二级圆柱齿轮减速器(机械设计设计)

1、二级圆柱齿轮减速器计算说明书学院:专业:班级:姓名:g 2一、设计数据及要求3二、确定各轴功率、转矩及电机型号31. 工作机有效功率42. 查各零件传动效率值43. 电动机输出功率44. 工作机转速45. 选择电动机46. 理论总传动比57. 传动比分配58糊髓59.各轴输入功率：51（）.电机输出转矩：611. 各轴的转矩612. 賴6三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级7四、齿轮传动设计与校核计算7（二）、低速级16五、初算轴径17六、校核轴的强度和轴承寿命：18（一）、中间轴18（二）、输入轴23（三）、输出轴27七、滚动轴承的校核计算32八、平键联接的选用和汁算37九、选择联轴器39

2、十、润滑方式39十一、设计总结40十二、参考文献41一、设计数据及要求1. 设计题目没计一链板式输送机传动装置，两班制工作，连续单向运转，轻微振动，使用年限5年, 单件生产，输送带允许误差为±%5。2. 原始数据链条曳引力f=5200n 链条速度v= 0.3m/s 链条节距t= 125mm 链轮齿数z= 63. 方案图1-电动机2, 4-联轴器3-减速器5- 链板6- 开式齿轮传动链板式输送机传动装置二、确定各轴功率、转矩及电机型号1 .工作机有效功率=f-v = 5200x0.3 = 1.56kw2. 查各零件传动效率值联轴器（弹性）77, = 0.99,轴承z/2 = 0.99

3、,齿轮仏=0.97 链轮7, = 0.96故：ymd .咕，=0.992 x 0.995 x 0.973 x 0.96 = 0.81663. 电动机输出功率c女黑=1她4. 工作机转速链轮转速电动机转速的可选范围5. 选择电动机选电动机型号为y112m6,同步转速940r/min，满载转速l000r/min，额定功率2.2kw 电动机外形尺寸h'60 x 1000v 60x1000x0.3 y .=24/7 minzt125x6nd = nw -1 = 24 x (24120) = 5762880r/min心h屮高外形尺寸l, x (/?2 / 2 + /?,) x h底脚安装底脚螺栓

4、轴伸建联接部尺寸直径尺寸分尺寸axbkdxefxcd132475x(135/2 + 210)x315216x 1401238 x8010x86. 理论总传动比9402439.177. 传动比分配取开式齿轮传动比= 3，又 = 1.4/ zni - /, -故 & = 4.28，/ = 3.058. 各轴转速/i( =id =940/7 min十：=219.63"min_ 219.63 3.0572.01r/min"inziii72.013=24z7min9. 各轴输入功率:p=pdtl =1.91x0.99x 0.97 = 1.83/fvv什=0."2.&

5、quot;3 = 1.83 x 0.99 x 0.97 = 1.76kw= 176x0.99x0.97 = 1.69/vvq = 1.69 x 0.97 = 1.52尺wp也=仏 r = 1.52 x 0.99 = 1.5 l10. 电机输出转矩:9.55x10x = 9.55x1019.40/v. w11. 各轴的转矩tl=rd=l 9.40 x 0.99 x 0.97 = 18.63n - m7, = 7j ；72 -7/3 -z, =18.63x0.99x0.97x4.28 =76.607v 州iii = h h hi=76.60 x 0.99 x 0.97 x 3.05 = 224.3

6、22v mtw=tctj= 224.32 x 0.99 = 222.087v mtdu3= 222.08 x 0.97 x 0.99 = 213.262v m12.误差带式传动装置的运动和动力参数轴名功率 p/kw转矩 t/nm转速 n/r/min传动比i效率n/%电机轴1.9119.40940199i轴1.8318.639404.2896ii轴1.7676.60219.633.0596iii轴1.69224.3272.01iv轴1.52222.0872.01398链轮轴1.51213.2624三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表而淬火，齿

