设计用于传动设备用的二级圆柱斜齿轮减速器0001

1、 课程设计说明书 设计题目： 设计用于传动设备用的 二级圆柱斜齿轮减速器 专 业: 08机械设计 制造极其自动化 姓 名: x x x 学 号: x x x 指导 老师: x x x 清华大学机电工程学院机械系 二0 一 0年九月 目录 设计任务书2 第一部分传动装置总体设计5 第二部分V带设计 9 第三部分各齿轮的设计计算 11 第四部分轴的设计20 第五部分校核 26 第六部分减速器箱体的设计 38 第六部分参考文献 40 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮 减速器 总体布置简图 二.工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三.原始数据 鼓轮的扭矩T

2、(N- m): 380 44 鼓轮的直径 D（ mm）：350 运输带速度 V（ m/s）：0.85 带速允许偏差（）：5 使用年限（年）：6 工作制度（班 / 日）：1 四 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 五 设计任务 1 减速器总装配图 1 张 2 零件图 3 张 3 设计说明书 1 份 六 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘

3、制 4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 第一部分传动装置总体设计 传动方案 1）外传动为V带传动。 2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器 3）方案简图如下： 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大， 可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅 降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速， 这是两级减速器 中应用最广泛的一种。 齿轮相对于轴承不对称， 要求轴具有较大的刚 度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边， 以减小因弯曲变形 所引起的载荷沿齿宽分布不均

4、现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 三、原动机选择（丫系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率： Pw=T n/9550=380 46.382/9550=1.8456 KW n w =0.96 V0.85 n = = = 46.382r / min 兀 D 3.14x0.35 传动装置总效率：a 2 6 n =n a1234 =0.99口2=0.97 n =0.98=0.95 1234 2 6 =0.99x0.97 X0.98 汉0.95 =0.788 a 其中：

5、1 弹性套柱销联轴器（LT型一基本型） 2闭式齿轮（7级精度）传动效率 n 3滚动轴承效率 n 4V型带传动效率 电动机的输出功率：Pd Pd =1845 茫 2.3547 Kw P .788取 Pd=3Kw 选择电动机为Y100L2-4型（见课设表9-39） 技术数据：额定功率（Kw）3满载转矩（/min ） 1420 额定转矩（N m ）2.2最大转矩（N m ） 2.2 Y100L2-4电动机的外型尺寸（mr）（见课设表9-39） A： 216 B : 178 C : 89 D : 38 E : 80 F : 10 G : 33 H : 132 K : 12 AB : 280 AC :

6、270 AD : 210 HD : 315 BB : 238 L : 235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 P =1.8465 KW w H =0.788 Pd =3KW 总传动比：ia nm n 1420 46.382 = 30.615 i -30.615 i3 i 2 二 3.6423 i 3 二 2.802 厲=473.33r / mil n2 =129.95r/mi n 匕二 43.68r / min 帀二 43.68r/min IP = 2.237KW P2 =2.126KW P3 =2.021 KW P4 =1.961KW 各级传动比分配: ia =il 12 i

7、3 i =30.615 = 3x3.6423x2.802 i a 初定 J3 i 2 = 36423 i 3 二 2.802 五、各轴的转速，功率和转矩 转速：= nm =473.33r/min n2 = nm /ii = 129.95r / min n3 = n2 / i2 二 46.38r / min n4 = n3 = 46.38r / min 功率：pi 二巳 4 二 2.354 0.95 =2.237 KW P2 =只口3 =2.237汉 0.97X0.98 =2.126KW P32 3 =2.126 0.97 0.98 =2.021KW p4 =p3 1 2 = 2.0210.99

8、 0.98 = 1.961KW 9550R 扭矩: 9550 2.237 960 = 45.134N.M 9550P2 T2 9550 2.126 192 = 156.239N.M 9550 P3 9550 2.021 43.68 -416.139N.M =45.134N.M T2 =156.239N.M T3 =416.139N.M T4 =403.785N.M 9550 p4 = 9550 1.96403.785N.M 43.68 各轴转速、输入功率、输入转矩 项目 电动 机轴 高速 轴 I 中间 轴II 低速 轴III 鼓轮 转速 (r/min 1420 473.33 129.95 46

