机械设计课程设计二级减速器67874

1、机械设计课程设计任务书学生 专业年级 设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、输送带工作拉力： F = 2600N ；2、输送带工作速度： v = 1.1m/s（允许输送带速度误差为 5% ）；3、滚筒直径： D = 220mm ；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室，灰尘较大，环境最高温度35 ；5、使用折旧期：8 年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；8、运输带速度允许误差：5%9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图 1（ A1）；2、零件工作图 2

2、；3、设计说明书 1 份。指导教师签名：2013年 4月 23日说明： 1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4 纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计（论文 ）的第一页。设计题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器1 设计条件1.1 原理图( 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图)1.2 工作情况1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室工作，有灰尘，环境最高 温度 35；2) 使用折旧期； 8 年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V ；5) 运输带速度容许误差： 5%；6)

3、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3 原始数据参数题号1运输带工作拉力 F/KN2600运输带工作速度 v/(m/s)1.1卷筒直径 D/mm220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。2 电动机选择2.1 电动机类型的选择 电动机选择全封闭的 Y 系列三相鼠笼式异步电动机，具有防止 灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机部的特点， B 级绝缘，工作环境 温度不超过 +40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额 定电压 380V，频率 50Hz。2.2 电动机功率的计算 工作机所需功率 Pw Pw F*v 2600*1.1 2.86KW1000

4、* w 1000 设计方案的总效率联 =0.99 （两对联轴器的效率相等）轴承1 =0.99 ， 轴承 2 =0.98 ， 轴承3 =0.99Pw=2.86 KW总=0.886=3.23 KWnw=95.50 r/min nm=1430 r/min齿 =0.97 （两对齿轮的效率取相等）22则： 总 =联轴承 1齿轴承 2轴承 3 =0.886电动机所需工作功率 PdPw 2.86Pd3.23KW0.8862.3 电动机转速的选择 由 v=1.1m/s 求卷筒转速 nw Dn wV = w =1.1 nw=95.50 r/min60 *1000 电动机可选转速围 n i1 i2 nw在该系统中

5、只有减速器中存在二级传动比i1,i2 ，由圆柱齿轮传动比围为 3 5。所以 nd =（i1*i2） nw=9 ， 25* nwnd的围是（ 859.5，2387.5）r/min ，初选为同步转速为 1430r/min 的电动机2.4 电动机型号的确定电动机型号为 Y100L1-4, 其额定功率为 2.2kW ， 满载转速1430r/min 。基本符合题目所需的要求。电动机额定功满载转速堵转额定最大额定质量型号率/KWr/min转矩转矩转矩转矩/KgY100L1-42.214302.22.3343 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配3.1 计算总传动比由电动机的满载转速 nm

6、和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为： i总 nm/nw nw 95.50r/min nm=1430r/mini14.973.2 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以i1（ 1.3-1.5） i2。估测选取 i 1=4.5 i 2=3.3传动比误差为 0.801% ，所以可行。3.3 各轴转速、输入功率、输入转矩计算 计算各轴转速电动机转轴速度n0=nm=1430r/min高速轴 1 n1=nm=1430 r/min中间轴 2 n2= n1 =317.78 r/mini1低速轴 3 n3= nm =96.30 r/mini1 *i2卷筒轴n4=96.30 r/m

7、in 。 计算各轴功率高速轴 1 P1=Pd* 联1 =3.23*0.99=3.20Kw中间轴 2 P2=P1* 齿*n 轴承 1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw低速轴 3 P3=P2* n齿n轴承 2 =3.0708*0.97*0.98=2.92Kw卷筒轴P4=P3* n联2 n轴承3 =2.9191*0.99*0.99=2.86 Kw 计算各轴转矩9550 * P 4电动机输出转矩 Td 9550* Pd 2.16 * 10 4 N mmi 14.97i1=4.5i2=3.3各轴转速n0=1430r/minn1=1430r/min n2=317.78 r/min n3=96.3

