双级三轴线闭式圆柱齿轮减速器设计说明书

1、苏州市职业大学课程设计报告题 目 双级三轴线闭式圆柱齿轮减速器设计课程名称机械设计课程设计专 业机械制造与自动化班级姓名学号设计地点指导教师目 录1 .课程设计任务书 32 .传动方案的拟定及说明 53 .电动机的选择 64 .分配传动比 85 .计算传动装置的运动和动力参数96 .齿轮的设计计算 11七、轴的设计计算和强度校核 268 .滚动轴承的选择及计算 419 .箱体内键联接的选择及校核计算 43十.联轴器的选择44十一、减速器附件的选择 46十二、润滑与密封 46十三、参考资料 49一、课程设计任务书1、题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式双级 三轴线圆柱齿轮减速器。2、传动

2、简图：it3、设计原始数据题号参数6输送带鼓轮圆周力（nd6500输送带鼓轮速度（m/s）5%0.60输送带鼓轮直径（mm300减速器设计寿命（年）/3655工作情况两班工作制，连续工作，中级 震动4、设计要求1.减速器装配图一张（a0/a1） 一张。2相配合零件图二张（a3） o3.设计说明书一份。5、设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 . 齿轮的设计6 .滚动轴承和传动轴的设计7 .联轴器设计8 .键联接设计9 .箱体结构设计10 .润滑密封设计6、设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算.第二

3、阶段：轴与轴系零件的设计.第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二,传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速 器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮 浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴 承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。-36 -三、电动机的选择1,电动机类型选择根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型y（ip44）系列三相交流异步电动机。2 ,选择电动机容量1）工作机所需功率pwpw=fv=6.5 0.6-1000 =3.9kw2）传动装置

4、总效率”叫吗4式中，7n2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表 24查得：联轴器=0.99；滚动轴承传动“2 = 0.99,闭式齿轮 =0.97 ；开式 齿 轮 l=0.95,则=12 5 3 4 = 0.992 0.995 0.97 2 0.95 = 0.83 12343）所需电动机功率pw 3.9pd = w =kw =4.68kw0.834）确定电动机额定功率ped根据pedpd,由手册167页表12-1选取电动机额定功率ped =5.5kw3 ,计算电动机转速可选范围并选择电动机型号 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速 可选范围。由手册5页表1-8查得：选取合理的

5、传动比范围，v带传动的传动比ii=25,圆柱齿轮 传动的传动比i2=48,则二级圆柱齿轮传动比范围i =840nd =5.=3041520rgin可见同步转速为 720r/min ,960r/min和1440r/min的电 动机均符合。进行比较选择，如下表：力杀电动机型号额定功 率(kw)电动机转速(r/min )电动机质量 (kg)总传动比同步港减1y160m2-85.5750720119202y132m2-65.510009608425.33y132s-45.5150014406838由表中数据可知三个方案均可行，但方案 2传 动比比较小，传动装置结构尺寸较小，而且质量合 理。因此，可采用

6、方案2,选定电动机型号为y132m2-64,电动机的技术数据和外形，安装尺寸。由手册172页表12-9查出y132m2-力电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。尺寸 d=38mm 中心高度h=132mm轴伸长e=80mm四、传动比分配1,传动装置的总传动比i m二空二25.3nw 382 ,分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，i总=i低1高xi开齿 故ii =i.i也，现取低速级的传动比i=3,高速级的传动 比 i=4 ,则开式齿轮 i=25.3/(3 x 4)=2.1五、传动装置的运动参数1 ,各轴的转速n (r/min )减速器高速轴为i轴，中速轴为ii轴，低速轴为iii 轴，n1 =

7、 nm = 960r/minn 960n2 一- : 240r / min%4n2240n380r / mini低3n4 = n3 ： 80r / minn480n538r / mini开齿 2.12 ,各轴的输入功率按电动机额定功率ped计算各轴输入功率，即p -ped12=4.680.990.99=4.59kw；p2 = r23=4.590.990.97 =4.4kw ；p3 =p223=4.410.990.97 0.99 0.96= 4.23kw ；p4 = p3i3=4.230.990.99 = 4.15kwp5 =p4 3 4 = 4.15 0.99 0.95 =3.91kw3 ,各