7、而硬度为40 55hrc,齿轮均为硬齿面。选用8级精度。u!齿轮传动设计与校核计算4.1高速级齿轮传动的设计计算1. 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 (1)齿轮材料及热处理 材料：髙速级小齿轮选用40cr渗碳淬火，齿而硬度为55hrc，接触疲劳强度极限 (jhvm = oqmpa ,弯曲疲劳强度极限.二lmpa高速级大齿轮选用45tf钢正火，表面淬火，齿面硬度为55i1rc,接触疲劳强度极限 = 1140 弯曲疲劳强度极限(7f£ = 700m/。取小齿齿数z,=19则 z2=ixz,=4. 28x19=81.32収22=

8、82。 齿轮精度按gb/t10095 1998，选择8级，齿根喷丸强化。2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿而接触强度设计2尺,1 x i 1 x) 2中au (yh确定各参数的值：试选尺,=1.6查机械设汁表10-6选取区域系数5由图 10-26 查得 e =0.71=0.84fxal则 & =0.71+0.84=1.55由公式10-13计算应力值环数n' = 60n'j =60x940x1x(2x8x300x10)=1 02x10查图10-19得: kf/n、=0.9t khn = 0.95 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=l,应用公式10-12得

9、:hn 1 v h lim0.9x1200skcr1080 mpahn h lim 20.95x11401083 mpa许川接触应力 由表 10-6 得：za. =189.8m1 由表10-7得:=13. 设计计算小齿轮的分度圆直径,=28.31mmd >2k1t,yu + zhze 2j2xl.6xl8.63xl03 4.09 + 1 189.8x2.5 2，z"'(j)d£a x_ttx (jh v 1x1.554.091081.5计算圆周速度3.14x28.31x940 60x1000-0.40m/560x1000计算齿宽b和模数m 计算齿宽bb= x

10、dxt =48. 39mm 计算摸数m,初选螺旋角y?=14udu cos j3 48.39xcosl4"nt191.86mmb/h483%.176-1l96 计算纵向重合度 =o. 31807, tany0=0.318x 1 x 19xtan 14 =1.506 计算载荷系数k使用系数/二1根据v=0.91m/s，8级精度，查机械设计图10-8得 动载系数1 =1.08，1x1.08x1.4x1.452.19查表 10-4 得 k/?=1.45 查图 10-13 得：k = 1.38 查表 10-3 得：ha = kfa=.4 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径2.19=-=48

11、.39x=50.36/ 计算模数m,19cl cos/3 50.36xcosl4 m. = = 2s)bmm4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设汁公式m ）2/7；cos2/3 sd（1）确定公式lal各计算数值小齿递的转矩t = 18.63?/ -m计算当量齿数vlzi19cos3 p cos314z220.80cos /3 cos" 14初选齿宽系数85.39按对称布置，由表查得 初选螺旋角初定螺旋角 p=u° 载荷系数kk = kkkf kf= lxl.08xl.4xl.38 = 2.09a v fa fp 查取齿形系数yfa和应力校正系数 查机械设计表10-5得：

12、齿形系数 1 =2'85 sa =2'24应力校正系数i.54 ysa2=.n 重合度系数&根据 £=1.506,从图 10-28 查得&=0. 88计算大小齿轮的人查图10-18得弯曲疲劳寿命系数:k f/vi 二0. 9kf/v2=0. 95取弯曲疲劳安全系数s=1.25(jril = kfffi = 0-9x720sfn 2 ff 21.250.95x7005 isam pas2.85x1.54518.42.24x1.771.250.00850.0076532mpa么2518.4比较结果小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算。（2） 设计计算计算模

13、数hx2.09xl8.63xlo3 x0.88xcos214x0.0085,m> ,rmm = 1.12mmn v1x192x1.55对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m人于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取=2mm但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d, =40. 36mm来计算应有的齿数.于是由:19.58 取 z|=i950.36xcosl4z1那么 z2 =3. 55x19=67.45 取整为 68 几何尺寸计算计算中心距+_ (19 + 82巧2 = 98.33,誦"一 2(3 一

