二级圆柱齿轮减速器毕业设计.docx

题目系别专业班级姓名学号指导老师日期济源职业技术学院毕业设计二级圆柱齿轮减速器的设计机电系机电一体化技术机电0711班070111212009年12月设计任务书设计题目I二级圆柱齿轮减速器设计要求：运输带拉力F=2400N运输带速度V=1.8ms卷筒直径D=260mm滚筒及运输带效率11=0.96。要求电动机长期连续运转，战荷不变或很少改变。电动机的额定功率Ped稍大于电动机工作功率Pd。工作时，我荷有稍微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为±4也要求齿轮运用寿命为8年，传动比精确，有足够大的强度，两班工作制，轴承运用寿命不小F25000小时，要求轴有较大刚度，试设计二纵圆柱齿轮减速器。设计进度要求：第一周：熟识题目，收桀资料，理解题目，借取一些工具书。其次周：完成减速器的设计及整理计郭的数据，为卜.步图形的绘制做打算。第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。第四周：依据上一阶段所计算的数据，完成So1.idworks装配体和CAD零部件的的绘制。第五周：依据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。第六周：修改、打印论文,完成。指导老师（签名M摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是：瞬时传动比恒定、工作平枝、传动精确牢靠，可传递空间随意两轴之间的运动和动力：适用的功率和速度范围广：传动效率高，-0.92-0.98；工作牢苑、运用寿命长：外轮廓尺寸小、结构紧漆。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便.因而应用极为广泛。齿轮诚速器按减速齿轮的级数可分为单级、二级、三级和多级减速器儿种；按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两种；按运动简图的特点可分为绽开式、同釉式和分流式减速器等。单级圆柱齿轮减速器的最大传动比般为810,作此限制主要为避开外廊尺寸过大。若要求i>10时，就应采纳二级圆柱齿轮减速器.二级圆柱囱轮减速器应用于i：850及高、低速级的中心距总和为250400r三n的状况下。本设计讲解并描述了带式运输机的传动装置一一二级圆柱齿轮减速器的设计过程.首先进行传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容运用AUtoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。运用So1.idworks软件进行齿轮减速器的三维立体图形的设计，完成齿轮减速港的三维立体零件图和装配体的绘制。知词：齿轮啮合轴传动传动比传动效率摘要III传动装理总体设计I1.1 传动简图11.2 拟定传动方案11.3 电动机的选择21.4 传动比的安排31.5 计算:传动装置的运动及动力参数42出轮的设计62.1 高速级斜由圆柱齿轮传动的设计计算62.2 低速级宜齿圆柱齿轮传动的设计计算93传动零件的设计计算123.1 输入釉的结构设计123.2 中间轴的结构设计163.3 输出轴的结构设计203.4 键的选择243.5滚动轴承的选择264润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择294.1齿轮的涧滑294.2滚动轴承的润滑294.3润滑油的选择294.4密封方法的选取29结论31致谢32参考文献33附录：设计效果图341传动装置总体设计1.1 传动筒图绘制传动荷图如N从带的拉力、带的速度、卷筒直径、齿轮的工作寿命等多方面因素考虑，选择卜I带式的送机传动系统筒图1一电动机：2联轴器：3一两欲圆柱齿轮减速器:4一联轴器；5潦简；6输送带1.2 拟定传动方案采纳二级圆柱齿轮减速涔，适合于繁重及恶劣条件卜长期工作，运用与维护便利。（缺点：结构尺寸稍大）。高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿由于相对于轴承不对称，耍求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以削减因弯曲变形所引起的我荷沿齿宽分布不均的现象，常用于载荷较平稳的场合,应用广泛。