减速器毕业设计.doc

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1、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、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任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； 工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。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,在现代机械中应用极为广泛。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日

2、本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。 当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。 在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动

3、结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。 关键字：减速器；轴承；齿轮；机械传动 。目录摘要I目录V第1章 减速箱传动方案的拟定及说明11.1、工作机器特征的分析11.2、传动方案的拟定及说明1第2章 运动参数计算32.1电机的选择32.2传动比的分配52.3 运动参数的计算7第3章 各传动零件的设计计算93.1皮带轮的设计计算.93.2皮带轮结构设计153.3齿轮的设计183.4各轴的设计343.5 轴承的选择及校核623.6 键的选择与校核71第4章 减速器的箱

4、体（箱盖）设计774.1 箱体（箱盖）的分析774.2 箱体（盖）的材料774.3 箱体的设计计算（参照【4】*P15）77第5章 减速器的润滑815.1 润滑方式的确定815.2 油池中油量的确定815.3 轴承润滑815.4 润滑剂的选择825.5 油的密封及防止脂的稀释82参考文献8885第1章 减速箱传动方案的拟定及说明1.1、工作机器特征的分析 由设计任务书可知：该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（V=0.8m/s）,圆周力不大(P=4000N),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润

5、滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。1.2、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用三角皮带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动

6、和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。第2章 运动参数计算2.1电机的选择2.1.1、选择电机型号：按设计任务书要求，螺旋运输机是运送粉粒状物质，工作过程平稳，转向不变，故

7、宜采用防尘的电机。根据【1】*表12-1介绍，J02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜，能防止灰尘侵入电机内部，适用于灰尘多，工作环境不太好的场合，故选用J02型电动机为原动机。2.1.2、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作，故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、工作机构所需的功率Nw 由【4】*（2-1）式 Nw= (kw) Nw=3.2 kw Nw=3.2 kw 、电动机及工作机的总效率：=皮.轴承.齿.锥.联.滑.减

8、速器由【1】*表13-2查得皮=0.96 (三角皮带传动)轴承=0.98 (滚动轴承) 齿=0.97 (斜齿圆柱齿轮锥=0.92 (一对开式)联=0.99 (联轴器)滑=0.97 (润滑正常)减速器=0.95 (双级圆柱齿轮减速器)故=0.960.980.970.990.920.970.95 =0.71 =0.71、电动机所需的功率Nm由【4】*（2-3）Nm=K K：过载系数，按说明书书要求取K=1.2 则：Nm =1.2=5.41KW按Nm Nm的原则，由【1】*表12-2 取Nm=5.5Kw Nm=5.5Kw一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机，故在满足额

9、定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下：型号额定功率满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量JO2-42-45.5kw1440r.p.m1.82.074kg、电动机的重要数据如下表：由【1】*表12-3查得安装尺寸ABCD（gc）EF(jz)GHK2161788932801026.813213外形尺寸bB1b2HL1Lh1b32752101403155052501855、所选电机外形图2-12.2传动比的分配2.2.1 分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利

10、实现油池润滑。、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。设计内容计算及说明结果2.2.2计算总传动比i由【4】* (2-4) 式i=n电：电动机的转速Nw：工作机构的转速.i=23.55i=23.552.2.3分配各级传动比：2.2.4检验由【4】*表2-1,可知i皮=24考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮带包角小,故取i皮=2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-减速器高速级传动比is-减速器低速级传动比 i= i皮ifisi锥 = i皮1.3is2i锥 is=3则 if =3.9i实=23.931=23.4i=23.55 i=0.00640.64%并且，所求Is、

11、If均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i之内。i皮=2is=3if =3.9合理 2.3 运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。N, N,N_分别表示、轴输入功率（Kw） n,n,n分别表示、轴的转速（r/min） T,T,T分别表示、轴的扭矩（Nm）根据【4】* （211）式N=Nm皮=5.50.96=5.28 KwN=N滚齿=5.50.960.980.97=5.02 kwN=N滚齿=5.020.980.97=4.77 Kw由【4】*（2-10）式n=720r/minn=184.6185 r/minn= =

