机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器说明书

1、计算及说明结果第一章设计任务书§ 1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工 78级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土 5%&原始数据：输送带的工作拉力F=2600N输送带的工作速度 v=1.1 ms输送带的卷筒直径 d=200mm3 X0第二章传动系统方案的总体设计X3

2、电动机§ 2-1电动机的选择1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pvpv10002600 1.110002.86kwPw2.86kw设： 轴一一对滚动轴承效率。轴=0.9901为齿式联轴器的效率。01 =0.99丫系列三相异步电动机技术数据中应满足：。Pm Pr ,因此综合应选电动机额定Prnw0.863.33kw105.1r min齿一一为7级齿轮传动的效率。齿=0.98筒输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率：2 轴 齿 筒 0.992 0.994 0.982 0.960.86工作机所需的电动机攻率为：Prp/2.8%86 3.33kw功率Pm

3、4kw2、电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60 v 6010001.1.nw 105 . 1 r minD2003.14方案比较方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1Y112M24.0KW300028902Y112M44.0KW150014403Y132M164.0KW10009604Y160M184.0KW750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可 见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y132M1-6其主要参数如下表:§ 2-2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比：i960105.1

4、 913i2 J/1.39.13/1.3 265i32 9.132.65 345传动系统各传动比为:ioi 1,i22.65,i33.45,i41§ 2-3传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴n0960 r. min p03.33kwp03.33T°9550 "9550 33.13N ?mn09601轴减速器中间轴n1 啦 960 r min p1p0 013.33 0.993.297 kwi 01i 9.1312 2.6513 3.45T1 T0i01 0133.13 1 0.99 32.8N ?m2轴减速器中间

5、轴n260278.3r/minp2p11232970.973.2kwi33.45T2T1i3 1232.8 3.45 0.97 0.97 106.5N ?m3轴一一减速器低速轴门3门2i 2278.32.65'105.02 r minP3P2233.20.973.104 kwT3T2i223106.5 2.650.97 273.8N ?m4轴一一工作机n4n3105 .02 r minP4P3343.1040.98013.04kwT4T3i434273.810.9801268 .4N ?m轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960278.3105.02105.

6、02功率kw3. 333.2973.23.1043.04转矩N? m33.1332.8106.5273.8268.4联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比1r 3.452.651传动效率0.990.970.970.9801各参数如左图所示第三章高速级齿轮设计已知条件为P i =3.297kW,小齿轮转速ni=960r/min，传动比i 1 =3.45由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。计算及说明结果一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，故用 7级精度（GB10095-883）材料选择：由机械设计第八版课本表1

7、0-1可选小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬差为40HBS4）选取小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数：Z2=iZ 1=3.45 X 24=82.8 取乙=83。§ 3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，口3 KTu±1 / Ze、2即：d 牡 >2.32 V?（）? ? d u b h1）确定公式的各计算数值（1）试选 K=1.395.5 X105P（2 ） 计算小齿轮传递的转矩：T1 =一ni95.5X105X3.2974N - mm=3.2X 10 N mm9601）由表10

8、-7选取齿宽系数？ d = 1 o12）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z e = 189.8MP2。3） 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限b Hiim1 = 600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限b Hlim2 =550MPao4）计算齿轮应力循环次数：9Ni =60nijL h = 60X960X1 X （1X8X365X10） =1.68192 X 109N11.68192 X1098Nz=4.88 X10i 13.457）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数K hn1 = 0.88 ;Khn2 = 0.918） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%安全系数S=

9、1,由式（10-12 ）得：3.28 104NmmKhni b limlb hi 一Q =0.88 X600MPa=528MPaS计算及说明结果KhN2 lim2 亠一° h2=s=°91 X550Ma=5OO.5Ma2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d it，代入（T h中较小的值。3 KTiu±1 / Ze 23 1.3X3.28X104 4.46 189.8 2dit >2.32 V ()=2.32 V ()mm46.2? du t h13.46'5005d1t 46.21mm1mm2）计算圆周速度v。nd 1t N13.14X46.21 X96

