减速器设计设计说明书

一．内容
1. 设计选择验算
2. 绘图
3. 说明书
二．总体布置以及运动学分析
1．设计任务书
2． 传动装置的总体布置
已知条件：铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置
带动，改建速传动装置由一个两级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作期限7年。

设计此传动装置。

运输带主动鼓轮轴输入端转矩T W =700N •m 主动鼓轮直径D=450mm 运输带速度v w =0.94m •s -1
1） 选择电动机的同步转速 相同容量的同类异步电动机，其同步转速有3000r/min, 1500r/min, 1000r/min, 750r/min 四种。

电动机转速越高，则极数越少，尺寸和重量越小，价格也越低，但机械传动装置的总传动比增大，传动极数要增多，传动尺寸和成本都要增加。

综合以上因素，最终考虑选择1500r/min 的电动机。

即 n D =1500r/min 2） 初估总的传动比i ’
由v w =0.94m/s 得 n w =
min /915.39450
60
94.060
r D
v =⨯⨯=
⨯ππ
i ’=580.37915
.391500==
w
D n n
3） 根据i’确定传动方案
画出运动装置的水平布置简图
3.选择电动机的型号
1） 类型：鼠笼式Y 系列三相异步电动机 2） 型号
（1） 工作机的输入功率 KW n T P w w w 926.29550
915
.397009550
=⨯=
∙=
（2） 总效率
n D =1500r/min
i ’=37.580
03
.806.9092.907.909.905.902252
25=⨯⨯⨯⨯==链
联齿滚带总ηηηηηη
（3） 电机的输出功率 KW P w
o 644.3803
.0926.2P ===
η
（4） 由P m ≥Po 确定型号
所以选择电机型号为Y112M-4。

其中P m =4KW , n m =1440r/min ,
电机轴的直径为28mm ，轴的中心线距底座的高度为112mm 4.计算总传动比并且分配各级传动比
1) i=
077.36915
.391440==w
m n n
2) 分配传动比i
（1）高速级齿轮传动比i 高和低速级齿轮传动比i 低
i
高×i 低=10
i 高=1.2×i 低
取i 高=3.464 i 低=2.887
（2）带传动的传动比i V 取i V =1.9
（3）链传动的传动比i 链
取i 链=1.889
5
三．传动零件的设计计算
1． V 带传动
P O =3.644KW n Ⅰ=1440r/min n Ⅱ=757.895r/min 1）确定计算功率P c
查课本表11.5 得工况系数K A =1.2
KW P K P O A c 373.4644.32.1=⨯=⨯= 2）选取V 带型号
插课本图11.15 根据P c =4.373KW , n Ⅰ=1440r/min 得
选用A 型普通V 带 3）确定带轮基准直径
（1）查课本表11.4小注 确定小带轮直径D 1=125mm
（2）确定大带轮直径D 2
考虑滑动率ε：取ε=0.015
D 2=937.233125895
.7571440)
015.01()
1(12
1=⨯-=-D n n εmm
取D 2=234mm
（3）验证从动论的转速误差率 n 2=
231.7691440234
12512
1=⨯=
n D D r/min
%5.1%100895
.757895
.757231.769=⨯-
所以从动轮的转速误差率为1.5%，在允许范围内 4）验算带速v 42.91000
601440
1251000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππn D v m/s
在允许速度范围5~25m/s 内
5）确定带的基准长度Ld 和实际中心距a
按结构设计要求查课本图11.4 初步确定中心距a o =500mm
mm
a D D D D a L o
o o 571.1569500
4)125234()234125(2
50024)
()(2
22
2
1221=⨯-+
++
⨯=-+
++
=ππ
查表取得带的基准长度Ld=1600mm 则实际中心距
mm
L Ld a a o
o 215.5152
571
.156916005002
=-+
=-+≈
6）校验小带轮包角α1
o
o
o
o
o
o
a
D D 120
"23'1816760215
.515125234180
60
1801
21>=⨯--
=⨯--
=α
7）计算V 带的根数z
（1）查课本表11.8 根据D 1=125mm , n 1=1441r/min
得Po=1.909
（2）查课本表11.10根据i=
872.1125
234=，n Ⅰ=1440r/min
得∆P o =0,17KW