12、1440/23.4=62 r/min由【4】*(2-12)式T=9550N/n=95505.28/72070N.mT=9550N/n=95505.02/185260N.mT=9550N/n=95504.77/62735 N.m轴号转速( r/min) 功率(KW) 扭矩(N.m)7205.28701855.02260624.77735第3章 各传动零件的设计计算3.1皮带轮的设计计算.根据【3】*12-3 P356P360所列计算步骤及参考P360例题作如下设计：设计内容计算与说明结果3.1.1确定计算功率Nca.Nca=Kw.Nm Kw工作情况系数 由【3】*表12-4得Kw=1.1Nca=

13、KwNm =1.15.5=6.05 KwNca=6.05kw 3.1.2选择皮带型号根据Nca及主动轮转速 ，由 【3】*图12-9 查得：皮带轮型号为A型A型3.1.3确定带轮的计算直径D1和D2确定主动轮的直径D1验算V确定大带轮的直径D2 确定中心距a和皮带长度 验算主动轮上的包角a1验算（绕转次数）确定皮带的根数计算皮带轮的拉力S0计算皮带传动作用在轴上的压力根据D1Dmin的原则，由【3】*表12-5查得： D1=100mmV=7.54m/s根据【3】*12-3推荐V=1020m/s。V过少，D1就小，将使所需的有效圆周力P过大，所需皮带根 过多，故将D1取为D1=140mm这时V=

14、10.55m/s适合书推荐要求，且：VVmax=25m/s D2=i皮D1 =2140=280mma0a2a0理论中心距K a中心距计算系数由【3】表达126查得K a=1.08a0=1.08280=320.4mm 由【3】(1220)式L02a0 (D2D1) =3302.4(280140)=1280.4mm 由【3】表122查得,对应的标准长度L和公称长度LiL=1275mm, Li=1250mm aa0=302.4 300mm amin=a0.015L =3000.0151275 =280.875mm281mmamax=a0.03L=3000.031275=338.3mma1=18016

15、0=180160 =152120由【3】*公式（12-23）得 = = 8.27-1max max=20-1由【3】*（12-24）式=K:考虑包角不同时的影响系数由【3】*表12-7，并用插入法求得K=0.95(0.95-0.92)=0.926KL：考虑皮带长度不同时的影响系数，即长度系数由【3】*表12-8，KL=0.93又：Ne=（NO+NO）：考虑皮带材质情况的材质系数，因为一般用途的传动机构中，多用棉线绳结构的皮带，取=0.75No：单根皮带的许用功率。查【3】*表12-3 ， 并用插入法V=10.55S-1在10与11之间，No=2.15=2.08kwN0：计入传动比的影响时，单根

16、皮带所传递的功率增量。N0=Kb n1(11/ki) kwkb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。由3* 表12-9查得：Kb =10310-3n1 主动轮转速 1440r/minki 传动比影响系数由3*表12-10 ki =1.12Ne=kbn1(11/ki)=1.0310-31440(11/1.12)=0.1589 kw故Ne=(N0+N0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwZ=4（根）由3 * (12-25) S0=15.6G由3 *表12-11 取G=10N S0=156N=2ZSOsin12 =24156sin76o=1211N

17、V=7.54m/sD1=140mm 合格D2=280mma0=320.4mmL0=1280.4mmL=1275mmLi=1250mma=300mma1=152合格Ne=1.68kwZ=4根S0=156NQ=1211N 3.2皮带轮结构设计3.2.1对三角皮带带轮设计的要求、重量轻；、结构工艺性好，无过大铸造内应力，便于制造；、质量分布均匀；、轮槽工作面要精细加工56，以减少皮带的磨损；、应保证一定的几何尺寸精度，以使载荷分布均匀；、要有足够的强度和刚度；、尽可能的从经济角度加以考虑。3.2.2皮带轮的材料 根据V=10.55ms30ms ,考虑到加工方便及经济性的原则，采用HT15-30的铸铁

18、带轮。3.2.3结构尺寸的设计 、轮槽的设计对与A型皮带由【3】*表12-12查得有关参数 M f T s b B=34 12.5 3.5 16 10 11 6 68b=17 B=（Z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm图3-1、小带轮的设计D1=140mm3d，d为电机轴的直径=32mm，3d=96mm，且D1300mm，故采用腹板式。考虑到D1与3d较接近，为方便制造，腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定：由【3】*表达式12-13得：d1=1.8d=1.832=58mmD1=D22(mf)=140262(12.53.5)=110mmDw=D2f=14023.5=147mmL=