9、.38 46.38 ） 功率 （kW 3 2.237 2.126 2.021 1.961 转矩 （n - m 45.4 45.134 156.239 416.139 403.785 第二部分V带设计 外传动带选为普通V带传动 确定计算功率：Pca 1）、由表8-6 （机设）查得工作情况系数Ka = 1.1 2）、由式 Pca=KA P1 2.355 =2.355kw 2、选择V带型号 查图8-8（机设）选A型V带。 3.确定带轮直径dai da2 （1）、参考图8-3 （机设）及表8-7 （机设）选取小带轮直 径 da1=90mm d a广 90mm da1 H 2（电机中心高符合要求） （2

10、） 、验算带速由式5-7 （机设） 门小_142金473.33肚6.69口 V160 如00060X000II2 （3） 、从动带轮直径da2 da2 引 dal =3江90 =270mm 查表8-7 （机设）取da2 =280mm 4.确定中心距a和带长Ld da2 = 280mm a0 = 400mm L0 = 1400mm a = 762mm Umax a = 699mm Qmin (1) 、按式(5-23机设)初选中心距 0.7(dal+da2)兰 a02(dal+da2) 259 兰 a。兰740取 a。二 400mm (2) 、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0 2 兀(

11、ddi + dd2) L0f(ddi + dd2)八 d1 2 d 2 =(2 x 400 + 工(90 + 280) +(280-90)mm 24400 & 1403.64mm 查表8-2(机设)取带的基准长度Ld=1400mm 、按式(8-21机设)计算中心距:a 丄 _L c J400_1403.64、ono o a - a +-(400 +2)mm-398.2mm (4)、按式确定中心距调整范围 amax = a + 0.03Ld = (398.2 + 0.03 汇 1400) mm = 762mm amin =a 0.015Ld = (720 0.015 汉 1400)mm = 69

12、9mm 5.验算小带轮包角a 1 由式(8-6机设) a 严180。d2_dl工60。= 152.55。剖20。 6.确定V带根数Z （1）、由表（8-5a 机设）查得 P0=1.07Kw 、由表（8-5b机设）查得也Po.WKw （3）、由表查得（8-8机设）查得包角系数kJ。93 （4）、由表（8-2机设）查得长度系数k 0.96 （5）、计算V带根数乙由式（8-22机设） Z 兰Pca 2.59 一（1.07 十0.17）汉 0.93汉 0.96 肚 2.34 取Z=3根 7 计算单根V带初拉力F0,由式（8-23）机设。 F 0 =500汉匹（2.51） +qv2 =113.403N

13、F0VZ KaV q由表8-4机设查得 8 计算对轴的压力Fq，由式（5-30机设）得 a 1152.55 s F 2Z F 0sin 21 一（2 汉3 汉113.403 汉sin-）N 660.98N 9 .确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=96mn采用实心式结构。大带轮基准直 径dd2=286mm采用孔板式结构，基准图见零件工作图。 第三部分各齿轮的设计计算 一：对高速级齿轮对： （一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 Z =3 dd1=96mm dd2=286mm 1. 类型：圆柱斜齿轮 2. 精度：8级 3. 材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr

14、 (调质), 小齿轮硬度为280HBS大齿轮材料45钢(调质)，硬度为 240HBS 二者相差 40HBS 4选择小齿轮的齿数乙=24 ，大齿轮齿数 乙=24 Z2 =88 一 14 Z2 =Z, 3.64=87.41 初选螺旋角：=14。 (二)按齿面接触强度设计 由教材设计计算公式10-9a进行 人、|2KJ 卩+1/ZhZe、 djt 启3() 计算二 H 1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt =1.6 由教材图10-3选取Zh = 2.433 由教材图10-26查得 十783, ；a2 =.92 .=1.673 ；a1 a2 = 0.783 0.92 =1.673 (4) 计算

