带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器

1、广东石油化工学院机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置设计机电工程学院院（系）过程装备与控制工程 专业班级 装控09-1 学号 09024100118设计人李超指导教师周瑞强老师完成日期 2011 年1212 月 _303设计工作量：设计说明书1份减速器装配图1张减速器零件图2张机械设计课程设计计划书一、设计任务书 3二、传动方案的拟定4三、电动机的选择四、计算总传动比及配合的传动比5五、传动装置的运动和动力参数计算 6六、传动零件的设计计算71、高速级齿轮传动的设计计算 72、低速级齿轮传动的设计计算 9七、轴的设计计算131、轴的材料选择和最小直径估算 132、轴的结构设计 14

2、3、轴的校核 17八、滚动轴承的选择及校核 231、中间轴的滚动轴承 232、高速轴的滚动轴承243、低速轴的滚动轴承 25九、键连接的选择及核计算 26十、减速器机体结构尺寸 27十一、联轴器的选择 29十二、润滑方式的确定 29十三、其它有关数据十四、参考资料目录十五、课程设计总结303030（一）、机械设计课程设计任务书题目：设计带式运输机传动装置1、总体布置简图1 电动机；2联轴器；3齿轮减速器;4一带式运输机;5一鼓轮；6联轴器172、工作情况：连续单向运转，工作时有轻微的振动，空载起动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度误差为土 5%3、原始数据输送带拉力F （N）

3、: 2400;卷筒直径D （mm : 260;运输带速度V （m/s） : 1.8 ;带速允许偏差（） : 5; 使用年限（年）：8;工作制度（班/日）：单班制。4、设计内容1 .电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴 的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配 图、零件图的绘制；7.设计计算说明书的编写 。5. 设计任务1. 减速器总装配图一张；2.齿轮、轴零件图各一张； 3.设计说明书一份6. 设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：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

4、书的编写。三）电动机选择1 .电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封 闭式丫（IP44）系列的电动机。2 .电动机容量的选择1)工作机所需功率PwPw= Fv/1000=2400 X 1.8/(1000 乂 0.96)=4.5 KW3 )电动机的输出功率Pd= Pw/4 一.kW“口=1箱;箱;力42 5其中：?一带传动效率：0.96”2一每对滚子轴承的传动效率：0.98“3- 8级精度圆柱齿轮的传动效率：0.974一弹性联轴器白传动效率：0.99.，一卷筒的传动效率：0.96则总的效率：“ 口 =，箝;力;第4力5=0.98父0.984 父0.97

5、2 父 0.992 父0.96 = 0.80Pd= Pw/4 一 =4.5/0.80=5.625kW从表22-1中可选出额定功率为5.625kw的电动机。4 .电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=60 X 1000v/( n D)=60X 1000X1.8/(3.14 X260)=132.29r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i =840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i a=840。故电动机转速的可选范围为：, _ _. _ _ _ _ _ _ _ _ _nd = i a x n=(8-40) x 132.29=1058.32 5291.6 r/min

6、可见，电动机同步转速可选 1500r/min和3000r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：nmia :其中总传动比为：nw。式中nm-电动机满载转速,r/min ；nw-工作机转速，r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2 之间满足 i1=(1.31.5)i2. 表中取 i1=1.4 Xi2;i=i2 x i2 x 1.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率 Ped kW电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速港减转速总传动比i高速i 1

7、低速i 2221Y 132S-45.51500144010.893.902.792Y 132S1-25.53000292022.073.972.845 .电动机型号的确定由表221查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW,满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。(四)计算总传动比及配各级的传动比1 .计算总传动比由电动机的满载转速nmf口工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i &= nm/nw=1440/132.29=10.892 .传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑.（浸油深度）i 总i =i 高*i 低

8、=nm/nwi减减速器传动比i高一一减速器内高速级传动比i低减速器内低速级传动比nm 电动机满载转速nw工作机转速i高=1.4* i低， i低x 1高二i总由上表可得：i高=口=3.90 ; i低=12=2.79速度偏差为0.2%x T3=5.445X 0.98X0.97=5.176kwIII 轴:pIII= P I I X /X r3=5.176X 0.98X0.97=4.92 kw滚筒:pIV = pIII X 律X 74=4.92X 0.98X0.99=4.774 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98,分别为:p u pj; -5.445 0.98=5.337KwII轴III轴

