齿轮传动设计

1、一、电动机的选择与运动参数的计算1. 电动机的选择 电动机类型的选择 选择电动机的容量（1）工作机所需功率 Pw=Fv/1000=4.16kw （见机械设计课程设计P79）（2）传动装置的总效率为:n = n 1 n 2n n按机械设计课程设计P8表2-2确定各部分的效率为：V带传动n 1=0.95 ;滚动轴承（每一对）效率：n 2=0.99，圆柱齿轮传 动效率n 3=0.96；弹性联轴器效率n 4=0.995,卷筒轴滑动轴承效率:n 5=0.96.则：n =0.96*0.993*0.962*0.995*0.96 0.828（3 ） 确定电动机的转速。由转轮的线速度晟（朋河推出转轮的速度为:6

2、 104v =D6 104 1.632095.49般选用同步转速为 1000 r/min或1500r/min的电动机作为原动机 通常V带传动常用传动范围i仁24，圆柱齿轮36，则电机转速 nd=nw i 带i1i2= （2*34*5 ） *95.497=572.9821909.94因载荷平稳，电动机的额定功率Ped大于Pd即可，由表17-1选Y132S-4型电动机，额定功率为 5.5kw，转速为:nm=1440 r/min电动机型号额定功率（kw）电动机满载转速（r/min）启动转矩/额定 功率最大转矩/额定 功率Y132S-45.514402.22.2表2-5电动机主要性能参数、尺寸 计算传

3、动装置的总传动比及分配各级传动比 2.3.1 总传动比：Q = nm=l440 = 15.07nw 95.49分配各级传动比选取V带传动的传动比：i带2，则i2为圆柱齿轮减速器的传动比。由i总i带ii i2, h 1.1i2得：i12.87, i22.61（4）计算机传动装置的运动参数和动力参数0轴电机轴1轴一一高速轴RTP0 1n。 i带PonoToPd 4.16kwnm 1440r / minP955027.58N ?m4.16144029550 旦nno0.957209550遊7203.95KWr/m in52.41N ?m2轴中速轴P2Pi 23.950.990.963.75KWn2n

4、iii7202 .87250.87 r/m in3轴低速轴P3n3工作轴:3.5649550 P2n2P2 2n29550 P0.99n33.759550250.87142.75N ?m3.75 0.99250 .872 .619550鎏96.110.963.564KW96 .11 r/m in354.13N ?m0.9950.963.37KWn 4 n w 95.49r/m inT49550p49550玉7337.03N ?mn495.49计算所的动力参数与计算参数电动机轴1轴2轴3轴工作轴转速(r/mi n )1440720250.8796.113.37输入功率(kw)4.163.953.

5、753.56495.49输入转矩(N*M )27.8552.41142.75354.13337.03传动比22.872.611效率0.950.990.960.9950.962.V带传动的设计计算 V带传动的计算功率Pea由参考文献，表8-8得工作情况系数Ka 1.1，故:FCaKAP 1.1 5.5 6.05kw 确定V带的截型根据Pea及n1查参考文献确定选用 A型带 确定带轮的基本直径dd1、dd2(1 )由参考文献表8-8和表8-6得，d d1 9mm(3) 验算带速v为;n dd1 n60 1000n 90 144060 100010.15m/s因为5m/s 10.15m/s 25m/

6、s，所以带速合适。(4)计算大带轮直径dd2为:dd2 i带dd1 2 90180mm确定带长Ld及V带中心距a(1)确定中心距a。由估算公式参考文献公式8-20得:.7(dd1dd2)a02(dd1 dd2)得 189 W ao 540ao=270mm(2)确定带长Ld0L02a0 2 ( dd1dd2)2(dd2 dd1)4a。270270旦4 270971mm由表8 2选带的基准长度:Ld990(3)确定实际中心距(4)a a。Ld Ld02270990 971279.5mm(5)验算小带轮包角1。57 31800 (dd2 dd1)-a(6)计算带的根数Z。1610 1200满足条件由

