机械课程设计最终1.docx

2海海事大孽机械设计课程设计（二级圆柱齿轮减速器）计算说明书姓名：吴健玮学院：物流工程学院专业：机械设计制造及其自动化学号：201210210099组别：第5组指导老师：罗红霞设计时间：目录第一章机械设计课程设计任务书2（两级齿轮减速器）2第二章设计计算说明书3一 .选择电机3二 .确定传动装置总传动比和各级传动比的分配4三 .计算各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）4四 .各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）5五 .带传动设计计算6第三章.齿轮传动设计计算8L高速级齿轮副82.低速级级齿轮副13第四章轴系零部件的设计计算18高速轴的设计与计算18二 .中速轴的设计与计算21三 .低速轴的设计与计算22四 .联轴器的选用24五 .键连接计算及强度校核24六 .轴承寿命的校核26第五章设计小结28第六章参考资料29第一章机械设计课程设计任务书两级齿轮减速器班级 机械123,姓名吴健玮,学号2机210210099,指导教师罗红霞 日期：20期年3月9日至2015年4月7日带式 机由电动 动。电动 通过联轴 将动力传 级圆柱齿 速器3,再 联轴器4 力传至输 卷筒5,带动输送带6工作。二、原始数据（将与组号对应的原始数据填入以下空格中）输送带有效拉力F=3500N；输送带工作速度V=0.85m/s（允许误差±5%）；输送机滚筒直径d=400mm；减速器设计寿命为5年。三、工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220第二章设计计算说明书一.选择电机1 .选择电动机的类型和结构型式根据工作条件，本设计方案中选用Y系列三相笼型异步电动机。2 .选择电动机额定功率对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求PedPdPed为所选电动机额定功率，Pd为根据工作要求所需的电动机功率。1）确定儿式中：F运输带拉力，N；V运输带线速度，m/so2）确定%a=dt1C1Izrllt1j=96X0.982X0.994X0.99X0.96=0.842式中：电带传动效率，ro=096c一对齿轮传动效率，c=0.98狈一对滚动轴承效率，z=0-99五一一弹性联轴器效率，五=0.99j一一卷筒效率，j=0.963）计算Pd1.确定电动机转速60 × 1000v 60 × 1000 × 0.85n =-D一-T-；=40.6r/min3.1415×400,式中：n滚筒轴转速，r/min;D滚筒直径，nun；V运输带线速度，m/so11d=i,anijn=(24)(840)×40.6=(6506496)r/min式中：n,d电动机可选转速范围；一一，转动装置总传动比的合理范围；心、巳一一带转动和耳机援助齿轮减速器的传动比合理范围。普通V带传动,&=24；二级圆柱齿轮减速器，巳=840；n滚筒轴转速。根据Pd和成从设计手册中选择电动机型号，有关性能参数及尺寸如下表电动机型号额定功率kW满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132M1-649602.02.0二.确定传动装置总传动比和各级传动比的分配1 .确定总传动比心式中：m电动机满载转速，rmi11o2 .各级传动比分配G=i2其中，i2=22,，21、i22分别为减速器高速级和低速级传动比。D带传动比友为防止大带轮半径过大导致与底座相碰，i1=2.5。2)各级齿轮传动比Gl、2为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等3 =»22那么121=3.08i22=3.08三.计算各轴转速、功率和转矩(运动和动力参数)按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为I轴、H轴和W轴。I .计算各轴转速I轴转速：n1=n=384r/minII 轴转速：n2=tl=124.7r/minl2111轴转速：n3=N=40.5r/minl22卷筒轴转速：n=n3=40.5r/min2 .计算各轴输出功率I轴功率：P=PMol=3.68kwH轴功率：P11=P1T712=3.57kWIn轴功率：Pl=P11T723=3.46kW卷筒轴功率：pv=P111Z734=3.39kW式中：小2、破3、小4一一分别为电动机至轴I、轴I至轴H、轴11至轴IIL轴III加轴IV的幅动效重。TJoI=加，12=-C-z，（23=rIEz，叮34=Ml。3 .计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩Td=9550-=3.515×IO4NmmI轴转矩：TI=Tdi101=8.436×IO4NmmII轴转矩：Tn=TIi21小2=2.522×IO5Nmm11l轴转矩：T111=T11i2223=7.535×IO5N-mm卷筒轴转矩：TlV=Tll因34=7385×IO5Nmm四.各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）各轴转速I轴转速r/minII轴转速r/minIn轴转速r/min卷筒轴转速r/min384124.740.540.5各轴功率I轴功率kW11轴功率kWIII轴功率kW卷筒轴功率kW3.683.573.463.39三、各轴转矩电动机轴输出转矩NmmI轴转矩NmmII轴转矩NNmmHI轴转矩Nmm卷筒轴转矩Nmm3.515×IO48.436×IO42.522XIO57.535XIO57.385XIO5五.带传动设计计算电动机与减速器之间采用普通的V带传动。