8、0 r/min n4=96.30 r/min各轴功率P1= 3.20 KwP2=3.07KwP3=2.92KwP4=2.86Kw高速轴 1 T1 9550 * P1 2.14 * 10 4 N mmT2=T3=T4=n19550 * P中间轴 2 T22 9.23*104 N mmn29550 * P 5低速轴 III T3 9550* P3 2.90 * 105 N mm n39550* P卷筒轴T4 9550* P4 2.84 * 10 5 N mmn4项目电动机 轴高速轴 I中间轴 II低速轴III卷筒转速（ r/min 7896.3096.30功率 （kW）3

9、.233.203.072.922.86转矩 （Nm）21.621.492.3290.0284.0传动比114.53.314 齿轮设计计算4.1 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转 速齿数 比小齿轮转矩类型3.20Kw1430r/min4.521.4N m斜齿选精度等级、材料及齿数：1） 材料及热处理8 级精度 z120 z290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 ，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 8 级精度；3）试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 90 的；4.1.1 按齿面接触强度设计因为低速

10、级的载荷大于高速级的载荷， 所以通过低速级的数据进 行计算。按式（ 10 21）试算，即2 Z E * Z H H1） 试 选 Kt1.61）确定公式的各计算数值2）由表 107 选取齿宽系数 d13）由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa4）由图 1030 选取区域影响系数 =2.4335）由图 1026 查得=0.755， =0.82， 则=+=1.5756）由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1 600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；7）由式 1013 计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 1430 1

11、 （2 8 365 8） 4.0 1099N1 4.0 1098N21 8.91 1082i14.58）由 1 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 K HN1 0.9 ，K HN 2 0.95取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 1012）得 0.90600MPa540MPa 0.95500MPa522.5MPa则许用接触应力为：540 522.52531.25MPa2）计算1）试算小齿轮分度圆直径ZE*ZH2=34.24mmd1t cos 34.24 cos14 mttz120mmh 2.25mt 2.25 1.66mm 3.732）计算圆周速度v= d1tn1= 34.24 143

12、0 =2.56m/s60 1000 60 10003）计算齿宽 b 及模数 mb d d1t 1 34.24mm 34.24mmb 34.249.167h 3.7354）计算纵向重合度0.318 d Z1 tan0.318*1* 20* tan14 1.595）计算载荷系数 K 由表 10-2 查得使用系数 K A 1 根据 v 2.56m / s ， 8级精度，由图 10-8 查得动载系数 K v 1.14 由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称 布置时， K H 1.448查图 10-13 得： K F1.36由表 10-3 得， K HKF1.2故载荷系数K KA

13、KV KH KH 11.141.3 1.448 1.98（ 6）按实际载荷系数校正分度圆直径 由式 10-10a 得：K1.98d1 d1t334.24 3 mm 36.76mm1 1tKt1.6（ 7）计算模数md1cos36.76* cos14mn 1 1.78mmnz1204.1.2 按齿根弯曲强度设计由式 10-17 得：弯曲强度设计公式22KY T1 cos22d z1YFaYSaF1）确定计算参数K KAKVKF KF 1 1.11 1.41）计算载荷系数：2）根据纵向重合度1.59 ，从图 10-28 查得： Y 0.883）计算当量齿数：Zv1Zv2Z13cosZ2cos320

14、cos3 1490cos31421.8998.524）查取齿形系数：由表 10-5 查得 YFa15）查取应力校正系数：由表 10-5 查得 YSa12.724;YFa2 2.1831.569;YSa2 1.7896）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ，大齿轮的弯曲强度极限FE 2 380MPa7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.85, KFN 2 0.888）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式（ 10-12 ）得K FN 1 FE1F10.85 500 303.57MPasK FN 2 FE2F21.40.88

15、380 238.86MPa1.4YFaYSa9）计算大小齿轮的F 并加以比较：YFa1YSa12.724 1.596 0.01408F1303.57YFa 2YSa22.183 1.789 0.01635（大齿轮的大）F22）计算238.86m3422 1.98 2.14 104 0.88 cos214 0.01635mm 1.22mm1 202 1.575对比计算结 果 , 由齿面接触疲轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有 关，取标准值 mn 1.5mm. 但为了同时满足接触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算