15、小齿轮转速 由前面的计算可知=45.134N.M (5) 查教材表10-7得d =1 1 $ (6) 查教表10-6查得材料的弹性影响系数Ze 89.8MPa 2 (7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 仃 Hlin 1 = 600MPa H lim 2 =550MPa N1 =4.0896勺08 8 2 =1.122890 Khn1 = 0.95 限匚册1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二 Hlim2 = 550MPa (8) 由教材式10-13计算应力循环次数 N60n1jL60 473.33 1 (1 8 300 6)=4.0896 108 N2 二

16、N5 =4.0896 108/3.642 =1.12289 108 (9) 由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn0.95, KHn 2 = 0.99 (10) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数S=1,由教材公式10-12得 !h J = KHN1Him1. =0.95 600 =570Mpa S KHN 2 = 0.99 trH I =570Mpa Jjh 】2 = 544.5Mps 仃 H = 557.2Mpa K HN 2- H lim 2 二 0.99 550 = 544.5Mpa 二 H =(；二)/2 = (570 544.5)/2 =557.25Mpa 2.计

17、算 (1) 计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t -3 2 1.6 45134 4.64232.433 189.8 2门 （）= 42.276mm 1 1.6733.6423557.25 （2）计算圆周速度 二 dt1 n1 60 1000 -42.276 473.33 60X000 m/ s = 1.047m/s （3）计算齿宽b及模数mnt b = dd1t =1 42.276 = 42.276mm mnt 二 d1t cos ：/Z1 = 42.276 0.97/24 = 1.709mm h = 2.25mnt =2.25 1.709 = 3.846mm b/h =42.

18、276/3.846 =10.993 （4）计算纵向重合度 门 : =0.318 dz1tan ： =0.318 1 24 0.25 = 1.903 （5）计算载荷系数K 已知使用系数Ka =1。 根据v =1.047m/s，8级精度，由教材图10-8查得动载荷系 d1t 二 42.276mm v = 1.047 m/ s b = 42.276mm mnt 二 1.709mm h = 3.846mm b/h =10.993 = 1.903 数Kv胡.04，由教材表查得K的计算公式: K =1.120.18(10.6 2) d 0.31 10 Jb = 1.120.18(10.6 1) 1 0.2

19、3 10-42.276 =1.418 查教材表10-13得K68.02 =68.02mm 圆整后取 B 68mm, B 73mm 验算传动比： 76 乂 62 i 10.199 21 2 占.10.199 10.205 一a z d 00% 0.23% f 5% 10.199 所以满足设计要求。 第四部分轴的设计计算 (一)输出轴的设计计算 一：轴的强度核算： 1:轴所受的力： mn = 3mm 乙=22 Z2 =62 a = 130mm 0=148 d1 = 68.02mm d2 =191.69mm B2 = 68mm B = 73mm Ft4 =4341.8N Fr4 = 1628.7 N

20、 Fa4 = 1580.3 N Ft4 = Ft3 = 4341N Fr4 =Fr3 =1628N Fa4 二 Fa3 = 1580N 2.确定轴的最小直径 先按教材式（15-2 ）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 45钢，调质处理。根据教材表15-3，取112，于是得 :P(2 021 dmin =Ao3=112 3 “=39.41mm 和143.68，由于开了两个键槽, 所以 dmin 39.41 （1 0.12） =43.7mm 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直 径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。 Tea 二 5.409 104N.mm 联轴器的计算转

21、矩Tea二Ka，查教材表14-1取Ka.3， 55 又=4.16139 10 N 代入数据得 Tea =5.4098 10 N.mm 查机械设计课程设计表 9-21 （ GB/T4323-1984），选用 dmin = 45mm HL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径 d=45mm所以 =45mm 二：轴的机构设计 （1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1） 为了满足联轴器的轴向定位要求，在2-3段的左边加了 一个轴肩，所以d2- =48mm 2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆 L34 =23mm 。 6-7段的长度原本等于齿轮的宽 b=68mm为使 d1 = 42m