1,确定计算功率计算功率外是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的PCa=KAP式中：Pca计算功率，kW;Ka一工作情况系数，查表得；P一所需传递的额定功率，Kw查表（机械设计P156表8-8）得，Ka=1.2那么Pca=4.8kW2 .选择V带的类型小带轮转速几1=960r/min根据计算功率七I和小带轮转速修,从图（机械设计P157图8-11）选取A型3 .确定带轮的基准直径&并验算带速V1）初选小带轮的基准直径四1根据V带的带型参考机械设计P155表8-7和P157表8-9确定小带轮的基准直径Bi=100mm2）验算带速VTrddI九mUno/V=-=5.03m/s60×1000/3）计算大带轮的基准直径考虑带传动的滑动率（=0.01）计算实际传动比i=2.475dd2=iddl=247.5mm并根据机械设计P157表8-9适当调整得，dd2=250mm4.确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld1)2)3)根据0.7&1+dd2）a02（ddl+dd2）初定中心距为劭=525mm计算相应的带长Ldo,、（dd2一盛1）2一1.do2a0+-（ddl+dd2）+=1453mm24a0带的基准长度Ld根据LdO由机械设计P145表8-2选取1.d=1430mm计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为Q=QO+Ld,L-O=513.5mm考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，中心距的变动范围如下amin=a-0.015Ld=492.05mmamax=Q+0.03Ld=556.4mm5 .验算小带轮上的包角的通常小带轮上的包角的小于大带轮上的包角。2,小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力、因此，打滑通常发生在小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使573°a1180o-(dd2-ddl)=163o120°6 .确定带的根数Z工=PCa=KAPZ一百一(Po+APo)K°Kl根据带型和小带轮转速查机械设计P151表8-4得PO=0.9576根据带型、传动比和小带轮转速查机械设计P153表8-5得P0=0.1116根据小带轮包角查机械设计P155表8-6得Ka=0.954根据带长查机械设计P145表8-2得Kl=0.96计算得到Z4.9取z=5.7 .确定带的初拉力五由机械设计P149表8-3得，A带的单位长度质量q=0.105kgm;单根V带的初拉力由下式确定：F0=500×(25j")%+=157.3NKazv8 .计算带传动的压轴力FP为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力外Fp=2zF0siny=1556N9 .主要设计结论1.选用A型普通V带5根,带的基准长度143Ommo带轮基准直径盛1=100mm,dd2=250mm,中心距控制在=492.05-556.4mm.单根带初拉力Fo=157.3N第三章.齿轮传动设计计算1.高速级齿轮副D选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数i. 选用斜齿圆柱齿轮传动。ii. 减速器为一般工作机器，参考机械设计P205表10-6选7级精度iii. 材料选择。根据机械设计P191表IOT选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。iv. 选小齿轮齿数Zl=18,Z2=i21z1=55.44,取z?=56。v. 初选螺旋角=12。vi. 压力角a=20。2）按齿面接触疲劳强度计算i. 由机械设计P219式10-24试计算小齿轮分度圆直径，即_32KlitT1u+1/ZHZEZ£ZpzA.确定公式中各参数值a）试选载荷系数KHt=13。b）小齿轮传递的转矩为I轴转矩Tl=T1=Tdi101=8.436×104Nmmc）由机械设计P203表10-7选取齿宽系数九=1d）由机械设计P203图10-20查取区域系数ZH=2.463。e）由机械设计P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaI片f）由机械设计P219式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zfat=tan-1（tanancos?）=20.412oaatl=cos1z1cosat（+2/ncos0）=32.29oaat2cos1z2sat（z2÷2九嬴cos/?）=25.10oa=z1(tanaatltana,t)+z2(tanaat2tana)2=1.597S=dz1tan0=1.218宁(If)+*0.767g）计算接触疲劳强度许用应力kJ。h）由机械设计P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为（THLiml=600MpaOHLim2=550MPa。由机械设计P209式10-15计算应力循环次数：N1=6011L=5.53XIO8Nl=/V1i21=1.795×IO8由机械设计P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHNl=O.95、Khn2=0.98取失效概率为1%平安系数S=1由机械设计P207式10-14得Hz=KHNlaHLtmlSKHN2。"Lim2S=570 MPa=539 MPaHl + Hl=554.5 MPa由机械设计P219式10-23可得螺旋角系数Z°ZJCOS=0.989试计算小齿轮分度圆直径dlt2KhJ + 1d UzZe49.16 mmii. 调整小齿轮分度圆直径A. a)计算实际在和系数前的准备数据。 