19、2d=232=64mmb)、结构图如下：图3-2、大带轮的设计 D2=280mm300mm， 故采用腹板式。又：D1d1=25058=192100 ，故在腹板上开4孔，a）、有关结构尺寸如下：d=32mm; 第I轴直径d1=1.832=58mmD0=0.5（D1d1）=0.5（25058）=154mmD1=280262（12.53.5）=250mmd0=0.25（2803058）=48mmL=2d=322=64mmDw=D2f=2807=287mmb)、结构图如下：图3-33.3齿轮的设计3.3.1齿轮传动设计总体原则及分析:根据如下（设计说明书所给的传动方案）图3-4 轴上作用着一对齿轮，为

20、了减小轴所受的轴向力，应使轴轴向力方向相反，由于轴的Z4齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故Z4应为右旋；同理，Z3应为左旋，Z2应为左旋，Z1为右旋。 高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮Z1、Z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。3.3.2高速级齿轮设计计算已知：n=720r/min，if=3.9,N=5.28Kw,Lh=530028=24000h、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按设计任务书给定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为

21、一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。工作机运转过程中受力不大，故选45钢，便于制造，且价格较便宜，经一定的热处理后，综合性能均能满足要求。小齿轮45钢调质，HB1=270（由【3】*表8-16查得）大齿轮45钢常化，HB2=200（由【3】*表8-16查得）大小齿轮齿面的硬度差为270200=70，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数Z1=23；则大齿轮齿数Z2=3.923=89.790.齿面硬度HB350的闭式齿轮传动中，据【3】*P183的设计准则，通常齿轮

22、都是首先出现点蚀破坏，所以应按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核，最后作齿轮的结构设计。、螺旋角的确定：据【3】*P238推荐=715，取=135，小齿轮Z1右旋，大齿轮Z2左旋。、按齿面接触疲劳强度设计由【3】*表8-17中公式d1t=确定公式内的各计算数据a)、试选Kt=1.3；b)、T1=70Nm=7104Nmm；c)、由【3】*表8-15选取d=1；d)、由H=KNHH0 ，【3】*式（8-41b）计算许用应力。由【3】*图8-68查得H01=550N/mm2。H02=450N/mm2。由【3】*（8-42）式：N=60njLh，其中n1=720r/min ， j=1 ， Lh=24

23、000h ，n2=185r/min。N1=6072012400=1.04109 次，N2=60185124000=0.27109次。由图8-69查得KNH1=1，KNH2=1.1H1=550N/mm2，H2=1.1450=495N/mm2，=522.5n/mm2。e)、计算Z=ZHZUZZE由【3】*图8-65查得：轮齿区域系数ZH=2.44由【3】*P249经验决定，计入重叠系数影响的系数。Z在0.780.85之间，取Z=0.8由【3】*图8-64查得：齿数比系数ZU=1.14由【3】*表8-14查得：弹性影响系数ZE=189.8 Z=2.441.44189.80.8=422.4设计计算a)

24、、试算d1td1t=49.2mmb)、计算圆周速度V=1.85m/sc)、求载荷系数K：K=KVKWK根据=0.57m/s由【3】*图（8-56a）查得KV=1.03,由【3】*表8-12查得KW=1；由表8-13查得K=1.15 K=1.0311.15=1.1845d)、试选的Kt值与实际的K值相差较大，应校正所得分度圆直径。由式（8-43）得d1=d1t=49.247.7mme)、计算模数mn=2mmmn与标准值相符。由前有关计算知：Z1=23， mn=2mmZ2=90, d1=47.7mmf)、按标准模数计算分度圆直径： d1=47.22mmd2=184.78mmg)、计算中心距a=11

25、6mmb=dd1=147.22=47.22圆整该数值，并取b=50mm b=B2=50mmB1=55mm、校核齿根弯曲疲劳强度：由【3】*表8-17查得校核公式为b=YYsaYLbFt=2965NZV1=24.88齿ZV2=97,4齿由【3】*图8-61查得齿形系数Y1=2.62,Y2=2.17由【3】*图8-62查得：应力校正系数Ysa1=1.65Ysa2=1.87由表8-17查得接触线系数YL=0.55由【3】*（8-41）a式，b=KNbb0由图8-67查得弯曲寿命系数KNbKNb1=KNb2=1由【3】*图（8-66）查得b1=420N/mm2,b2=380N/mm2校核计算由【3】*