22、m d2； = 48mm d3* = 55m m d4_s = 63mm d5_6 = 70mm d6 ” = 60m m d7_8 = 55m m 轴承的型号为 30211 L|_2 = 82mm L2J3 = 57mm L3 /二 23m m L4_5 = 74m m L5-6 = 10m m L6” = 64mm L7=51m m L| = 117.8mm L2 二 121.2mm L3 = 61.2mm 即L5於=10mm。L45可由中间轴确定 锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械 设计课程设计表9-16 (GB/T297-1994)选用30211型轴承 d 汉 D ：T

23、 =55mm x90mm x 23mm 所以，d3* = d7_g =55mm， 根据左轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知d心=6亦口， 齿轮的内径为60mm则d6 =70mm。齿轮的左端采用轴肩 定位，轴肩的高度h _0.07d =4.85取5mm,所以 d5 =70mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L7 =84mm，为了保证轴端 挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取 短些，先取L2 =82mm。轴承的端盖的总宽为27mm取端盖 的外端面与半联轴器的距离为30mm所以2-3段上的轴段长 L2： =27 30 =57mm，3-4段的长度等于齿轮的宽， 轴套能压紧齿轮，6-7段的长

24、度应短些。取L6八64mm 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm取齿轮距离箱 体内壁 a=16mm所以 L7$ =51mm，轴环的宽 b -1.4h 取 b=10mm L4# =45 15 16 8 -10 =74mm O 至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L117.8mm， L2 =121.2mm L3 =61.2mm ， 0 (2) .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6 0 与轴承内圈配合轴劲选用k6,联轴器与齿轮均采用A型普通 平键联接，与联轴器配合的键为 bx hx l=12mmx 8mm 70mm

25、。GB/T 1096-1979。与大齿轮配 合的键为 bx hx l=18mnX 11mnX 50mm。GB/T 1096-1979。 (3) .轴上倒角与圆角 为保证32011型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面， 根据轴 承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm其他轴肩圆角半径 均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为1 X 45。 （二）中间轴的设计计算 一：轴的强度核算： 1：轴所受的力： Ft2 =Ft1 =1994N Fr2 = Fr1 = 748N Fa2 =Fa1 =725.7N 2T Ft3 =4341.8N D tan n F3 =1628.7 N cosP

26、 Fa3 =Ft tanB = 1580.3 N 2:确定轴的最小直径 先按教材式（15-2 ）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 45钢。根据教材表15-3 ,取A二112 ,于是得 冋J2.126 dmin 傀刑112汉3* 28.43mm 恫也9*95，由于开了一个键 槽 所以 dmin * 28.43 X（1 *0.07） =30.42mm 轴的最小直径显然是安装轴承的直径。为了安全起见，取 d1 =32mm 。 二：轴的机构设计 Ft2 =1994N Fr2 =748N Fa2 = 725.7 N Ft3 =4341.8N Fr3 =1628.7N Fa3 =1580.3N 轴承的型

27、号为 320/32 d1_2 d 2 J3 d3_4 d 4_5 d5 _6 L1_2 L2 J3 L3 A L4_5 1-5 _6 32m m 42m m 50mm 34mm 32mm 44.5mm 41mm 15mm 69mm 44.5mm (1) 根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1) 初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆 锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查机械 设计课程设计表 9-16( GB/T297-1994)选用320/32型轴 承 d D T = 32mm 58mm 17mm 所 以 ， d 1 _2 = d 5 _6 = 32 mm 。2-3段的