圆周速度Vo齿宽bb=ddlt=49.16mmB.计算实际载荷系数跖。a）由机械设计P192表10-2查得使用系数KA=1b）根据速度V=0.988ms.1级精度，由机械设计P194图10-8查得动载系数KU=1.05c）齿轮M圆周力%=27,1dlt=3.432×IO3N,KAFtl/b=69.81Nmm<100N/mm,查机械设计P195表10-3得齿间载荷分配系数KHa=14d）由机械设计P196表10-4用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布，KHB=I。44%那么载荷系数为KH=KAKvKHaKHB=2.086C.由机械设计P204式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径粤=57.55mmKHt及相应的齿轮模数mn=d1cosz1=3.127mm3)按齿根弯曲疲劳强度设计1.由机械设计P204式10T2试算齿轮模数，即312cos2(YFaYsa2J-硒(E)A.确定公式中各参数值a)试选载荷系数KFt=I.3。b)由机械设计P218式10T8,可计算弯曲疲劳强度的重合度系数匕。b=tan1(tancosc)=11.267°av=cos2b=1.698Y=0.25+0.75av=0.692c)由机械设计P218式10T9,可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数“。YB=I一印备=°878d)计算华牛。p由当量齿数Zul=z1cos3=19.23,zv2=z2cos2=59.84,机械设计P200图10T7,得齿形系数上i=2.82、YFa2=2.28o由机械设计P201图10T8,查得应力修正系数匕如=154、5=1.73o由机械设计P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为OFLiml=500MPa、OFLim2=380MPaO由机械设计P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=090、KFN2=092o取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由由机械设计P207式10-14得阵1_ KFNlFLim,= S=321.43 MPaKFN2。FLim2S=249.71 MParl=0.0135军2勺2=0015F2因为大齿轮的3大于小齿轮，所以取,、2&2 瓦12=0.0158B.试算齿轮模数"J府（阵）一184ii.调整齿轮模数A.计算实际载荷系数前的数据准备。a）b）c）圆周速度V齿宽bd1 = mntz1cos = 33.86 mmTrdInl=60 × 10000.68 m/sb = Oddlt = 33.86 mm 齿高h及宽高比b/hh=（2h；n+c；）mnt=4.14mmb/h=8.2B.计算实际载荷系数勺。a）根据v=0.709m/s,7级精度，由由查机械设计P1994图10-8查得动载系数&=1.05b）由Ftl=2T1d1=4.983XIO3N,KAFtl/b=147Nmm>100N/nun。查机械设计P195表10-3得齿间载荷分配系数KFa=l2oc）由机械设计P196表10-4用插值法差得K".=1.417,结合b/h=8.2,查机械设计P197图10-13KFB=134那么载荷系数为Kf=KAKVKFaKFB=1.688C.由机械设计P204式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数W = mnt? = 2.007 KFt比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n7l大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取机=2.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=56.64mm来计算小齿轮的齿数,即Zl=d1cosmn=22.16。取Zi=23,那么=i20=70.84,取Z2=71,Zl和z2互为质数。4）几何尺寸计算=+Z=120.125mm取a=120mmii. 按圆整后的中心距修正螺旋角Q-I(Zl+Z2)mn117”。=cos1=11.716°2aiii. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=ZIT=58.72mmcosz2mnd2=181.28mm“cosiv. 计算齿轮宽度b=cd1=58.72mm取坛=59Tmn、b1=64mmo5）圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，Kh.2£和长尸、匕、不等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。i. 齿面接触疲劳强度校核k）按前述类似做法，先计算机械设计P219式10-22中各参数，那么可得到计算结果：Kh=2.086,T1=8.436X104Vmm,d=l,d1=58.72mm,u=3.08,Zh=2.45,Ze=189.8Mpa1/2,Z=0.717,Z°=0.990将他UH =们带入机械设计P219是10-22,得到ZHZEZeZB=500.9MPQ<aH满足齿面接触疲劳强度条件ii. 齿根弯曲疲劳强度校核iii. 按前述类似做法，先计算机械设计P218式10-17中各参数，那么可得计算结果：KF=1.999,T1=84.36X104Vmm,YFal=2.7,Ysal=1.59,YFa2=2.23,Ysa2=1.8,Y=0.688,Y=0.852,=11.716o,d=1,m=2.5,Zl=23,带入式10-17得2降cos?