（3）查课本表11.7 得包角系数 k α=0.972 （4）查课本表11.12 得长度系数 k l =0.99
189
.299
.0972.0)17.0909.1(373
.4)(=⨯⨯+=
∆+=
l
o o C
k k P P P z α
所以取z=3 8）求初拉力F o
查课本表11.4 得q=0.1kg/m
N
qv k vz P F c o 502.13042.91.0)1972
.05
.2(342.9373
.4500)15.2(5002
2
=⨯+-⨯⨯
=+-⨯
=α
9）求带轮轴上的压力F Q N zF F o
o Q 213.7782
"
23'18167sin
502.130322
sin
21=⨯⨯⨯==α
10)大带轮的结构示意图
2． 齿轮传动
1）高速级齿轮传动
P Ⅱ=3.462KW n Ⅱ=757.895r/min T Ⅱ=43.624N ·m i=3.464
（1） 选择齿轮材料
查课本表12.7得
小齿轮 40Cr 调质处理 平均硬度260HB 大齿轮 45#钢 调质处理 平均硬度 255HB （2）初步计算——按接触疲劳强度
①转矩T=43.624 N ·m
②选齿宽系数ψd ： 查课本表12.13 取ψd =1.0 ③初估β=12o ， 查课本表12.16 取A d =90 ④决定接触疲劳强度极限 查课本图12.17
小齿轮 平均硬度 260HB MPa H 7101lim =σ 大齿轮 平均硬度 255HB MPa H 5802lim =σ
[][]MPa
MPa H H H H 5225809.09.06397109.09.02lim 21lim 1=⨯=⨯≈=⨯=⨯≈σσσσ
⑤初步计算d 1 []mm
u
u T A d H d d t 181.53464
.31464.3522
0.143624
9013
2
3
2
1
1=+⨯
⨯⨯=+⨯
∙≥σψ
取d 1=64mm ，因为0.1=d
ψ
，所以齿宽b=64mm
（3）验算接触疲劳强度，确定主要尺寸 ①验算圆周速度 s m n d v /538.260000
895
.757641000
601
1=⨯⨯=
⨯=
ππ
②确定齿轮精度等级 选择8级精度 ③选齿数 初取z 1=25, 56.225
641
1===
z d m t mm
查课本表12.3 取标准模数 m=m n =2.5mm
"45251256
.25.2arccos
arccos
'
o t
n m m ===β
z 2=z 1×i=25×3.464=86.6 取z 2=87 ④载荷系数K
a)使用系数K A 查课本表12.9 得K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9 得K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K 查课本表12.11
465
.164
10
61.01)16.01(16.017.110)(
3
2
2
3
2
1
=⨯⨯+⨯⨯++=⨯⨯++=-b
C d b B A K H β
d)齿间载荷分配系数αH K 查课本表12.10
971
.3465.1746.115.135.1746
.1979
.0675.1cos 979
.0"
28'2620cos 20
cos "45'2512cos cos cos cos cos 28262045
2512cos 20
tan arctan
cos tan arctan
675
.1"45'2512cos 8712512.388.1cos 112.388.1/100756.2864
25
.136335.125.136********
222
2
"
'"
'
211
11=⨯⨯⨯====
=
=∙=∙=====⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=<=⨯=
∙=⨯==
βαααα
βεααβββ
ααβεH H V A b
H o
o
o
t n b o o
o n t o
t
A K K K K K K z z m
N b
F K N
d T F
⑤重合度系数εz 675.1=αε 754.15
.2"
45'2512sin 64sin =⨯⨯=
=
ππβ
εβo
n
m b
11
=∴>ββεε计算时取
73
.7075
.611
)11(3
75
.614)1(3
4=+
-∙-=
+
-∙-=
∴α
ββα
εεεεεz
⑥弹性系数z E 查课本表12.12 得MPa z E 8.189= ⑦节点区域系数z H 查课本表12.16 得z H =2.45 ⑧螺旋角系数z β
988
.0"45'2512cos cos ===
o
z ββ
⑨许用应力［σH ］
a)接触疲劳极限
MPa H 7101lim =σ MPa H 5802lim =σ b)安全系数
按失效概率1%选取 查课本表12.14 得S H =1.0 c)接触寿命系数
计算应力循环次数 h L nt N γ60=