9、Pn=滚筒轴p = p_. 2 =5.176 0.98 =5.072 kW= 4.92 0.98 = 4.82 kw pn 2=p .=4.774 0.98 =4.68 kw 3）各轴扭矩电动机轴：Td=9550X Pd/nm=9550X 5.5/1440=36.48 (Nm)I 轴：TI= 9550 X PI/ n1=9550 X 5.445/1440=36.11 (Nm)II 轴：TII= 9550 X PII/n2=9550 X 5.176/368.29=134.22 (Nm)III 轴：TIII=9550 XpIII/n3=9550 X4.92/132.00=355.95 (Nm)滚筒

10、：t 滚=9550X p 滚/ n4=9550X 4.774/132.00= 345.39 (Nm)(六)传动零件的设计计算一）、高速级齿轮的设计计算设计参数：P1=5.337 KwT1=36.11 Nm；N1=1440 r/minN2=368.29 r/min； i1=3.90;1、选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，仃 =1130MPa,仃4=690MPa ;大齿轮参数也一样。（书 H / im1FE本表11-1）根据书本表 11-5 得：取 &min=1.25, Sh min =1.0;根据书本表 11-4 得：ZH =2.5, ZE =189.8;2、确

11、定许用应力:二 fi=二 F2F 1.25；-H 1 = ；- H 2皿=1130/1 =1130MPa ;Sh3小齿轮的工作转矩:p15.337T1 =9550 =9550 = 35.39N mn114404根据接触强度，求小齿轮分度圆直径： 设齿轮按8级精度制造。取载荷系数 K=1.3, 齿宽系数 % =0.8 选取 Ze =188, Zh =2.5;初选螺旋角:B =15螺旋度系数:Z : , cos3=/15丁 = 0.983选小齿轮齿数Z 1=24,大齿轮齿数 Z2=iZ 1=3.90 x 24=93.60,取乙二94。实际传动比为i=94/24=3.9167 ,所以,取齿数乙=24

12、 ; Z2=94O齿数系数Zi24cos15=2663 zv294cos315=104.3查书本图11-8Fa1=2.68YFa2= 2.22 ,查书本图11-9Sa1= 1.60Ysa2= 1.79.YFa因，I- 0.007768F1YFa2YSa2t】F1=0.0071989故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数:2KT1 YFa1YSa13Z21 NCos2 :3 2 35.93 1000 :0.8 2420.007768 Cos2 15.13mm取mn=1.5mm二 FE1 690FEJ =552MPa中心距：a =(4十 Z2)mn /2cosp =916mm取 a=92mm.确定

13、螺旋角:B = arcCOs(Z1 *Z2)m%a =15.85 口齿轮分度圆直径：d1 =mnZ|/cos： =1.5 19/cos18.670mm = 30mm37.43 d2=mnz2/cos： =1.5 101/cos18.670mm = 159.92mm146.57小齿轮齿顶圆：d a1 =& +2ha =d1 +2h；m =37.42+2 x 1.5=40.42mm 大齿轮齿顶圆：da2=d2+2ha=d2+2h；m =146.57+2 X1.5=149.57mm 小 齿轮齿 根圆：d f1 =a -2hf =d1-2(ha+c )m =37.42-3 X 1.25=34.92mm

14、 *大齿轮齿根圆： d f2=d2-2hf =d2-2(ha+c )m =146.57-3 X 1.25=114.17mm齿轮宽度：b=dd1 =0.8 X30.64=24mm,取 b 二 30mm b=25mm 3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得:齿面硬度：；:h = Ze Z h2KT u -1 bd2 i u189.8*2.5 , COS15.852*1.3*3.611*104_230*47.424.91=68.163Mpa YFa2YSa2 =2.26 1.75 = 0.0071648二 F2552二 F2552故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：mn2KTYFa1YFa1 c

15、os : Q 2* 1.3* 3.49*10 * 0.007758* cos 153,2=3 2=2.42,dZ12二 F1.0.8*242mm取 mn =2.5mm中心距：a=(Z 1 +Z2 )mn /2cos = =(24+67)*25/2*cos15= 117.763取 a=120mm确定螺旋角:=arccos (乙乙加=arccos(24 *67)* 2.5 =18.75 2a2* 120齿轮分度圆直径：d 1= mnz1/cos = =25*24/cos18.57 =63.30 mmd2 = mnz2/cos = =25*67/cos18.57 =176.6mm 小齿轮齿顶圆：d