14、2xcos14将中心距圆整为100mm。按圆整后的屮心距修正螺旋角14°4.12q(z丨+zjm(19 + 68)x2p - arccos! =- = arccos2a2x100因值改变不多，故参数r6,，z,，等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d'= zm,1 = 40mm 'cos/?dz2m” - 160,誦-cos 夕计算齿轮宽度b =(/)dd =1x39.18mm = 39.18mm圆整的 =40=4524.2低速级齿轮传动的设计计算i. 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿而渐开线斜齿轮 (1)齿轮材料及热处

15、理 材料：高速级小齿轮选用40cr滲碳淬火，齿面硬度为55hrc,接触疲劳强度极限= 12qgmpa ,弯曲疲劳强度极限(jie = 120mpa高速级大齿轮选用45#钢正火，表而淬火，齿而硬度为55hrc,接触疲劳强度极限 zthi. =u40mpa,弯曲疲劳强度极限 = 700似什。収小齿齿数z =23vx n innbh3则 z4=ixz3=2. 54x23=58. 42 取24=59。 齿轮精度按gb/t100951998,选择8级，齿根喷丸强化。2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿而接触强度设计w±l 人 z,、2 xx( h £)a u m确定各参数的值：试选

16、=1.6查机械设计表10-6选取区域系数z/z=2.5 由图 10-26查得 £ = 0.77 、二0.86a6t2则 £ =0.77+0.86=1.63(x由公式10-13计算应力值环数n=60n2j =60x219.63xlx ( 2x8x300x10； 二 6.33x109 查图10-19得: 尺廳=0.9，尺腿=0.95 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=l,应用公式10-12得：= 0.9x1200 = w什h 3 s1c7n . = khn/7h'、'、2 = 0.95x1140 = 1083 mpa l ,j4s1许用接触应力=

17、0s.5mpa<7j =(以+<w = (1080+1083)由表 10-6 得：=189. 8mi由表10-7得:=13.设计计算小齿轮的分度圆直径6=37.40mm2ktt2 f/ + l zflze 2 _ r2xl.6x76.60xltf 3.23+1 189.8x2.5 3z vx_w_>< w v 1x1.633.231081.5il算圆周速度紙a60x 10003.14x37.40x219.6360x1000=0.06m/s计算齿宽b和模数 计算齿宽b计算摸数m,初选螺旋角=14m :人cos 37.40xcosl4。门 rnm = 2.43/w/wz32

18、3也高 h=2. 25 z?7/?/=2. 25x2. 43=5. 47 mmn7=10.53计算纵向重合度=0.31807, tan/j=0.318x 1 x23xtanl4 =1.824 计算载荷系数k 使用系数根裾 = 0.35州/义8级精度，查机械设计图10-8得 动载系数! =1.02，查表 10-4454查图 10-13 得：kf/?= 42 查表 10-3 得：ha = kfa = yatik = kak kh khb =1x1.02x1.4x1 .454 = 2.08a v ha hp 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d,= 擇=342.80x3 = 62.86/7 而

19、计算模数d'cos/3 62.86xcosl4 i tn = = 2.65mm" z3274.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设汁公式m > 3 2kt2y/jcos2(vs1 fx,么(1) 确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩t =76*6(w.m二 27cos3 p cos314c= 25.18=74.44z4 68z ,=cos p cos 14 初选齿宽系数按对称布罝，由表查得 初选螺旋角初记螺旋角 载荷系数k2.03k = kak kb kr, = lxl.02xl.4xl.42a v ba bp 查取齿形系数和应力校正系数 查机械设计表10-5得：齿形系数