28、直接即为大齿轮 的内径 d2”42mm ,3-4 段的轴肩高 h=0.07 42 =294mm， 所以 d3/ =2h 厶心=47.88mm。取 d 50mm，4-5 段的 直径直接即为小齿轮的内径d2 =34mm O 轴段1的长度为轴承320/32型的宽度和轴承到箱体内壁的 距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm， =44.5mm。2-3段应比齿轮宽略小2mm为L2 =41mmo 3-4段的长度为两齿轮间的距离5mm，4-5段应比齿 轮宽略小2mm，L4-5 =69mm。取齿轮距离箱体内壁a=16mm 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S=8mm滚动轴承的宽 度为 T=17mm Lx =

29、44.5mm。 至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L仁49mm L2=74mm L3=63mm (2) .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与 轴承内圈配合轴劲选用k6，采用A型普通平键联接，与大齿 轮配合的键为 bx h x l=12mmx 8mm 36mm。GB/T 1096-1979。与小齿轮 配合的键为 bx hx l=12mmx 8mm63mm。GB/T 1096-1979 。 (3) .轴上倒角与圆角 为保证320/32型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据 轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm

30、其他轴肩圆角半 径均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均 为 1 X 45。 2T 1 =1994N, d1 tan ： n =Ft1 = 748N COS : -Ft1 tan - 725.7 N Ft1 =1994N Fr1 = 748N Fa1 =725.7N (三)高速轴的设计计算 一：轴的强度核算： 1:轴所受的力： F r1 Fa1 2:确定轴的最小直径 先按教材式(15-2 )初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 40Cr调质处理。根据教材表15-3，取A0二100，于是得 d min 2.237 473.33 =16.78mm ，由于开了一个键 槽 所以

31、dmin A 16.78x(1 +0.07) =17.95mm。 dmin =22mm 轴的最小直径显然是安装V带的直径。为了使轴的直径和 V 带轮的孔径相适应，故需同时考虑到V带轮的宽度。取 Li/=55mm=22mm (1)根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1)初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥 轴承的型号为 320/28 = 22mm d2； = 26mm d3/二 28mm d4_5 = 34mm d6J7 = 34mm d7=28mm L1 工二 55mm L2J3 =57mm L3/ = 16mm =108mm l_5 = 50mm l_6 = 24mm L

32、7=16mm 滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查机械设计 课程设计表 9-16( GB/T297-1994)选用 320/28 型轴承 d D T = 28mm 52mm 16mm所以， d 3 _4二d 7 _8 = 28 mm ，根据轴承的右端采用轴肩 定位，从表中可知d4 = d6” 34mm。 2) V带轮装配及便于对轴承添加润滑油要求，取端盖的外端 面与V带轮的右端面的距离L=30mm故取 L2J3 =57mm d2： =26mm。 3) 取齿轮距离箱体内壁 a=16mm在确定轴承的位置时应距 离箱体内壁S=8mm已知中间轴小齿轮的宽度为 L=73mm滚 动轴承的宽度为T=1

33、6mm =108mm o 至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=97.1mm, L2=136.4mm L3=52.4mm 3).轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与 轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平 键联接，与V带轮配合的键为 bx hx l=6mmx6mM 45mm。GB/T 1096-1979。 (4) .轴上倒角与圆角 为保证320/28型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴 承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm其他轴肩圆角半径 均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的

34、左右端倒角均为1 X 45 o 第五部分校核 一：轴的效核 (一)输入轴的校核 Ft1 =1994N Fr1 =748N Fa1 =725.7N 1. 画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴 上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载 将计算出的危险截面处的M h，Mv ,M的值列入下表: 载荷 水平面H 垂直面V 支反 力F FNHi =554N FNH2 =1440N F =800N FNVi =124N FNV2 =623N 弯矩 M Mh =75566N.mm MVi =16941.2

35、N.mm MV 2 = 32645.2 N.mm 总弯 矩 M s_ J 1 Mx j丿 % . .rllllTlIlHlII 1 1 1 IIT1in.叫 叽 r j llllll u lT1i T r i T n .if 5川川III 将计算出的危险截面处的Mh，Mv，M的值列入下表: 载荷 水平面H 垂直面V 支反 力F FNHi =2885N FNH2 =1456.8N FNVi =251.8N FNV2 =1376.8N 玩矩 M Mh =176562N.mm Mvi =15410N .mm Mv 2 = 166868N .mm 总弯 矩 Mj = Jl765622 +154102

