机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计1教材

1、湖南工业大学课程设计资料袋机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 20132014 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 银金光 职称 教 授 学生姓名 张山山 专业班级 机械工程 1101 学号 11405700509题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 成绩起止日期 2013 年 12 月 16 日 2013 年 12 月 27 日目录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸3 张45课程设计任务书20102011 学年第 1 学期机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程 专业 1101 班级 课程名称

2、： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3完成期限：自 2013 年 12 月 16 日至 2013 年 12 月 27 日共 2 周内 容 及 任 务径 直 筒 滚 01 v=带速 案 力 较 合 周计比综 圆设、与 的的析析 带置分分 ：装行动 数动进运 参传并行 术的案进技 机 方 案 。 要输动方量份 一 三 编进度安排期 日 起容 内 作 工日71 月 21 日 61 月 2案 方 计 设日 0 2 月 2 1 日 8 月 2日52 月 21 日 21 月2日62 月2主要参考资料大学 大学 编编 主主 杨杨 刘刘 光光 金金 银银指 导

3、教 师（签字）：2013 年 月日系（教研 室 ）主任（ 签字）：2013年月日机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（ 3）起止日期： 2013 年 12 月 16 日 至 2013 年 12 月 27 日学 生 姓 名 张 山山 班级机 工 1101 班学号11405700509成绩指 导 教 师 （签 字 ）机械工程学院（部）2013 年 12 月 26 日目录一、机械设计课程设计任务书 3二、电动机的选择 . 5三、传动参数的计算 . 7四、高速齿轮的设计 . 8五、低速齿轮的设计 . 13六、高速轴的设计 . 18七、中间轴的设计 . 22八、低速轴的设计 . 26九、

4、高速轴轴承的校核 . 30十、中间轴轴承的校核 . 31十一、低速轴轴承的校核 32十二、各轴上键的校核 . 35十三、润滑和密封 36十四、设计小结 37机械设计课程设计任务书1. 设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器。 要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减 速器。2传动系统总体方案（见图 1）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器 2将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作图 1 带式输送机传动系统简图1电动机； 2 联轴器； 3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器； 5滚筒； 6输送带3原始数据（见表 1）设输送带最大有效拉力为 F（

5、N），输送带工作速度为 v（m/s），输送机滚筒 直径为 D（ mm），其具体数据见表 1。表1 设计的原始数据分1234567组号F（N）4004530403032420000000000000v.1.1.1.（ m/s ）020430D（ mm）3153540403530375005054工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计 寿命为 8 年，大修期为 23 年，大批量生产； 三相交流电源的电压为 380/220V 个人设计数据输送带最大有效拉力为 4200F（N

6、）输送带工作速度为 1.0v（m/s）输送机滚筒直径为 375D（mm）、电动机的选择Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率 高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和 无特殊要求的机械上。1、确定功率(1)、工作机所需功率w FWVW /( 1 00W0)取 W =0.96W (4.2KN 1.m/s)/(1000 0.96) 4.375KW( 2 )、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率 1 0.98取滚动轴承传动效率 2 0.98取联轴器传动效率 3 0.99故12 24 32 0.982 0.984 0.992 0.87(3)、

7、所需电动机的功率d W / 4.375 / 0.87 5.03W(4)、按电动机的额定功率选用电动机查 Y 系列( IP44 )三相异步电动机的技术数据 选定型号为 Y160L-6 的电动机 其额定功率为 m 11KW d 5.03KW 满载转速 n m 970r / min2、传动比的分配工作机输送带滚筒转速nw v/ D (1.m/s 60s)/(3.14 0.375m) 51r/m i n 总传动比 i nm /nw 970/ 51 19.02取高速级传动比 i1 4.6 低速级传动比 i 2 3.4三、传动参数的计算1 、各轴的转速 n （ r/min ）高速轴的转速n1 nm 970

8、r/min中间轴的转速n2 n1 /i1 210.9r / min低速轴的转速n3 n2 /i2 nm(/ i1i2) 62.r /min滚筒轴的转速n4 n3 62r / min2 、各轴的输入功率P (KW)高速轴的输入功率P1Pm 3 11KW 0.99 10.89KW中间轴的输入功率P2P1 1 2 10.89 0.98 0.98 10.46KW低速轴的输入功率P3P2 1 2 10.46 0.98 0.98 10.05KW滚筒轴的输入功率P4P3 3 2 10.05 0.99 0.98 9.75KW3、各轴的输入转矩T (N*m )高速轴的输入转矩T1 9550P1 / n1 955