7、表 8 4 得：P01 .07kw由表 8 5 得：P0 0.17kw由表 8 6 得：K a 0.96由表8 2得：K |0.89Pr (PP) Ka Kl (1.07 0.17) 0.96 0.89 1.05kwV带的根数：Z号需5.76故选取6根。(7)计算单根V带的初拉力F0由表 8 3得：q 0.105kg/mF500(2.5 Ka)PKZVqV2500 旦 0.96) 6.050.105 (10.15)290.3N0.96 6 10.15(9)计算压轴力Fp。Fp2 Z sin 亍1612 6 90.3 sin1068N2齿轮传动设计高速齿轮设计：带式输送机减速器的高速齿轮传动。已

8、知输入功率P=3.95kw，小齿轮的转速n=720r/min。输送机在常温下连续工作，单向转动，载荷较平稳。工作寿命8年，每年工作300日，每日工作8h。1.选齿轮类型、精度等级、材料及尺数。 齿轮的类型一一直齿圆柱齿轮。 精度等级：参考表10-6，选用7级精度。 材料选择：参考表10-1，选择：小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硬度为：280HBS大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为：240HBS齿数：选小齿轮的齿数乙 24,大齿轮齿数Z2 uZ12.87 2468.88 。其中u i 2.872. 按齿面接触疲劳强度设计。dit试选Khi 1.3小齿轮转矩：T19.55 106 卫 5

9、.239 104N ?mmn由表10-7，齿宽系数 d 1由图10-20，区域系数 Zh=2.5由表10-5，弹性影响系数Ze1189.8MPa2。接触疲劳强度用重合度系数Z 。11111.88 3.21.88 3.21.70乙 Z224 69z厂有。875接触疲劳许用应力由图10-25d，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：H lim1600MPa，H lim 2550MPa计算应力循环次数:N1 60njLh 60 720 1 (8 300 8)8.2944 1088.294410 82.8910 82 .87由图10-23,接触疲劳寿命系数：Khni=0.96、Khn2=0.94取失效概

10、率为：1%，安全系数S=1K HN1 H Iim1S0.96 6001576MPaK HN 2 H lim 20.95 5501517MPa取两者之间的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即:H 2 517MPa3 2KhE u 12ZhZeZH卜du2 1.35.2391042.87112.87按公式10-11试算小齿轮分度圆直径:3调整小齿轮分度圆直径d1t22.5 189.8 0.87551752.8mm圆周速度：vd1tn60 1000但S 1.99m/s60 1000齿宽b： bd d1t 152.8 52.8mm计算实际载荷系数KhKaKvKh Kh由表10-2，使用系数Ka 1

11、。 由图10-8,动载荷系数Kv 1.08。由表10-3,齿间载荷分配系数Kh1.2其中齿轮圆周力:2Ti2 5.239 104dit52.81.984 10 N337.6 N / mm 100 N / mm1 1.984 1052.8用插入法 由表10-4得，齿向载荷分布系数Kh 1.421由此，得实际载荷:KhKaKvKh Kh1 1.08 1.2 1.4211.84按实际载荷计算分度圆直径:a d1t52.81.841.358.6mm3. 按齿根弯曲疲劳强度设计。mt2K Ft T1YYFa YsaF试选KFt = 1.3计算弯曲疲劳强度重合度系数:Y 0.250.250.6911.70

12、计算YFaYsaF由图 10-17，齿形系数 Y Fa1=2.69，YFa2=2.25。由图 10-18，应力修正系数 Ysa1=1.58，Ysa2=1.74。由图10-24c，小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图10-22，弯曲疲劳寿命系数：Kfni=0.86 , Kfn=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即:YFa1YSa1YFa2YSa2K FN1 F lim 1SK FN 2 F lim 2S269 1.58307.142.25 1.74241.570.86 500307.14MPa1.40.89 380241.57MPa1.40.0140.0162因为小齿轮的簣小于大齿轮

13、，所以取：也 竽0.0162试算模数:2K FtY YFaYSa dZ12.38 mm235.2391。40.6910.01621V124 2调整模数圆周速度Va1.38 24 33.12mmd1nv33.12 72060 100060 10001.24m/s齿宽b。b dd11 33.1233.12mm宽高比b/h。h2ha c mt 2 1 0.25 1.38 3.105mmb/h=33.12/3.105=10.67计算实际载荷系数Kf KaKvKf Kf其中：I根据v=1.24m/s,7级精度，由图10-8得动载系Kv=1.05n.由表10-3得齿间载荷分配系数 K f1.2其中：厂2=