10、0v=一 /s= 2.32m/s60X100060X1000v 2.32 m3）计算齿宽bo/sb = ? ddn =1 X46.21mm=46.21mm4）计算齿宽与齿高之比ho丄卄”d1t46.21模数m=mm=1.93mmZ124mt 1.93mm齿高 h=2.25m=2.25 X1.93mm=4.34mmb 46.21=10.65h 4.345）计算载荷系数。根据v=2.32m/s , 7级精度，由图10-8查得动载系数K v = 1.20 ;直齿轮，K Ha = KFa = 1 ；由表10-2查得使用系数K A = 1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K邯

11、=1.417 or b由h=10.65，Khb =1.417 查图 10-13 得K =1.35 ;故载荷系数 K=KaK/Kh« Khp = 1 X1.20 X 1 X1.417=1.7004K 1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得,3 K3 1.7004d1 = d1t V =46.21 X V c mr一50.4mmKt1.3d150.4mm计算及说明结果7）计算模数mm=2.1mmd150.4m=m=2.1mmzi24§ 3-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m>I7（ Fa Sa）? dzl

12、d f)1）确定公式的各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限d FE1 = 500 MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限d FE2 = 380 MPa ；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1-0.85 ,Kfn2=0.87 ;3）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KfN1 d FE10.85X500d F 1= s1 4 MPa=303.57MPaKfn2 d FE20.87X380d f2=s一14 MPa=236.14MPa4)计算载荷系数 K= K=KAKvKFa Kf3 =1X1.20 X1 X1.35=1.625）查

13、取齿形系数。由表10-5查得Y Fa1 一 2.65 , Y Fa2 = 2.206。K=1.626）查取应力校正系数。由表 10-5查得Y sa1=1.58 , Y sa2=1.745。7）计算大、小齿轮的Y吟并加以比较。d FYFa1Ysa12.65 X1.58d F1 一303.57 = 0.0138YFa2Ysa22.206 X1.745.1 一 "a 一 = 0.0163d F2236.14因此，大齿轮的数值大。2 ）设计计算3 2X1.62 X3.28 X104mi> V1 x242X 0.0163mm=1.44mm计算及说明结果乙=34Z2=118d1 51mmd

14、2177mma 114 mmB1 56mmB2 51mm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， 可取由弯曲强度算的得模数1.44mm并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算 得的分度圆直径d i=50.40mm算出小齿轮齿数z 1=9丄=U = 33.6弋34m 1.5大齿轮齿数z 2 = 3.45 X34=117.3，取Z2= 118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构

15、紧凑，避免浪费。3）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d 1=z1m=341.5mm=51mmd2=z2m=11X1.5mm=177mmd1 + d251+ 177（2） 计算中心距 a=2一=mm=114mm（3）计算齿轮宽度 b=? dd1 = 1 X51mm=51mm取B2 =51mn，B1 = 56mm第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输 入功率P2 = 3.2kW，小齿轮转 速n2 =278.3r/min，传动比i 2 =2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，

16、速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88 .3） 材料选择。由教材机械设计第八版，表 10-1选择小齿轮材料为40G （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计算及说明结果4）选小齿轮齿数z 3 =24,Z4 =2.65 X24=63.6，取Z2=64。§ 4-1按齿面强度设计设计公式为：d22.32 卓 山（至） V?d U ' b H1）确定公式的各计算数值1）试选载荷系数：K t =1.395.5 X105P295.5 X105 X3 22）计算小齿轮传递的转矩：T 2=2 =N - mmn2278

17、.3=1.098 X105 N - mm2）由表10-7选取齿宽系数？ d = 1 o13） 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z e = 189.8MR2。4） 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限b Hlim3 = 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限b Hlim4 =550MPao5）计算齿轮应力循环次数：8Ns =60n2jL h =60X278.3 X1 X （1X8X365X10） =4.876 X 10N14.876 X1088N4= 一= 1.84 X10i 22.657） 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数K hn3 = 0.91 ; Khn4 = 0

18、.9218） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12 ）得：KHN3b lim3b h3=-=0.9 1 X600MPa=546MPaSKhN4 lim4b h4=0.92 1 X550MPa=506.55MFaS2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d 2t，代入b h中较小的值。T21.098 105Nm计算及说明结果d2t >2.32 V=2KtT2 .u±1 ( Ze )2 ? du ( b H)3 1.3 X1.098 X1053.65189.82.32 V () mmr70.11mm12.65'506.55丿d2t70.11mm2）