/?raF1=98.45MPQ<f-1dmnZ2KFT1YFa2YSa2c°S2r1f2=Tr-?=96.6MPa<f2dmlzl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）主要设计结论齿数Zl=23、Z2=71,模数m=2.5mm,压力角=20°,螺旋角=11.716°=11。42'58，变位系数%=X2=0,中心距a=120mm,齿宽尻=59mm>b1=64mmo小齿轮选用40Cr（调质）,大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。2,低速级级齿轮副D选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数vii. 选用斜齿圆柱齿轮传动。viii. 减速器为一般工作机器，参考机械设计P205表10-6选7级精度ix. 材料选择。根据机械设计P191表IOT选择小齿轮材料为40Cr（调质）,齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。X.选小齿轮齿数Zl=18,Z2-i2iz=55.44,取z?=56。xi. 初选螺旋角=12。xii. 压力角a=20。2）按齿面接触疲劳强度计算iii. 由机械设计P219式10-24试计算小齿轮分度圆直径，即,32KhMiu+1/ZHZEZ£Zpz诙=Jy丁FHB.确定公式中各参数值1)试选载荷系数KHt=13。m)小齿轮传递的转矩为I轴转矩Tl=TI=Td5o=2.522×105Nmmn)由机械设计P203表10-7选取齿宽系数内=1o)由机械设计P203图10-20查取区域系数ZH=2.463oP)由机械设计P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2q)由机械设计P219式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数4at=tan-1(tanancos?)=20.412oaatl=cos1z1cosat(z1+2hncos)=32.29oaat2=cos1z2cosatz2+2九KICoSS)=25.10oa=z1(tanaatl-tana()+z2(tanaat2-tana)2=1.597S=aZ1tan=1.2183f)+5=S767r）计算接触疲劳强度许用应力w°s）由机械设计P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为（THLiml=680Mpa、OHLim2=600MPa。由机械设计P209式10-15计算应力循环次数：Nl=6Qn1jLh=1.796XIO8Nl=N1i21=5.831XIO7由机械设计P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHNl=099、Khn2=0.99取失效概率为1%平安系数S=1由机械设计P207式10-14得KHNlaHLimlS=673.2 MPaHz=594MPartHl÷lH2aAyfDaH=633.6MPat）由机械设计P219式10-23可得螺旋角系数ZGZ=YCOSB=0.989u）试计算小齿轮分度圆直径dlt32W J du + 1 uiv. 调整小齿轮分度圆直径D.计算实际在和系数前的准备数据。C）圆周速度V。dltn160 × 1000=0.423 m/sd）齿宽bb=ddlt=64.81mmE.计算实际载荷系数跖。e）由机械设计P192表10-2查得使用系数Ki4=1f）根据速度V=0.423m/s.7级精度，由机械设计P194图10-8查得动载系数KU=1.02g）齿轮的圆周力%=2T1dlt=7.779×IO3N,KAFtJb=120Nmm>100Nmm,查机械设计P195表10-3得齿间载荷分配系数KHa=12h）由机械设计P196表10-4用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布，KHB=L422。那么载荷系数为KH=KAKuKHaKHB=1.741F.由机械设计P204B = dlt= 71.44 mm KHt式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数mn=d1cos/?/Zl=3.88mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计iii.由机械设计P204式10T2试算齿轮模数，即32KptT1YYC0S2（YpaYsaC.确定公式中各参数值e）试选载荷系数KFt=I.3。f）由机械设计P218式10-18,可计算弯曲疲劳强度的重合度系数匕。b=tan1（tancosc）=11.267°av=cos2b=1.698Y=0.25+0.75av=0.692g）由机械设计P218式10T9,可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数切。%=1一切会=0878h)计算管。由当量齿数Ztn=ZI/cos3S=19.23,zv2=z2cos3=59.84,机械设计P200图10-17,得齿形系数=2.82、Ypa2=2.28。由机械设计P201图1078,查得应力修正系数%=1.54、Ysa2=1.73o由机械设计P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为OFLiml=500MPa、OFLim2=380MPao由机械设计P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=092、KFN2=095o取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由由机械设计P207式10-14得阵1KFNlOFzJmlS=328.57 MPa阵12KFN2FLim2S257.85 MPa什彳S=0.0131瓦h年?