16、a1 = +21% =d1 +2h；m =63.30+2 乂 2.5=68.30mm 大齿轮齿顶圆：da2 =d2+2ha =d2+2h；m =176.70+2 X3=181.70mm 小 齿轮齿 根圆：d f1 =d1 -2hf =d1-2(ha+c )m =63.30-5 乂 1.25=57.05mm大齿轮齿根圆：d f2=d2-2hf =d2-2(h；+c*)m =176.70-5 X1.25=170.45mm齿轮宽度：b =e d d1 = 0.8 x 63.3=50.64mm, 取 b = 60mmb2=55mm3、验算齿面接触强度 将各参数代入下面得:齿面硬度：-42*1.3*3.

17、611*10230* 47.4222KT u _12 一二 189.8*2.5 、. COS18.57 * bd2 V u4 91J =68.163Mpa cd f2 =d2 2(律+*，嗝92 m147.07齿根圆 直径3dB57.50i 170.45中心距mn(Z1 2)a -R2cos P92中心距mnk+ZQ 2 cos P120B=b+5耳=b3025B= b+5B4 =b6055（七）轴的设计计算一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为 45钢，调质处理。按扭转强度法 进行最小直径估算，即：dm. =A0 3Pmm初算轴径时，若最小直径周 段开有键槽，还要考虑键槽

18、对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个 键槽时，d增大5豚7%两个键槽时，d增大10豚15% Ao值由书本 表14-2确定高速轴 儿1=110;中间轴 =115;低速轴，=110高速轴dmin =Aoi 3fP1=110*3；5.47 =17.2,因高速轴最小直径处要安装 ni.1440大带轮，设有一个键槽，则：dmin=dmin (1+7% )=17.2*(1+0.07)=18.40mm,取整数 dmin =19mm中间轴：d2min =A02 3也=115*3f.3 =27.72因中间轴最小直径处要安装1, n2. 378.95滚动轴承，则取为标准值：d2min =30mm。if低速轴：d3

19、min =A 03 3,3- =110*3 15- =37.56mm 因高速轴最小直 n31, 129.33径处要安装连轴器，设有一个键槽，则：d 3min =d 3min (1+7 % )=37.56*(1+0.07)=40.19mm取为联轴器 d 3min =42mm二)轴的结构设计1、中间轴结构设计中间轴轴系的结构如下图：图2中间轴(1)各轴段直径确定d21 :最小直径，滚动轴承处轴段，d21 =d2min = 30mm。根据表17-6得:角接触轴承选取 7206AC,尺寸为dXDX B=30X62X 16mmd22:高速级大齿轮轴段，d24 =40mmd23 ：轴环，根据齿轮的轴向定位

20、要求，d23=50mmd24 ：低速级小齿轮轴段d22=40mmd25:滚动轴承处轴段，d25 = d2i =30mm(2)各轴段长度的确定L21 :由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=55mmL22：由高速级大齿轮毂孔宽度 B2=25mml定，L24=23mmL23 ：轴环宽度，L23=10mmL24:由低速级小齿轮的毂孔宽度 B1=60mm L22=57mmL25:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L25=40mm(3)细部结构设计由课程设计表16-28可查的：高速大齿轮处取 A键：bXH-L=12mmX8mm-20mm (轴深t=5.0mm,毂 深 t1=3.3;半径 r=0.

21、250.40mm);低速小齿轮处取 A键：bx H-L=12mm x 8mm-40mm (轴深t=5.0mm,毂 深 t1=3.3;半径 r=0.250.40mm);齿轮轮毂与轴的配合选为, 40Js9/N9;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为 30m6参考课程设计表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径若a=(0.071)d, aR取 R2,倒角为 C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：广东石油化工学院图3 高速轴(1)各轴段的直径的确定dii：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，dii = dim. =20mmdi2 :密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要

22、求，定位高度 h=(0.070.i)dii ,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，di2 =22mm di3:角接触轴承处轴段，a3=25mm,角接触轴承选取7205AC,其尺 寸为 dx DX B=25mm( 52mme x 16mmdi,：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s,角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以di, =33mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理；di5 :滚动轴承处轴段，di5 =di3 =25mm(2)各轴段长度的确定lii :由连轴器的轴孔宽度 Li=30 (根据表