26、式（8-89）b=YYsaYLb b1=2.621.650.55=83.5N/mm2b1=420N/mm2b2=b1=83.5=78.4N/mm2 b2=380N/mm2故所设计齿轮合格。、结构设计A、小齿轮结构设计由【3】*8-27推荐，当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， mt=2.05mm e22.053=4.1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47,而小齿轮的齿根圆dfdf=d12hf=d12hatmt2c*mt=d12(h*anc*n)mn=47.222(10.25)2=42.22mm。显然e2mt故需做成齿轮轴。其结构见轴的结构图。B、对于大齿轮：由【3】*8-2

27、7推荐：当da500mm时，采用腹板式结构。有关参数：da=d22h*amn=184.7822=188.78mmD4=d=47mm,d为轴安装大齿轮处的轴径。D3=1.6D4=75.2mm76mmD0=da10mn=188.78102=168.78mm170mm。为满足强度，取D0=160mm。D2=0.35(D0D3)=0.35(16076)32mm。D1=118mmC=0.25（B2）=0.2550=12.5mm ，取C=12mmn=0.5mm=0.51.5=0.75mm1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：图3-53.3.3低速级齿轮传动已知：n=185r/min， n=62r/mi

28、n， is=3，N=5.02kw, Lh=24000h,1）、选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角a 、根据任务书及齿轮设计总体原则，小齿轮Z3左旋，大齿轮Z4右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同，为8级精度。c、材料仍为45#钢，由【3】*表8-16小齿轮调质HB3=270大齿轮常化HB4=200d、齿数：Z3=37齿，Z4=373=111齿e、螺旋角取=1136.2)、按齿面接触疲劳强度设计 HB350，是软齿面接触，其破坏形式主要为点蚀，故按接触强度设计，按弯曲强度校核。由【3】*表8-17查知：d3t其中； Kt=1.3，T2=260Nm，d=1由【3】*图8-68H03=550N/

29、mm2H04=450N/mm2(注：低速级齿轮传动设计的原理、含义与高速级相同)设计内容计算与说明结果设计计算：a）、计算d3tb）、计算圆周速度c)、求kd)、校正分度圆e)、计算模数f)、分度元直径g)、计算中心距h)、计算齿轮的工作宽度3）、校核齿轮弯曲疲劳强度a)、计算圆周力b)、确定公式中的各系数c)、计算d)、校核计算由【3】*式8-42可得：N=60njlhN3=6018524000=2.7108次N4=606224000=8.9107次由【3】*图8-69查得KNH3=1.07，KNH4=1.14H3= KNH3H03=1.07550=588.5N/mm2H4=KNH4H04=

30、1.14450=513N/mm2由【3】*P250推荐H=551N/mm2由【3】*图8-65查得：ZH=2.44ZE=189.8(由【3】*8-14)Z=0.8(由【3】*P249)Z=1.15(由【3】*图8-64)Z=2.441.15189.80.8=426.1d3t=73.8mmV=0.17m/s根据：=0.263m/s查3*表8-12 . 得kw=1查3*表8-13. 得K=1.15 K=1.0211.15=1.173=71.29mmMn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=dd3=175.5=75.5mm取b=B4=75mmB3=80mm据【3】*表8-1

31、7查得校核公式为 由【3】*图8-61查得： 由【3】*图8-62查得：由【3】图8-17查得：由查【3】图8-67，得由图8-67查得：故得： 由式得：=H=551N/mm2Z=426.1d3t=73.8mmV=0.17m/sd3/=71.29mmMn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=75mmB3=80mm合格4）结构设计 A、大齿轮Z4a、有关尺寸b、结构图B小齿Z3根据3*8-27推荐（p257）当n=0.52=1mm r=5mm(见36页图-) 由3*8-27 推荐（p257） 当时，可做成实心结构，故将齿轮3做成实心结构，结构图见36页(图二)图3-6图

32、3-73.4各轴的设计3.4.1各轴设计的总体思想(1)、 因减速器传递的功率不大，工作平稳，且无特殊要求，故各轴的材料均采用45钢，并进行调质处理，以便获得好的综合机械性能。(2)、在保证强度足够的情况下，应尽量使体积小，同时还应注意机器各部分的协调性。(3)、各轴的轴向定位长度参照3 *P616例题及各轴的位置关系和安装要求，同时参考4*表3-2，1*中有关标准件的尺寸而确定，其长度大小见各轴结构图。（4）、常用的联轴器中，刚性凸缘联轴器的成本低，传递扭矩大，但不能消除冲击，不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果，而设明书中要求工作平稳，故不宜选用。弹性圈柱销联轴器，寿命较低，且加工