8、轴的输入转矩t (n?m)和输出转矩 t(kw)pd4.68工=9550 华=9550=45.56n mnm960p459t1 =9550 =955045.66n mn1960po441耳=9550 2 =9550=175.48n mn2240p423t3 =9550 3 =9550= 504.96n mn380p415t4 =9550 4 =9550495.41n m上82p.391t5 = 9550 = 9550 982.64n m*38汇总如下表:项目电动 机轴1轴2轴3轴4轴5轴转速(r/min )960960240808038功率（kw5.54.594.414.234.153.91转

9、矩（n?m）46.56 415.66 1，5.48504.96 1495.41982.64传动比14132.11效率0.990.980. 940,9040.890.84六、轴传动齿轮的设计计算（-）高速组齿轮的设计与校核1 .选定齿轮类型、精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级 精度（gb10095-88）材料：查书本选择小齿轮材料为 40cr （调质）， 硬度为280hbs大齿轮材料为45钢（调质），硬度 为240hbs两者材料硬度差 40hbs初选小齿轮齿数乙=21：大齿轮齿数z2=21m4 = 822 .按齿面接触强度设计dit32

10、ktt1 u 1(zhze)2- d u 人确定公式内各计算数值a）由课本101页表8-10选取kt =1.5b）查得a =20度，标准直齿轮zh =c）由书本106页表8-13选取齿宽系数%=1 d）由书本103页表8-11查得材料弹性影响系数1ze =189.8mpa2e）由课本100页表8-9齿面硬度查得小齿轮的齿面硬度为270300hbg 大齿轮齿面硬度为 200230hbs由课本109页图832查得小齿轮 接触疲劳强度极限仃himi =600mpa ；大齿轮的接触疲 劳强度极限-him2 -500mpaf)应力循环次数：9n1 =60nl jlh = 60 960 1 (2 5 36

11、5 8)=1.682 109 1.682 10 n18n2 ：,1.5 4.566 104 4 1/2.5 189.8、2d1t -3,：（） mm = 39.598mm 4790 b）计算圆周速度 =4.205 10i24g)由课本110页图8-35查得接触疲劳寿命系数k hn 1 = 1.3, k hn 2 =1.6h）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数s=1,由式（10-12）仃=khnhg=1.3m600 =780mpaskct. . 二 h2 = h - 1.6 500 =800mpa s许用接触应力为二 h1 入2= 780 800 =790mpa 22计算v= utn16

12、0 1000二 39.598 96060 1000=1.99m /sa）试算小齿轮分度圆直径d“，由计算公式得c)齿宽b及模数mntd) b= dd1t =1 39.598 = 39.598mmd1t cos39.598 cos20m讨=1.77mm421h =2.25mnt =2.25 1.77-3.99mmb h =39.598 3.99 =9.93e）计算模数d1 cos39.598 cos20 mn=二2.1乙213 .按齿根弯曲强度设计mn2kt1 yfaysa- 3dz12入确定计算参数a）查取齿形系数：由书本 105页表8-12查得yfa1 =2.76% =2.22查取应力校核系

13、数：由表8-12查得ysh =1.56,ysa2=1.77 e）由书本110页图8-36查得弯曲疲劳寿命系数kfn1 = 13 k fn2 = 1.2f） 由课本108页图8-32查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限。fe1 =500mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限二 fe2 =380mpag）由课本108页表8-14选取弯曲疲劳安全系数s=1.6,得二 f 1k fn10 fe1s1.3 5001.6=464.29mpa二 f 2k fn 2。fe2s1.2 400300 mpa1.6h）计算大、小齿轮的y,并加以比较yfaysa1二 fi2.76 1.56464.29= 0.00927yfa2

14、ysa22.22 1.77= 0.013098二 f 2300二 f大齿轮的数值大设计计算mn0.0131098 = 2mmj2 1.5 4.566 104二 3 ,1 212对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模 数以大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 模数m_2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足 接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直 径& =39.598来计算应有的齿数。于是由dcos ：39,598 cos20 “ 一zi=20.58mn24=21 ,贝z2 = u4 = 4 父 21 = 82 4,几何尺寸计算计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = mz1 =21