传动比范闹：i=840I-I带式输送机传动系统荷图1电动机：2-联轴器：3一两级圆柱齿轮减速潜:4一联轴器：5一滚筒：6一输送带1.3 电动机的选择(1)选择电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机(2)选择电动机功率工作机所需电动机输出功率为FV100O/由电动机至工作机之间的总功率（包括工作机效率）为:T1.二小ThFaRFs其中:小-联轴器的效率112一一出轮传动的轴承的效率齿轮传动的效率74一一卷筒轴承的效率fh卷筒的效率则：=0.992X0.99,×0.972×0.98x0.96=0.84工作机所需电动机功率:Pd=5.14KWP1.t2400x1.8I(XX)77,7/-IO(X)X0.84卷筒的工作转速为:60x1000x1.8汗X260r/min=132.3rmin初选同步转速为100O和1500的电动机对应以额定功率P.为5.5KW的电动机型号应分别取为Y132S-1型和Y132M2-6型。方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比IY132M265.5100O9607.26I1.Y132S45.51500144010.88综合考虑电动机和传动装巴的尺寸，IR量以及减速器的传动比，选定方II中电动机型号向为Y132S4,所选电动机的额定功率为Ped=5.5KW,满载转速rtm=1440r/min,总传动比适中，传动装巴结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸为：中心高H-132mm轴伸出部分用于安装联轴器轴段的直径和长度分别为D-38mm,E-8011m。1.4 传动比的安排带式输送机传动系统的总传动比=1440«.-132.3=10.88有传动系统方案知=1(¼=1仃参考文献2表2.2查取圆柱齿轮传动的传动比为*-=一=108834依据浸油原则取高速级传送比为：12=1.3=1.3×10.883.76低速级传动比为：生=鳖=2的3z,23.76传动系统个传动比分别为：zo1八2=3.76i23=2.8934=11.5计算传动装置的运动及动力参数O轴o=nm=1440"ninp0=pr=5.4kwTtt=9550%=9550×且色N-nun=34.1Nnmn014401轴（减速器高速轴）/I1=-r/min=1440rnin1PI=4%=5.14×0.99vv=5.IZrvv7；=7，5=3.14X1X0.99N"=33.76NH,=-="min=382.98r/nin1.,3.76P2=Inx2=Pins=5.14×0.992×0.97¼=4.85AwT2=7j,w12=33.76×3.76×0.95Nnun=12().68/Vnn3轴，392.98.o./r=-x=r1.mn=132.52rmnG2.89Pi=P2n2n3n4=4.85X0.99X0.97X0.99A”，=4.6IAwTi=T3=120.68×2.89×0.99×0.97×0.99Vmm=331.57Ninn滚筒轴nw=n3=132.51r/11inpw=6U=PgnS=4.61×0.98×0.96Zcvv=4.34AwTw=T4%=33I.57×1×0.98x0.96Nmm=311.94Mmm2齿轮的设计2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算由于传递的功率不大，选用软面齿轮组合。小齿轮用45钢调质，硬度为220-250HBS；大街轮选用45钢正火，烈度为170210HBS.因为是一般减速器，有参考文献1表1021选8级精度，要求吃面粗糙度KW3.26.3um,(1)按齿根畤曲疲惫强度设计(2)按选择材料及精度等级斜齿轮传动的设计公式可得%I.RT,cos2Yt-Ys咒ZHbF转矩T,pS1T.=9.55×10-=9.55×106×-N三/J1140=3.38XIO4Nmm1)载荷系数K查参考文献1表10.11取K=I2)齿数z、螺旋角。和齿宽系数W因为是软齿面传动，取Z产24,则Z2=Z12Z1=24x3.76=9().24圆整后&取91初选螺旋角力=1324当量齿数ZV为：ZVI=-=一-=25.9626coscos132O1.Zv2=4=:=98.3898-COS3/7COS313有参考文献口表1013查的齿形系数Ypi=2.64,Yra=2.19。有参考文献1表10.M查的应力修正系数1.=I.60,Ysa=1.79有参考文献1表10.20选取以=A0.63)许用弯曲应力b/按参考文献图10.25包<,hn=2IOMpa,afHn2=190Mpa。