14、2 5.239 10“3“Ft113.163 103N ,d,33.12“1b31 3.163 10395.5N /mm 匚.d22齿轮宽度：b dd116060mmb b (5 10) 60(510) 6570mm 取 b仁68mmb2=b=60mm5. 齿面接触疲劳强度校核2 1.84 5.239 1 042.87 11 6032.872.5 189.80.875由上述可得Kh 1.84 , T15.239104 N ?mmd1,d160mm,u=2.87，Zh=2.5， Ze1189.8MPaZ 0.875将他们带入式（10 10）得:455.46故齿面接触疲劳强度满足6. 齿根弯曲疲劳

15、强度校核。由上述可得：Kf 1.66、5.239 104N?mm、YFa1=2.69、YFa2=2.25Ysa1=1.58、Ysa2=1.74、丫 0.691、 d 1、m=2mm、Z1=30将它们带入式（10-6），得：F12KFtYFalXalY d m3Zf2 1.66 5.239 104 2.69 1.58 0.691 23 30270.8MPaF22KFT；YFa2Ysa2Y32dm乙2 1.66 5.239 1 04 2.25 1.74 0.691 23 30265.25MPa故齿根弯曲疲劳强度满足要求。7. 齿轮性能参数:齿轮模数m齿数z分度圆直径d齿宽b中心距a小齿轮23060

16、68116大齿轮28617260齿轮传动设计低速齿轮设计：带式输送机减速器的高速齿轮传动。已知输入功率P=3.75kw，小齿轮的转速n=250.87r/min。输送机在常温下连续工作，单向转动，载 荷较平稳。工作寿命8年，每年工作300日，每日工作8h。1选齿轮类型、精度等级、材料及尺数。 齿轮的类型一一直齿圆柱齿轮。 精度等级：参考表10-6，选用7级精度。 材料选择：参考表10-1，选择：小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为：280HBS。大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为：240HBS。 齿数：选小齿轮的齿数乙 30,大齿轮齿数 JuZi2.61 30 78.3 取整 Z2=7

17、8.3。其中u i 2.611.88 3.2 乙Z21.88 3.2 1.7330782 按齿面接触疲劳强度设计。Z4 1.73.30.87 接触疲劳许用应力由图10-25d ,小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：H lim 2550MPaH liml 600MPa ,计算应力循环次数：Ni 60njLh 60 250.87 1 (8 300 8)2.89 1082.8910 81 .10102 .61由图10-23,接触疲劳寿命系数：Khn1=0.93、Khn2=0.95取失效概率为：1%，安全系数S=1KhN1 Hlim1S0.93 6001558MPaK HN 2 H lim 2S0.9

18、5 5501523MPa取两者之间的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即:H 2 523MPa 按公式10-11试算小齿轮分度圆直径:d1t1 ZhZeZH22.5 189.8 0.8752375.94mm3 2 1.3 1.42 105 2.61175.94 250.8760 10000.99m/s圆周速度:dnv60 1000齿宽b： bdd1t 1 75.9475.94mm由表10-2，使用系数Ka 1。由图10-8,动载荷系数Kv 1.02。由表10-3,齿间载荷分配系数Kh 1.25其中齿轮圆周力：F1t 2T1 2 1.42 103.739 103Nd1t 75.94KaB1

19、3.739 10349.23 N / mm 100N / mm 75.94用插入法由表10-4得,齿向载荷分布系数Kh1.421由此，得实际载荷:Kh KaKvKh Kh1 1.02 1.2 1.4211.74按实际载荷计算分度圆直径:d1d1t31.74K:75.94 3 1.383.52mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计。mt2K Ft T1 丫 丫 Fa Ysa dZ12试选KFt = 1.3。计算弯曲疲劳强度重合度系数：丫0.25 也 0.250.6831.730 计算由图10-17，齿形系数Y Fa1=2.54，YFa2=2.25 。由图 10-18，应力修正系数 Ysa1=1.58，Y

