机械设计减速器设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带传动的单级圆柱斜齿减速器第一部分总体设计方案选择及评价电机的选择第二部分斜齿齿轮设计附：齿轮受力分析13第三部分轴的设计高速级轴的设计1低速级轴的设计第四部分 轴承、润滑密封、连接件和联轴器的选择及校核 轴承的确定及校核键的校核联轴器的校核润滑密封的选择40第五部分主要尺寸及数据参考文献物理与机电工程学院 机械设计课程设计任务书一、课程设计的目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机 械设计能力的重要实践环节。课程设计的主要目的是：(1) 通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及 有关选修课程的知识，直到巩固、深化、融会贯通及扩展有关 机械

2、设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2) 通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实 际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机 械的一般设计方法和步骤。(3) 提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力 以及计算机辅助设计(cad)能力等，使学生熟悉设计资料(手 册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。二、课程设计的题目内容和任务1、课程设计题目：带式输送机传动装置''''''-12345输送带工作拉力f/n23002100190022002000输送带工作速度v / ( m/s )1.51.61.61.81

3、.8滚筒直径d/mm400400400450450输送功率p/kw输出轴转速n/ ( r/min )每日工作时数t/h2424242424传动工作年限/a55555备注空载起动，载荷平稳，起动载荷是名义载荷的1.2: 度允许误差误差为±5%。'倍，输送带速i)ih带传动输送机传动装置参考方案1 电动机；2v带传动；3圆住齿轮减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒2、设计的主要内容：(1) 拟定、分析传动装置的设计方案；(2) 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；(3) 进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、 键等；(4) 绘制减速器装配图；(5) 绘制零件工作图；(6

4、) 编写设计计算说明书。3、课程设计要求在2周时间内完成以下任务：(1 )绘制减速器装配图1张(用a1图纸绘制);(2 )零件工作图2张(从动齿轮、主动轴);(3) 设计计算说明书一份，约8000字左右；(4) 答辩。三、课程设计的步骤课程设计一般可按以下顺序进行：设计准备工作-总体设 计-传动件的设计计算-装配图草图的绘制（校核轴、轴承等） -装配图的绘制-零件工作图的绘制-编写设计计算说明书 -答辩。每一设计步骤所包括的设计内容如下表所列。指导教师在学生完成以上设计步骤后，根据图纸、说明书 以及答辩情况等对设计进行综合评定。课程设计的步骤步骤主要内容学时 比例时间 安排1、设计准备t作（1

5、）熟悉任务书，明确设计的内容和要求；（2）熟悉设计指导书、有关资料、图纸等；（3）观看录像、实物、模型，或进行减速器装拆实验等，了解减 速器的结构特点与制造过程。5%0.5 72、总体设计（1）确定传动方案；（2）选择电动机；（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；（4）计算机各轴的转速、功率和转矩。5%0.5 73、传动件的设计计算（1）计算齿轮传动、带传动的主要参数和儿何尺寸；（2）计算各传动件上的作用力。5%0. 5 74、装配图草 图的绘制（1）确定减速器的结构方案；（2）绘制装配图草图（草图纸），进行轴、轴上零件和轴承组合 的结构设计；（3）校核轴的强度、校核滚动轴承的寿命；（

6、4）绘制减速器箱体结构；（5）绘制减速器附件。40%4天5、装配图的绘制（1）画底线图，画剖面线；（2）选择配合，标注尺寸；（3）编写零件序号，列出明细栏；（4）加深线条，整理图面；（5）书写技术条件、减速器特性等。25%2.5 76、零件工作 图的绘制（1）绘制齿轮类零件工作图；（2）绘制轴类零件工作图；8%0.5 77、编写设计 计算说明书（1）编写设计计算说明巧，内容包括所冇的计算，并附冇必要的 简图；（2）说明书中最后一段内容应写出设计总结。一方血总结设计课 题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获体会以及不足 之处。10%1天8、答辩（1）作答辩准备（2）参加答辩2%0. 5 7

7、四、课程设计的有关注意事项本课程设计是学生第一次接受较全面的设计训练，学生一 开始往往不知所措。指导教师应给予学生适当的指导，引导学 生的设计思路，启发学生独立思考，解答学生的疑难问题，并 掌握设计的进度，对设计进行阶段性检查。另一方面，作为设 计的主体，学生应在教师的指导下发挥主观能动性，积极思考 问题，认真阅读设计指导书，查阅有关设计资料，按教师的布 置循序渐进地进行设计，按时完成设计任务。在课程设计中应注意以下事项：(1) 认真设计草图是提高设计质量的关键草图也应该按正式图的比例尺画，而且作图的顺序要得 当。画草图时应着重注意各零件之间的相对位置，有些细部结 构可先以简化法画出。(2)