16、得的分度圆直径 d1 36.76mm 来计算相应的齿数：z1d1 cos mn36.76* cos141.523.78mn 1.5mmz1 21z2 95取 z1 24,z2 1083）几何尺寸计算1）计算中心距(z1 z2)mn2cos(24 108)*1.5 102.03mm2* cos14a 90mm劳强度计算的模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿故圆整后取中心距为 a 102mm2) 修正螺旋角z1 z2 mn (24 108)*1.5 arccos arccos2a 2*10213 5548螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。3）计算齿轮的分度圆直径d1 z1mn

17、 cosz2mnd2cos24 1.5cos13。5548108 1.5cos13。554837.09mm166.91mm4）计算齿轮宽度bd d1 1 37.09 37.09mmd1 32.58mm d 2 147 .41mmB1 42mmB2 36mm4.2 低 速调整后取 B1 37mm, B2 31mm 。模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.537.093724大齿轮1.5166.9131108齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型3.07KW317.78r/min3.392.3Nm直齿选精度等级、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 280HB

18、S ，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 8 级精度；3）试选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z2 79 的；4.2.1按齿面接触强度设计由设计公式（ 10-9a ）进行计算，即KT2 u 1 ZE 2d3t 2.323 KTd2.uu1（ZHE）2mm1）确定各计算值1）试选载荷系数 K t 1.32）计算小齿轮传递的转矩，T29550* P2 9.23 104 N mmn23）由表 10-7 选取齿宽系数4）5）由图 10-21d 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim 3600MPa6）7）大齿轮的接触疲劳

19、强度极限；由式 10-13 计算应力循环次数N3 60n2 jLh 60 317.781088.9N4N3i28.9 108 2.73.3H lim 41 (2108由图10-19查得接触疲劳寿命系数550MPa8 365 8)1由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2KHN3 0.90， K HN 4 0.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由（ 10-12 ）得KHN 3 lim 3 0.9 600MPa 540MPa SK HN4 lim 4 0.95 550MPa 522.5MPaS2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d3t ，代入

20、中较小的值 H 2）3）d3t 2.323KtT2 u 1 ZE =63.63mmHdu计算圆周速度 vd3tn2v60 1000计算齿宽 bb d d3t 14）计算齿宽与齿高比模数 mtd3tz3齿高 h63.63 317.78ms 1.06ms6000063.63mm 63.63mmb/h63.63mm 2.65mm242.25mt2.25 2.65mm 5.96mm63.635.9610.685）计算载荷系数 根据 v 0.88m/ s ，8 级精度， 由图 10-8 查得动载系数K v 1.08 直齿轮 KHK F 1 由表 10-2 查得使用系数 K A 1 由表 10-4 用插值

21、法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对 称布置时 K H 1.458 由 b 10.68， KH 1.458 ，查图 10-13 得K F 1.38 h故载荷系数：K K AKVK H KH 1 1.08 1 1.458 1.5756）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）KK 63.633 1.575mm1.367.83mm7）计算模数 mm d3 67.83 mmz3242.83mm4.2.2 按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5 ）得弯曲强度的设计公式为：m32KT2 ?YFaYSadz3F1）确定各计算值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE3 5

22、00 MPa ，大齿轮的弯曲强度极限 FE4 380MPa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN30.88 ，K FN 4 0.903）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式（10-12 ）得：K FN3 FE3F30.88 500314.29MPasK FN 4 FE4F41.40.90 3801.4244.29MPa4）计算载荷系数 KK K AKVK F K F1 1.08 11.44 1.5555）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa32.65, YFa 42.2126）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa3 1.58,YSa4 1.7747）