9、0 10.89/ 970 107.22N * m中间轴的输入转矩T2 9550P2 /n 29550 10.46 / 210.9 471.17N *低速轴的输入转矩T3 9550P3 /n39550 10.05 / 62 1548.02N * m滚筒轴的输入转矩T4 9550P4 /n 49550 9.75 / 62 1501.81N *m电机轴轴轴轴滚筒轴功率11KW10.89K10.46K10.05K9.75KP/KWWWWW转矩107.22107.22471.171548.01501.8T/(N*m)21转速 n/970970210.96262( r/min)传动比 i14.63.41效

10、率； 0.990.980.980.99四、高速级齿轮的设计1、设计参数：输入功率 1 10.89KW ,小齿的转速 n1 970r/ min传动比 i1 4.6 工作寿命 8 年（设每年工作 300天）两班制，工作平稳2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095 88）3）材料选择。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。4）选小齿轮齿数 1 24 ，大齿轮齿数 2 4.6 24

11、 110.4取齿数为 Z 2 1105）初选螺旋升角14o3、按齿面接触强度设计按公式试算，即22KtT1 u 1 ZH ZEd u H1）确定公式内的各计算数值 试选 K t 1.6 齿宽系数 d 1小齿轮传递转矩T1 107.22N * m 区域系数 ZH 2.433 端面重合度系数111.88 3.2( )CO SZ1 Z21.88 3.2(1/ 24 1/110)COS14o 1.671 材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2 小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 1 600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 应力循环次数N1 60n1jLh 60 97

12、0 (1 2 8 300 10) 2.794 109 N18N21 6.073 108i1 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90 KHN 2 0.95失效概率为 1%，安全系数 S=1 H 1K HN1 H lim1S0.9 600MPa 540MPa H 2K HN 2 H lim 2S0.95 550MPa522.5MPa 许用接触应力 H 1 H 2 H H 1 H 2 (540 522.5) / 2 531.25MPa2）代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径3 2 1.6 1.072 105 5.6 d1t 3 2 1.6 1.072 10 45.66 (1 1.672.433 1

13、89.8)2 mm 68.08mm531.25计算圆周速度d1tn168.08 9703.4 5m8 / s60 100060 1 0 0 0 计算齿宽b 及模数 m ntdd1t 1 68.08mm 68.08mmmntd1t cos68.08 COS14o2.75mmZ124h 2.25mnt2.25 2.75 6.1875mmb/h 11.00 计算纵向重合度0.318 dZ1 tan0.318 1 24 tan14o 1.903 计算载荷系数 K使用系数 KA 1 根据 v=3.458m/s 7 精度 得动载系数KV 1.12 K H 1.42K F 1.35 K H K F 1.2K

14、 K AKV K H KH 1 1.12 1.2 1.42 1.91 按实际载荷系数校正分度圆直径K1.91d1 d1t 368.08 3 mm 72.22mm1 1t K t1.6 计算模数10mnd1 cos72.22 cos14oZ12.92mm244、按齿根弯曲强度设计mn32KT1Y co s YFaYSadZ12 F(1) 确定计算参数K K AKV K F K F 1 1.12 1.2 1.35 1.8 1 4根据纵向重合度 1.903 查得螺旋影响系数 Y 0.88计算当量齿数ZV1Z1cos324 26.273o cos 14ZV2Z2cos3 cos3 14o110 120

15、.41查小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa查大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa查大小齿轮的疲劳寿命系数 KFN1 0.85 K FN2 0.88计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4 F 1 F 2K FN1 FE1 0.85 500 MPa 303.57MPa1.4K FN 2 FE2 0.88 380 238.86MPa1.4查取齿形系数YFa1 2.592YFa22.164查取应力校正系数YSa1 1.596YSa2 1.80611计算大小齿轮的 YFaYSa 值，并比较 F 小齿轮：YFa1YSa1 2.592 1.596Fa1 Sa1 0.01363 F 1

16、303.57大齿轮：YFa2YSa2 2.164 1.806Fa2 Sa2 0.01636 F 2 238.86大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算mn52 1.814 1.072 105 0.88 (cos141 242 1.903o)20.01636mm 1.69mm取 mn 2按d1 68.08计算齿数 Z1 d1 cosmn68.08 cos14o233.03取Z1 33则Z2 i1Z1 33 4.6 151.8 取 Z2 1525、几何尺寸计算（1）计算中心距（Z1 Z2）mn （33 152） 2 a 1 2 n o 190.66mm 2cos2 cos14 o将中心距圆整