19、计算圆周速度V。nd2t n23.14X70.11 X278.3f V11 l/S= I.U2II1/S1.02 呎60X100060X1000V3）计算齿宽bob=? dd2t =1 X70.11mm=70.11mm4）计算齿宽与齿高之比-od2t70.11模数m t =一mm=2.92mmZ324mt2.92 mm齿高 h=2.25m=2.25 X2.92mm=6.57mmb 70.11H=6.57mm-=10.671h 6.575）计算载荷系数。根据v=1.02m/s , 7级精度，由图10-8查得动载系数KV = 1.1 ；直齿轮，K Ha = KFa = 1 ；由表10-2查得使用系

20、数K A = 1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khb=1.420ob由h=10.671 ,Khb = 1.420 查图 10-13 得K =1.38 ;K1.562故载荷系数K一KK/Ka Kh3 = 1 X1.1 X1 X1.420=1.56210-10a)得6）按实际的载荷糸数校正所算的分度圆直径，由式（d2=d2t VK3 1.562=70.11 X v 1 3 mrfK74.4mmd274 .4mmd274.47)计算模数 mo m= = mm=3.1mmZ324m3.1mm计算及说明结果§ 4-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的

21、设计公式为44（ Fa Sa）? dz3 b F1 ）确定公式的各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b FE3=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限b FE4 = 380 MPa ；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K fn3=0.87,Kfn=0.89 ;3）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KfN3 b FE30.87X500b F 3= s1 4 MPa=310.70MPaKfn4 b fe40.89X380b f4=S =14 MPa=241.57MPa4）计算载荷系数 K= K=KK/KFa Kfb =1X1.1 X

22、1 X1.38=1.518K1 .5185）查取齿形系数。由表10-5查得YFa3 = 2.65 ,Y Fa4 = 2.256 06）查取应力校正系数。由表10-5查得Ysa3=1.58 ,Ysa4=1.738 0YFaYSa7）计算大、小齿轮的 旦兰并加以比较。b FYFa3Ysa32.65X1.58一=0.0135b f3310.70YFa4YSa42.256X1.738一c一 0.0162b F4241.57因此，大齿轮的数值大。2）设计计算、3 2X1.518X1.098 X105v2X 0 0162mm=2.11mm1 X242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

23、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，可取由弯曲强度算的得模数3mm按接触强度算得的分度圆直径d 2=70.11mm计算及说明结果算出小齿轮齿数z 3=d2 一 7011 = 23.37強4m3大齿轮齿数z 4 =2.65 X24=63.6，取z 4 一 64这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d 3=z3m=24<3mm=72mmd4一Z4m=64<3mm=19

24、2mmd3+d472+192(1) 计算中心距 a一一2一 一2 m=132mm(3)计算齿轮宽度 b一？ dd3 = 1 X72mm=72mm 取B 4 一 72mn，B 3 一 77mm第五章各轴设计方案§ 5-1高速轴的的结构设计1) 、求I轴上的功率 P13.297KW转速 n1 960r/min转矩T132.8N /min2) 、计算作用在齿轮上的力：转矩：T1 9.55 106 Pl2T12 32.8K1圆周力：Ft1286.3Nd 51 10径向力：Fr Ft tan20 1286.3 0.36397 468.17N3) 、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调

25、质处理。硬度为 217255HBS查表取A=1123【3 297根据公式d A。Jmm 16.9mm计算轴的最小直径，并加大3%以考V 960虑键槽的影响。Z324Z464d3 72mmd4192mma 132mmB3 77mmB4 72mm计算及说明结果4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-11 234567图3-2-1 输入轴轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先 选择联轴器。联轴器的计算转矩为a Ka T1，考虑到转矩变化很小，根据工作 情况选取Ka 1.3，则：Tea KA T11.3 32.