23、计算大小齿轮的 YFaYSa 并加以比较FYFa 3YSa3F32.65 1.58314.290.01332YFa 4YSa4F42.212 1.774244.290.01606大齿轮的大一些2）设计计算3 2 1.49 9.23 104 0.01606m 3 2 mm 1.97mm1 242对比计算结果 , 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数 , 由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度 所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取标准值 m 2mm，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

24、径d3 67.83 mm 算出小齿轮齿数：z3d3m367.83233.91534 ，取 z3 34m3z3z42mm2996大齿轮齿数 z4 3.3 34 112.2,取 z4 112这样设计出的齿轮传动 , 即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足 齿根弯曲疲劳强度 ,并做到结构紧凑 , 避免浪费。3）几何尺寸计算68mm224 mm（ 1）计算分度圆直径d3d4d 3 mz3 2 34 68mmd 4 mz4 2 112 224mm（ 2）计算中心距d3 d4268 224 146mm2(3 )计算齿轮宽度bd d3 1 68 68mm所以取 B3 68mm ， B4 62mm模数分度圆直径压

25、力角齿宽小齿轮2682068大齿轮222420624 画装配草图4.1 初估轴径 在画装配草图前需初估轴径 , 从而提高设计效率 , 减少重复设计的工作量 并尽可能的降低生产成本。由机械设计式 16.2, 得各轴的最小直径分别为 :d1 C 3 P1 1023 9.64 19.1433mm1n11460d3 C 3 P3 1123 8.182 50.35mm3n352.52式中: C为轴强度计算系数 ,40Cr和 45钢所对应的系数分别为 102和 112。考虑到实际情况 ,可将这三轴的最小轴径定为 22mm, 35mm 和 52mm。4.2 初选联轴器 联轴器除联接两轴并传递转矩外 , 有些

26、还具有补偿两轴因制造和安装误差 而造成的轴线偏移的功能 , 以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和 减速器高速轴联接用的联轴器 , 由于轴的转速较高 ,为减小启动载荷 , 缓和冲击 , 应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器 , 该设计选用弹性柱销联轴器。减 速器低速轴与工作机联接用的联轴器 , 由于轴的转速较低 , 不必要求具有较小的 转动惯量 ,但传递转矩较大 , 又因减速器与工作机不在同一底座上 , 要求具有较大的轴线偏移补偿 , 因此选用鼓型齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况联轴器选择如下 : 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用 LT6 联轴器Y42 82 GB/

27、TY40 824323 2002; 减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY7联轴器Y48 112J150 84GB/T 5843 2003。4.3 初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为6305,6308,6312 。4.4 箱体尺寸计算查手册中表 11-10.025 ，可计算出箱体各部分尺寸，具体如下：名称符号具体数值箱座壁厚10mm箱盖壁厚110mm箱盖凸缘厚度b115mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径df24mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺钉直径d118mm盖与座

28、联接螺钉直径d212mm联接螺栓 d2 的间距l150mm轴承端盖螺钉直径d312mm视孔盖螺钉直径d410mm定位销直径d10mm轴承旁凸台半径R124mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1342618df、d2 至凸缘边缘距离C22816箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与箱壁距离114mm齿轮端面与箱壁距离210mm结合以上参数 , 可设计出传动装置的装配草图 ,其结构形式如下图所示a 125mmB3 64mm ，B4 58mmd1=16mmL1=40mm； d2=20mm L2=69.2mm； d3=25mm L3=28mm； d4=28mm L4=73mm； L5=42mm； d6=25mm

29、 L6=28mm；5 轴系结构设计计算5.1 轴的尺寸计算5.1.1 高速轴尺寸计算根据结构及使用要求 , 把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 , 共分 六段,其中第 5段为齿轮 ,如图所示 :由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 , 因此其材料须与齿轮材 料相同 ,均为 40Cr,热处理为调质处理 , 材料系数 C为 112。所以,该轴 的最小轴径为 :由主教材表 19.3 查得载荷系数 K=1.5 ：T1 12.3N m ，Tc1 KT1 1.5 12.3 18.45N m TnY28 62选用梅花形弹性联轴器 LM 2 , 与轴相连的轴孔直径为Y16 42 16mm，轴孔长度为 42mm，与电