17、为 a 191mm（2）按中心距修正螺旋角arccos(Z1 Z2)mn(33 152) 2arccos14o23572a2 191因为值改变不多，故参数 K ZH 等不必修正3）大小齿轮分度圆d1 Z1mn33o 2 68.14mm取整 d1 68mmcoscos14 o235712Z2mn152 2d2 2 n o 313.86mm 取整 d2 314mm 2 coscos14 o23574）齿轮宽度 bdd1 68mm取整后取 B 2 68mm B1 73mm五、低速齿轮的设计1、设计参数：输入功率 2 10.35KW ,小齿的转速 n1 210.9r/ min 传动比 i1 3.4 工

18、作寿命 8 年（设每年工作 300 天）2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095 88）（3）材料选择。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。（4）选小齿轮齿数 3 24 ，大齿轮齿数 4 3.4 24 81.6取齿数为 Z4 82（ 5）初选螺旋升角16o3 、按齿面接触强度设计131）确定公式内的各计算数值 试 选 Kt 1.4 齿 宽 系 数 d 1 小 齿 轮

19、 传 递 转 矩T2 471 .17 N * m选取区域系数 Z H 2.4 端面重合度系数111.88 3.2( )CO SZ3 Z41.88 3.2(1/ 24 1/82)COS16o 1.641材料的弹性影响系数 Z E 189.8MPa 2小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 3 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim4 550MPa 应力循环次数N3 60n2jLh 60 210.9 (1 2 8 300 10) 6.074 108 N38N43 1.786 108i2取接触疲劳寿命系数 KHN3 0.93 K HN4 0.98 取失效概率为 1%，安全系数 S=1K H 3

20、 KHN3 H lim3 0.93 600MPa 558MPaS H 4K HN 4 H lim 4S0.98 550MPa 539MPa 许用接触应力H H 3 H 42(558 539)/2 548.5MPa142）代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径d3t105.6mm3 2 1.4 4.7117 105 4.4 (2.4 189.8)2mm1 1.64 3.4 548.5计算圆周速度d3tn2v60 1000105.6 210.960 1 0 0 01.1 6m6 /s计算齿宽 b 及模数 m ntbd d3t 1 105.6mm 105.6mmmnt4.23mmd3t cos 10

21、5.6 COS16o Z324h 2.25mnt 2.25 4.23 9.5175mmb/ h 11.10计算纵向重合度0.318 dZ3tan 0.318 1 24 tan16o 2.1 8 8 计算载荷系数 K使用系数 KA 1 根据 v=1.166m/s 7精度 得动载系数KV 1.05 K H 1.324 K F 1.35 KH KF 1.2KKAKV KH KH 1 1.02 1.2 1.324 1.62按实际载荷系数校正分度圆直径d3105.6 31.621.4mm 110.86mm计算模数mnd3 cosZ3110.86 cos16o244.44mm152KT2Y cos YFa

22、YS4、按齿根弯曲强度设计mn3a2 dZ32 F(1) 确定计算参数K K AKV K F K F 1 1.02 1.2 1.35 1.6524根据纵向重合度 2.188 查得螺旋影响系数 Y 0.87计算当量齿数ZV3Z3 cos324cos3 16o27.02ZV4Z482cos3cos3 16o 92.32查小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE3 500MPa查大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE4 380MPa查大小齿轮的疲劳寿命系数 K FN3 0.9 K FN4 0.95计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4 F 3K FN3 FE3S0.9 500 MPa 321.43MPa1.4 F

23、4K FN 4 FE4S0.95 3801.4257.86MPa查取齿形系数YFa32.5 7 0YFa4 2.195查取应力校正系数 YSa3 1.60YSa4 1.782计算大小齿轮的 YFaYF Sa值，并比较小齿轮：YFa3YSa3 2.57 1.6 0.01279 F 3 321.43大齿轮：YFa4YSa4 2.195 1.782 0.01517 F 4 257.8616大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算mn 32 1.6524 4.7117 105 0.87 (cos16o)2 0.01517mm 2.47mm1 242 2.188取 mn3d3 cos 按 d3 11