26、8 42.64N m。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径 d1 20mm ，因此选取轴段的直径为d1 20mm。半联轴器轮毂总长度 L 52mm，（ J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L1 38mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为4 20 mm为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段轮 毂孔长度略短23mm轴段总长为L 36mm。轴段2:此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为： d2 23mm。对于轴承端盖的宽度有e = 12 X6 = 7.2mm取轴承

27、端盖的宽度为 41mm取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l = 30mm故取l 2 = 71mm轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305深沟球轴承。宽 度B 17mm。所以轴段直径应为轴承圈直径d2 25mm ;为保证轴承的轴向定 位用挡油盘定位。轴段4:取齿轮距箱体壁的距离a = 11mm考虑到箱体的铸造误差，在确定 滚动轴承位置时应距箱体壁一定距离 s,取s = 10mm已知滚动轴承宽度为 B= 17mm第一个小齿轮轮毂宽度为77mm在轴承左侧有一挡油盘，取其长 度为30mm则此段轴的长L4 = 77+ 10+ 11 + 10- 6- 30= 72mmL3 = B+ s

28、 + a + (56- 52) = 42mm取其直径为d 4 = 32mm轴段5:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h > 0.07?，故h> 0.07 X28 =1.96,h = 4mm则轴环处直径d 5 = 34mm。轴环宽度b > 1.4h，取L = 8mm轴段6：为安装齿轮部分d4 28mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘 定位，已知齿轮轮毂宽度为56m m为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应 略短于轮毂宽度，取其长度L4 52mm。轴段7:为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为 25mm长度为47mm§ 5-2中间轴的结构设计1) 、求2轴上的功率p2 3.2

29、KW转速 n2278.3r / min转矩T2106.5N / min2) 、计算作用在齿轮上的力：转矩：T29.55 106 Pr)2圆周力：Ft2T2d2 106.53177 101203.4 N径向力：Fr Ft tan 201203.4 0.36397 438N3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取Ao=1123根据公式d A 0 J 3.2 mm 25.3mm计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽 278.3的影响，轴结构如图3-2-2所示。12345图3-2-2 中间轴4）、.轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

30、和长度。： 该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度B 17mm。所以轴段直径应为轴承圈直径 d2 30mm ;为保证轴承的轴向 定位用挡油盘定位。轴段2:为安装齿轮部分d2 36mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定 位，已知齿轮轮毂宽度为51mm为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应 略短于轮毂宽度，取其长度L2 48mm。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h> 007?，故h> 007 X35.5 = 2.485,取h = 4mm则轴环处直径d3 = 43mm轴环宽度b > 1.4

31、h，取L 3 = 12mm。轴段4:为安装齿轮部分d4 36mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位， 已知齿轮轮毂宽度为77mm为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，取其长度L4 73mm。轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承圈直径ds 30mm ;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度 L5 45mm计算及说明结果§ 5-3低速轴的结构设计1）、求I轴上的功率p33.104KW转速 n3105.02r/min转矩 T3273.8N/min2）、计算作用在齿轮上的力：转矩：T39.55 106 邑厂2T32 273.8“圆周力：Ft 兀4591.

32、9Nd 192 10 3径向力：Fr Ft tan 204591.9 0.36397 1671.3N3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A）=1123 I根据公式dmin A 0 J 3.104 mm 34.63mm计算轴的最小直径，并加大3% 105.02以考虑键槽的影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。7654321图3-2-3输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为 T.Ka T3，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka 1.3，贝Tea Ka T31.3 2

33、73.8 355.94N m。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔 径di 40mm，因此选取轴段的直径为 de 40mm。半联轴器轮毂总长度 L 112mm，（ J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为Li 84mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度B 25mm。所以轴段直径应为轴承圈直径 d1 45mm ;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为 30mm则轴段的长度为L1 55mm轴段2：为安装齿轮部分d4 50mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘疋位，已知齿轮轮毂宽度为72mm为了使

34、套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L4 69mm。轴段：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h> 0.07?，故h>0.07 X50= 3.56,取h= 4mm则轴环处直径d 3 = 58mm轴环宽度b > 1.4h，取L3 = 10mm。轴段4:此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的咼度其直径确定为：d2 50mm。长度为综合计算后得到的 L450 mm段：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承圈直径ds 45mm ;为保证轴承的轴向疋位用挡油盘疋位。其长度为L5 50mm轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：de