20、 yfa3 =2.60 ysai =2.24 应力校正系数yfa4=1.59 ysa4=i.n 重合度系数&根据久=1.824,从图10-28查得1=0.88y f 计算大小齿轮的查图10-18得弯曲疲劳寿命系数:lr0.9k0.95取弯曲疲劳安全系数s-1.250.9x7201.25 0.95x700= 5sampas 1.25= 2.60x1.59 么3 532mpa518.42.24x1.770.008m 518.40.0076比较结果小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算设计计算 汁算模数2x2.09x76.60xl03x0.88xco 14x0.00851x232x1.63mm

21、- 2.21mm对比计算结果，由齿而接触疲劳强度计算的法而模数1大于巾齿根弯曲疲劳强度计算 的法邮模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取=3mm但为了同吋满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径七=62. 86mm来计算应有的齿数.于是巾:62.86xcosl4爪，、=20.33取=20那么 z 2 =2. 92 x 20=58. 4 取整为 59 儿何尺寸计算计算中心距_(z, + z2x _ (23 + 59)x3 = 118.06mm"1(3 - 2xcos14将中心距圆整为122mm0按圆整沿的中心距修正螺旋角二 arccos(23 + 59)x32

22、x12213°4527"因0值改变不多,故参数za等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径cos/?=66.53mm计算齿轮宽度b =(/)dd = 1x61.77 mm = 61 hl mm圆整的 b4=65 b, = 704.3齿轮校核(一) 高速轴校核齿面接触疲劳强度巾参考文献11p135公式8.7i2k7 w + 1y bdx u(1) 齿数比 w = 二 3.55。(2) 由参考文献1 p136表8.5查得弹性系数zt、=9.mpa。(3) 由参考文献1p136图8.14査得节点区域系数zh =2.38。(4) 由参考文献1p136图8.15查得重合度系数&

23、; =0.8(5) 由参考文献pi42图8.24查得螺旋角系数z# =0.97(5)由参考文献1p145公式8.26o% =计算许用接触应力式屮接触疲劳极限，由参考文敝1p146图 8.28 ()分别查得二 lloomptz,1100 嫩，；寿命系数，由参考文献1 p147图8.29查得zni = 1, zn2 = 1:sh安全系数，由参考文献1p147表8.7查得=1.0故erhi1.0x1100l0= 00mpa = crh2h =尺 7； w + 1 bd' u189.8x2.38x0.8x0.97x2xl.74x40.5_lx3：55±l20x4023.55692.s

24、1 ma<an满足齿面接触疲劳强度。<二)、低速级校核齿面接触疲劳强度由参考文献1j p135 公式 8.7 c7h = zezhz£zp2 zz +式中各参数:(1) 齿数比 w 二二2.54。(2) 由参考文献1 p136表8.5查得弹性系数z£ = 189.8抽vz。(3) 由参考文献1p136图8.14查得节点区域系数zw =2.44。(4) 由参考文献1 p136图8.15査得重合度系数义。=0.815(5) 由参考文献1p142图8.24查得螺旋角系数z# = 0.984(5)由参考文献p145公式8.26er/y计算许用接触应力sh式中：接触疲劳极

25、限，巾参考文献11 p146图 8.28 ()分别査得=umpa,.hn2=liooywp ;zn寿命系数，由参考文献11 p147图8.29查得z/v3 = 1，z,v4 = 1 ;sh安全系数，由参考文献1p147表8.7查得=1.0故<7h31.0x1100 -l0= i00mpa = ah4ahl = zezhz£zj189.8x2.44x0.815x0.984x2xl.7077x.38.10x2：54±l350.795x72.54648.85她 <<7扪满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1p193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径：互=

26、106彳 = 17.15mm。考虑到键对轴强度的削弱 n v 940及联轴器对轴径的要求，最后取d = 25mm。中间轴的剔、鈕：v-脊難德f。考翻觀轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取6/n=35mm输出轴的最小直径：2 qpt = 106v72.01 = 34.78mm。考虑到键对轴强度的削v nm弱及联轴器对轴径的要求，最后取rfni =35mm。式中：c由许用扭转应力确定的系数，由参考文献11p193表10.2,取c = 106六、校核轴及键的强度和轴承寿命:（一、中间轴1. 齿轮2 （高速级从动轮）的受力计算:巾参考文献11p140公式8.16可知= 2x76.60 x1q3 = 9