23、i9-5),确定Lii=40mmli2 :由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，li2 =55mmli3 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，li3 =46mmli4 ：由装配关系、箱体结构等确定，li4=58mm上：由高速级小齿轮宽度B=30mm确定，li5=30mm上：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定li6=50mm(3)细部结构联轴器处键取 C 型：bx h-L=6mm x 6mm-30mm (t=3.5, r=0.160.25)在1徵处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为 d25m6参考课程设计查表 14-27、14-29得：各轴肩处的

24、过渡圆角半径，若 a=(0.071)d, ac,取 R2,倒角为 C2。3、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图：图4 低速轴(1)各轴段直径的确定d31 :动轴承处轴段，d31=55mm。角接触轴承选取7211AC,其尺寸为dx DX TX B=55mm( 100mrK 22.75mrmx 21mmd32:低速级大齿轮轴段，d32 =60mmd33 ：轴环，根据齿轮的轴向地位要求，d33=70mmd34：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=63mmd35 ：角接触轴承处轴段，d35 = d3i=55mmd36：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，d

25、36 =50mmd37 ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37= 40mm(2)各轴段长度的确定L：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，l3i =42mmI32：由低速大齿轮的毂孔宽度 B4=55,确定L=53mmI33 ：轴环宽度，l33=10mml34 ：由装配关系、箱体结构等确定，l34=40mml35:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，l35=40mmI36 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，l36=55mmI37：由连轴器的轴孔宽度 Li =84mm,确定L37 =82m(3)细部结构设计低速大齿轮处取 A 键：bx h-L=18mm 乂 11mm-45mm (t=7.0

26、mm,r=0.250.40mm);联轴器处键取 C 型：bx h-L=12mm x 8mm-70mm (t=5.0, r=0.2560.40) 齿轮轮毂与轴的配合选为*60H7/n6;滚动轴承与轴的配合采用过渡配 合.参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若 70d50取C2。 三)轴的校核1)高速轴的校核L1=40mm , L2 =55mm , L =46mm , L4 =58mm , L5 =30mm , L6 =50mmLi=57mmL2=111mm L3=78mm2T1作用在齿轮上的圆周力为：Ft =-=2X 36.11X 1000/37.42=1930Ndi径向力为 Fr =

27、 Fttg 白=1930X 0.364=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N求垂直面的支反力：F1vMriTH二(111 X 702.46)/(57+111)=464.13 NF2V 二 Fr - F1V =702.46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mav =F2Vl2 =238.3 X 111/1000=26.45N.mMa； = F1V11 =464.13 X 57/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由 F1H (112)=口2 得2 一F1H =Ft =111 x 1930/(57+111)=1275.2Nl11 2F2H = Ft

28、 - F1H =1930-1275.2=654.82N 求并绘制水平面弯矩图：M aH = Fh l1=1275.2X 57/1000=72.69N.mMaH = F2H 12=654.82 X111/1000=72.69N.m求F在支点产生的反力：匚 l3FF1f =78X 1800/(111+57)=853.7Nl1 l2F2F =F1f F =853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：M 2F = Fl3=1800X 78/1000=140.4N.mM ；F = F1Fl1=853.7X 57/1000=48.6N.mF在a处产生的弯矩：M aF = F1F l1 =

29、853.7 X 57/1000=48.6N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M aF与M 2V+M ；H直接相加。Ma =MaF,MaV M 2H =48.6+ . 26,45 273.69 2 =126.0N.mM a = M aF. M a；M aH =48.6+ . 26,45 272.69 2 =126 N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数 2=0.6）Me =，/M 2FT 2 = . 126 2 - 0.6 36.11 2 =127.85N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得仃B=650MPa,许用弯曲应力L

30、b =60MPa ,则：d胃总r篇5)=2.77 mm36因为d5 d4 =55mmd ,所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式 Lh =10 (-) &h进行校承受径向载荷核，由于轴承主要60n PfP的作用，所以P =Fr ,查课本279页表16-8,9, 10取ft =1, fp =1.2，取名=3按最不利考虑，则有：2222Fr1= . FivFihFif = . 463.1321275.22+853.7=2210.4NFr2 = /2： F22HF2f= 23.832 654.822 +2635.7=3291N则/31 父15.8乂1031.2父2210.4)3=5.5年5年