35、 43mm。轴承端盖的宽度为33mm取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l = 30mm故取1 6 = 65.4mm轴段：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为d7 40 m m。为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位， 轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2 3mm轴段总长为L7 82mm。第六章轴的强度校核§ 6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，取后求合力。作用在齿轮上的力d151 mm计算及说明结果2Ti1286 .3N径向力FrFt tan1286 .3tan 20468.17 N而：圆周力Ft I23

36、2.td151 10 3计算及说明结果FnV2在垂直面上：MF = 0,F r = Fnvi +M 0, Fr57 Fnv 2204解得：F NV1 = 417.41N Fnv2= 161.85NMv 417.41 5723792.37Nmm在水平面上:F 0,FtF NH1 F NHM 0, Ft57F NH 22040解得F nh1= 1130.2NFnh2= 360NMh1130.2 5754001. 2Nmm危险截面在安装齿轮处d = 25mm2150 mmd 33. 142533232ca2 2；Mh帆T2W.65368. 74234.70MPa23792260MPa69421N m

37、m所以轴安全。弯矩图如图3-2-4irneTLrrTTrmTnTlTnTmTmTrJirrninTfiniTnTnTnTrTr#§ 6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图 标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力先将三维坐圆周力尸窗2T22 106.5d117731203.4N10 3径向力Fr1Ft tan1203 .4 tan 20438作用在小齿轮上的力圆周力Ft22T22 皿5 2958.33Nd,7210 3径向力Fr2Ft tan2958 .33 tan 201076.7 N在垂直面上:刀 F = 0 ,Fri +Fr2 = Fnvi

38、+ Fnv2 = 438 +1076.7= 1514.7NM 0, Fr1 58 Fr2135 FnV2 206 0862.46 5850022.68N mm解得：F NV1= 862.46N Fnv2 = 1034.75NM V 1M H1166.79 58 9673.82N mm22H1 M V1 50949.5 N mm0, Ft1FNH1Ft2FNH20,Ft1 58 FH2 206 Ft2 135 0F在水平面上M解得：F nhi= 166.79NFnh2= 1979.68NMv2 103475 717346725N mmMH2 197968 71 14055728N mmM 2 j

39、MH22 M V221 58 5 99.45N mmd_ , , 3W0 1 dV VU 1 u32MT2v5094952 0.6 137980评MPa21.73MPa1 60MPacal31V1 kz UW0.1 35.53T2 2J15859.452 0.6 137986'MPa39.99MPa1 60MPaca2oIVIUCIW0.1 35.53所以轴安全§ 6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面最后求合力。作用在齿轮上的力di 227.5mm而圆周力F2T32273 .8K13nocn a Nt32852 .1

40、nd119210径向力FrFt tan2852.1 tan 201037 N在垂直面上”F= 0,F r = FnV1 + FnV2M 0,Fr 138 Fnv2 2120解得：F NV1=450.08N Fnv2 = 839.35NM v 450.08 13862111.04N mm在水平面上F0, FtFNH 1FNH2M 0,Ft 138 Fnh2 212 0解得F nh1 =1236.6N Fnh2= 2306.08NM H 1236.6 138 170650.8N mm危险截面在安装齿轮处d = 50mm计算及说明结果ca12500d 312500 mm '32J70650.

41、82 62111.042181601.8N mm1816018 °6 402980 Mpa 24.19MPa1 60MPaJ" /p*IWhw*1PVTT第七章滚动轴承选择和寿命计算1).高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可冋时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=25mm 外径 D=62mm 宽度 B=17mm校核I轴轴承是否满足工作要求1)求轴承径向支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fw、Fv2FV1 417.41NFv2 161.85N(b)水平面支反力Fh1、Fh2FH1 1146.82NFH2 444.68N(C)合成支反力Fr1