36、=177230N.mm JI M2 =(1765622 +1668682 =242930N.mm 扭矩 T =416139N.mm 3 按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为45钢调质，由教材表151查得匚jL60MPa , 由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行 校核。 根据教材式15-5以上表中的数据，并取=0.6 2 2 2 2 产+(g T2) _ 1242931 +(0.6x416139) 2一W一0.1 603 = 16.12MPa 60MPa 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。 第五部分校核 Lh 二 4800h 一:轴承的校核 轴承的预期计算寿命Lh

37、=2 300 8 = 4808 1输入轴上轴承的校核 (1) 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 Fae 二 745N Fnh1 =568N Fnh2 T479N Fn =582N Fr2 =1611.5N Fnv1 T27N Fnv2 =640N Fr2 =F2NH2 fNV/2 二 147926402 F611.5N (2) 计算轴承的轴向力 查机械设计手册表(GB/T297-1994)得320/28型号轴 承 e = 0.43,Y =1.4,Cr = 31500N 所以 Fr1 =F2nh1 fNV1 =*5682 T272 =582N Fd1 =207.86N Fd2 = 5

38、75.54N Fa1 =1320.54N Fa2 二 575.54N Fd2=Fr2(2Y厂 1611.5(2 1.4厂 57554N Fa1 二 max(Fd1,Fae Fd2) =745 575.54 = 1320.54N Fa2 二 max(Fd2，Fd1 - Fae) =575.54N 3)求轴承的动载荷 电 J320*54 =2.27 Ae Fr1 582 Fa- 575540.36 e Fr2 1611.5 13-5 得 查教材表 对轴承1 X, =0.43 =1.4 对轴承2 13-6取冲击载荷因数 查教材表 （4）计算轴承的寿命 fp “2 = fP(X1Fr1 Y1Fa1)

39、=1.2 (0.43 5821.4 1320.54) = 2518.8N P2 =fP(X2Fr2 丫2Fa2) =1.2 1 1611.5 =1933.8N Lh1 106 -60n (31500)03=159847h- Lh 60 473.33 2518.8 106 Lh2 106 60n 吃） 106 (31500)13 = 385429h a Lh 60 473.33 1933.8 P =2518.8N P2 = 1933.8 N Lh1 =159847h Lh2 二 385429h 所以轴承满足寿命要求。 2中间轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 Fa

40、e =1621.7 - 745 =876.7N Fnh1 = 2N Fnh2 =2407N Fnv1 =610N Fr1 = 2407N Fr2 = 1632.3 N Fnv2 =1514N 所以 Fr1 = F NH1 F nv = 2 2407= 2407 N Fr2 =F2NH2 fNV/2 二 610215142 F632.3N (2) 计算轴承的轴向力 查机械设计手册(GB/T297-1994)得320/32型号轴承 e = 0.45, Y = 1.3, Cr = 36500N F _ Fri /_2407/925 8N 所以 Fd1 _(2Y) _(2 1.3)一925那 F Fr

41、2 ：1632.3 ：-627 8N Fd2 - 仏2Y) 一 乙汉 1.3) 627.8N Fa1 = max(Fd1, FaeFd2) =876.7 627.8 = 1504.5N Fa2 二 max(Fd2，Fdi -Fae) =627.8N Fa1 Fr1 1504.5 2407 二 0.63 - e Fa2 Fr2 627.8 1632.3 =0.38 e Fd1 =925.8N Fd2 二 627.8N Fa1 =1504.5N Fa2 二 627.8N (3) 求轴承的动载荷 查教材表13-5得 对轴承 1 X1 = 0.45,丫1 =.3 对轴承 2 X2 二1,丫2 二 0