8
29110
367.5365716792.21816010
859.1365716895.757160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=L L N N
查课本表12.18 得96.01=N z 08.12=N z
[][]MPa
z S MPa
z S N N
H N N N
H N 4.62608.10
.15806.68196.00.17102lim
21lim
1=⨯=
=
=⨯==
σσσσ
⑩验算齿面接触疲劳强度
[]
22
2
1
1479.463464
.31464.364
6443624
971.32773.0988.045.28.18912H H E H MPa u
u bd KT z z z z σσε
β<=+⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯
=
⑪确定主要尺寸 a)中心距a 36.143"
45'2512cos 2)8725(5.2cos 2)(21=+⨯=
+=
o
n z z m a β
取a=143 "25'4511143
2)
8725(5.2arctan
2)
(arctan
21o
n a
z z m =⨯+⨯=+=β
b)分度圆直径d
mm
z m d mm
z m d o n o
n 161.222"
45'2512cos 875.2cos 839.63"45'2512cos 255.2cos 2211=⨯=
=
=⨯==
β
β
c)齿宽b
mm
b mm b mm
d b d
70,65839.63839.630.1121===⨯=∙=圆整取ψ
（4） 校核齿根弯曲疲劳强度 ① 齿形系数αF Y
2
.2Y 1.212714
.92"
45'2512cos 87cos 6.2Y 1.212642
.26"
45'2512cos 25cos 2F 3
3
221F 3
3
11===
=
===
=
a o
v a o
v z z z z 取查课本图取查课本图β
β
② 应力修正系数αS Y
查课本图12.22得
8
.159.121==sa sa Y Y
③ 重合度系数εY
694
.0689
.175.025.075
.025.0689.1"45'2512cos 8712512.388.1cos 112.388.121=+
=+
==⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=av
o
av
Y z z εβεε
④ 螺旋角系数βY
902.0120
"45'251211120
1=⨯
-=∙
-=o
o
o
Y βεββ
⑤许用应力［σF ］
a)弯曲疲劳极限σFlim
查课本图
12.23得
][]MPa
MPa
F F 4506002lim 1lim ==σσ
b)安全系数S F 查课本表12.14 按失效概率1%取 S F =1 c)寿命系数Y N
查课本图12.24取 Y N1=0.88, Y N2=0.96 d)尺寸系数Y x
查课本图12.25得 Y X =1.0
[][]MPa
S Y Y MPa
S Y Y F
X
N F F F
X
N F F 4320
.10
.196.04505280.10
.188.06002lim 21lim 1=⨯⨯=
∙∙=
=⨯⨯=∙∙=
σσσσ
⑥载荷系数K
a)使用系数K A 查课本表12.9得 K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9得 K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K
()
38.115
.2)25.012(64
264
*
*=⨯+⨯=
+=
n
a
m c h
h b
查课本图12.14 取 1.34
K F =β
d)齿间载荷分配系数αH K
查课本表12.10 取 1.746K K H F ==αα
3.6321.7461.341.151.35K K K K K H F V A =⨯⨯⨯==ββ ⑦校核弯曲应力
[]
[]
21
1221211111F17.7659
.16.28.12.2083.80083.80902
.0694.059.16.25
.2646443624362.322KT F Sa Fa Sa Fa F F F S F n
MPa Y Y Y Y MPa Y Y Y Y m bd σσσσσβ
εαα<=⨯⨯⨯
=∙∙
=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
2）低速级齿轮传动
P Ⅲ=3.325KW n Ⅲ=218.792r/min T Ⅲ=145.132N ·m （1）选择齿轮材料
查课本表12.7得
小齿轮 40Cr 调质处理 平均硬度260HB 大齿轮 45#钢 调质处理 平均硬度 255HB （2）初步计算——按接触疲劳强度
