哈工大机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器)

1、目录一.传动装置的总体设计Q.1.1 分析或确定传动方案 1.1.2 选择电动机2.1.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比 31.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数42 .传动零件的设计计算 5.2.1 选择材料、热处理方式及精度等级 52.2 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 52.3 低速级齿轮，初定齿轮彳动及齿轮主要尺寸 93 .轴的设计计算123.1 高速轴设计计算1.23.2 中间轴的设计计算 1.33.3 输出轴的设计计算 1.44 .轴I的校核1.54.1 轴I的受力分析 1.54.2 轴I的强度校核1.64.3 轴I上键连接强度校核 174.4 轴I上轴承寿命校核

2、1.75 .轴II的校核1.85.1 轴II的受力分析 1.85.2 轴II的强度校核205.3 轴II上键连接强度校核 215.4 轴II上轴承寿命校核 216 .轴III的校核226.1 轴III的受力分析226.2 轴III的强度校核246.3 轴III上键连接强度校核 256.4 轴III上轴承寿命校核 257 .联轴器的选择267.1 输入轴联轴器267.2 输出轴联轴器268 .润滑密封设计279 .减速器附件及其说明27工传动装置的总体设计1.1分析或确定传动方案1 .组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要

3、求轴有较大的刚 度。3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大其传动方案如下根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设 计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=1900N传送带卷筒直径：d=280mm传送带带速：v=0.9m/s关于减速器的生产和工作的要求:机器产量为大批量；机器工作环境为有尘；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。1.2 选择电动机1.2.1 选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。 由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此, 无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动

4、机应用广泛。所以选择使用 三相交流异步电动机。1.2.2 选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率:Pw以 1900N 0.9m/s 1.71KW10001000式中，F传送带的初拉力;v传送带的带速。从原动机到工作机的总效率：12 24 32 4 = 0.992 义 0.994 义 0.972 X0.96= 0.8504式中，Hi联轴器传动效率，由参考文献1表9.1, 1 0.99；轴承传动效率，二- ：飞一一齿轮啮合效率，3 0.97；%卷筒传动效率，4 0.96。则所需电动机功率:FdPW 7kW 2.01kW0.85041.2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速:nw60 1

5、000V1000 60 0.9r / min28061.4r / min式中，d传送带卷筒轴直径由参考文献1表9.2,两级齿轮传动f二840 ,所以电动机的转速范围为:nd i' nw=(840) X61.4= (491.22456) j/in符合这一范围的同步转速为 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和 传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1P172页表15.1,选定电动机型号为Y132S6, 其主要性能如下表所示。电动机型号额定功

6、率/kW同步转速/(r min)满载转速(r min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额S转矩Y112M-62.210009402.02.01.3计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1 总传动比叼由选定的电动机满载转速nw和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i = nw/n = 940/61.4 = 15.311.3.2 分配传动比 i =，x i 2式中i1,i2分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为J1.4 iJ1.4 15.31 4.63,则 i2= i /i1 =3.306。1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1 各轴的转速轴

7、： n = nm =940r/min轴：nn = 5 /i 1 = 940/4.63 = 203.02 r/min轴：nw = nn/ i2 =203.02/3.306=61.4r/min卷同轴：n 卷=nm =61.4 r/min1.4.2 各轴的输入功率轴：R=pdx 1 = 2.01 x 0.99= 1.99kW轴：Pn=访X 邛X 3= 1.99X0.99X 0.97=1.91kW轴：Pw=pnXT2x 3 =1.91 X0.99X 0.97=1.835kW卷同轴： 隹=Pw x 4 X 印=1.835X 0.99X 0.97= 1.798kW1.4.3 各轴的输入转矩P4电动机轴的输

8、出转矩 Td =9550 =9550X 2.01/940=2.042X 104N mmnm轴：Ti=TdX 1 =2.042X 104 X0.99=2.022X 104 N mm44轴：Tn=TiXi1X 2 X 3=2.022X 10 X4.63X0.99X 0.97=8.99X 10 N mm45 一轴：Tw=TnXi2 X 2 X 3=8.99X 10 X 3.306 X0.99X0.97=2.85X 10 N mm卷同轴：T卷=Tm X 2 X 1=2.85X 105 X0.99 X0.99=2.793 X 105 N mm。整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动