有参考文献1表10.10查得力=1.4N1.=60×1440×1×(8×52×401.)=1.44×10*f2=/V1/=1.44×IO9/3.76=3.82XIO8包参考文献口图10.26得Km=1.yW2=1有参考文献（1式10.14）得_YvntTF31SFS1=-35JMPaYrY1.2.64.60荷一150麻=1黑MRJ=OO三A,有参考文献1式(10.38)得coTKE1,J1.4×3.38×10,×0.95×0.02889,Sw>1.173!-a=1.17；mnt=1.82z三VV,K1V0.6×242有参考文献1表10.3取标准模数值叫=24)确定中心距a为H1.1.1.(Zt+z,)2(24+91),1.oa=!=nun=1182cos/72s1.3取a=118mm确定螺旋角为=SreCOS=2*Q廿91)=1256.49.一"2x118此值与初选夕值相差不大，故不必重新计算。(3)交合齿面接触疲惫强度%=3.%悟萼h%确定有关系数与参数：1）分度圆直径d,w,z12x24d.=-i1.J-=Itvn=49.25IwCoS/CoSI2“56'49”d2-""22"9Imm=186.75DnCoS夕COS1256,49"2）齿宽bb=tidx=0.6x49.25"=29.55取表k=30,b1.=353）齿数比UU=i=3.764)许用接触应力有参考文献图10.24查得外mu=560A”¾11im2=530MPa有参考文献1表10.10查得SH=I有参考文献图10.27得Zm=I,Zm=1.06w1=Z叫0=1.×560MPa=560MZSH1.iw1.=21=1.o6*530MPa=56MPaSin1仃参考文献表10.12查得弹性系数Z£=189.8故"3J7898怛但空2Wa=5054,V35×49.252×3.76%<k,1齿而接触疲劳强度核核价格（4）5佥算齿轮圆周速度丫td.n.3.14×49.25×1440，V=3.7Xmfs60×IO（X）60×IO（X）有参考文献口表10.22知道8级精度是合适的。2.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选择材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS:大齿轮选用45钢正火，硬度为170-2IOHBS,精度等级选8级。(2)按齿面接触疲惫强度设计I)转矩TZTy=9.55×IOfi×-=9.55×IO6×Nnun=120939.74/V-nunM2382.982)载荷系数K查参考文献1表10.11取K=1.I3)齿数ZJ和齿宽系数Wd小齿轮的齿数4取为35,则大齿轮的齿数乙=ZjG=35x2.89=101.15,回整后A取101,由参考文献1表10.20选取忆,=0.64)许用接触应力b由参考文献1图10,24查得f1.b,=56()f¼(TM=53()由参考文献1表10.10查得S”=1N3=fnJ1.1.t=60×382.98×(852×4O)=3.82×1.O,NA=NJ=3.82x10%=1.32x10*查参考文献1图10.27得Zm=1.g,Zm=I.15由参考文献1式(10.13)可得t=Z笠=1.056°MP=588MP)t=1J5：53Om/,=53()MP故,.K7(u+1)11.1x120939.74x(2.89+1)_d,76.434-4r=76.4却i：-mm=12.11mmVWmbHJ2V0.6×2.89×5881.d72.77pi=mm=2.01mm435由参号文献1表10.3取标准模数m=2.5mm(3)计算主要尺寸ds=Wc5=2.5×35"»=87.5。J1=/c4=2.5×101nun=252.5nnh-ddy=0.6×75ftn=52.5frn取bj=5511un方4=d+5mm=60a=nz(z3+z4)=×2.5×(35+1.()1.)wn/=11.(9nm(4)按齿根弯的峨惫强度校核由参考文献(1)式10.24)得出叫，如SSbJ则校核合格。确定有关系数和参数：1)齿形系数1查参考文献1表10.13得YF3=2.47,YF4=2.182)应力修正系数I查参考文献1表10.1-1得Yss=1.65,Ym=I.803)许用应力口"由参考文献口图10.25查的Gm=2I0M&,f,b1.4=190Mft/由参考文献1表10.10查的SK=1.3由参考文献1表10,26查的%3=%,=1由参考文献1式(10.14)可得rJ,=Ym限=162MPa1.