20、sa2=1.74由图10-24c，小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:F lim 1500MPa ,Flim2 380MPa 。由图10-22，弯曲疲劳寿命系数：KFN仁0.85, Kfn=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即:K FN 1 F lim 10.85 5001.4303.58MPa0.88 3801.4238.85MPaYFa1YSa1254 1.580.0132F 1303.58F 2KfN2 F lim 2SYFa2YSa2225 1740.0164F 2238.85因为小齿轮的晋小于大齿轮，所以取：沁 竽0164试算模数:mt2K Y YpaYSadZ：1 .662

21、3 皿105.6830.0164130 2调整模数圆周速度Vd1 乙m 1.66 30 49.8mmdj49.8 250.87人,v 10.654m/s60 1000 60 1000齿宽b。b dd11 49.8 49.8mm宽高比b/h。h 2ha c mt2 1 0.25 1.66 3.735mmb/h=49.8/3.735=13.34计算实际载荷系数KfKaKvKf Kf其中：I根据v=0.65m/s,7级精度，由图10-8得动载系Kv=1.02n.由表10-3得齿间载荷分配系数 K f 1.1其中：Ft12Td12 1.42 10549.85.702 103N ,KAFt1b114.4

22、N / mm 100 N / mmm.由表10-4用查值法得Kh1.417，结合 b/h=13.35查图 10-13 得，K f 1.42。则载荷系数：Kf KaKvKf Kf 1 1.02 1.1 1.421.59按实际载荷算得的齿轮模数:1.661.591.77mm1.3有上述结果可得：取由弯曲疲劳强度算得的模数 m=1.77mm ,并就近圆整为标准值 m=2mm。按接触疲劳强度算得的分度圆直径的 d1=83.52mm。则小齿轮齿数 乙 虫 8352 41.76 取Z1=42。m 2大齿轮的齿数 Z2 uZ1 2.61 42 109.62取 Z2=1104几何尺寸计算2KhT1 u 1dd

23、U 山2 1.74 1.42 1052.61 1V 1 8432.612.5 189.8 0.87分度圆直径：d1 乙m 42 284mm d? Z2m 110 2 220mm中心距：ad1 d284 220152mmyy1 lj a 匚c22齿轮宽度：bd d11 8484mmb1 b (510)84 (510) 89 94mm 取 b1=90mmb2=b=84mm5.齿面接触疲劳强度校核。可得由上述Kh1.74, T1 1.42105 N ?mm d1,d184mm,u=2.61，Zh=2.5， Ze1189.8MPa?，Z 0.87将他们带入式（10 10）得:443.2故齿面接触疲劳强

24、度满足6.齿根弯曲疲劳强度校核。由上述可得：Kf 1.59，T1 1.42 105N?mm, YFa1=2.54，丫Fa2=2.25Ysa1=1.58，Ysa2=1.74，丫 0.683， d 1，m=2mm，Z1=42将它们带入式（10-6），得:2心琳也1丫F13 2dm Zi52 1.59 1.42 102.54 1.58 0.68387.70MPaF12心琳2丫$玄2丫2 1.59 1.42 105 2.25 1.74 0.6831 23 42285.56MPa1 23 422故齿根弯曲疲劳强度满足要求。6.齿轮性能参数:齿轮模数m齿数z分度圆直径d齿宽b中心距a小齿轮24284901

25、52大齿轮211022084轴的设计一.高速轴：1.轴上的功率P、转速n和转矩TPP0 14.160.953.95KWn 01440n0720r/mini带2P3.95T9550000 9550 52140N ?mmn7202. 求作用在齿轮上的力Fti2Td2 52140601738NFr1Ft1tan1738 0.36 625.68NF t1 1738Fn 口1810.4Ncos 0.943. 初步确定轴的最小直径。先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A 120,于是得：dmin120 #72521.16mm考虑到轴端出开有键槽，轴颈应