24、0.86 计算齿数 Z3mn110.86 cos16o335.5取 Z1 36则Z2 i1Z1 36 3.4 122.4 取 Z2 1225、几何尺寸计算1）计算中心距(Z3 Z4 )mn2cos(36 122) 32cos16o246.55mm将中心距圆整为 a 247mm2）按中心距修正螺旋角arccos(Z3 Z4 )mn2aarccos(36 122) 3 16o21332 247因为值改变不多，故参数 K ZH 等不必修正3）大小齿轮分度圆d3 Z3mn36o 3 112.56mm取整 d3 113mmcoscos16o2133d4 Z4mn122o 3 381.44mm 取整 d4

25、 381mm4 coscos16o21334) 齿轮宽度 bd d3 113mm取整后取 B4 113mm B3 118mm17六、高速轴的设计1、高速轴的主要设计参数轴的输入功率 P1 10.89KW 转速 n1 970r/ min转矩T1 107.22N * m14o2357n 20o2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径 d1 68mm圆周力Ft d12T12 107220 3153.5N68径向力Fr Ft tcaons ncos3153.5 taon 20 1185N14o2357轴向力Fa Ft tan3153.5 tan14o2357 809.6N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材

26、料为 45 钢，调质处理。取 A0 115 P110.89dmin A03 nP11 115 3 1907.809 25.75mm 选择联轴器 计算联轴器的转矩 Tca KAT3, 取K A 1.3则Tca KAT3 1.3 107220 139386N * mmJ30 60 查标准(GB/T 5843-1986)，选用 YL7 型凸缘联轴器 J30 60 ，其 公J1B28 44称转矩为 160000N*mm 。半联轴器的孔径 d1 28mm，故取轴第一段d1 2 28mm18半联轴器长度 L=92mm ，半联轴器与轴配合的轴径长度 L1 44mm4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案，

27、如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2轴段右端需制出一轴肩， 故 取2-3 段的直径为 d2 3 35mm；左端用挡圈定位，取挡圈直径为 D=37mm。1-2 轴段的长度应比轴径长度略短一些，故取 l1 2 42mm初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力和轴向力， 故选用单列圆锥 滚子轴承。初步选取 0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 33208， 其尺寸为 d*D*T=40mm*80mm*32mm, 故 d3 4 d7 8 40mm， l 3 4 l7 8 32mmd4 5 d6 7 45mm l2 3 50mm l4 5

28、167mm l5 6 73mm l6 7 40mm（3）轴上零件的周向定位齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为8mm*7mm*32mm,半联轴器与轴的配合为 H7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过 k6 渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸。 取轴端倒角 2 45o 各轴肩处取圆角半径为 2mm195、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下20从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。 将此截面的数值列于下表载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=860N,FNH2=22FNV1=423.3N,FNV2=76

29、1.793.5NN弯矩 MMH=172000N*mmMv1=84660N*mm ，Mv2=57127.5N*mm总弯矩M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm扭矩 TT1=107220N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为M 12 ( T1) 2 191706.32 (0.6 107220 ) 2caW38.08 MPa0.1 633而查出 1 60MPa ，因此 ca 1 ，故轴的设计满足弯扭强度要求21七、中间轴的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率 P2 10.46KW 转速 n2 210

30、.9r / minT2 471170 N * mm16 o 2133 n 20o2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径 d3 113mm2T2 2 471170圆周力 Ft12 8339.3Nd3 113tan n tan 20 o径向力 Fr1 Ft1n 8339.3 o 3163.3Ncos16o2133o 轴向力 Fa1 Ft1 tan 8339.3 tan16o2133 2447.9N 大齿轮的分度圆直径 d2 314mm圆周力 Ft2 Ft 3153.5N径向力 Fr2 Fr 1185N轴向力 Fa2Fa809.6N3 、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，调质处理。取 A0

31、 1103P210.46110 3 40.42mm210.9 该轴上有两个键槽，故最小轴径增大 11%，则 dmin 44.87mm 轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动轴承。轴承同时受到径 向和轴向的作用力， 故选用单列圆锥滚子轴承， 选取 0 基本游隙组、 标准精度22级的单列圆锥滚子轴承 32309，其尺寸为 d*D*T=45mm*100mm*38.25mm故取轴的第一段 d1 2 45mm4、轴的结构设计（1）拟定在轴上的装配方案，如下图2）根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度轴径 d轴长 l1234567123456-2-3-4-5-6-7-8-2-3-4-5-

32、6-7-8段段段段段段段段段段段段段段456655431118455505052921685273数值如下表： （单位： mm）3）轴上零件的定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选小齿轮的平键为 18mm*11mm*100mm,选大齿轮的平键为 16mm*10mm*50mm选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配23合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 轴端倒角为 2*45 ，各轴肩处的圆角半径为 2mm 轴的结构图如下：5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下：24载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=4872N,FNH2=358.8NFNV1=