=11t21=也=A1.p”1.F1.SF1.3故f,=YfK=2n20939.74X247Xj65MPa=81.93MPa<162MPaf3bm2zir555×2.52×25.4=1.i=81,93×可土80MPa=78,89f¾146MPaYnYsy2.47x1.65(5)5佥算圆周速度V就必X87.5×382.98./.60000600仆仆由参考文献1表10.22可知，选8级精度是合适的。3传动零件的设计计算3.1 输入轴的结构设计(1)选择轴的材料，确定许用应力。有已知条件知减速器的功率属中小功率，时材料无特别要求，故选用45钢并经调质处理，由参考文献1表14.7查得强度极限=650MRj,由参考文献U表14.2得许弯曲用应力口也=60M4,(2)按弯曲强度估算轴径依据参考文献I表14.I得C=Io711&又由参考文献I式(14.2)得考虑到轴的最小直径处要按联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,取为16.8-18.89e。为了使所选轴直径与联釉器的孔径相适应，故需同时选取联轴器里号。又因为所选取电动机型号为Y132ST,其轴径D=38：；mm,所以必需选取轴孔直径系列包括D-38m的联轴涔。查表得，考虑到转矩改变较小，所以取KA=1.75,则：联轴器的计算转矩为，“=KJi=I.533.76=59.08N“j所以，查标准GB/T5014-2003,选用H1.3型弗性柱情联轴器，其公称转矩为630OOONmm,半联轴器长1.=82mm,半联轴器与轴协作的毂孔长度/,60画，故d,取30mm(3)设计轴的结构并绘制结构草图1)确定各轴段的直径轴段为最小直径处，d=30mm:考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴，&取35E；轴段和轴段要安装轴承，d,=d,=40mm;轴段和轴段要对轴承进行轴向定位，d1.-ck=43mm;2)确定各轴段的长度齿轮轮较宽度为35m,为保证齿轮端面与箱体不相碰，齿轮端面与箱体间距取为15mm：为保证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体的距离为5三,所以轴段长度取17mm：为防止斜齿在啮合时向两边挤出大盘润滑油，增加轴承的阻力，应在小齿轮与轴承之间装设挡油盘。所以安装轴承和挡油盘轴段和轴段的长度取20mm：考虑到中间轴的轴承支点距离轴段长度取84.5mm：所以高速抽的轴承支点距离1760.5Inm4）轴的结构草图（4）按弯曲合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（见图1-2）2）做水平面内的弯矩图（见图1-2）。支点反力为1.2T2×33.76r2F1.1.=N=1370.96,”449.251370.96x114160.5N=973.77N您空照n=397J9N160.5I-I截面处的当矩Mtn=Fha×1.1.=973.77X46.5=45280.31N-nvn|一1【截面处的弯矩wn=Fiib×96.5=397.19×96.5=3K328.84rnmt3）做垂直面内的弯矩图（见图1-2）,支点反力为X粉=.由端黯=“NF11=F11Xtan/?=1370.96×tan125649"N=315.18N5x,+&x立512x114+315.18Z=1.N=412.02NI160.5IX立5I2×46.5-315.I8×-160.5Z=N=99.98/VI-I截面左侧的弯矩为v,a=EvXi=412.02X46.25Nmm=19158.93/V.三I-I截面右侧的弯矩为M“/=EVA×1.2=99.98×114Nnn=11397,65/VwmH-I1.截面处的弯矩为MVn=fvaX965=99.98×%,5N三=9648.07jV三4)合成弯矩图(图1-2)M=1.'+M;I-I截面M14.=JMt：+MiiI=<1915&93)2+<45280.3D2Nmm=491.66t77NmmM1.,=JMiG+M；(I=<>397,65>2+(4528Q3D2N-mm=4669275NmmII-II截面Mn=JMir1.