15、2 = 42mmd2 =mz2 =2 82 = 164mm计算中心距d1d2a =42 164=103mm计算齿轮齿宽b = ddi =1 39.598 = 39.598mm圆整后取 b2 =40mm,b1 -45mm大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算da1 =d12mn =42 2 2 -46mmda2 -d2 2mn -164 2 2 -168mmdf1 =d1-2mn(ha c)=42 -2 2.5 = 37mmdf2 =d2 -2mn(ha c) =164-2 2.5 = 159mm结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用 实心式，做

16、成齿轮轴。（二）低速组齿轮的设计与校核1 .选定齿轮类型、精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级 精度（gb10095-88）材料：选择小齿轮材料为40cr （调质），硬度为 280hbs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs 两者材料硬度差40hbs初选小齿轮齿数zi=25：大齿轮齿数 z2 =25乂3.92 = 982 .按齿面接触强度设计,q 2ktt2 u 1/zhze2“一：d u kj确定公式内各计算数值a）由课本101页表8-10选取kt =1.5b）查得a =20度，标准直齿轮zh =2.5c）由书本106页表8-

17、13选取齿宽系数%=1d）由书本103页表8-11查得材料弹性影响系数1ze =189.8mpa2e）由课本100页表8-9齿面硬度查得小齿轮的齿面硬度为270300hb& 大齿轮齿面硬度为200230hbs由课本109页图832查得小齿轮接触疲劳强度极限仃himi=600mpa；大齿轮的接触疲 劳强度极限elm =500mpaf）应力循环次数：8n1 =60n2jlh =60 240 1 （2 5 365 8） =4.2 1084.2 10n18n21 =1.4 1053由课本110页图8-35查得接触疲劳寿命系数k hn 1=13 khn2=1.6g）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全

18、系数s=1,由式（10-12）二h1 = khn1shlm1 =1.3 600 =780mpa二h2 = khn2_hlim2 =1.6 500 =800mpas许用接触应力为二 h1入2= 780 800 =790mpa2 2计算a）试算小齿轮分度圆直径%,由计算公式得2 1.5 17.548 10413 1 2.5 189.83 （790、2）mm = 63.27mmb）计算圆周速度= 0.795m/s二 dm 二 63.27 240 v =60 100060 1000c）齿宽b及模数mntd) b = ddit =1 63.27 = 63.27mmmntd2t cos :zi63.27

19、cos2025=2.38mmh =2.25mnt =2.25 2.38 -5.35mmb h -63.27 5.35 =11.82e)计算模数mnd1 cos63.27 cos20mn2.37zi253 .按齿根弯曲强度设计mn2kti yfaysa ,dzi2%确定计算参数a）查取齿形系数:由书本 105页表 8-12 查得yfa1 =2.62%=2.24查取应力校核系数：由表8-12查得ysa1=1.59,ysa2=1.75 e）由课本110页图8-36查得弯曲疲劳寿命系数kfn1 =1.3, kfn2 =1.2f） 由课本108页图8-32b查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限%1 =500m

20、pa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限二 fe2 =380mpag）由课本108页表8-14,取弯曲疲劳安全系数s=1.6 得k fn1fe1s1.3 5001.6= 406.25mpa二 f 2k fn2。fe2s1.2 3801.6= 285mpah）计算大、小齿轮的潟,并加以比较yfalysal2.62 1.59= 0.01025二 f 1406.25= 0.007368yfa2ysa2 _ 1.7512 二f2 -285大齿轮的数值大设计计算mn3 2 1.5 17.548 1041 2520.01025 = 2.24mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模 数明大于由齿根弯曲疲劳强

21、度计算的法面模数，取 模数mn=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满 足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=63.27来计算应有的齿数。于是由d1cos 一：63.27 cos20 ” “2.5zi =23.78mn取 4 =24,贝i z2 =u4 =3父24 = 72。4,几何尺寸计算计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = mzi = 24 2.5 = 60mmd2=mz2= 72 2.5 = 180mm计算中心距di d2a 二60 1802=120mm计算齿轮齿宽b= dd1 63.27 -63.27mm圆整后取b2 = 65mm,b = 70mm大小齿轮的齿顶圆，齿根