9、力学参数一览表轴名功率/P KW转矩/T(N mm)转速/n(r min 1)传动比i效率电机轴2.012.042 10494010.99I轴1.992.022 1049404.630.96II轴1.918.99 104203.023.3060.96田轴1.8352.85 10561.41.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.4二传动零件的设计计算2.1 选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。2.1.1 齿轮材料及热处理方式和精度等级 材料：大，小齿轮均采用45号钢，软齿面，由参考文献1表8.2查得，小齿轮调制 处理，齿面硬度

10、为217-255HBW乎均硬度为236HBW：齿轮正火处理，齿面硬度为162-217HBW 平均硬度为190HBW大，小齿轮齿面平均硬度差为 46HBW在30-50HBW范围内。按GB/T10095 1998,均选择8级精度2.1.2 根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。选 Z1 21z 21 4.63 97;4 23z 23 3.306 76;减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率/P KW转矩/T(N mm)转速/n(r min 1)传动比i效率电机轴2.012.042 10494010.99I轴1.992.022 1049404.620.96II轴1.91一一48.97

11、10203.53.3040.96田轴1.8352.85 10561.51.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.52.2 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动:3 2K1 u 1/hZeZZ、2d1t .()d u H 式中各参数为:小齿轮传递的转矩，T12.022 104 N|mm设计时，因v值未知，K不能确定，初取 Kt=1.40由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1.1初选螺旋角=12°。由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE 189.8 JMPa。由图8.14选取区域系数ZH =2.46齿数4 21

12、,Z2 97;由参考文献1式8.1,端面重合度：1 1111.88 3.2 cos 1.88 3.2cos12， 1.66乙 Z221 97由参考文献1式8.2,轴面重合度：0.318 dZ1tan0.318 1.1 21 tan12 1.56由参考文献1图8.15查得：Z =0.775。由图8.24查得螺旋角系数Z =0.99由参考文献1式8.26,许用接触应力,卜="如，由参考文献1图8.28 (e)得接触疲劳极限应力Hlim1=570MPa Hlm2=390MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N1=60nla1 =60 X 940X (2 X 8 X 250 X 6)

13、=1.354 X 109h9n M 1.354 102.92 108hi14.63由参考文献1图8.29查得寿命系数：Zni=1.0, Zn2=1.13o由参考文献8.7,取安全系数=ZniH lim11.0 5701.05702ZHN2 Hlim2S1.13 3901.0440.725故取h h2440.7MPa初算小齿轮1的分度圆直径dlt,得dtZhZeZ Zh)23_ 42 1.4 2.022 104 4.63 11.14.63189.8 2.46 0.775 0.99 2 °()34.58 mm440.7确定传动尺寸:(1)计算载荷系数K= KAKVK KK=1.0X1.1

14、2X 1.11X1.2=1.465。式中，二使用系数。由参考文献1表8.3,原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取Ka - L0-动载系数。分度圆上的速度为60 10003.14 34.58 9401.701m/s60 1000故由参考文献1图8.7查得Kv=1.120工一一齿向载荷分布系数。齿向载荷分布系数K =1.11 0由参考文献1 图 8.11,因为小齿轮是非对称布置的，故查得-一一一齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4,未经表面硬化的8级精度斜齿轮取K=1.2。对山匚进行修正。确定模数-.d1 cosmn=-Z1计算传动尺寸1.465=35.1mm1.4d 产d1t 3 , K

15、/ Kt =34.58X35.1 cos12 , 1.635mm 取 mn =1.75mm21中心距：a=(z1 z2)mn=(21 97) 1.752 cos2 cos12=105.5 mm 圆整为 105mm。螺旋角=arccosmn(Z-z) arccos1.75 (21 97) 10.4752a2 105mnZ11.75 21 八八其匕传动尺寸：d137.37 mmcos cos10.475d2mnZ2cos1.75 97172.62mm cos10.475b2dd1 1.1 37.37 41.1mm取 42mmb1=b2+ (510) mm 取b1二50mm4.齿根弯曲疲劳强度校核2