33、要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动，制造和维修容易，结构简单，寿命长，能缓冲和减震，且可代替弹性柱销联轴器，故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】*表10-1查知：Q/ZB123-73由【1】*表10-7查得：NSSQ/EB123-73（5）、各轴的周向定位均采用普通平键，联轴器处采用双键，单键强度不够（见后面键的校核）。（6）、各轴上轴承均采用向心推力球轴承，因为向心推力球轴承价格便宜，既能承受轴向力，又能承受径向力，且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小，故轴选用：0基本游隙组，标准精度级，一对36208，dDB=408018；轴选用36308，dDB=409023。轴选用36211,d

34、DB=5510021。各轴承的校核见后轴承校核部分。（7）、由于低速级齿轮的圆周速度V=0.7m/s2m/s，根据【4】*P20可知，溅油功用不大，润滑不理想，故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高，为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承，第轴（装有小齿轮）的轴承采用了挡油板，第、轴都有一大齿轮浸入油中，为了防止油脂的稀释，采用了油环，由于甩油环不是标准件为生产方便，把甩油环和套筒连成一体成为一个零件，此外各圆角半径均由【1】*表3-9，及【3】*P616例题知。（8）、各轴设计时的有关参数如下：级别齿数mnnh*a分度圆直径高速级Z1=23Z2=902135201d1=47.22d2=18

35、4.78低速级Z3=37Z4=11621130201d3=75.5d4=226.5P1=P2=2964NP3=P4=P1=2964=1108NPa1=Pa2=P1tg=2964tg135=689NPr3=Pr4=2629N，Pa3=Pa4=1452N。3.4.2轴的设计(1)、选材(2)、初步确定轴的最小直径(3)、轴的结构设计和分析参照【3】*P616例题，根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表21-1得：B=650N/mm2，-1=300N/mm2,-1=155N/mm2。由【3】*式21-2dminA0(cm)查【3】*表21-2，得A0=11，故dmin11=21.4mm显然，输入轴

36、的最小直径是安装大皮带轮处的轴径，为了使所选直径与皮带轮相适应，即协调性，考虑到电机轴径为32mm,故选取d-=32mm。（安装大皮带轮处）。参照P33页结构图，由于d-=32mm，轴承处可取35mm的内径，但考虑到大带轮较大，为使定位可靠，且不增加套筒，使轴承取40的内径，这样不会使轴径过大，又少一套筒，结构较合理，定位也可靠。B=650N/mm2，-1=300N/mm2,-1=155N/mm2。dmin=21.4mm(4).皮带轮上力的分解由于电机轴与轴的安装高度不在同一轴线上，故应进行力的分解：图3-8其中H是电机轴距地面轴的高度H=132mm，32是大齿轮Z4距箱体底内的高度。tg=7

37、为箱体底厚度。a=300mm ，为两带轮的中心距。 tg=0.0775 =426故Qr=Qcos426=0.99711211=1207NQ=Qsin426=94N(5)、求轴上的支反力及弯距各弯距和支反力:图3-9Ma= = =32535Nmm、垂直力：RBV=1293NRDV= RBV+Pr1-Q r =1293+1108-1207=1196N、弯距 ：Mcv=RDVl3=119656.5=67574Nmm、Ma=32535Nmm ， RBV=1293N，RDV=1196NMCV=67574NmmMCV=Qr(l1+l2)-Ma-RBVl2=1207(94+149)-32535-129314

38、9=67640NmmMBV=Qrl1=120794=113270Nmm。 、RBH=678NRDH=Q+RBH-Pa=94+678-2964=-2200NMBH=Ql1=8836NmmMCH=RDHl3=220056.5=124526Nmm、=113830Nmm=141710Nmm、按照材料力学中第三强度理论：MCA=：考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。由【3】*P609，=0.59 MCC=147606NmmMCB=121090Nmm。（6）.初步校核 （7）判断危险剖面（8）疲劳强度的校核a、作用于剖面上的弯矩Mb、上的扭矩c、作用于剖面上的弯曲应力和剪应力对C面校核，因为C面弯矩最大由