42、、Fr2Fr1 后 F：(417.412 1146.822 1220.42NFr2 JfV2 F：2J161.852 444.682 473.22N(5)计算轴承的当量载荷PM、Pr2查表13-5 有：X1 1,Y10取 fP 1.1得：Pr1fp (X1 Fr1 ¥ Fa1)fp FM 1.1 1220.42N1342.46N计算及说明结果查表 13-5 有：X2 1,丫2 0，取 fp i.i，得:Pr2 fp Fr2 520.542NPr1Pr2计算及说明结果因此轴承1危险。(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球 轴承 3,查表13-7取

43、温度系数ft 1 ，计算轴承工作寿命:Lh36513.95h106 （Cr）3 106 （ 17200、3 60n（ P）60 960（134246）满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052).中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可 同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=30mm 外径 D=72mm 宽度 B=19mm 校核H轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fv1、Fv2FV1 862.46NFV2 1034.75N(b) 水平面支反力 FH1、FH2Fh1 166.79NFh2 1979.68N(c) 合

44、成支反力Fr1、Fr2Fr1FH862.462 166.792 878.44NFr2. Fv22 Fh221034.752 1979.682 2233.79N(5) 计算轴承的当量载荷 pr1、pr2 查表13-5 有：X1 1,丫1 0取 fp 1.1得：Pr1fP (X1 Fr1 Y Fa1) fp Fr1 1.1 878.44 966.28N查表13-5有：X2丫2 0，取fP 1.1，得：Pr2fp Fr2 2457.169N尺2Fr1因此轴承2危险。(6) 校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3，查表13-7取温度系数ft1，计算轴承工作寿命：

45、2)低速轴上轴承采用6309型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的 轴向载荷，大量生产，价格最低.径 d=45mm 外径 D=100mm 宽度 B=25mm校核川轴轴承是否满足工作要求(1)画轴的受力简图如图3-3-3。(2)求轴承径向支反力Fr1、Fr2(a) 垂直平面支反力Fv1、Fv2FV1450.08NFV2839.35N(b) 水平面支反力Fhi、Fh2Fh1 1236.6NFh22306.08N(c) 合成支反力FM、Fr2Fr1. FV21 FH21450.082 1236.62 1315.96NFr2Fv22 Fh22839.352 2306.082 2454.08N(

46、5)计算轴承的当量载荷PM、Pr2 查表13-5 有：Xi 1,Yi 0取 fP 1.11447.56N得：Pr1fp (X1 Fr1 第 Fa1) fp FM 1.1 1315.96查表13-5有：X2丫2 0，取fP1.1，得：Pr2fp Fr2 2699.49NPr2Pr1因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3 ,查表13-7取温度系数ft1 ，计算轴承工作寿命:Lh106 （Cr）3106（ 40800 f60n（ P）60 86.5（2699.49）665224.08h满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309第八

47、章键连接选择和校核§ 8-1高速轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型，轴径d1 20mm;d2 28mm ,查表13-20得（联轴器）键1: b1 h1 6 6（小齿轮）键2: b2 h2 8 72.键的校核键长度小于轮毂长度5mm 10mm且键长不宜超过1.6 1.8d，前面算得大齿 轮宽度,根据键的长度系列选键长；键1: L1 32mm ;键2: L2 40mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：P100 120MPa，贝U：32T110键 1:P1 K1I1*3232.8103MPa 42.1Mpa P320262T1 1032 32.8 1

48、03键2： P21MPa 20.9Mpa PK2l2d23.5 32 28所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1: 6X 32 GB1096-79键 2: 8X40 GB1096-79§ 8-2中间轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径d136mm; d2 36mm ,查表13-20得（大齿轮）键1： b1 h1 10 8（小齿轮）键2： b2 h2 10 82.键的校核键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.6 1.8d，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1: L1 40mm ;键2： L2 63mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下

49、的许用挤压应力为：P100 120MPa，贝33键 1：2T2102106.510 MPa49.31Mpa卩QIC4 30 36卄2T11032106.5103 “c“cmrn键2： P2MPa 27.91Mpa PK2l2d24 53 36所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1： 10X 40 GB1096-79键 2： 10X 63 GB1096-79计算及说明结果§ 8-3低速轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径d150mm;d2 40mm ,查表13-20得：（大齿轮）键1： d14 9（联轴器）键2： b2 h212 82.键的校核键长度小于轮毂长度5mm 10mm且键长不且超过1.6 1.8d ,