16、KT1fYfYsYYbmnd1 K、T、mn、d1 同上 K=1.465、T=2.022 104 Nmm mn 1.75、d1 37.37mm 计算当量齿数 一H12 22.08 coscos 10.475ZV2z 397 102.0coscos 10.475由参考文献1,图8.19查得Yf1 =2.75, YF2=2.2由参考文献1由图8.20查得Ysi=1.56, Ys2=1.79 由参考文献1由图8.21查得重合度系数Y =0.71 由参考文献1由图8.26查得螺旋角系数 丫 =0.89大齿轮 由参考文献1由图8.28查得弯 曲疲劳极限应 力， 小齿轮 Flim1 220 MPaFlim

17、2 170MPa由参考文献1图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数：.Yni=1.0 Y N2=1.0由参考文献1表8.7查得弯曲疲劳安全系数S=1.25（1%失效概率）KN1 Flim1f产一 S1.0 220 176MPa1.25F1KN 2 Flim2 F 2=S吟YsYY1.0 170 136MPa1.251.465 2.022 104bmnd1垣丫242 1.75 37.372.75 1.56 0.71 0.89 58.47F1F2F1丫匹c 2.2 1.79 cc58.47 53.672.75 1.56F2结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径 (mm)齿数螺旋

18、角中心距a(mm)小齿轮1.7537.37502110.475105大齿轮172.6242972.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动: 按齿面接触疲劳强度设计：dit3 2KtTiu 1d u(ZhZeZ Zh)2式中各参数为：mm小齿轮传递的转矩，T=T= 8.99 1 04N设计时，因v值未知，K不能确定，初取 Kt=1.3。由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1由参考文献1表8.5查得弹性系数Ze = 189.%丽。由参考文献1图8.14选取区域系数Z h =2.5齿数 z323; z4 76由参考文献1式8.1,端面重合度：11

19、11，1.88 3.2cos 1.88 3.2cos 011.70Z1 Z223 76由参考文献1图8.15查得：Z 0.876由参考文献1式8.26,许用接触应力0置=生詈2q，由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力H lim 1 =570MPa him 2 =390MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N3 N2N4N3i22.92 1083.3068.83 107h由参考文献1图8.29查得寿命系数：Zn3 1.13, Zn4 1.21 （允许局部点蚀）由参考文献1表8.7,取安全系数= 1.0Z N 1 H lim 1H3=1.13X 570=644.1 MPaSh4=Zhn2

20、 川而2“3 390=471.9 MPa S故取h h2471.9MPa初算小齿轮3的分度圆直径，得d3tu 1 (ZhZeZ Z )2 u h32 1.3 8.99 104 3.306 1189.8 2.5 0.876 0.()60.37 mm1.03.306471.9确定传动尺寸:计算载荷系数KK= KaKvK K =1.0X1.05X 1.09X 1.1=1.26。故取一式中，使用系数。由参考文献1表8.3,原动机和工作机工作特性均是均匀平稳,动载系数。分度圆上的速度为dn6010003.14 60.37 203.260 10000.64 m / s故由参考文献1图8.7查得Kv =1.

21、05齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11,查得齿向载荷分布系数 K =1.09.齿间载荷分配系数。由参考文献1 表 8.4,取 K =1.1 。对d3t进行修正。3d3=d3tK / Kt =60.37X1.261.359.74 mm =确定模数二.mn =- 5°74 2.59mm 取 mn =2.75mmZ323计算传动尺寸中心距：a= (z3 z4)mn=(23 76) 2.75 =136.125 mm 取整为 136mm22其它传动尺寸：d3 m z3 2.75 23 63.25mmd4mz4 2.75 76 209mmb4dd3 1 63.25 63.25mm取 66m