①转矩T=145.132 N ·m
②选齿宽系数ψd ： 查课本表12.13 取ψd =1.0 ③初估β=13o ， 查课本表12.16 取A d =82 ④决定接触疲劳强度极限 查课本图12.17
小齿轮 平均硬度 260HB MPa H 7101lim =σ 大齿轮 平均硬度 255HB MPa H 5802lim =σ
[][]MPa
MPa H H H H 5225809.09.06397109.09.02lim 21lim 1=⨯=⨯≈=⨯=⨯≈σσσσ
⑤初步计算d 1 []mm
u
u T A d H d d t 397.73887
.21887.2522
0.1145132
8213
2
3
2
1
1=+⨯
⨯⨯=+⨯
∙≥σψ
取d 1=77mm ，因为0.1=d
ψ
，所以齿宽b=77mm
（3）验算接触疲劳强度，确定主要尺寸 ①验算圆周速度
s m n d v /882.060000
792
.218771000
601
1=⨯⨯=
⨯=
ππ
②确定齿轮精度等级 选择8级精度 ③选齿数 初取z 1=30, 567.230
771
1===
z d m t mm
查课本表12.3 取标准模数 m=m n =2.5mm
"14513567
.25.2arccos
arccos
'
o t
n m m ===β
z 2=z 1×i=30×2.887=86.61 取z 2=87
④载荷系数K
a)使用系数K A 查课本表12.9 得K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9 得K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K 查课本表12.11
465
.164
10
61.01)16.01(16.017.110)(
3
2
2
3
2
1
=⨯⨯+⨯⨯++=⨯⨯++=-b
C d b B A K H β
d)齿间载荷分配系数αH K 查课本表12.10
028.4465.1771.115.135.1771
.1977
.0691.1cos 977
.0"
22'2920cos 20
cos "14'513cos cos cos cos cos 22292014
513cos 20
tan arctan
cos tan arctan
691.1"14'513cos 8713012.388.1cos 112.388.1/100771.6877486
.392235.1486.392277145132
222
2
"
'"
'21
1
11=⨯⨯⨯====
=
=∙=∙=====⎥⎦
⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+
-=⎥⎦
⎤
⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+
-=<=⨯=
∙=⨯==
βαα
ααβεααβββ
ααβεH H V A b
H o
o
o
t n b o o
o
n t o
t
A K K K K K K z z m
N b F K N
d T F
⑤重合度系数εz
691.1=αε 220.25
.2"
14'513sin 77sin =⨯⨯=
=
ππβ
εβo
n
m b
1
1
=∴>ββεε计算时取
69
.7091
.611
)11(3
91
.614)1(3
4=+
-∙-=
+
-∙-=
∴α
ββα
εεεεεz
⑥弹性系数z E 查课本表12.12 得MPa z E 8.189= ⑦节点区域系数z H 查课本表12.16 得z H =2.42 ⑧螺旋角系数z β
987
.0"14'513cos cos ===
o
z ββ
⑨许用应力［σH ］ a)接触疲劳极限
MPa H 7101lim =σ MPa H 5802lim =σ b)安全系数
按失效概率1%选取 查课本表12.14 得S H =1.0 c)接触寿命系数
计算应力循环次数 h L nt N γ60=
828
110
859.1365716785.7516010367.5365716792.218160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=L L N N
查课本表12.18 得96.01=N z 14.12=N z
[][]MPa
z S MPa
z S N N
H N N N
H N 2.66114.10
.15806.68196.00.17102lim
21lim
1=⨯=
=
=⨯==
σσσσ
⑩验算齿面接触疲劳强度
[]
22
2
1
1357.647887
.21887.277
77145132
028.42769.0987.042.28.18912H H E H MPa u
u bd KT z z z z σσε
β<=+⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯
=
⑪确定主要尺寸 a)中心距a
mm z z m a o
n 15.150"
14'513cos 2)8730(5.2cos 2)(21=+⨯=
+=
β
取mm a 150= "18'5012150
2)
8730(5.2arctan
2)
(arctan
21o
n a
z z m =⨯+⨯=+=β
b)分度圆直径d
mm
z m d mm
z m d o n o
n 077.223"
18'5012cos 875.2cos 923.76"18'5012cos 305.2cos 2211=⨯=
=
=⨯==
β
β
c)齿宽b
mm
b mm b mm d b d 85,80923.76923.760.1121===⨯=∙=圆整取ψ
（5） 校核齿根弯曲疲劳强度 ⑤ 齿形系数αF Y
2
.2Y 1.212865
.93"
18'5012cos 87cos 5.2Y 1.212367
.32"
18'5012cos 30cos 2F 3
3
221F 3
3
11===
=
===
=
a o
v a o
v z z z z 取查课本图取查课本图β
β
⑥ 应力修正系数αS Y
查课本图12.22得
8
.163.121==sa sa Y Y
⑦ 重合度系数εY
688
.0710
.175.025.075
.025.0710.1"18'5012cos 8713012.388.1cos 112.388.121=+
=+
==⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=av
o av
Y z z εβεε ⑧ 螺旋角系数βY
893.0120
"18'501211120
1=⨯
-=∙
-=o
o
o
Y βεββ
⑤许用应力［σF ］ a)弯曲疲劳极限σFlim
查课本图
12.23得
][]MPa
MPa
F F 4506002lim 1lim ==σσ
b)安全系数S F 查课本表12.14 按失效概率1%取 S F =1 c)寿命系数Y N
查课本图12.24取 Y N1=0.9, Y N2=0.95 d)尺寸系数Y x
查课本图
12.25得 Y X =1.0
[][]MPa
S Y Y MPa
S Y Y F
X
N F F F
X N F F 5.4270
.10
.195.04505400.10
.19.06002lim 21lim 1=⨯⨯=
∙∙=
=⨯⨯=∙∙=
σσσσ
⑥载荷系数K
a)使用系数K A 查课本表12.9得 K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9得 K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K
()
689.135
.2)25.012(77
277
*
*=⨯+⨯=
+=
n
a
m c h
h b
查课本图12.14 取 1.36K F =β
d)齿间载荷分配系数αH K
查课本表12.10 取 1.771K K H F ==αα
3.7391.7711.361.151.35K K K K K H F V A =⨯⨯⨯==ββ ⑦校核弯曲应力
[]
[]
2
1
122121
1111
F117863
.15.28.12.2183183893
.0688.063.15.25
.27777145132739.322KT
F Sa Fa Sa Fa F F F S F n
MPa Y Y Y Y MPa Y Y Y Y m bd σ
σσσσβ
εαα<=⨯⨯⨯
=∙∙
=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
3． 设计三根轴
1）
计算各项参数
高速级齿轮
m
43.624N ,"25'4511,14365,70161.222,839.632121∙=======ⅡT mm a mm
b mm b mm
d mm d o
β
N
F F F N F F F N
d T F F o
t a a o o
t t r r t t 443.284"25'4511tan 688.1366tan 093.508"
25'4511cos 20
tan 688.1366tan 688.1366839
.63436242221211
21=⨯=∙===⨯
=∙===⨯=
=
=βα
低速级齿轮
m
N 132.451,"18'5012,15080,85077.223,923.792121∙=======ⅢT mm a mm
b mm b mm
d mm d o
β
N
F F F N
F F F N
d T F F o
t a a o o
t t r r t t 936.859"18'5012tan 436.3773tan 631.1408"
18'5012cos 20
tan 436.3773tan 436.3773923
.791451322243431
43=⨯=∙===⨯
=∙===⨯=
=
=βα