26、增大4%5%，则初步选取dmin23mm4. 轴的结构设计:确定各段的直径和长度 :轴段：已知初步确定轴的最小直径di 23mm，因为其与带轮装配。带轮的宽度L （1.52）di 35.542mm。所以初定轴段的长 度 L=41mm 。轴段：因为轴段的右端必须为轴肩，所以为了满足带轮轴的定位要求，故取轴段的直径 d2 di 2（0.070.1）427.6mm，取整d2 28mm。 因为轴段处安装轴承盖， 所以轴段的长度L 2B 10 50mm 。轴段：在轴段处安装轴承（深沟球轴承），因为轴承内径要与轴 段直径保持一致，查机械设计课程设计选型号为 6207的滚动 轴承，基本几何尺寸为 d D B

27、 35 72 17。所以轴段处的直径d3 35mm，长度L 17mm。轴段： 因 为 轴段的 右端有轴肩 ， 则轴段的直径 为d4 d3 2（0.07 0.1）d3 42mm，即取轴段的直径为 d4 42mmL 107mm轴段：轴段的右端面为齿轮的轴肩固定面， 有轴颈d 42mm查表15-2得R=1.6。由轴肩高度h （2 - 3）R，轴环宽度b 1.4h，得轴段的直径d5 52mm，长度L 8mm轴段：轴段上安装齿轮，因为轴段的右端为轴承的定位轴肩， 所以初定d6 d4 42mm，齿轮的右端采用套筒固定，为了使套筒 端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，已知齿轮的宽度B 68mm，轴段

28、的长度L B （24）6664mm，故取轴段的长度L 65mm。轴段：轴段与轴段都是安装轴承的位置，故轴段的直径d7 35mm。在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 S由机械设计课程设计 P37取S=5mm，取齿轮距箱体内壁之距离16mm；则轴段的长度L B轴承S 17 16 8 41mm各段的直径和长度入下表:轴段轴段轴段轴段轴段轴段轴段直径d/mm23283542524235长度l/mm455017107865415. 轴上零件的周向定位齿轮、V带带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按di=23mm查得平键截面b h l 8H97 22，轴颈处配合为，Ra 0.8 m。按ds=42m1

29、 iz查得平键截面b hH9l 12 8 45，齿轮处配合为h8，Ra 3.2 m。6.轴上的载荷作用在齿轮上的力圆周力：Ft 2T 2 521401738Nd60径向力：Fr1 Ft1tan1738 0.36 625.68N轴向力：Fa=0N取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则:13L l1 l2 103.5mm2l3l6L2 卫 l4 l5 $156mm2253mm计算支承反力:在水平面上：由F 0, FtFnh 1 Fnh 2得： F NH1Fnh 2M 20, Ft L3FNH 1(L2L3)0旦 173440.7NL3 L253 156Ft FNH1 1738 440.71297

30、.3N弯矩：Mh1FNH 1L2440.7 15668792N mmFNH2L31297.3 5368756.9N mm在垂直面上(V):由 F 0 , FrF NV1F NV 2M 20, Fr L3 FNv1 (L2 L3)0FNV2得：FNV1FrFNV1弯矩：Mv1IL3L2625.68 53156 53158.66N625.88 158.66467.22NFNV1L2158.66 15624750.96N mmMV2FnV2L3467.22 53 24762.66N mm合成弯矩：M1 MH21 MU . 68792224750.96273109N mm 73NM2 JmH2 M：2

31、 M2( T)2因为扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6。则：Me . M 2 ( T)2 732 (0.6 52.14)2 79.42N m已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 i 60MPa。轴的强度条件：Me M2( T)2W 0.1d379.42 1030.1 423故该轴安全8.校核轴承和计算寿命校核轴承1和计算寿命径向载荷 尸川 ；Fah2 FAV, 440.72 1 58.662 4 68.3N轴向载荷FAaFa0故，0,由表13-5选取e 0.2。Co则 更 0 e,由表13-5查得X=1;Y=0 Fr由表13-6选取载荷系数fd 1故当量载荷：pfd(XFAr