22、圆计算da1 = d1 2mn = 60 2 2.5 = 65mmda2 =d2 2mn =180 2 2.5 = 185mmdf1 -d1 -2mn(ha c) -60-2.5 2.5-53.75mmdf2 =d2-2mn(ha c) =180-2.5 2.5-173.75mm结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用 实心式，做成齿轮轴。（三）开式齿轮的设计与校核 （传动比2.1 ）1、选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40cr （调质），硬度为 280hbs大 齿轮材料为45钢（调质），硬度为 240hbs

23、二者材料硬度 差为40hbs2）带式输送机属于一般机械，且转速不高，故精度等 级选用8级精度初选小齿轮齿数4=25：大齿轮齿数=25x21=532 .按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a）由课本101页表8-10选取4 =15。b）查得a =20度，标准直齿轮 “ 二2.5c）由书本106页表8-13选取齿宽系数& 二1d）由书本103页表8-11查得材料弹性影响系数 i4 =1891mpa=e）由课本100页表8-9齿面硬度查得小齿轮的齿面硬度为270300hbs大齿轮齿面硬度为200230hbs由课本109页图832查得小齿轮接触疲劳强度极限%二领侬；大齿轮的接触疲劳强度极限。500m

24、力f）应力循环次数：8m 二械四二60x80x1x（2x 5x365x8）=14）16x1014016x10*7必=6,67x10h 2.1g）由课本110页图8-35查得接触疲劳寿命系数kgn = 13，xj2 = i，h）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数s=1,由式（10-12）9k!1=1jx600 = 7mmrisk皿=1.6x500 = 800upa许用接触应力为% 二计算a）试算小齿轮分度圆直径 也 由计算公式得c）齿宽b及模数4d）人电九一卜奶一例5而加gr 姐翼8520n = = jaomm1tf 425a 二 125% = 225x 3.48 = 7初wm4/fc=

25、915/7_2 = ll_83e）计算模数r4 cos万 6327x00520jw. = = *-37h 4253 .按齿根弯曲强度设计荷回1确定计算参数a）查取齿形系数：由书本 105页表8-12查得yh=162, =224查取应力校核系数：由表8-12查得l=159,q=l75e）由书本110页图8-36查得弯曲疲劳寿命系数f） 由课本108页图8-32查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限0m=500wa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限o- = 3wpqg）由课本108页表8-14选取弯曲疲劳安全系数s=1.6,得务%二上空=40625bsb警a曾.h）计算大、小齿轮的内，并加以比较wa _x62xu9

26、 =- = u.u1uzj 40625大齿轮的数值大设计计算名”空幽xoo138 = 32)e1x25对比计算结果，由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模 数r大于由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，取 模数”=3殳师，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆 直径二批所来计算应有的齿数。于是由=24 ju3_5取 4=25 则夕=21x25=53。4 ,几何尺寸计算计算大、小齿轮的分度圆直径d二 bei=25x 35 = 873mmd 打版工=33 x53=955mm计算齿轮齿宽b 噬4 =1x92_5 二 92.5ron圆整后取4 95mh 1期而大小齿轮的齿顶圆，

27、齿根圆计算=+2=87.5+2x3_5=94.5jtord0 =rf, +2% =185.5+2x3_5=isumm-2m电+c) =875 -2x33x13=洛75 所dn =&=1855 - 2x35 xl25=176.75 wm结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用 实心式，做成齿轮轴。七、轴的设计与校核（一）结构设计1.初选轴的最小直径：选取轴的材料为 45号钢调质处理，由课本 158页表 11-3 选取 ao =112, r =3040mpa1轴dm. =a03m= 100314竺=16.85mm ,考虑到联轴器、键 、n1

28、, 960槽的影响，取 d1 = 18 mmii2 轴 dmin = a03；殳=1121 = 26.38mm m d2 = 30mm n22 240，2i|3 轴 dmin =a03!良=1123= 42.04mm wd3 = 45mm必 8 80532 .初选轴承：1轴高速轴选轴承为 7206c2轴中间轴选轴承为 7208c3轴低速轴选轴承为 7211c各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/knddbdada动载荷cr静载荷cor7206c306216365623157208c408018477336.825.87211c5510021649152.840.53

29、.确定轴上零件的位置和定位方式:1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传 动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接 触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对 中性好。2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿 轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左 端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承 载。3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用 轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴 承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计：1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:a）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，