+M：II=(9648,07)2+(38328.84)2N-mm=39524.49N-mm5)求转矩图(图1-2)T=9.55×IO6X区=9.55X100×-Nnun=33822.92rnunn,14406)求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环改变，修正系数a为0.6,I-I截面Mri=yiM.i+<0T)2=(49166.77)2+(0.6X33822.92)2N-mm=53190.3N-mm【一【截面Mf1.i=+<.aV'>2=(39524.49)2+<0.6×3382292)-Nmm=44429.96Nmm7)确定危急被而及校核强度【一【截面5319(3Wr().1X44.25'Mt,a.M,aII一11截面n-v44429.960.1x43'MPa=5.6MPa查参考文献1表14.2得guJ=6OMP",满足qbJ的条件,故设计的轴有足够的强度和裕量。一IK11Fr.33822.92T图123.2 中间轴的结构设计(1)选择轴的材料，确定许用应力。仃已知条件知减速器的功率属中小功率，对材料无特别要求，故选用45钢并经调质处理，由参考文献匕表M.7查得强度极限内,=650MP“，由参考文献U表14.2得许弯曲用应力口"=60M',(2)按弯曲强度估算轴径依据参考文献1表M.1得C=107118.乂由参考文献口式(14.2)得=(107I1.8)1.1.-wn=24.94-27.5，"JV382.98中间轴最小直径取4,i,=30"m(3)设计轴的结构并绘制结构草图D确定各轴段的直径轴段和轴段为最小直径处且要安装轴承，d产&=3Omm：轴段和轴段上要安装齿轮，dd.=35mm:轴段要对两齿轮进行轴向定位，d,=40mm°°2)确定各轴段的长度两齿轮轮毅宽度分别为为30E和60mm,为保证两齿轮固定牢靠，轴段和轴段的长度应略短于齿轮轮毅的宽度，所以轴段和轴的长度分别为28mm和58mm：为保证齿轮端面与箱体不相碰，齿轮端面与箱体间距取为15mm：为保证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的洞滑，取轴承端面与箱体的距离为5mm,所以轴段长度取39.5e,轴段长度取37m)；轴段要对两齿轮进行轴向定位，为防止两齿轮干涉，抽段长度取IOmm：所以中间轴的轴承支点距离】=15&5mm4)轴的结构草图。If1.2-1（4）按弯的合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（见图2-2）2）做水平面内的弯矩图（见图2-2）。支点反力为27；2x120.68j1«6.751292.42NZ青=考N='930.79NF1.2×(1.2+y)+F,×1.,1292.4x113÷2758.4X58158.5f-XW+。)+En*h2758.4XK)O5+12924*45.5*二？1励2冏hI158.5I-I截面处的弯矩Min=1930.TOX45.5=87850.95N-nvnI1.-I1.搬面处的弯矩M1.in=2120.03X58=122961.74NmnH1.-IH截面处的弯矩MHI“=2120.03X28=59360.IVtw3)做垂直面内的弯矩图(见图2-2)，支点反力为=4K2.67N,.Iana1.1.,tan20",=,×=1292.4×CoS夕COS1256'49"Fia=FCXIan/?=I292.4×tanI2-56,49'W=297.I2>V%=%XIana=275S.4×tan20N=1(X)3.98NX-E,(/,+/J+pX虫1003.98×58-482.67×113+297.12×小=2N/158.5=198.31.VF,×(1.+,)-F,×1-,×-1003.98X1(K).5-482.67×45.5-297.12XFvb=E=I158.5=32298NI-1截面左侧的弯矩为Msyt-=FVa×1=198.31×45.5Nmm=9023A1.NnvitH-H截面右侧的弯矩为Mwi=FVB×j=322.98×58Nmm=18733.05N-mmHI-IH截面处的弯矩为MVn=RI1.*28=322.98X28Nnm=9M3.44N-nunvI1.<4)合成弯矩图(见图2-2)M=+M：IM14-=,M募+Mn=(9O23.11)2+(8785O.95)iN-mm=88313.1IN-mm【一H截面Mnfi=J,+M11=(I8733O5)2+(122961.74)2N-nn=I24380.53NminHII11截面M111=M1.1.1.1.+M1,=(9043,44)2+(59360,84>2N-mm=60045.76N-mm5)求转矩图(图2-2)T、=9.55×IO6X&=9.55XIO6×-*N-mn=120939.74,nun2n2382.986)求当量弯矩因减速器单向运转，故可.