32、YFAa) 1 1 468.3 0 468.3N计算轴承寿命(6207的滚动轴承基本额定动载荷C 25.5kNLh 10 C1025.5 103737354 小时 19200 小时60n P 60 720468.3在上述条件下，该轴承满足所需工作时间，且轴承能工作3737354 小时。校核轴承2和计算寿命径向载荷 Fa. Fah2 71297.32 467.222 1378.8N轴向载荷FAa Fa 0故，更0,由表13-5选取e 0.2。Co则 更 0 e,由表13-5查得X=1;Y=0 Fr由表13-6选取载荷系数fd 1故当量载荷：P fd（XF& 丫良）1 1 1378.8 0 137

33、8.8N计算轴承寿命（6207的滚动轴承基本额定动载荷C 25.5kN106 C60n P10660 72025.5 103 31378.8146430小时19200小时在上述条件下，该轴承满足所需工作时间，且能工作146430小中速轴:1.轴上的功率P、转速n和转矩TP2P13.95 0.99 0.963.75KWn2nii1720250 .87r/m in2 .879550 巳n29550 3.75142.75N ?m250.872. 求作用在齿轮上的力高速大齿轮2（200 ,0 ）1659.8Nd 172Ft1cos1659.80.941765.7NFr1Ft1tan1659.8 0.3

34、6 597.55NFa Ft tan 0低速小齿轮3(200,2T 2 142750d604758.3NFr1Ft1tan4758.3 0.36 1712.9NFnFt1cos4758.30.945062.NFa Ft tan03. 初步确定轴的最小直径。先按式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0 120,于是得:dmin 怕：120250?8729.56mm考虑到轴端出开有键槽，轴颈应增大4%5%，则初步选取dmin32mm。4. 轴的结构设计确定各段直径长度：轴段：因为在轴段上安装轴承，且初步确定轴的最小直径dmin 32mm。由机械设计课

35、程设计选取选型号为 6207的滚动轴承，基本几何尺寸为 d D B 35 72 17 。则轴段的直径 d1 35mm ，长度 L 41mm 。轴段：因为在轴段上安装齿轮，且应该与高速轴上的齿轮相啮合，为了安装方便轴段的右端应该有轴肩。轴段的直径4 d1 2（0.07O.lg 39942mm 取d2 42mm。齿轮的 右端采用套筒固定， 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短 于轮 毂宽度 ， 已知齿 轮的 宽度 B 90mm， 轴 段 的 长度 L B （2 4）88 86mm ，故取轴段的长度L 88mm 。轴段：轴段的右端面为齿轮的轴肩固定面，有轴颈d 42mm查 表15-2得R=1

36、.6。由轴肩高度h （2 3）R，轴环宽度b 1.4h， 得 轴 段 的 长 度 L 10mm ， 直 径4 d2 2（0.070.1）d2 4788504mm,取整 d3 50mm。轴段：轴段上安装低速小齿轮，齿轮的右端用轴肩固定，左端 用套筒固定。则取d4 d2 42mm。齿轮的左端采用套筒固定，为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度， 已知齿轮 的宽度B 60mm，轴段的长度L B （24）5856mm，故取轴段的长度 L 56mm。轴 段 ： 轴 段 上 安 装 轴 承 ， 取 d5 d1 35mm 。 长 度L B轴承S 17 16 8 41mm。各段的直径和长度入

37、下表：轴段轴段轴段轴段轴段直径d/mm3542504235长度l/mm4188105641轴段轴段珀段88g41轴段5轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。b h l 10 8 36,!10按H956d2=42mm查得平键截面hg , Ra 3.2 m。按 d4=42mH9查得平键截面b h l 10 8 70，齿轮处配合为-8，Ra 32 m。6轴上的载荷FnH2作用在齿轮上的力高速大齿轮2(20，红 2 142750 1659.8Nd 172F r2Ft1ta n1659.8 0.36597.5NFnFt1 1659.8cos0.941765.7NFa Ft tan低速小齿轮