30、所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限 制，选为20mmb）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm,所以该段直径选为 25。c）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm勺圆角，由手册65页选用轴承7206c型，即该段直径定为30mmd）该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm勺圆角，经标准化，定为36mmie）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mmi所以该段直径选为 42mmf）轴肩固定轴承，直径为 38mmg）该段轴要安装轴承，直径定为30mm2）各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：h）该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mml该段长度定为 3

31、4mmi）该段取32mmj）该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mmi考虑间隙取该段为22mmk）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为90mmil）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段45mmm）该段轴肩选定长度 4mmn）该段与c段相同取22mmio）轴右端面与端盖的距离为 10mmi（二）中间轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：a) i段轴用于安装轴承 7208,故取直径为40mmb) ii段该段轴要安装齿轮， 考虑到轴肩要有2mm勺圆角，经强度计算，直径定为46mmc) iii段为轴肩，相比较比ii

32、段取直径为58mmd) iv段安装大齿轮直径与ii段相同，直径为46mme) v段安装轴承，与i段相同直径为40mm2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：a) i段轴承安装轴承和挡油环， 轴承7208c宽度b=18,该段长度选为28mmib) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为70mmc) iii段为定位轴肩，长度略小 8mmld) iv段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为40mme) v段用于安装轴承与挡油环， 长度与i相同，为28mm(三)低速轴的结构设计:1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径a) i段轴用于安装轴承 7211c,故取直径为55mmb) ii段该段轴要安装齿轮， 考虑

33、到轴肩要有2.5mm的 圆角，经强度计算，直径定为60mmc) iii段为定位轴肩，取 72mmd) iv段安装大齿轮直径与ii段相同，直径为60mme) v段安装轴承，与i段相同直径为55mmf) vi段直径53mmg) vii段直径与弹性注销选择有关，取 lx3,直径为 46mm2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) i段轴承安装轴承和挡油环，7211c宽度b=21,该段长度选为30mmb) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为65mmc) iii段为定位轴肩，长度略小8mmd) iv段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为50mme) v段用于安装轴承与挡油环， 长度与i相同，为28mm

34、f) vi长度为24mmg) vii长度与联轴器有关，取 40mm第二部分强度校核i高速轴的校核：对于角接触球轴承 7206c从手册中可以查得 a=14.2mm校核该轴和轴承：l1=82.8mm l2=117.5mml3=28.3mm轴的最小直径：di=18mm,轴的抗弯截面系数：w =0.1d13=0.lx423mm3 = 7765.8mm 3作用在齿轮上的力：ft n 2t1di2 4566042n -2174nfri = ft tan： =2174.3 tan20 = 791n按弯扭合成应力校核轴的强度: 轴的受力简图为：ft水平面受力图平面弯矩图ftfirn-42 -f h1= 28.

35、3 f t1 =422n145.8f h2=fti- f hi=1752n得 m h =117.5 fhi=50n , mx又由 fv1= 28.3 fr1=153.5n145.8f v2 = f r1- f v1 =637.5n得 mv=117.5 fv1=18n , m(所以：总弯矩：m m= jm h +mv =53.14 n - m扭矩：t1=45.66 n , m45钢的强度极限为2p=275mpa,又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 =06。二 ca 二2mpa0.1 453、m2 gt)2531402 (0.6 45660)= 6.56mpa以选定轴的材料为45号钢，调质处理，由课

36、本查得45钢的强度极限为 巴=275mpa,值远小于它所以该轴是安全的，满足使用要求。ii中间轴1、对于角接触球轴承 7206c从手册中可以查得 a=17mm校核该轴和轴承：l1 =48mm l2 =65mm l3 =35mm轴的最小直径：d1=30mm小齿轮分度圆直径：d1=42mrp d2=60mm33轴的抗弯截面系数：wi-0.1 di =2700mm2、作用在2、3齿轮上的圆周力：45660ft1 = 2t1 =2x 42 =1087n2t2175480ft2= d2 =2 x 60 =58 49n径向力：fr2=ft2tan20 =1087xtan20 =395nfr1 = ft1

37、tan20=5489xtan20 =1976n求垂直面的支反力：fr2l3 f1 |2 |3f1v= i1 i2 i3=1976 65 35 -395 35 =1242n48 65 35f2v = f1- f1v- f2=1976-1242-395=339n计算垂直弯矩：3m avm = f1v |1=1242x48x 10 =60 n mm avn = f1v ( i1+i2) - fr1 卜-3=1242 x (48+65) -1976 x65 x 10=12n求水平面的支承力:ft2l3 ft1 12 13fih= li i2 13=5489 65 35 1087 35=3966n48