认为转矩为脉动循环改变，修正系数a为0.6。II截面Wd=v1.,W1.7,+<T)2=(88313.11)2+(0.6X120939.74):Nmm=1143OQ99NmmH-II截面MfU=W1-u+(T>2=(1.24380.53)2+(0.6×120939.74)2Nmm=1.4400ft1.Nmm山一11截面.Wa,1=JM+(T>=,(MX)45.76)2+(0.6×12()939.74)2N-mm=94186.0INnm7）确定危急截面及校核强度I-I截面1143(X).99O.1.×35jMPa=26.66MPaI1.-I1.截面d1.=%y"="40Oft1.WPa=33.59MPa川W0.1x35't>11,94186.010.1x3O)Z=34.88A为查参考文献1表14.2得匕山=60"尸，满足/Sb-的条件，故设计的轴有足够的强度和裕量。12093971.图2-23.3输出轴的结构设计(1)选择轴的材料,确定许用应力。有已知条件知减速器的功率属中小功率，对材料无特别要求，故选用45钢并经调质处理，由参考文献1表14.7查得强度极限外=65(3%,由参考文献1表14.2得许弯曲用应力=60M4.(2)按弯伸强度估算轴径依据表14.1得C=107118.又由式(14.2)得(107118,4：6I.mm=34.9338.52mmVI，2.52考虑到轴的最小直径处要按联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%.取为35.9840.45mm,dmt1.=AOnuti,需同时选取联轴器型号，选取轴孔直径系列包括DMOm的联轴涔。查表得，考虑到转矩改变较小，所以取Kj1.75,则:联轴器的计算转矩为TeaKa=I.5X331.57=580.25/Vm所以，杳标准GB/T50142003,选用H1.3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630OOONmma半联轴器长1.=82mm,半联轴器与轴协作的毂孔长度乙=60画),故也取4Onun(3)设计轴的结构并绘制结构草图1)确定各轴段的直径轴段处为最小直径处，d1=10m11i:考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，d;=45mm；轴段和轴段为要安装轴承，dj=d=50三:轴段要对轴承进行轴向定位，d1.=58mm;轴段要对齿轮进行轴向定位，d=62mm0°轴段上要安装齿轮，dt=55mm02)确定各轴段的长度齿轮轮般宽度为55InTb为保证两齿轮固定牢靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毅的宽度，所以轴段的长度分别为53m：为保证齿轮端面与箱体不相礴，齿轮端面与箱体间距取为15mm：为保证安装在箱体轴承孔内并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体的距璃为5mm,所以轴段和轴段长度分别取191111和43.5mm：轴段要对齿轮进行轴向定位，轴段长度取10mm：考虑到中间轴的支点长度，轴段长度应取所以中间轴的轴承支点距离1=158.5mm4)轴的结构草图®图3-1（4）按弯曲合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（见图3-2）2）做水平面内的弯矩图（见图3-2）。支点反力为已=孕=22，V=26263NX=造X2n=9697VHAI1625.=四丝吟656.59N8I162.5I-I截面处的弯矩Mn=FHA×A=9tt）.7×102.5=993舛.25N->m11一1【截面处的弯矩M1.,n=FHB×2=1656.59x32.5=53839.18fwj3）做垂直面内的弯矩图（见图3-2），支点反力为Fr4=FZXtana=2626.3×tan200=9559N(=牛=端詈N=35295N/4经也些N=60295N1615I-I截面左侧的弯矩为v,=Fva×Z1=352.95X102.5Nmm=36177.38NmmI-I截面右侧的弯矩为Mvit=Fv,×/,=602.95×6()N-rmi=36177NnnI<1Y八/HH截面处的弯矩为Mvu=Fva×32.5=602.95×32.5Nnn=19595.88TVnunvJI、八4)合成弯矩图(见图3-2)M="W门I截面M1,.