38、3200，3398.8N_ 2T 2 14275084Ft3dFr3Ft1ta n3398.8 0.361223.5NFnFti3398.8cos0.943615.7.NFaFt tan取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则:J宁时亦l2叮,3 82L3(2)计算支承反力3398.8 130.51659.8 48.51952687.40NL1 L2L3在水平面上（H）：F0 , Ft2Ft3FAHFBHM 0FAH L1L2L3Ft 3L2L3Ft2 L30由上述公式可得:根据平面平行力系平衡方程Ft3（L2 L3）Ft2L3Fbh Ft2 Ft3 Fah 3398.8 1659.8 268

39、7.402371.2N弯矩：在齿轮3处：M3 Fah L12687.40 64.5 173337.3N mm 173N m在齿轮2处：M2Fbh L3 2371.2 48.5mm 115003N mm 115N m在垂直面上（V）：由 F 0 , Fr2 Fr3FAV1FAV2M20,FAvL1L2L3Ft3L2L3Ft2L30得：lF3（L2 L3） FJ3 1223.5 130.5 597.5 48.5 十 FAv967.4NL1 L2 L3195FBv Fr2 Fr3 FAv 597.5 1223.5 967.4855.6 N弯矩：在齿轮3处:在齿轮2处：M2 FBvL3855.6 48

40、.5mm 41496.6N mm 41N合成弯矩：M3 JmH, M： Jl732 622 1 83.77N mM2mH2 M；21152 412 122N m计算扭矩：T T142.75N ?m(5)弯矩图和扭矩图e54,548.5Ft2LIRr240N mooMe32( T)27按弯扭合成应力校核轴的强度:由合成弯矩图可知，危险截面在的 3上（承受最大弯矩和扭矩）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。根据式（15-5）当量转矩:因为扭转切应力为脉动循环变应力，取06T=189.52N,3Ft沁 Fr3Fnv2胡暑匾=51忖皿SffiH 面：Fn-1M=

41、144N mMn152HmFnihl在水年面Fx FnHlFnv2Fnri.2Me M3 ( T)2183.772 (0.6 142.75)2 202.74N m已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ! 60MPa轴的强度条件:I 22Me M2( T)2WOld3202.74 1030.1 42327.36故该轴安全8.校核轴承和计算寿命校核轴承1和计算寿命II径向载荷 FAr. Fah2 FAV. 2687.402 2371.22 3583.8N轴向载荷FAaFa0故，0,由表13-5选取e 0.2。CoFa则 二 0 e,由表13-5查得X=1;Y=0Fr由表13-6选取载

42、荷系数fd 1故当量载荷：Pfd(XFAr YFAa) 1 1 3583.8 0 3583.8N计算轴承寿命(6207的滚动轴承基本额定动载荷C 25.5kN)106 C60n P631025.5 1060 250.873583.823932小时在上述条件下，该轴承满足所需工作时间，且轴承能工作23932小时(2)校核轴承2和计算寿命径向载荷尸心；Fah2 FAv. 2371.22 855.62 2520N轴向载荷FAaFa0故，更0,由表13-5选取e 0.2。Co则 更 0 e,由表13-5查得X=1;Y=0 Fr由表13-6选取载荷系数fd 1故当量载荷：P fd(XF& YFAa)1

43、1 2520 02520N计算轴承寿命(6207的滚动轴承基本额定动载荷C 25.5kN,106 CLh60n P6331025.5 1068836小时60 250.872520在上述条件下，该轴承满足所需工作时间，且轴承能工作68836小时三. 低速轴1.轴上的功率P、转速n和转距TP3P2233.750.990.963.564 KWn 2250.87n 3296 .11 r/m ini22 .61P，3.564T395509550354.13N ?mn396.112. 求作用在齿轮上的力(200 ,0 )2Td2 3541302203219.3NFr1Ft1tan3219.3 0.36 1

44、158.9NFt1cos3219.30.943424.7NFa Ft tan 03. 初步确定轴的最小直径。先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质 处理。根据表15-3，取a 120,于是得：fPf 3 56dmin A03 120 3 40mmV nV 96.11输出轴的最小直径显然是安装联轴器出的直径d1。为了使所选的轴直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT3,查表14-1考虑转矩变化很小，故取Ka 1.3,则：Tca KaT3 1.3 354130 460369 N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计，选取HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000N mm。 半联轴器的孔径d 40mm，故