿顶圆直径为dai=di+ 2ha=59.355mn+ 2 x 2.5mm=61.355mmda2=ck+ 2ha=260.645mn+ 2 x 2.5mm=265.645mm齿根圆直径为dfi =di 2hf=59.355mm- 2x 3.125mm=53.105mmdf2=d2 2hf=260.645mn 2x 3.125mm=254.395mmm=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mmdai=61.355mm da2=265.645mmdfi=53.105mm df2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、 热处理和公 差等级大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理， 由表 8-17 得齿面硬度 HBV=217255HBWV HBW=162217HBW.平均硬度 HBW=236, HBW=190. HBW HBW=46 HBWV在 30 50 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度2.初步计算 传动的主要 尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d 3 三2KT3/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZhZZb/ Z h)1/3 小齿轮传递转矩为 Ta=229810N- mm(2)因v值未知，匕值不能确定，可初步选载荷系数K=1.11.8,初选K=1.4 由表8-18，取齿宽系数9 d=1.1 由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8 VMPa初选螺旋角B =11,由图9-2查得节点区域系数Zh=2.465(6)齿数比 u=i 2=3.26 初选 Z3=25,则 Z4=uZ=3.26 X 25=81.5,取 Z4=82，则端面重 合度为 a=1.88 3.2(1/ Z 3 + 1/ Z 4)cos B =1.88 3.2(1/ 25 + 1/ 82)cos11 =1.68轴向重合度为o b =0.318 9 d Zatan B =0.318 x 1.1 x 23x tan 11 =1.70 由图8-3查得重合度系数乙=0.775(8) 由图11-2查得螺旋角系数Zb=0.99(9) 许用接触应力可用下式计算Z H= Z N Z Hlim/S H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Z Hiim3=580MPa, ZHlim4=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N 3=60n2aL.=60x 130.9 x 1.0 x 2x 8x 250x 8=2.513 x 108 N 4= Ns/i 2=2.513 x 108/3.26=7.71 x 107乙=23 乙=101由图8-5查得寿命系数 Zn3=1.14, Z n4=1.14,由表8-20取安全 系数Sh=1.0，则小齿轮的许用接触应力 Z h3= Z N3 Z Hiim3/S h=1.14 x 580MPa/1=661.2MPaS H3=661.2MPa大齿轮的许用接触应力 Z h3= Zn4Z Hiim4/Sh=1.2 x 390MPa/1=468MPa取Z H=445MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t 三2KT/ 9 dX (u + 1)/u x (ZeZHZcZb/ Z h)1/32X 1.4 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.46 X1/30.775 X 0.99/445)mm=47.93mmS H4=468MPa S H=468MPa D = 76.615mm3.确定传动 尺寸(1) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数K=1.0 ,因 v= n d3t n2/60 X 1000= n X 76.615 X 130.9/(60 X 1000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数 K=1.07,由图8- 7查得齿向载荷分配系数 氐=1.11 ,由表8-22查得齿间载荷 分配系数Ka=1.2，则载荷系数为K=K aK/Kp Ka=1.0 X 1.07 X 1.11 X 1.2=1.43(2) 确定模数m ,因K与K差异不大，不需对由K计算出的 dat进行修正，即m n= d acos p /Z 3=76.615mnX cos11 o/25=3.01mm按表 8-23，取 m=3.5mm(3) 计算传动尺寸中心距为a 2= m(Za + Z4)/2cos p =3.5 X (25 + 82)mm/(2 Xcos11o)=190.75mm圆整，取a2=190mm则螺旋角为P =arccos m n(Za + 乙)/2a 2= arcos3.5 X (25 + 82)mm/(2 X 190)=9.76 因P与初选值相差较大，故对与P有关的参数进行修正，由图9- 2查得节点区域系数ZH=2.46，则端面重合度为& a=1.88 - 3.2(1/ Z 3+ 1/ Z 4)cos P =1.88 - 3.2(1/ 25 + 1/ 82)cos9.76。二侮轴向重合度为 p =0.318 9 d Zatan P =0.318 X 1.1 X 25X tan9.76 o=1.50 由图8-3查得重合度系数 乙=0.77,由图11-2查得螺旋角系 数 Zp=0.9911/ad at三2KT3/ 9 dX (u + 1)/u X (ZeZhZcZp/ S h):2 X 1.43 X 229810/1.1 X (3.26 + 1)/3.26 X (189.8 X2.46 X 0.77 X 0.991/468) : 1/3mm=76.77mm因 V=n datnJ (60X 1000) =n X 76.77 X 130.9/ (60X 1000) m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数 K/=1.07, K值不变m n= d acos P /Za=76.77mnX cos9.76 o/25=3.03mm按表8-23，取m=3.5mm则中心距为a 2= m(Za + 乙)/2cosP =3.5 X (25 + 82)mm/(2 Xocos9.76 )=190mmK=1.43d1t = 76.77mmm=3.5mma1=190mm则螺旋角修正为P =arccos m n(Za + 乙)/2a= arcos3.5 X (25 + 82)mm/(2P =9.76oX 190)=9.76 修正完毕，故d3=88.785mm d4=291.215mm b4=98mm b3=105mmd 3= mn乙/cos B =3.5 X 25/ cos9.76 mm=88.785mmd 4= mnZMcos B =3.5 X 82/ cos9.76 omm=291.215mm b= dd3=1.1 X 88.785mm=97.66mm取 b4=98mm b 3=b+ (5 10)mm取 b3=105mm4.