大带轮宽度B=50mm 带轮轴向力 N F Q 213.778=
L=X 1+X 2+X3
=E+2D+2a+b 3+c+b 2=20+2×10+2×10+85+10+65=220mm 其中X 1=E/2+D+a+b 3/2=20/2+10+10+85/2=72.5mm X 2=b 4/2+c+b 2/2=40+10+65/2=82.5mm
X 3=L-X 1-X 2=220-72.5-82.5=65mm
L 1=M/2+K+G+F-D-E/2=25+20+6+54-10-10=95mm
2）
设计三根轴
（1） 第一根轴
一． 选轴材料
45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ 查课本表16.3得，许用弯曲应力[][]MPa
MPa b b 5.1026001==-σσ
二． 画空间受力图
三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力
1
ZB ZA Z
ZB ZA F F F :0F
65
F 155F 0t M =+=⨯=⨯=∑∑：轮
得
N
F N F ZB ZA 894.962794.403==
四． 画出水平面内受力简图并求支反力
∑∑=--+==⨯-⨯+⨯=0:0022095:0111XB q r XA X
XB a Q A
F F F F F
F r F F M
得N
F N F XB XA 291.735411.1005==
五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图 垂直面mm M ∙=⨯=⨯=62588.07N
155403.794155F ZA 轮
水平面mm
N r M
mm M mm
N F M
a Q A
∙=⨯-=∙=⨯=⨯=∙=⨯=⨯=637.38714F M 47793.915N
65735.29165F 235.7393095213.778951112
XB 1轮轮轮
六.做合成弯矩图 mm
N M mm N M mm N M A
∙=+=
+=
∙=+=+=
∙=761.78749637
.387147.062588M M 087..7359415
.9477937.062588M M 2235.739302
2
2
2
22
2
22
1
2
1
轮轮合轮轮轮合轮合
七． 画出转矩图
其中T=43624N ·mm 八． 做当量弯矩图
[][]()()()()mm
N T M
M mm N T M
M
e A
eA
b b ∙=⨯+=
+=∙=⨯+=
+=
==
=-08.0779*******
59.087.073594390.7828243624
59.0235
.7393059
.05
.10260
2
2
2
2
1
1
2
2
2
201αασσα合轮轮
)
()mm
mm N T M M e e ∙==∙=⨯+=
+=
N 6.125738T M 26.1828494362459.0761.787492
2
2
222αα带合轮轮
九． 计算危险截面轴径
判断危险截面：带轮处和齿轮处
[]
[]
mm
d mm
d mm d mm
d b
e b e 190.25%5191.92391.92360
.1026.182849.10M 60.017%5148.21648.21660
.106.125738.10M 3
3
13
3
1=+⨯≥∴=⨯=
≥
=+⨯≥∴=⨯=
≥
--（该处有键槽
）（该处有键槽
轮轮轮带带带
σσ
十．第一根轴的结构化
（2） 第二根轴
一． 选轴材料 45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ
查课本表16.3得，许用弯曲应力
[][]MPa
MPa
b b 5.1026001==-σσ
二． 画空间受力图
三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力
3
2ZB ZA Z
ZB 2t3F F F :0F
20
2F 1555.27F 0t t t A
F F M +=+=⨯=⨯+⨯=∑∑：
得
N
F N F ZB ZA 413.2206711.2933==
四． 画出水平面内受力简图并求支反力
∑∑=-+-==⨯-⨯-⨯-⨯+⨯=0
:002201505.72:023222333XB r r XA X
XB r a a r A
F F F F F
F F r F r F F M 得 N
F N F XB XA 190.400348.500==
五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图 垂直面
mm
M
mm M ∙=⨯=⨯=∙=⨯=⨯=N 143416.84565413.220656F N 212694.04872.5711.29335.27F ZB 2ZA 3轮
轮
水平面
mm
N r M
mm
M mm N r M mm N F M