31、106Cft f 106Lh 二 h =60n fpP 60 1440因此所该轴承符合要求。4)、弯矩及轴的受力分析图如下:2）中间轴的校核：Li=52.5mmL2=50mmL3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：匚2T2Ft 2 =2 乂 134.22 X 1000/146.57=1831.48Nd2匚2T3Ft3 = =2 x 355.95 X 1000/63.3=1246.45Nd3径向力： Fr2 = Ft2tg = =1831.48X 0.364=666.66NFr3 = Ft3tg = =1246.45 X 0.364=453.71N求垂直面的支反力：Fiv Fr3l3F r

32、2I2 I3l1 l2 l 3= -453.7150.5+666.66 X(50+50.5)/(185)=285.3NF2V =Fr3F1V - Fr2=453.71+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：M avm = F1Vli=285.3 X 52.5/1000=14.98N.mM avn = F1V (l1 +l2) Fr2l2 =285.3 X (52.5+50)/1000-666.66 X 50/1000=-4.09N.m求水平面的支承力：F1HFt3l3 +Ft2M(l2 +l3) _ 1246.45 父 50.5 + 1831.48 父(50 +50.5) =16

33、19 N11 l2 l3-52.5 50 50.5-F2H 二 Ft2Ft3 - F1H =1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：MaHm =F1Hl1=1619 X52.5/1000=85N.mMaHn =-F2h (l1 +l2)-Ft3l2=-1458.9 X (52.5+50)/1000-1246.45 X50/1000=-211.86N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：M am = . M ；vmM = , 14.982 852 =86.3N.mMan = M2vnM；Hn = .(- 4.09)2 (-211.86)2 =211.9

34、0N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面当量弯矩为：(取折合系数2 = 0.6)Me = jM2m +(cT 2 = v86.32 +(0.6 父 143.22 f =121.79N.mMe = MFT 2 =86.32 0.6 143.22 2 =3976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得仃B=650MPa,许用弯曲应力 b,b =60MPa ,则：39760.1k_J 丫0.1父60=25.74 mm因为d1 =30mmd ,所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：3)低速轴的校核：Li=58mmL2=106mmL3=147.5mm求

35、作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力：l2T3Ft =2X 355.95X 1000/63.3=11246.4N d3径向力： Fr = FttgE=11246.4X 0.36=4093.4N2 1591.53F =F0 =0.25 103 =2947N270求垂直面的支反力：I l2FrF1V =106X418.75/(58+106)= 272.3mmII l2F2V = Fr - Fiv =4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：Mav= F2Vl2 =3821.1 X 106/1000=405.3 N.mM av 二 F1Vl1=15.80N.m

36、求水平面的支承力。I l2FtF1H =-=106 11246.4/(58+106)= 7269NII l2F2H = Ft - F1H =11246.4-7269. =3977.4N计算、绘制水平面弯矩图。M aH =FihI产 7269X 58/1000=421.6N.m_ _ _ _ _ _ _ _ _ _M aH = F2Hl2 =3977.4 106/1000 = 421.6N.m求F在支点产生的反力F1Fl3Fl1 l21800 147.558 106= 1618.9NF2F =FifF =1618.9+1800=3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图：M 2F =Fl3=1800

37、X 147.5/1000=265.5N.mM mF = F1Fl1=1618.9 x 58/1000=93.9N.mF在a处产生的弯矩：M /=F1Fl1 =1618.9 58/1000 = 93.9N.m求合成弯矩图：Mam =MmF M2v M：h =93.9+ , 405.3 2421.6 2 =1378.7N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：(取折合系数d = 0.6 )222Me=Mam+(讦 2 =V (1378.7 2 十(0.6 父 355.95 ) = 1395.1 N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得仃B=650M

38、Pa,许用弯曲应力 bb】=60MPa ,则：=15.2 mmMe J 1395.1 d 3, f3 31丫0.仕田0.1父60因为d1=42mmd ,所以该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图如下：（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据d25 =d2i=30mm,角接触球轴承选取7206AC,根据表17-5得：尺寸为dXDX B=30X 62 X 16mmCr =22kN o（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2齿 轮 2产 生 的 轴向力-

39、2TFA1 =Ft2tan 2 =tan15.85 =2246.36 0.284 = 638.04N d2齿轮2的产生轴向力FA2 = Ft3 tan P3 =3778.3N外部轴向力 FA =FA1 FA2 =4416.3NFsi =0.68Fr1 =0.68m817.6 = 556N （方向见图示）Fs2 =0.68Fr2 = 0.68父4093.4 =2783.5N （方向见图示）因为 Fs1 Fa Fs2所以轴承1为松端Fa1 = Fs1 =556N所以轴承2为压紧端Fa2 = Fs1 + FA =4972.3N2、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68a1 = 0.68 = eF