42、查教材表13-6取冲击载荷因数 .2 （4）计算轴的寿命 P1 = fP(X1Fr1 Y1Fa1) =1.2 (0.45 24071.3 1504.5) = 3646.8N P2 二 fp(X2Fr2 丫2Fa2) =1.2 1 16323 =1958.8N Lh1 106 60n 106(36500)103 60 129.96 3646.8 = 274984h - L； Lh2 106C),106(36500)103 60n _(P2) _ 60 129.96 (1958.8) = 2178488h - Lh R =3646.8N P2 = 1958.8N Lh1 =274984h Lh2

43、二 2178488h 所以轴承满足寿命要求。 （三）输出轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 Fae =1621.7N Fnh1 =1496N Fnh2 =2960N Fnv1 =1410.6N Fnv2 =260.8N 所以 Fr1 = JF2nhi fNVj = .146921410.62 =2037N Fr2 二. F2NH2 fNv2 = 2960? 260.8? =2971N (2)计算轴承的轴向力 查机械设计手册(GB/T297-1994)得32011型号轴承 e =0.41,Y =1.5,G =80200N Fr 1 Fr2 所以 F Fd1 =20

44、3% .5)= 679N (3) F Fd 2 = 2971(2 1.5厂 990劭 Fa1 Fa2 二 max(Fd1,Fae Fd2)=1621.7 990.3 = 2612N 二 max(Fd2, Fd1 - Fae)二 990.3N 求轴承的动载荷 2612 .1.3 e 2037 Fa1 Fr1 Fa2 二 990.3 二 0.33 e Fr2 2971 查教材表 13-5 得 对轴承1 X1 = 0.41,Y1 =1.5 对轴承2 X2 =1,% =0 查教材表 13-6取冲击载荷因数 fp =1.2 P1 = fp(X1Fr1 Y1Fa1)=1.2 (0.41 2037 1.5

45、2612) -5703.8N fp(X2Fr2 丫2Fa2)=1.2 1 2971 =3565.2N (4) 计算轴的寿命 Lh1 106 一 60n 106(80200)103 =2408993弟 60 46.38(5703.8 Lh2 106 60n 106 (8020)% =10409180h a 60 46.38 3565.2 所以轴承满足寿命要求。 :键的选择和校核 Fd1 Fd 2 Fa1 Fa2 P : 巳 Lh1 Lh2 =2037N 二 2971N -679N 二 990.3N 二 2612N 二 990.3N 5703.8N :3565.2 N =2408993h =104

46、09180h b h =6 6 L = 45mm J =110MPa 6 =35.98MPa b h = 12 8 L = 28mm L2 = 63mm 1输入轴上联轴器处的键 （1）确定键的类型和尺寸 由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计 表9-14 （GB/T1095-1979）,查得当轴径d = 22mm时键取为 b h=6 6。参照半联轴器与轴配合的毂长l=55mm和普通 平键的长度系列，取键长L =45mm。 （2）强度验算 2T r 、 p =兰叶 由教材式（6-1）P dlk P 式中 T = 46304 N mm d = 22mm 丨二 L b 二 45 6 =

47、39mm k = 0.5h = 0.5 6=3 由教材表6-2查取许用挤压应力为J=110MPa 2 汉 46304r i 二 fMPa = 35 .98 MPa ：匕 p J 3 2239P，满足强度 要求。 2中间轴上键 （1）确定键的类型和尺寸 由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计 表9-14（ GB/T1095-1979），查得当轴径d = 42mm时键取为 b h=12 8。由于轴上是两个键，且设计时两键的 b h都 为12 8，参照齿轮与轴的配合长度为丨=41mm和普通平键 的长度系列，取键长L 36mm，d = 34mm时， L2 二 63mm （2）强度验算 2T ” CT = U 由教材式（6-1 ） P dlk P 当 d = 42mm 时： 式中 T =160342N mm 1 = Li b = 36 -12 =24mm k =0.5h =0.58 =4 由教材表15-1查