30、动机轴连接的轴孔直径为 28mm，轴孔长 度为 62mm。则： d1 16mm, L1 40mm为了满足半联轴器的轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴 肩；固取 2 段的直径 d2=20mm;左端用毡圈密封，按轴端直径取毡圈圈 直径 D=20mm。第三段的长度，经过画图确定 L2=69.2mm ，经过第二次放大，查 取轴承 7005AC，所以 d3=25m， L3=28mm。由于第四段轴应比小齿轮的齿根圆要低，所以取 d 4 28 mm L ， 4=73mm 。 第五段是齿轮轴段长度为 42mm， L5=42mm。 第六段： d6=25mm， L6=28mm。5.1.2 中间轴尺寸计算中间轴的

31、结构示意图由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴, 因此其材料须与齿轮材 料相同 ,均为 40Cr,热处理为调质处理 , 材料系数 C为 112。所以,有该 轴的最小轴径为P 1.77d12 C3 2 112 3 19.85mm 。12n2317.78 。为了保证减速器美观，中速轴选择的轴承为30205 从而 d1=25mm，L1=32.25mm,第二段为齿轮轴段 L2=64mm； 第三段为了满足齿轮的轴向定位，所以d3=36mm， L3=12mm；第四段和大齿轮配合所以，其直径尽量取标准值d4=30mm，其长度为一级大齿轮宽度 B2-2=36-2=34mm， L4=34mm；第五段要与轴承配合，

32、所以 d5=25mm， L5=37.25mm。5.1.3 低速轴尺寸计算d1=25mmL 1=32.25mm ；L 2=64mm ； d3=36mmL 3=12mm ；d4=30mmL 4=34mm ；d5=25mmL 5=37.25mm ；低速轴的材料为 45，材料系数 C为 100。最小轴径为：d133916.6.38025.94mmd7=30mmL7=58mm；d6=35mm低速轴的结构示意图由主教材表 19.3 查得载荷系数 K=1.5 ：Tc1 KT1 1.5 168.7 253.05N m Tn第七段轴端要与联轴器相连，选取的联轴器为滚子链联轴器GL5J130 60 ，所以 d7=

33、30mm，轴段的长度为联轴器长度减去 2mm，J130 60L7=60-2=58mm；第六段为了满足联轴器的轴向定位，此处采用毡圈密封，轴段的长度为 L6=50mm， d6=46.2 ；第五段轴段，经过二次放大，且应该满足所选取的轴承的径值。 所用的轴承是深沟球轴承型号为 6008，所以 d5=40mm， L5=31mm；第四段的直径经过放大一次 d4=46mm， L4=46mm； 第三段轴段是轴肩，需要对第二级大齿轮进行轴向定位，所以 d3 d2 2*(0.07 0.1)d2 45 2 * (0.07 0.1) * 45 52mmL6=46.2mm； d5=40mm L5=31mm； d4=

34、46mm L4=46mm； d3=52mm L3=8mm； d2=45mmL2=56mm；d1=40mmL1=36mm。其长度应该满足 L3 1.4h,L3 1.4* 1* 52 45 5mm, 所以 L3=8mm； 第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径d2=45mm，此段的长度为 L2=B4-2=58-2=56mm；第一段轴也要与上述的轴承配合所以d1=40mm， L1=36mm。5.2 轴的受力分析及核算5.2.1高速轴受力分析计算齿轮1 上的受力：Fr1 =755.06NFt1 =284.29NFa1 =199.92N圆周力Ft12T1 2*1.23*104 d132.58755.