22、mb3 = b4+ (510) mm M b3=72mm低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿数中心距a(mm)小齿轮2.7563.257223136大齿轮2096676三.轴的设计计算3.1高速轴的设计计算轴参数：R =1.99kWTi = 2.022 104N|mmN=940r/min2.作用在齿轮上的力：Ft_ 42T 2 2.022 10了 37.371082.15NFrtan antan 20Ftn 1082.15/ 400.5Ncoscos10.475FaFt tan _ _ _ 0 1082.15 tan10.475 =200.1N选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良

23、好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算:dmin C3P 106翳 13.6mm考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmin 13.6 1.05 14.29mm。式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献 2表10.2,考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106oP轴传递的功率。n轴的转速。轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高， 发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的 结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从 dmin处开始设计。根据电动机d=28mm，联轴器选取LH2O故取a 2

24、5mm,根据参考文献1,依次选取：d2 30mm,d3 35mm,d4 42mm,d5 35mmli 60mm2 56mmJ3 30mmJ4 136mm, I5 30mm尺寸如下图3.2 中间轴的设计计算中间轴上的功率 P =1.91kW,转速 n2=203.2r/min,转矩 T2=8.99 104 Nmm。初定轴上的最小直径dmin C3/-P 10622.37 mm. n, 203.2由参考文献1, 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。取 d1 30mm , d2 35mm , d3 38mm d4 35mm d5 30mm3.3 输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率 P

25、=1.835kW,转速 n3=61.4r/min,转矩 T3=2.85 105 N|mm。初定轴上的最小直径dmin C3/P 106 J1835 32.89mmn, 61.4式中，C-由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2,考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106oP轴传递的功率。n轴的转速。考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmin 32.89 1.05 34.53。轴上各个轴段的参数计算轴段1,为输出轴与联轴器的连接部分。查参考文献2表13.1,取联轴器LH3,取 d1 35mm由参考文献1得d1 35mm, d2 40mm, d3 45mm,d4 52 mm, d5 48

26、mm,d6 45mm11 80mm,l2 54mm,l3 32mm,l4 61mm, l5 64mm,l6 43mm尺寸如下图:四.轴I的校核4.1 轴I的受力分析(1)计算支承反力由转矩T=2.022 1 04 N mm,按齿轮受力关系计算可得圆周力Ft2Td2 2.022 10437.371082.15N径向力FrFt tan1082.15 tan 20400.5N轴向力FaFt tan _ _ _ 0 _ _1082.15 tan10.475200.1N那么，在水平面上F1hFrL3Fa 2L3L2400.5 45.3 200.1 37.37/245.3 119.3132.94 NF2

27、HFrFih400.5 132.94267.56N在垂直平面上F1V解得FivF 2VFtL2F1V297.8N784.3N轴承I的总支承反力F1RF1H 2 F1v2132.942 297.82326.1N轴承II的总支承反力F2R.F2H2 F2v2267.62 784.32 828.7N(2)画弯矩图和转矩图 在水平面上MaHFih L2 132.9 119.3 15854.97 N mmM 'aHF2H L3 267.6 45.3 12122.3N mmaH2 H3在垂直面上Mav Fiv L2297.8 119.3 35527.5 N mm合成弯矩Ma MaH2 Mav2M5

28、854.972 35527.52 38904.8N mmM'aH2 MaV2.12122.32 35527.5 37538.7N mm转矩 T=20220N mm4.2 轴I的强度校核a-a左侧剖面弯矩大，且有转矩，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1,抗弯剖面模量333W 0.1d0.1 32.9953593.7mm抗扭剖面模量W 0.2d3 2W 7187.4mm3弯曲应力MaW38904.810.8MPa3593.7密一 0b斫二0扭剪应力2.022 1047187.42.81MPa0.6,则当量应力为:-1.4MPa 2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数

29、e : 2 4210.82 4(0.6 2.81)211.34MPa已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得b 650MPa ,化60MPa。显然，e 化， 故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。4.3 轴I上键连接强度校核联轴器处键连接的挤压应力4T 4 2.022 104一一p ahl 25 7 (50 8)11MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得与=120150MPa。显然,op < *,故强度足够。4.4 轴I上轴承寿命校核由参考文献 2表 12.1 查72070ft承彳#0 Cr 30500 N,C0 20000N。(1)计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别