27、57.5n z2 d2 160fr2 = ft2 tan at2=957.5 xtan 20°cos 17 45w534.49/vfa2 = fr2 tan (3 = 534.49 x tan 17°45霄=171.12w式中：一齿轮所受的圆周力，n;f，.2一一齿轮所受的径向力，n;齿轮所受的轴向力，n;中阆轴受力及奪矩分析图2. 齿轮3 （低速级主动轮）的受力计算:由参考文献lp140公式8.16可知ii4151 .5nfr3 = ff3 tanal3 =4151.5lxtan 20:cosl3w2r_1254.912vfu3 = fr, tan爲=1254.91 x

28、tan 13°29z2r = 301.03a式中：c3一一齿轮所受的圆周力，n;r3齿轮所受的径向力，n;齿轮所受的轴向力，n;3. 齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为:u4=l7l.l2xv=l4553.75祕画mh3 =4 = 301.03 x = 10680.093n - mm4.轴向外部轴向力合力为:fa = fa, - fa2 =301.03-171.12 = 129.917v5. 计算轴承支反力:竖直方向，轴承1f,373.3 + f/233>3116.62507.092vfz343.3 + fz283.3 224421n轴承2116.6水平方向，轴承1in心.7

29、3.3-.33.3-a-a = .謂116.6，与所设方向相反轴承2人83.3义二為-=_20懂设方向相反轴承1的总支撑反力:h2 +/?,/ = v76.042 +2507.092 = 2508.24/v轴承 2 的总支撑反力：r2 =扣22 +r2v2 =a/205.952 +2244.212 =2253.46/76. 计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向7* 43.3 = 2507.09 x 43.3 = 109556.99777 水平方向= r'h 43.3 = 76.04x 43.3 = 3292.5327v mmb-b 剖面右侧，竖直方向似v/，二么.33.3 = 2

30、244.21x33.3 = 74732.193iv.zw7z水平方i门= r，'h - 33.3 = 205.95 x 33.3 = 6858.135n - mma-a剖酣各侧合成弯矩为mmma = mva2 +(mhy-mha)2 = v109556.9972 + (10680.093 - 3292.532)2 =109805.79 2v b-b剖而左侧合成弯矩为mh = yjmvb2 + (mnh-m,2)2 = 74732.1932 + (6858.135 - 3292.532)2 =75127.38/v. zwz? 故a-a剖面右侧力危险截面。7. 计算应力初定齿轮2的轴径力&

31、lt;=38mm，轴毂长度力10mm,连接键由参考文献2p135表 11.28 选择/?></2=108，1=5抓71/2=2501111。齿轮3 轴径为rf3=40mm，连接键由 p135 表 11.28选择z?x/2=12x8，t=5mm?3 =32mm,毂槽深度t=3.3mm。由(f/3 - f/;) / 2 - (1 + 0.25)m2 / cos 及-心 =(70.957-40)/2-1.25x3/cosl 3°29z2 f-3.3 = 8.32mzn2.5m2 /cos/?2 = 2.5x3/cos 13d292t = 7.71mm < 8.32mm 故

32、逍车仑 3又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故: 抗弯剖面模量w/w =0.m)3-1 = 0.1x403 -12x5x(4o-5)6373j5抗扭剖面模量12773.75!=109805.79 = 172墨 弯曲应力 vv 6373.75oa -ob- 1.23mpa,(jc =0扭剪应力1麗8.77 =93勳 7 wr 12773.754.66mpa8. 计算安全系数对调质处理的45#钢，巾参考文献1p192表10.1知:抗拉强度极限=650mpa弯曲疲劳极限f-1 =30（）mpa扭转疲劳极限t-i=155mpa由表10.1注查得材料等效系数：& " °2,=