35、06N径向力Fr1F tan nFt1 cos755.06*tan20cos14 4948 284.29N轴向力Fa1Ft1* tan755.06tan144948 199.92N5.2.2中间轴受力分析及核算3 3 2a)中间轴的结构图如下：1）计算齿轮的啮合力大斜齿轮的圆周力： Ft2 Ft1 755 .06N径向力： Fr2 Fr1 284 .29 N轴向力： Fa2 Fa1 199.92 N2T2小直齿轮的圆周力：Ft32 1834.48Nd2tan径向力：Fr3 Ft3n 667.7Ncos2）求垂直面支反力Fr3VFr 4VFt2Ft3Ft2Fr2Fa2Ft3r3755.06N28

36、4.29N199.92N1834.48N667.7NFr3V l1Ft3l2Fr 4V (l 2l3)得 Fr3V =1177.04N ， Fr4V =1412.5NFr3VFr4V1177.04N=1412.5N3)求垂直面弯矩M aV1Fr3Vl1 53.11N maV2Fr3V (l1 l2) Ft2l2 79.28N m4)求水平面支反力Fr3HFr2Fr 4HFr3,Fr3H (l1 l2) Fr2l 2Fr4Hl3 Fa2 2得Fr3H =222.08N， Fr 4H =161.33N5)求水平面的弯矩MaH1 Fr 3H l1 10.02N mMaH2 Fr3Hl1 Fa2* d

37、219.45N m2MaH3 Fr3H (l1 l2) Fr2l2 Fa2d2 /2 26.68N m6）求合成弯矩M a1M aV1M aH 154.05N.mM a22M aV12M aH 256.56N.mM a3MaV22M aH383.65N mFr 3HFr 4H=222.08N ，=161.33N7）求危险截面的当量弯矩查表 15-1 ， 40Cr 钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为1 70MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以0.6。1 70MPaM maxMa3 （ T2）2 89.53N m8）弯扭合成强度校核 按最坏的情况校核，取 dmin=25mmcaMmaxmax3

38、dmin /3258.39Mpaca 53.69Mpa所以该轴是安全的 .5.2.3 低速轴受力分析及核算a）低速轴的结构图1）计算齿轮的啮合力大直齿轮的圆周力： Ft4 Ft3 1834.48N 径向力： Fr 4 Fr3 667.7N2）求垂直面支反力Fr5V Fr6V Ft4Fr5Vl1 Fr6Vl2得Fr5V=628.48N，Fr6V =1206N3）求垂直面弯矩M aV Fr5Vl1 66.93N m4）求水平面的支反力Fr5Hl1 Fr6H l2,Fr5H Fr6HFr 4得Fr 5H =228.75N， Fr 6H =438.95N5）求水平面的弯矩M aH Fr5Hl1 24.

39、36N mFt4 1834.48NFr 4 667.7NFr5V =628.48N ，Fr6V =1206NFr5H =228.75N ，Fr 6H =438.95N6）求合成弯矩22M a MaV2 MaH 2 71.23N.m7）求危险截面的当量弯矩查表 15-1，45 钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为60MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以0.6 。1 60MPaM M a （ T3）2 100.55N m8）弯扭合成强度校核按最坏的情况校核，取 dmin=30mmcamaxmax3dmin /3235.05Mpaca 35.05Mpa所以该轴是安全的5.3 轴承寿命验算5.3.1

40、 高速轴轴承轴承为 7005AC,查手册得 C=11.2KN。轴承工作时间为： 28 836546720。两轴承为面对面 正安装。1）求两轴承的径向载荷 Fr1和 Fr2Fr1 596.14NFr2 211.85NFr1Fr1H 2 Fr1V2227.892 550.862 596.14N2 2 2 2Fr2 Fr2H 2 Fr2V256.42 204.22 211.85N2）求两轴承的轴向力 Fa1和 Fa2 对于 70000AC型轴承，查表 13-7 ，得轴承派生轴向力：Fd 0.68FrFd1 405.38NFd2 144.06NFa1 405.38NFa2 205.46NFd1 0.6