30、为：Fs1 0.4F1R 0.4 326.1 130.44NFs2 0.4F2R 0.4 828.7 331.48NFs2与轴向力A勺方向相同且Fs2 A Fs1工人Fs2 A 331.48 200.1 531.6N故a1Fa2 FS2 331.5N故只需校核轴承1即可(2)计算当量动载荷FaiC0531.6200000.0266 ,查表得 e=0.39FaiFri531.6400.50.44,Y1.41当量动载荷P XFr YFa0.44 326.1 1.41 531.6 893.0N校核轴承的寿命。轴承在 100° C以下工作，查参考文献1表11.9得fT 1。载荷变动小,为减速

31、器用轴承，查参考文献1 表 11.10,彳4 fp 1.5。故轴承的寿命Lh106( fT C)3 60n'fP P1061 30500 360 940(1.5 893.0)_51.8 105h已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命Lh' 6 2 250 8 24000h显然LhLh',故轴承寿命很充裕。五.轴II的校核5.1轴II的受力分析(1)计算支承反力按齿轮受力关系计算可得圆周力Ft2Td_ 42 2.022 1037.371082.15N , F't2Td'_ 42 8.99 1063.252842.7 N径向力FrFt tan1082.1

32、5 tan 20400.5N , F'r F't tan201034.7N_ 0 _ _tan10.475200.1NL3 F'r L2L3FrL3轴向力 Fa Ft tan1082.15那么，在水平面上Fa - F1H L1 L22解得Fih673.3 NF2HF'r Fr F1H1034.7 400.5 673.339.1N在垂直平面上Fiv F2V Ft F'tFiv Li Ft L2F2V (L2 L3)解得Fiv 2167.0NF2V 1757.9N轴承I的总支承反力FrFh 2 F”2.673.32 2167.022269.2N轴承II的总支

33、承反力F2R. F2H2F2v2 39.121757.92 1758.3N(2)画弯矩图和转矩图在水平面上MaH1F1H L1 673.3 56.8 38243.4N mmMaH2 F1H (L1L2) F 'r L2 15475.24N mmMaH2' F2H L3 39.1 45.8 1790.8 N mm在垂直面上Mav1 F1V L1 2167.0 56.8 123085.6 N mmMaV2F2V L3 1757.9 45.8 80511.8N mm合成弯矩Ma1 MaH12 MaV12.38243.42 123085.62 128889.9N mm,15475.24

34、2 80511.822 81985.6N mmM'a2M'aH22 MaV221790.78280511.822 80531.73N mm转矩 T 8.99 104N mm.1Fh2FNFtFhlFq- F38243.4-123085 脑- -1-790.78MhMv.123889.981985.6-5.2轴II的强度校核1-1右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献 1附表10.1,抗弯剖面模量.,.、2, 一一 _、 2加3 bt(dt)”3 105(35 5)32d2 35W 0.1d 0.1 35 3644.6 mm抗扭剖面模量3 bt

35、(d t)23WT 0.2d37932.1mm32d弯曲应力扭剪应力Ma a128889.93644.635.36MPa密一 Ob丽二0T 8.99 104 11.33MPaW 7932.15.67MPa 2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6 ,则当量应力为:e 2 4235.3624(0.6-11.33)237.88MPa已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得b 650MPa ,化60MPa。显然，e故轴的a-a左侧剖面强度满足要求5.3轴II上键连接强度校核齿轮2处键连接的挤压应力4Td1hl44 8.99 1035 8 (56 10)27.91MPa取键、轴及联

36、轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1彳融 品=120150MPa 。显然,卬 < 即,故强度足够。齿轮3处键连接的挤压应力_44T 4 8.99 10p d,hl38 8 (36 10)49.39MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得品=120150MPa。显然， p p ,故强度足够。5.4轴II上轴承寿命校核由参考文献 2表 12.1 查7206CW承彳#0 Cr 23000N,C0 15000N(3)计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：Fs1 0.4F1R 0.4 2269.2 907.7NFs2 0.4F2R0.4 1758.3 703.3NFs2与