33、0a轴磨削加工时的表妞质量系数由参考文献lp207附图10.1查得 = （k92绝对尺寸系数由附图10.1查得： =0*82r =0,78键槽应力集巾系数由附表10.4查得：= 1-825, kr =1.625 （插值法）由参考文献11p201公式10.5, 10.6得，安全系数sk-11.8250.92x0.82s.1.6250.92x0.78300= 7.197x17.23 + 0.2x0155x 4.66+ 0.1x4.6614.0677.197x14.0676.4齿轮2处键连接的挤压应力crp247,4x76600 b) 38x8x(25 10)lq43mpa齿轮3处键连接的挤压应力4

34、t24x115418.77d'h(l-b) 40x8x(32-12)14.343mp75； + s2r v7.1972 +14.0672查p202表10.5得许用安全系数s=1.51.8,显然ss，故危险截面是安全的9. 校核键连接的强度由于键，轴，齿轮的材料都力45号钢，由参考文献1查得c7l=12()15()a/p6z，显 然键连接的强度足够！10. 计算轴承寿命由参考文献2p138表12.2查7207c轴承得轴承基本额定动负荷g =23.5kn,基本额定静负荷= 17.5kna=129. 9n> s2轴承轴向力分析轴承1的内部轴向力力：' =0.4尺1 = 0.4

35、x 2508,24 = 1oo3-37v 轴承 2 的内部轴向力为：么=0.4/?2 = 0.4x2253.64 = 901.456a故轴承1的轴向力7= sl = wo33n,轴承 2 的轴向力么，1003.3 +129.9 = 11331rhf=w03.3 :0()57 fa2 : 1133.2 co - 17500 .，c。_ 17500=0.065巾参考文献11p220表11.12可杏得.el = e2 = 0.43_ 1003.3 "2508.24= 0a<e_ 1133.2 一 2253.64=0.503取芩=l,y, =0;x2 = 0.44, y2 =1.3故p

36、'=r' = 2508.24/v, p2 = x2r2 + y2fa2 =0.44x2253.24 + 1.3x1133.2 二 2464.6w根据轴承的工作条件，査参考文献1p218219表11.9，11.10得温度系数*=hq，载荷系数寿命系数£ = 3。由p218公式11.1c得轴承1的寿命lh10660n2fr'ch.p10660x212.391.0x235001.0x2508.2460868/z己知工作年限力5年2班，故轴承预期寿命l；=8x2x300x5 = 24000/? lh > l，h,故轴承寿命满足要求c二、输入轴1. 计算齿轮上的作

37、用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等， 方向相反。即：轴向力fal =17u2a径向力=534.4術，酮力二1398蕭2. 平移轴向力所产生的弯矩为：1/ = 1 = 171-12><= 3413-844ar-m2 23. 计算轴承支撑反力331398.58x33竖直方向，轴承1116116397.87n轴承2水平方向，轴承1hftx -831398.58x831161161000.71/vf. -33-mh1534.49x33-3413.844r116116126.62w轴承 2火川=fh -r川=534.49-126.62 = 411.87

38、'轴承1的总支撑反力：氏=2 +/?1v2 =vl26.622 +397.872 =417.53n轴承2的总支撑反力:r2 = r2h2 + r2v2 =a/411.872 +1000.712 =1082.15/v4. 计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向二 -83 = 397.8x83 = 33017.4；v - mm其mv水平力向- 83 = 126.62x83 = 10509.46- mm2 +mz/i2 = v33017.42 +10509.462 = 34649.467v mma-a剖面右侧，竖直方向= =33017遍醐mh2=mh -m'h = 10509.4

39、6 - 3413.84 = 7095.616n mm其合成弯矩m2 =mv22 +w"22 = v33017.42 +7095.6162 =33771.27v. mm 危险截而在a-a剖而左侧。5. 计算截面应力由参考文献1p205附表10.1知:j 339 93w/mm3 = = = 6352.12 抗弯剖而模fi1010抗扭剖面模量wt i mmd' 39.9= 12704.24巧曲应力_ 34649.64 6352.125.45 mpaoa - c7h = 5a5mpa,(jc =0 娜应力=t=篇pala4mpa6. 计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献ujp