41、8 Fr1 405.38 NFd2 0.68 Fr 2 144.06N因为 Fa1 Fd2 199.92 144.06 343.98N Fd1 所以轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧，所以：Fa1 Fd1 405.38N ，Fa2 =Fd1-F a1=205.46N3）求当量动载荷 P1和 P2Fa1Fr10.68 e,a20.97 er2查表 13-5 ，对轴承 1：X1=1，Y1=0对轴承 2：X2=0.41 ， Y2=0.87因工作载荷较稳定，轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表13-6 ，取载荷系数 f p=1.1P1 fp ( X1Fr1 Y1Fa1) 655.75NP2 fp(X2F

42、r2 Y2 Fa2) 292.17N（4） 验证轴承寿命 因为 p1p2, 所以按轴承 1 的寿命进行核算 :10 6 C 10 6 L h（ ）60n1 P160 143011200 )3 h655 .75P1P2Lh655 .75 N292 .17 N58070 h58070 h 38400 h所以高速轴轴承选择满足寿命要求。5.3.2 中间轴轴承轴承为 30205, 查取手册得 C=32.2KN轴承工作时间为： 288365 46720。两轴承为面对面正安装。1)求两轴承的径向载荷 Fr3和 Fr4Fr3Fr41197.8N1421.7NFr3Fr3H2Fr3V2222.0821177.

43、0421197.8NFr4Fr4H 2Fr4V2161.3321412.521421.7N2）求两轴承的轴向力Fa5和 Fa6对于 30000 型轴承，查表 13-7 ，得轴承派生轴向力： Fd，d 2Y查手册表 6-7 得 Y=1.6， e=0.37Fr3374.31N444.28NFd3r3 374.31NFd3Fd4d3 2YFr4Fd4r4 444.28Nd4 2YFa2 199.92N ，因为 Fa2 Fd3 199.92 374.31 574.23N Fd4所以轴承 3被放松，轴承 4 被压紧所以 Fa4 Fa2 Fd3 574.23NFa3 Fd3 374.31N3)求当量动载荷

44、 P5和 P6Fa3374.310.31eFr31197.8Fa4574.230.40eFr41421.7查表 13-5 ，对轴承 3：X3=1，Y3=0对轴承 4：X4=0.4， Y4=1.6因工作载荷较稳定，轴承运转中无或有轻微冲击，按表取载荷系数 f p=1.2P3 fp (X3Fr3 Y3Fa3) 1437.36NP4 fp (X4Fr4 Y4Fa4) 1784.94N13-6，4)验证轴承寿命按轴承 4 的寿命进行核算106 C10632.2 1000 10 /3Lh（ ） （ ） hh 60n2 P460 317 .78 1784.94806760 h 46720 h所以中速轴轴承

45、选择满足寿命要求。5.3.3 低速轴轴承轴承为 6008 深沟球轴承 , 查手册得 C=17KN 轴承工作时间为： 288365 46720。1)求两轴承的径向载荷 Fr5和 Fr6Fr5Fr5H 2 Fr5V2228.752 628.482 668.82NFr6Fr6H 2 Fr6V2438.952 12062 1283.4N2）由于低速级为圆柱直齿轮传动，故轴承不受轴向力 3）求当量动载荷 P5和 P6取载荷系数 f p=1.2 ，则轴承当量动载荷为：P5fp Fr5 802.58NP6fp Fr6 1540.08N由于 P6P5,则取 P6 计算：P3 1437 .36 NP4 1784

46、 .94 NL h 806760 hFr 5 668.82NFr 6 1283.4NP5 802.58NP6 1540.08N106 C ( 60n3 P610660 96.3017 1000 )3h1540.08232777h 46720hLh 232777 h所以低速轴轴承选择满足寿命要求。6 键连接的选择和强度校核6.1 高速轴与联轴器键连接高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d1=16mm， L1=40mm，查取手册表 4-1 选取键为 GB/T1096 5 5 32。且键轴轮毂的材料 均为钢，由机械设计教材表 6-2 查得： p 100 120 MP ，取平均值为 110Mpa。键的工作长度 l L b 32 5 27 ，工作高度为 k 0.5h