33、2373.9N,FNV2=-395.6N弯矩 MMH1=433608N*mmMH2=27448.2N*mmMv1=211277.1N*mm ，Mv1 =72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm总弯矩M1=482342.1N*mm,M2=40856.8N*mmM1=439705.2N*mm扭矩 TT2=471170N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的 强度M1 取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴 的计算应力为caM12 ( T2)2 W482342.12 (0.6 471170)20.1

34、 60325.88MPa而查出 1 60MPa ，因此 ca 1 ，故轴的设计满足弯扭强度要求25八、低速轴的设计1、低速轴的主要设计参数轴的输入功率 P3 10.05KW 转速 n3 62r /minT3 1548020N * mm16o2133 n 20o2 、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径 d3 381mm圆周力 FtFt18339.3N径向力 FrFr1 3163.3N轴向力 FaFa1 2447.9N3 、初步确定轴的最小直径， 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 取 A0 110 dmin A0 3 P3 110 3 10.05 59.98mm 取 0 min 0 n362低速轴端

35、上有一个键槽，故轴径增大 6%，则 dmin 63.57mm选择联轴器计算联轴器的转矩 Tca KAT3, 取 KA 1.3则Tca KAT3 1.3 1548020 2012426N * mm查标准(GB/T 5843-1986)，选用 HL6 型弹性柱销联轴器 JB65 107 ，其J1B65 107 公称转矩为 3150000N*mm。半联轴器的孔径 d1 65mm ，故取轴第的最后 一段的直径为 65mm 半联轴器与轴配合的轴径长度 L1 107mm4 、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如下图262）根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度轴径 d轴长 l-2 段

36、1-3 段2-4 段3-5 段4-6 段5-7 段6-8 段7-2 段1-3 段2-4 段3-5 段45-6 段-7 段6-8 段7789776331117050050552.511224.5005数值如下表： （单位： mm）3）轴上零件的定位71齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mm 联轴器的键为 18mm*11mm*90mm选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为 2mm轴的结构图如下：275、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下：2

37、8载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=5688.6N,FNH2=26FNV1=2651.8N,FNV2=511.50.7N5N弯矩 MMH=506285.4N*mmMv1=236010.2N*mm ，Mv2=97696.5N*mm总弯矩M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm扭矩 TT3=1548020N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为caM 12 ( T3)2 W558592.62 (0.6 1548020) 230.1

38、80321.17MPa而查出 1 60MPa ，因此 ca 1 ，故轴的设计满足弯扭强度要求29九、高速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力 Ft 3153.5N ，径向力 Fr 1185N轴向力 Fa 809.6N 齿轮分度圆 d1 68mm 转速 n1 970r / min预期寿命 Lh 8 300 8 2 38400h 初选两个轴承型号均为 332082 、求两轴承受到的径向载荷Fr1VFr 200 Fa d11185 200 809.6 68r a 22802802 748NFr2VFr Fr1V 1 1 8 57 48 4 3N7Fr1H200Ft 225.25N280 tFr2

39、HFtFr1H9 0N1Fr1Fr21V Fr21H237.34NFr2Fr22v2Fr22H 1 00.14N3 、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力FdFr2Y查表得， Y=1.7 e=0.36Fd1Fr1 2 3 7.43 6 9.81N2Y 2 1.7Fd2Fr22Y1001.4 294.5N2 1.7Fa1Fa Fd2 1 1 0.14N Fa2 Fd1 698.1NFa1Fr11104.1 0.465 e 0.362373.4Fa2Fr2698.1 0.688 e 0.361001.4故两轴承计算系数均为 X=0.4 Y=1.7轴承运转只有轻微振动，1.1 则30

40、P1 f p(XFr1 YFa1) 1.1 (0.4 2373.4 1.7 1104.1) 3108.96NP2 f p(XFr2 YFa2) 1.1 (0.4 1001.4 1.7 698.1) 1746N4、验算轴承寿命因为 P1 P2 ,所以按轴承 1 的受力大小验算10660n(PC2)106 ( 105000 )60 970 ( 3108.96)66 18h8 5 Lh故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30208，经检验，仍符合要求十、中间轴轴承的校核1 、设计参数轴上齿轮受切向力 Ft1 8339.3N ， Ft23153.5N径向力 Fr1 3163.3N , Fr2