校核齿根齿根弯曲疲劳强度条件为弯曲疲劳强Z F=2KT/bmnd3X WYYeYb 三Z f度(4) K、T3、m和 d3 同前(5) 齿宽 b= b 3=98mm(6)齿形系数Y3和应力修止糸数 Yso当里齿数为Zv3=Z7(cos B ) 3=25/(cos9.76 o) 3=26.1Zv4=Z7(cos B ) 3=82/(cos9.76 o) 3=85.7由图8-8查得Yf3=2.6 , *4=2.25，由图 8-9 查得 Ys3=1.59 ,Ys4=1.79(4) 由图8-10查得重合度系数Ye =0.701(5) 由图11-3查得螺旋角系数Yb=0.92(6) 许用弯曲应力【Z 】F=Yn Z FLim/S F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为Z FLim3=215MPa,ZFLim4=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，故满足齿根弯曲疲【Z】F3=Yn3ZFLim3/S F=1X劳强度215/1.25MPa=172MPa【Z】F4=Yn4ZFLim4/S F=1X170/1.25MPa=136MPaZ F3=2KT/bmnd3 X YF3Ys3Ye Yb =2X 1.43 X 229810/ ( 98 X 3.5X88.785) X 2.6 X 1.59 X 0.705 X 0.92MPa=57.87MPa Z f3 Z F4= Z f3Yf4Ys4/Yf3Ys3=57.87 X 2.25 X 1.79/(2.6 1.59)MPa=56.38MPav2=V 323.92+ 3037.62N=3054.8N 画弯矩图 弯矩图如图4-2c、d和e所示 在水平面上，a-a剖面图左侧为Mh=RhI 1=-1547.4 X 75.1N mm=-116209.7N- mm a-a剖面图右侧为M aH= MaH+ Fa3da/2=-116209.7N mr+ 890.5 X 88.785/2N mm=-76678.2N mmb-b剖面图右侧为M3=323.9 X 60.1N mm=19466N mmMh= Mbh Fa2d2/2=19466.4N mr 469.2 X 260.645/2N mm=-41680.9N mm在垂直平面上为Mv=RvI 1=3971.6 X 75.1N mm=298267.2N mmMv=Rvl 3=3037.6 X 60.1N mm=182559.8N mmF2h=323.9NRv=3971.6NFk=3037.6NR=4262.4NF2=3054.8N合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma=VMaH+ Mav=2116209.72+ 298267.22N mm=320106.3N mm a-a剖面右侧为M a=VM 2aH+ Mav=276678.22+ 298267.22N mm=307965.7N mmb-b剖面左侧为Ml=VMbH+ Mibv=V41680.92 + 182559.82N- mm=187257.5N mm b-b剖面右侧为M b=VM 2bH+ Mbv=V 19466.42+ 182559.8务 mm=183594.7N mm 画转矩图 转矩图如图4-2f所示，T229810 N - mmM=320106.3N mmMa=307965.7N -mmMb=187257.5N - mmMb=183594.7N -mm T2=229810 N mm7.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，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分 别计算a- a剖面的抗弯截面系数为32332Wn d 2/32 bt(d 2-1) /2d 2= n X 52 /32mm 16X 6(52 6)33/2 X 52mn=11843.8mm抗扭截面系数为3233W= n d2/16 bt(d 2 t) /2d 2= n X 52/16mm 16 X 6(52 6)2/2 X 52mii=25641.1mrha-a剖面左侧弯曲应力为Z b=M/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPaa-a剖面右侧弯曲应力为Z b=M a/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa扭剪应力为n =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa按弯矩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Z e=V Z b + 4( a n ) =v26.0 + 4 X (0.6 X 9.0) MPa=28.2MPaZ e Z b,故a-a剖面右侧为危险截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限Z B=650MPa由表 8-32查得轴的许用弯曲应力【Z -ib】=60MPa, Z e Z旳， 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Z p=4T7d 4hl=4 X 229810/52 X 10X (63 16)MPa=37.6MPa 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得【Z】p=125 150MPa, Z p R, Fai Fa2,故只需校核轴承1的寿命(2 )计算轴承1的当量动载荷由Fal/0=1705.0/32000=0.053 ,查得 11-9 得 e=0.43,因 Fai/ Ri=1705.0/4262.4=0.4 L h,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求4.2高速轴的设计计算 咼速轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件高速轴传递的功率 R=3.28KW转速n1=576r/min，小齿轮分 度圆直径d1=59.355mm,齿轮宽度b1=75mm.2.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选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端即承受转矩，又承受弯矩， 故取较小值c=120,则dmin=c(P1/n 1)1/3=120X (3.28/576) 1/3mm=21.43mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%轴端最细处直径为d 1 21.43mm+ 21.43 X (0.03 0.05)mm=22.07 22.5mm取 dmin=23mmdmin=23mm4.结构设计轴的结构构想如图4-4(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 米用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处 开始设计(2) 轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮 轮毂轴孔的设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到 如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期 寿命的要求，初定轴段的轴径 d1=30mm带轮轮毂的宽度为(1.5 2.0 ) d1= (1.5 2.0 )X 30mm=45nr60mm结合带轮 结构L带轮=4256mm取带轮轮毂的宽度L带轮=50mm轴段 的长度略小于