40、192表10.1知:抗拉强度极限=650mpa弯曲疲劳极限=300mpa扭转疲劳极限f-i=155mpa由表10.1注查得材料等效系数：二似水=(11轴磨削加工时的表而质s系数由参考文献lp207附图10.1查得# = q。92绝对尺寸系数41附图10.1查得： =0.84,r =0.8由参考文献lp201公式10.5, 10.6得,安全系数s-=30042.54p£z °a 七伞凡 0.92x0.84x 5.45+ 0.2x0155/慮丄xu4+o.1x11493.242.54x93.2+ s2t v42.542 +93.239.3査p202表10.5得许用安全系数s=1

41、.51.8,显然ss,故危险截面是安全的7. 校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2p135表11.28选择轴径为d =25 mm=20.68嫩z联轴器处键连接的挤压应力47_4x40.516/2(/-/2)_ 25x7x(40-8)由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得e7l=12q15()mp6z,显然键连 接的强度足够！8. 计算轴承寿命由参考文献2jp138表12.2查7206c轴承得轴承基本额定动负荷cr=17.8kn,基本额定静负荷c0=12.8kna= 171. 12s2轴承轴向力分析轴承 1 的内部轴向力为：s, = 0.4/?, =0.4x417.53 = 167

42、.0127轴承 2 的内部轴向力为 s2 = 0.4/?2 =0.4x1082.15 = 432.86由于 +fal =167.01+ 171.1 =338.11?v<s2故轴承 1 的轴向力匕,=s, - fal =432.86-171.1 = 261.76n,轴承2的轴向力么2 =52 =432.8677<=llw = 0-02 = 0-034由参考鑛，表可査得:e =0.38, e2 =0.40又/ = 261.76 rv 417.530.63 > ex,2v432.86 1082.150.4 =取 1 = 0.44, y =1.47;x2 =1,/2 =0故p2 =r

43、2 =1082.15a =x,/?, +yfal = 0.44 x 417.53 +1.47 x 261.76 = 568.5n取 p = p2根据轴承的工作条件，杏参考文献11p218219表11.9, 11.10得温度系数=1.0,载荷系106106< 1.0x17800 )60/?,tfp'p-60x720<1.0x1082.15数人=1.0,寿命系数£ = 3。由p218公式11.1c得轴承2的寿命lh3=77263/z己知工作年限为5年2班，故轴承预期寿命l =8x2x300x5 = 24000/?lh > l；,故轴承寿命满足要求。<三、输

44、出轴1. 计算齿轮上的作用力巾作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方14相反。即：轴向力厂。4 = 301.03#,径向力fr4 = 1254.9in,圆周力= 3352.727v2. 平移轴向力所产生的弯矩为:m4h =f/4 = 301.03x199.6232969.267v mm3. 计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1a,z4733352.72x731161162109.9n轴承 2/?2v =f,4 =fw = 3352.72 - 2109.9 = 1242.827v水平方向，轴承 1.73 + "4 = 1254.91x73 + 32969.2

45、6 = 107365yv116116轴承 2/?2" =fra -r4h =1254.91-1073.65 = 181.267v,轴承 1 的总支撑反力=扣川2 + r'v2 = a/2109.92 +1073.652 = 2367.36/v轴承 2 的总支撑反力：尺2 =扣22 +r2v2 = vl242.822 +181.262 = 1255.97a4. 计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 a/vl =rw 43 = 2109.9x 43 = 90725.7- mm水平方向 =rlh 43 = 1073.65x 43 = 46166.957v - mm其合成弯矩为