a a ∙=⨯-=∙=⨯=⨯=∙=⨯+=∙=⨯=⨯=721.5583F M 26012.35N 65400.19065F 658.69349F M 36275.2372.5500.34872.522142
4XB 141331323XA 13轮轮轮轮轮轮
六.做合成弯矩图 mm
N M
mm
N M mm
N M mm
N M ∙=+=+=
∙=+=+=
∙=+=+=
∙=+=+=
501.143525721.5583845.143416M M 762.14575635
.26012845
.143416M M 401.223714658
.69349048
.212694M M 267.21576523
.36275048
.212694M M 2
2
2
2
42
42
42
2
2
1
42
41
42
2
2
2
32
32
32
2
2
1
3231
3轮轮合轮轮轮合轮轮轮合轮轮轮合轮
七．画出转矩图
其中T=145132N ·mm 八．做当量弯矩图
[][]()()()()()()mm
N T M
M mm
T
M
M mm N T M
M
mm
N T
M
M e e e e b b ∙=⨯+=
+=∙=+=+=∙=⨯+=
+=∙=+=+=
==
=-805.16712743624
59.0762
.145756762.1457560
762
.145756786.239541145132
59.067.2215765267.2157650
67.221576559.05
.10260
2
2
2
2
2
42
42
2
2
2
1
41
42
2
2
2
2
32
32
2
2
2
1
31
301αααασσα合轮轮合轮轮合轮轮合轮轮
九．计算危险截面轴径
判断危险截面：两个齿轮处
[]
[]
mm
d mm
d mm d mm
d b
e b e 887.35%51178.34178.3460
.10786.239541.10M 829..31%5113.33013.33060
.1005.8167127.10M 33
3
13323
3
122=+⨯≥∴=⨯=
≥
=+⨯≥∴=⨯=
≥
--）（该处有键槽
）（该处有键槽
轮轮轮轮轮轮
σσ
十．第二根轴的结构化
（3） 第三根轴
一． 选轴材料
45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ 查课本表16.3得，许用弯曲应力[][]MPa
MPa b b 5.1026001==-σσ
二． 画空间受力图
三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力
4
ZB ZA Z
ZB ZA F F F :0F
147.5
F 5.27F 0t M =+=⨯=⨯=∑∑：轮
得
N
F N F ZB ZA 519.1243917.2529==
四． 画出水平面内受力简图并求支反力
∑∑=+-==⨯-⨯-⨯=0
:002205.72:04444XB r XA X
XB a r A
F F F F
F r F F M
得N
F N F XB XA 226.28405.1380==
五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图
垂直面mm M ∙=⨯=⨯=N 183418.98672.52529.9175.27F ZA 轮
水平面mm
N r M mm M a ∙=⨯-=∙=⨯=⨯=391.4163F M N 100079.36372.51380.40572.5F 4412XA 1轮轮轮
六.做合成弯矩图
mm
N M mm
N M ∙=+=+=∙=+=
+=232.183466391.4163986.183418M M 934.208945363
.100079986
.183418M M 2
2
2
2
2
22
2
2
1
21轮轮合轮轮轮合轮
七． 画出转矩图
其中T=402364N ·mm 八． 做当量弯矩图
[][]()mm
N T M
M
e b b ∙=+=
+=
==
=
-934.2089450
934
.20894559
.05
.10260
2
2
2
2
1
1
01ασσα合轮轮
)
()mm
N M mm N T M M e ∙=⨯==∙=⨯+=+=
76.23739440236459.0T 883.30002640236459.0232
.1834662
2
2
2
22αα联轴器合轮轮
九． 计算危险截面轴径
判断危险截面：联轴器和齿轮处
[]
[]
mm
d mm
d mm d mm
d b
e b e 79.735%5141.83641.83660
.1083.8300026.10M 779.35%51075.34075.3460
.1076.237394.10M 3
3
13
3
1=+⨯≥∴=⨯=
≥
=+⨯≥∴=⨯=
≥
--）（该处有键槽
）（该处有键槽
轮轮轮联轴器联轴器联轴器 σσ
十． 第三根轴的结构化。