38、35 65f2h = f t2+fti- fih =l087+5489-3966=2610n计算、绘制水平面弯矩图：j5m ahm = fih 1i=3966x48x 10 =125 n mm ahn =- fih ( 1 1 +1 2 )+ f ti 1 2j3=-3966 x (48+65)+5489 x6510=-91 n , m求合成弯矩图，按最不利情况考虑:m am = jm avm +m ahm = 60 +125 = 139n , m22m an=，m a” *m ahn =、139： + 912 =166n , m求危险截面当量弯矩: 从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当

39、量弯矩为：（取折合系数”0.6） 2.2mejm/2 =j1662+（06175）2=196 n mme =、mnm（,2）=j1392+（0.6* 175 2 =174 n , m计算危险截面处轴的直径：m-m 截面： p= 乂 w t1 =&2 】me tln-n 截面：仃p=75 7 p所以该轴是安全的,满足使用要求。未 找 到 引yrazxrbyzikhfryrbzitllllkrri11111.,山川1111【11口iii低速轴1、对于角接触球轴承 7211c从手册中可以查得 a=20.9m校核该轴和轴承：l1=47mm l2=104mm l3=102mm轴的最小直径：d1=45mm

40、小齿轮分度圆直径：d3=60mm33轴的抗弯截面系数：wi0.1 di =9112.5 mm2、作用在齿轮上的圆周力：2t3504960fti= d3 =2x 60 =8416n径向力：fri = ftitan20=8416xtan20 =3030n3、按弯扭合成应力校核轴的强度：由 fhi=47 fti=2285n 151f h2 = ft1- f h1=6131n得 m h =104 fh1=238n , m;又由 fv1= fr1=943n151f v2 = f r1_ f v1 =2087n得 m v =104 fv1=98n , m; 22所以：总弯矩：m m = ym h *mv

41、=262 n - m扭矩：t3=504.96n , m4、45钢的强度极限为 产p=275mpa,又由于轴受的为脉动循 环载荷，所以=0.6。,m：十t3)27 p= w =44mpa p所以该轴是安全的，满足使用要求。-ov -mw八.滚动轴承的选择及计算i高速轴:轴承7206c的校核，即轴承寿命校核:106 c轴承寿命可由式lh = 60n ipj进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，取 基本额定动负荷为 c=23x 103n22f,1,：flv . flh= .153.52 4222 =449n-54 -:22一p= f2v f2h = ,637.52 1752

42、2=1864n1061cl106lh = 60n ip，=60父960 x323103、1864 = =30000h5该轴承的寿命满足使用5年要求ii中间轴：轴承7208c的校核，即轴承寿命校核：6 c10 -轴承寿命可由式lh = 60nlpj进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，取 名=3 基本额定动负荷为 c=36.8 x 103 nfr1= f2v f2h= 12422 39662 =4156n22336.81032632)=189336h,该轴承的fr2= f2v f2h= 3392 26102=2632n6。%io, -6lh = 60n p=_10 x6

43、0 240寿命满足使用5年要求。iii低速轴:轴承72011c的校核，即轴承寿命校核:6 c10 轴承寿命可由式lh = 60nlp）进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，取“3基本额定动负荷为 c=42.8 x 103 n22fr1= f1v f1h = 9432 22852 =2472n22fr2= f2v f2h= 20872 61312=6476n610二lh = 60n p =100000060 803428103x 6476 = =59792h,该轴承的寿命满足使用5年要求九.箱体内键联接的选择及校核计算1 .传递转矩已知；2 .键的工作长度l=l-b b为键的宽度；3 .键的工作高度k=0.5h h 为键的高度;3_ _ 2t 104 .普通平键的强度条件为 ap=-c代号直径（mijh工作长度(mm工作局度(mrm转矩（n , mm极限应力(mp3高速轴18x 11x70（圆头）22523.5586.868.4中问轴14x 9x36 （圆头）46224.5141.46214x 9x70 （圆 头）46564.5141.424.4低18x 11速x70（圆60525.5586.868.4轴头