46、 a/, =mvi2 +mhl2 =<90725.72 +46166.952 = 101796.567v mm a-a剖面右侧，竖直方向= mvi =90725.7n - mm水平方向=尺2/ 73 = 181.26x 73 = 13231.987v - mm其合成弯矩为a/2 二mv22 +mh22 = v90725.72 +13231.982 =91685.54n-mm 危险截面在a-a剖面左侧。5. 计算截面应力初定齿轮4的轴径为4=44mm，连接键由参考文献rjp135表11.28选择z?x a =12x8,t=5mm, /2 =28mm。由参考文献lp205附表10.1知：抗弯

47、剖面模量w!mm3 = 0.1(<)3 - 丁戸=0.1x443 - 12x5x(44_5)2 = 7481.35 2d2x44抗扭剖而模姒wt/mm3 = 0.2«)3 -4 丁尸=0.2x443 - 12x5x(44-5)2 二 15999.75 742d'2x44弯曲应力a101796.567481.35o a (jh = 13.6 imp“，=0, t' 358002.37 o1 ola/fd 扭剪应力 rr = 21.8 mpawt 15999.75ta =nt221.81210.9 mpa6. 计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献p192表1

48、0.1知. 抗拉强度极限7# =650mpa弯曲疲劳极限=300mpa 扭转疲劳极限f_, = 155mpa由表10.1注查得材料等效系数：么=0.2,么=0.1轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献lp207附图10.1査得/? = 0.92绝对尺寸系数巾附图10.1查得：么=0.82人=0.78键槽应力集中系数由附表10.4査得：=3.6, kt=3.2 （插值法）由参考文献lp201公式10.5, 10.6得，安全系数3003.26.49p£r f 伞凡 0.92x0.82xl0.9 + 0.2x0155中人323.120.92x0.78x10.9 + 0.1x10.96.49x

49、3.125； + s； v6.492 +3.122.8査p202表10.5得许用安全系数s=1.51.8,显然ss1,故危险截而是安全的7. 校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2p135表11.28选择z?x/z=10x8, t=5mm，z=70mmo轴 径为 6/ =35 mm联轴器处键连接的挤压应力47；4x358002.37dh(l-b) 35x8x(70-10)83.08m/vz齿轮选川双键连接，180度对称分布齿轮处键连接的挤压应力47；4x358002.372dh(l-b)2x44x8x(28-12)123.92m pa巾于键，轴的材料都为45号钢，巾参考文献11查得jp=1

50、20150mftz,显然键连接的 强度足够！8. 计算轴承寿命巾参考文献21p138表12.2杏7208c轴承得轴承基本额定动负荷=26.8kn,基本额定 静负荷 c()=20.5kn轴承 1 的内部轴向力为：s, = 0.4/?, = 0.4x2367.36 = 946.947v轴承 2 的内部轴向力为 s2 = 0.4/?2 =0.4x1255.97 = 502.36由于 a +f“4 = 502.36 + 301.03 = 803.39n < 5,轴承1的轴向力= 946.942v故轴承 2 的轴向力 fa2-fa4 =946.94-301.03 = 645.9bvp046 q4f

51、64s q1由 = 0.046,i= o.o314 由参考文献lp220 表 11.12 可查co20500co20500得 a = 0.43,= 0.40.z fa946.94 n fa，645.91又- = 0.4 <= ().512e，rw 2367.36r1v1255.97-取 a =1， =0；x2 = 0.44, y2 =1.4故p' =r' = 2367.867v, p2 =x2r2 +y2fa2 =0.44x1255.97+ 1.4x645.91 = 1456.92v取尸=6根据轴承的工作条件，查参考文献p218219表11.9, 11.10得温度系数人=1.0,载荷系lh106(1.0x26800 160x65.68<1 .ox 2367.86 j数/p=1.0,寿命系数£ = 3。由p218公式11.1c得轴承2的寿命10660n:= 3.3xl05/?已知工作年限为5年2班，故轴承预期寿命l；=8x2x300x5 = 24000/?lh > l,故轴承寿命满足要求七、滚动轴承的校核计算（一）高速轴的滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为33007,巾资料1表9