=0.0153hrJ2因为大齿轮的鬻大于小齿轮，所以取,D.试算齿轮模数阵 « = 0153I crF J 2mnt 2KrtT1YY COS2 (YFaYSadZ瓦=2.65 mmiv.调整齿轮模数D.计算实际载荷系数前的数据准备。d)圆周速度Vd1=nntz1/cos=48.77mme)齿宽brd60× 10000.318 m/sf)b = tid = 48.77 mm 齿高h及宽高比b/hh = (2hn + )nnt = 5.96 mmb/h = 8.2E.计算实际载荷系数Kld)e)根据V = 0.318 m/s, 7级精度，由由查机械设计P194图10-8查得 动载系数KV = 1.02由 F” = 27d = 1.034 X IO，N、KAFtl/b = 212 Nmm > IOONmm0查机械设计P195表10-3得齿间载荷分配系数KFa = 1.2。f）由机械设计P196表10-4用插值法差得跖0 = 1.419,结合b/h = 8.2,查机械设计P197图10-13 KFB = 135那么载荷系数为Kf = KAKVKFaKFB = 1.652F.由机械设计P204式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数3 Kf"4 相= 287比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数TnrI大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取机= 3 mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1 = 64.81 mm来计算小齿轮的齿数,即Zl = d1 cos mn = 21。取ZI = 21,那么N? = i2z = 64.68, flXz2 = 65, Zl和z2互为质数。4）几何尺寸计算V. 计算中心距vi.取 a = 132mm按圆整后的中心距修正螺旋角(Zl + z2)n a =2 cos=131.88mmQT(Zl+z2)mn=cos1=12.24o2avii. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Zlynm=64.47mmcosz2mnd2=199.54mmZcosviii. 计算齿轮宽度b=dd=64.47mm取坛=65mmb1=70mmo5)圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，Kh.2£和长尸、匕、不等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。iv.齿面接触疲劳强度校核v）按前述类似做法，先计算机械设计P219式10-22中各参数，那么可得到计算结果：Kh=1.741,T1=2.522×105Vmm,d=l,d1=64.81mm,u=3.08,Zh=2.44,Ze=189.8Mpa1/2,Z=0.726,Z=0.988将他们带入机械设计P219是10-22,得到OH =ZHZEZ£Zp = 539 MPa < li满足齿面接触疲劳强度条件V. 齿根弯曲疲劳强度校核VI. 按前述类似做法，先计算机械设计P218式10-17中各参数，那么可得计算结果：Kf=1.652,T1=2.522XIO5Nmm,YFal=2.73,Ysal=1.57,YFa2=2.20,Ysa2=1.72,Y=0.692,Y=0.852,=12.24o,d=1,mn=3,z1=21,带入式10-17得2七7FFQIKaICoS2夕rnOFI=To-2=286MPa<f1d呜Zf2K"%12%128s2prrp2=253MPa<p2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）主要设计结论齿数Zl=21、z2=65f模数m=3mm,压力角a=20。，螺旋角=12.24。=12。14'24，变位系数=X2=0,中心距a=132mm,齿宽坛=65mm>b1=70mm。小齿轮选用40Cr（调质）,大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。第四章轴系零部件的设计计算一.高速轴的设计与计算1.条件：1 .轴上的功率、转速和转矩假设取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内），那么：P1=3.68kw；nl=384rmin；T、=84.36Nmo2 .选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表826选常用的45钢，调质处理。3 .求作用在轴上的力高速级的小齿轮回=11.716o,d1=57.5mm那么:圆周力:20007；丁2000 X 84. 3657. 5=2934. 262径向力:Ftltanan=2934.26xtan20"=)90.71Ncos71COSlI.716'轴向力：=Ftltane=2934.26×tanll.7160=608.51N压轴力：Fd=ZLFOsin%=2X5X157.3Xsin=1555.72N224.初算最小轴颈查p37015-3选取C=I12,那么：对于直径d<100帆机的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%,5.结构设计(1)确定轴的结构设想相关数据确实定a机体内壁间距离L：式中：4、b2>by分别为第一级齿轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽；2一一齿轮端面至机体内壁距离；4齿轮间距，可取S=8"12三ob.