=JM+MI=(36177.38)2+(99394.25)2Nmm=I05773.44N-mmM1.ii=Jm3,+M=(36177)2+(99394.25)2Nmm=105773.3INmm【一11截面Mri=卜自+Mi1.=<1.9595.88)2+(53839.18)2N-mm=57294.47Nmm5)求转矩图(图3-2)T=9.5506-=9.55IO6×a1.Nimi=332217.78N-，出“n1.132.526)求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环改变，修正系数a为。.6。1一1截面Mf1.=1.W,+<«T)2=(105773,44)2+<0.6×332217.78)2Nmm=22565623N-mmII-I1.截面Mfi1.=yM-i+(T)2=(57294.47)2+(0.6×332217.78)2N-nn=207401.47N-mm7)确定危急截面及校核强度1一1截面225656.230.1x55'MPa=13.56MPaH-H截面Wrn207401.47wn,C,n=I-Mpa=I6.59MPa11W0.1×50'查参考文献表14.2得guJ=60MP"满足?*J的条件,故设计的轴仃足够的强度和裕量。332217.78图3-23.4键的选择(1)高速轴(1轴)键的选择选型平键d产3011m1.11'=82mm1.1>=82-(510)=7277mm按参考文献2表，初选钺8X70GBK)9679：b-8unh=7mm1.=70nm1.=62mm按参考文献(4表，键的许用挤压应力和许用明应力分别取为b=1.1.OA"%,r=90.WPw。按参考文献5中式7-1和式7-3,分别验算键的挤压强度和剪切强度=10.37<MPa400Or4000x33.76p-dh1.一30x7x62=4.54<rMPA2000720()0x33.76dh1.30×8×62键的挤压强度和剪切强度满足要求。(2)中间轴(2轴)键的选择选A型平键d2=3511mI<,=28un1.2=28-(51.0)=1823tm按参考文献2表，初选键10×20GB1096-79：b=1011mh-8mm1.=20mmI=IOmm按参考文献4表，键的许用挤质应力和许用剪应力分别取为H=UOMPa.=90Po按参考文献5中式77和式7-3,分别验算键的挤压强度和剪切强度=68.9<MPA20007.2000x120.68(1.b1.35O×IO键的挤用强度和剪切强度满足要求，d*=35ran1.1=58rm1.58-(510)=4853mm按参考文献2表，初选键10×50GB1096-79:b=10mh-8三1.50mm1=4Omm按参考文献4表，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为M=IUhMPa.r=90Pa。按参考文献5中式7-1和式7-3,分别验算键的挤压强度和剪切强度4000T_4000×1.20.68dh1.35x8x4020(jydb1.2(X)OX120.6835O4O=1.7.24<PA键的挤JK强度和剪切强度满足要求,(3)低速轴(3轴)道的选择选A型平铺d,1.=40三1.11,=112mn1.,1=1.12-(5-10)=1.02-107mm按参考文献2衣，初选键121.00GB1096-79：b=12mmh-811m1.=100mm1.=8811un按参考文献表，键的许用挤压应力和许用电应力分别取为=WOMPa,r=9().WPu.按参考文献5中式7T和式7-3,分别验算键的挤压强度和剪切强度=50.54<)WP40(X)74(X)0x331.57p-dh1.40x8x82=16.85<MPA2(KM)T2(X)0x331.57db1.40×12×82城的挤压强度和剪切强度满足要求。die=40三1.mj=II211un1.se=I12-(5-10)=102-107mm按参考文献2表，初选键16x45GBIO9679：b=16mmh=1.mm1.=15mm1=29三按参考文献表，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=I1.oA"1.”,=t×)MPa<.按参考文献5中式77和式7-3,分别验算键的挤压强度和剪切强度40004OOO×331.5755x10x29r=db1.2°颈2幽包生=25.99<E,八55×16×29键的挤压强度和剪切强度淌足要求.3.5濠动轴承的选择(1)高速轴(1轴)上滚动轴承的选择由丁减速器为中小功率且支拽跨度不大，故采纳两端固定轴承组合方式考虑到轴向力