41、1185N 轴向力 Fa1 2447.9N Fa2 8 0.96N 齿轮分度圆 d1 113mmd2 381mm转速 n2 210.9r /min预期寿命 Lh 8 300 8 2 38400h初选两个轴承型号均为 323092 、求两轴承受到的径向载荷Fr1 191 Fr2 76.5 Fa1 d1 Fa2 d2Fr1V2 2 1736.9Nr1V 280Fr2V Fr1 Fr1V Fr2 3163.3 1736.9 1185 241.4Nr1H191Ft1 76.5Ft22804827N31Fr 2HFt1Fr1HFt2358.8NFr1Fr12V Fr21H 5 12.97NFr2Fr22

42、v Fr22H 432.4N3 、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力Fd 2FYr 查表得， Y=1.7e=0.35Fd1Fr12Y5129.72 1.71508.7NFd2r22Y432.42 1.7127.2NFa1 Fa1 Fa2 Fd2 2447.9 809.6 127.2N 1765.5NFa2Fd1 1508.7NFa1Fr11765.55129.70.344 e 0.35Fa2Fr21508.7432.43.489 e 0.36故两轴承计算系数为 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取 f p 1.1 则P1 f p(X1Fr

43、1 Y1Fa1) 1.1 (1 5129.6 0 1765.5) 5642.6NP2f p(X2Fr2 Y2Fa2) 1.1 (0.4 432.4 1.7 1508.7) 3011.35N4 、验算轴承寿命因为 P1 P2 ,所以按轴承 1 的受力大小验算Lh10660n ( PC2 )106(1 4 5 0)03 01 3 4 1 0h2 9Lh60 210.9 5 6 4.62故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30309，经检验，仍符合要求32一、低速轴轴承的校核1 、设计参数 轴上齿轮受切向力 Ft 8339.3N ，径向力 Fr3163.3N ,轴向力 Fa 2447.9N

44、齿轮分度圆 d1 381mm 转速 n3 62r /min 预期寿命 L h 8 300 8 2 38400h 初选两个轴承型号均为 303142 、求两轴承受到的径向载荷d1381Fr 192 Fa 1 8339.3 192 2447.9Fr1V2 2 4052.9Nr1V 280 280Fr2V Fr Fr1V 8339.3 4053.9 4286.4N192Fr1H 129820 Ft 2169.1NFr2H Ft Fr1H 994.2NFr1Fr21V Fr21H 4596.8N Fr2Fr22v Fr22H 440.02N333 、求两轴承的计算轴向力Fr24400.2 1294.2

45、N对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力 Fd 2FYr 查表得， Y=1.7 e=0.35Fd1d1 2Y 2 1.7Fr1 4596.8 1352N Fd2d2 2Y 2 1.7Fa1 Fa Fd2 3 7 4.12NFa2 Fd1 13 5N2a13742.1 0.814 e 0.36 Fa2Fr14596.813520.307 e 0.36Fr 2 4400.2故两轴承计算系数为 X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0轴承运转只有轻微振动，故取 f p 1.1 则P1 f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.1 (0.4 4596.8 1.7 3742.1) 8200.3NP2fp(X

46、2Fr2 Y2Fa2) 1.1 (1 440.20 0 135)2 484.20N4 、验算轴承寿命因为 P1 P2 ,所以按轴承 1 的受力大小验算106 CLh 60n ( P2 )10 (218 0)03 05050 5h34Lh60 62(8 2 0.30)故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30214，经检验，仍符合要求34十二、各轴上键的校核2T1 103 p p kld1、高速轴上联轴器的键为 8mm*7mm*32mm 转矩 T1 107.22 N2 107.22 1000 91.17MPa0.5 7 (32 8) 28 a由于 p p 120 150MPa 故此键满足挤压

47、强度要求2、中间轴上键为 18mm*11mm*100mm 和 16mm*10mm*50mm转矩 T2 471170N * mmp12T2 103kld2 471.17 10000.5 11 (100 18) 60 34.82MPa由于 p1 p120 150MPa 故此键满足挤压强度要求p22T2 103kld转矩T3 1548020N * mmp132T3 103kld2 1548.02 1000 81.31MPa0.5 14 (90 22) 80 a由于p1 p 120 150MPa 故此键满足挤压强度要求p232T3kld103 0.25 111548(.9002 190)0065 106.9MPa由于 p2 p 120 150MPa 故此键满足挤压强度要求35十三、润滑和密封1. 润滑方式的选择在减速器中， 良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热， 还 可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用， 从而保证减速器的 正常工作及寿命。齿轮圆周速度：