机体内壁至轴承座端面距离A式中：机座壁厚，P158表11-1；cl.C2扳手操作空间，P161表11-2。c.外伸轴总长L1式中：3轴承内侧至机体内壁之间的距离，3=(0.3、0.6后：Bz轴承宽度，查手册；t凸缘式轴承端盖壁厚；G端盖联接螺钉头厚度，查手册；大带轮或半联轴器端面与轴承端盖联接螺钉头之间的间隙，A1520(对弹性联轴器需保证拆卸空间)；BG大带轮或半联轴器轮毂宽度；6 .绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：Nm）求支座反力A:水平（面）方向反力Fnh2 = 2709.64NFNHI+Fnh2=F0+E)1FNHI=-63.21N,用HlXAC=FdXCD-F1×BC+Fa×dlB,竖直（面）反力Fjvvi = 2036.63N,Fnv2 = 897.62NFNVl+Fisv2=FHFnvi×AC=Ftl×BC（2）绘制弯矩图A.水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C,合成弯矩绘制扭矩图7 .按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度根据公式及上表中的数据,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=06,轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，查得6-J=60MPj因此，分,EJ,故平安。二.中速轴的设计与计算1 .条件轴上的功率、转速和转矩假设取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内）那么：P2=3.57kw；n2=124.7rmin；T2=252.2JV勿。2 .选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用45钢，调质处理。3 .求作用在齿轮上的力因轴11的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为夕2=11.716°,自=12.240,d2=177.5mm,d3=63mm那么齿轮二20007；2000X252.2圆周力：Ft2_£_=2841.69/Vd2177.5Ff9tana,2841.69×tan20oSL径向力：Fr2=1056.3Ncos2COSII.7Ie轴向力：f2=Fl2tanA=2841.69×tanll.716o=589.3IN齿轮三20007；2000×252.20八、圆周力：FC_£_=8006.35N463FtqtanaU8006.35Xtan20o径向力：Fr3=2981.86Ncos3cosl2.24°轴向力：3=Fl3tan3=8006.35×tanl2.24°=1736.89N4 .初算最小轴颈查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=I12,那么对于直径d100m帆的轴，有两个键槽时，轴径增大10%15%,故5 .轴的结构设计轴的结构设想如下图6 .绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：N.m）求支座反力A:水平（面）方向反力FNHl=329.41N,Fnh2=1596.15/VB.竖直（面）反力Fnvi=-608.17N,Fnv2=5772.83JV（2）绘制弯矩图A.水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩（3）绘制扭矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=°6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得b-J=60MRz,因此，ctlf故平安。三.低速轴的设计与计算1.条件轴上的功率转速和转矩假设取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内）那么：P3=3.46kw；H3=40.5rmin ；=753. 3N m °2 .选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。3 .求作用在齿轮上的力因轴11的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，A,=12.24°,d4=195mm那么：圆周力：%=438006N径向力：Fg=Fv32982N轴向力：=匕31737N4,初算最小轴颈查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=I12,那么对于直径d<100帆机的轴，有两个键槽时，轴径增大10%15%,故5,轴的结构设计轴的结构设想如下图6 ,绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：Nm）求支座反力A:水平（面）方向反力FNHl=26673NtFnh2=314.7NB.竖直（面）反力FNVI=3723N4nv2=4283N绘制弯矩图A.水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩(3)绘制扭矩图7 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取二°6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢调质处理，查得凡 = 60MPj因此,_ f I _ ，故平安。 ca-四.联