40、r1Fa2a2 =0.96 0.68Fr2查表得 Xi =0.41,Yi =0.87;X2 =0.41,丫2 =0.87 ,故当量动载荷为:耳二XFr1 YiF a1 = 0.41 938.8 0.87 556 = 868.64NP2 =XzFr2 YFa2 = 0.41 7312.2 0.87 4972.3-7323.9N3、验算轴承寿命因P2P,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）X 300 （天）X 8 （小时）=192001%106/的、106/ 22 10.3 、3Lh=（产:x （） h=55236.1h 60n2fpP260 368.29 1.1 2134.

41、5619200h其中，温度系数ft=1 （轴承工作温度小于120）, fp =1.1 （轻微冲 击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取 7205AC,根据表17-5得：尺寸为dx DX B=25X 52 x 16mmCr =15.8kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2外部轴向力 Fa =Ft tan? =621.3NFs1 =0.68F.1 =403.58N （方向见图示）Fs2 =0.68Fr2 =1002.78N （方向见图示）因

42、为Fs1-Fa Fs2所以轴承1为松端Fa1 = Fs1 =403.58N所以轴承2为压紧端Fa2 = Fs2 + Fa=1624.08N 5、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68= 1.025 0.68Fa2a2 =0.85 0.68Fr2查表得 X1 =0.41,Y1 =0.87;X2 =0.41,Y2 =0.87 ,故当量动载荷为:P1 = X1F r1 Y1F a1= 594 .5NP2 - X 2F r2 Y1F a2- 2017 .6N6、验算轴承寿命因P1 P2,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）X 300 （天）X 8 （小时）=192001%,1

43、06/ ftCr、.10615.8 10.3、3Lh =（）名=x （） 3h = 163239h19200h60n2fpP260 1440 1.1 594.5其中，温度系数ft =1 （轴承工作温度小于120）, fp =1.1 （轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC,根据表17-5得：尺寸为dXDX B=55X 100 x 21mmCr =50.5kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2外部轴向力 Fa =FttanB

44、 =3778.3NFs1 =0.68F.1 = -963.7N （方向见图示）Fs2 =0.68Fr2 =2630.852N （方向见图示）所以轴承1为松端因为 Fs2FaFsiFa1 = Fs2Fa = 2814.6Na s所以轴承2为压紧端Fa2 = Fs2 = 2630.85N 7、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68& =0.68=eFr2Fa1上=3.46 0.68 ；Fr1查表得 X1 =0.41,丫 =0.87;X2=1,，=0,故当量动载荷为:nP28、验算轴承寿命因P1 a P2 ,故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）x300 （天）x（小时）=19

45、200hol360n2ftCr106fpP260 368.2950 5 10.3 ,50.5 I0 ）3h = 27124h1.1 1173.09=X1Fr1 Y1Fa1 = 1173.09N= X2Fr2 YFa2 = 4093.4N其中，温度系数ft =119200h（轴承工作温度小于120）, fp=1.1 （轻微冲击）轴 p承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：b x H-L=12mmX 8mm-20mm （轴深 t=5.0mm,毂深 t1=3.3 ;半径 r=0.250.40mm）;标记：键 12X

46、36 GB/T1096-1979圆头普通平键（A 型）；低速级小齿轮处取 2键：bx H-L=12mm x 8mm-40mm （轴深t=5.0mm, 毂深 t1=3.3;半彳至 r=0.250.40mm）;标记：键 12X 40GB/T1096-1979圆 头普通平键（A型）;由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度 k=0.5h=0.5X 8=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力op = 100Mpa （45钢调质）仃p = 214

47、.71 父1000 Mpa =51.21Mpa cp ,键联接强度足够。 4.0 28 40二）高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：bXh-L=12mm 义 8mm-70mm （t=5.0 , r=0.2560.40）标记：键 12 x 70 GB/T1096-1979圆头普通平键（C型）;低速齿轮处的键为 6 键：b x h-L=18mm x 11mm-50m （t=7.0mm,r=0.250.40mm）;标记：键18X63 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）;传递的转矩为：T3=355.95N.m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力Qp=100Mpa （45钢调质）由