37、轴向力A勺方向相同且Fsi AFs2Fa1 Fs1 907.7Fa2 FS1 A 1107.8N a 2s i故只需校核轴承2即可(4)计算当量动载荷Fa2C0g 0.074, 15000查表得e=0.45Fa2Fr20 e得X 1758.30.44,Y 1.2634P XFr YFa 0.44当量动载荷1758.3 1.26 1107.8 2169.5N校核轴承的寿命。轴承在 100° C以下工作，查参考文献1表11.9得fT 1。载荷变动小,为减速器用轴承，查参考文献1表11.10,彳4 fp 1.5。故轴承的寿命106 f C 31061 23000 34Lh(-)3()3 2

38、.8 104h60n fP P 60 203.2 1.5 2169.5已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命Lh' 6 2 250 8 24000h显然LhLh',故轴承寿命很充裕。六.轴III的校核6.1 轴III的受力分析(1)计算支承反力按齿轮受力关系计算可得2T 2 2.85 105圆周力 Ft- 2727.27Nd 209径向力 FrFt tan 2727.27 tan20 992.7N那么，在水平面上FlH F2H FrF1HLi F2HL2解得 F1H 672.3 NF2HFr F1H992.7 672.3 320.4N在垂直平面上F1V解得F1vLiF2VF

39、tF 2VL2F1V 1847.1NF2V 880.2N轴承I的总支承反力F1v2,672.32 1847.12 1965.6N轴承II的总支承反力320.42880.22 936.7N(2)画弯矩图和转矩图 在水平面上MaHF1H L1672.3 55.837514.3N mm在垂直面上MaVFiv Li 1847.1 55.8103068.2 N mm合成弯矩Ma MaH2 MaV2.37514.32 103068.22 109683.1N mm转矩 T 2.85 105N mm6.2 轴III的强度校核a-a右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献 1附

40、表10.1,抗弯剖面模量,，,、2，一一，一一 一 、2加3 bt(dt)o3 145.5(48 5.5)八32d2 48W 0.1d 0.1 48 9610mm抗扭剖面模量3WT 0.2dbt(d t)22d320669mm弯曲应力MaW109683.1961011.41MPa密一 Ob而二0扭剪应力T 2.85 105WT2066913.8MPaa m 6.9MPa2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6 ,则当量应力为:,11.42 4(0.6 13.8)220.1MPa1b ，已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得b 650MPa ,化60MPa。显然，e故轴的a

41、-a左侧剖面强度满足要求6.3 轴III上键连接强度校核齿轮4处键连接的挤压应力4T 4 2.85 105pp dhl 48 9 (56 14)57.37MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得品=120150MPa 。显然,卬 < 即,故强度足够。联轴器处键连接的挤压应力4T 4 2.85 105pp d,hl 35 8 (70 10)67.85MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得品=120150MPa 。显然， p p ,故强度足够。6.4 轴III上轴承寿命校核由参考文献 2表 12.1 查7209CW承彳#0 Cr 38500N,C0 28

42、500N。(5)计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：Fs1 0.4F1R 0.4 1965.6 786.24 NFs2 0.4F2R 0.4 936.7 374.68N故 Fa1Fa2 786.24 N故校核任意轴承即可(6)计算当量动载荷Fa2co786.24285000.02758 ,查表得 e=0.39Fa2786.24936.7e得 X 0.44, Y 1.42当量动载荷P XF YFa 0.44 936.7 1.42 786.24 1528.6N a1。载荷变动小,校核轴承的寿命。轴承在 100° C以下工作，查参考文献1表11.9W fT为减速器用轴承，查参考文献1 表 11.10,彳# fp 1.5。故轴承的寿命Lh106 J C)360n(fP p，1061 38500 36()1.28 10 h60 61.4 1.5 1528.6已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命Lh' 6 2 250 8 24000h显然LhLh',故轴承寿命很充裕。七.联轴器的选择总结：7.1 输入轴联轴器因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号 考文献1P152页表1