8、设计过程中应及时检查、及时修正设计过程是一个边绘图、边计算、边修改的过程，应经常 进行自查或互查，有错误应及时修改，以免造成大的返工。(3) 注意计算数据的记录和整理数据是设计的依据，应及时记录与整理计算数据，如有变 动应及时修正，供进一步设计及编写设计说明书时使用。(4) 要有整体观念设计时考虑问题周全、整体观念强，就会少出差错，从而 提高设计的效率。五、设计时间：2010-2011学年第一学期第14、15周六、指导教师：陈虹微七、设计班级：09机电班八、设计地点：物机院制图设计室九、准备材料：a1号图板块100cm 丁字尺46把机械设计手册若干本(图书馆借) 三角板等绘图工具(学生自备)物

9、机院机 械组二0 0年十一月十日第一部分传动装置的总体设计-、1ill1t 1-传动方案(已给定)1.题目：设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速 器”，图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用 期限5年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 ±5%o2.设计数据运输带工作拉力f(n)运输带工作速度v(m/s)卷筒直径d(mm)22001.8450二、电动机类型该工作机在工作时有轻微振动，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传 动能减小振动带來的影响，并fl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。

10、这种减速器的传动比一般小于6,传递功率可达数万千瓦，效 率较高，工艺简一般工厂均能制造。设计内容1. 电机的选择1）选择电动机类型：按工作要求和工作条件选用y系列全封闭笼式异步电动机,。2）电动机额定功率的的选择：从电动机到工作带的效率按串联计算0 =弘42切3“4刃5刃6错误！未找到引用源。，分别表示v带，齿轮传动的轴承，齿轮传 动，联轴器、卷筒的轴承及卷筒的效率。由表9.1 （机械设计课程设计 书由）可知：7= 0.96,；72= 0.99,773= 0.97,0.97,0.98,；76= 0.96 ,贝ij 7y= 0.83 所以电动机的功率为n f v 2200xl.8xl.25p 二

11、=5.96 kw“ 1000-71000x0-82由式（3.5）并参照表3. 2选取标准值ped=7. 5kw2）确定电动机的转速：按机械设计课程设计表9. 2推荐的传动比合理范围，v带传动的 传动比在24的范围，一级圆柱齿轮的传动比在35的范围，而工作机的转速为:nw =60x1000x1.8""450 s=76,4r/min所以电动机的可选范围为所以，n = (4581528) r/min符合这一同步转速的有750 r/min ,1000 ；7min , 1500 r/min在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错

12、误！未找到引用源。的电动机。根 据课设表3.1选择y160m-6型三相异步电动机。其相关数据电动机型号额定功 率(错 误！未 找到引 用源。)满载转速错误!未找到引用源。启常转蹩y160m-67.59702.02.02、计算传动装置的总传动比错误！未找到引用源。并分配传动比(1) 总传动比：(2) 分配传动比:i “ = n/nw = 970/76.4 u 12.7r min考虑减速器结构，故i v = 3,则 i 齿=4.23.计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速：i轴电动机：n)= 970r/min11轴减速器高速：n2 = 970/3 = 323r/miniii轴减速器低速：n3=

13、 323/4.2r min(2)各轴的输入功率及转矩：i 轴p|=7.5m,t1=73.8bvii 轴p2二 7.5x 0.96=7. 2kw t2 = 9550x 7.2/323 = 212.92v m111轴p 3 = 7.2 x 0.99 x 0.97 = 6.9kw t 3 = 851 6n m将上述计算值都汇总于下表1 ,以备查用。轴名额定功率p/kw转矩转速传动比e电机轴i轴7.573.89701ii轴7.2212,932334.2iii轴6.9851.676. 97第二部分 v带设计已知：电动机传动功率p,j=7.5kw，主动带轮转速n/=970r/min,窄v 带传动比i=31

14、、确定计算功率：匕1）、由表4. 9 （机械设计）查得工作情况系数k人二1.2t=24h2）、由式 5-23 （机械设计）pr= £,*ka 二 7. 5*1.2kw=9kw2、选择v带型号根据。pc =9kw=970min ,选用承载能力更高的窄v带查表4. 15确定选用spz型的窄v带3确定带轮直径矶dd2（1）、确定小带轮的基准肓径d右依据表4. 15的推荐,小带轮可选用直径范围是112160mmo参照表4.3。 选择 t/di =125nnn（2）、验算带速 由式5-7 （机械设计）t71255x970-1v . =u o.3j >77 vy 160x100060x10

15、00小5m/s<vl<25mm所以带速合适（3）、计算人带轮直径 乙2d“2=3dd 广3*125=375mm根据带轮基准总径系列，由表4.3选取标准俏（机械设计） 取（4）、实际传动比 1z =375/125=3与要求相差不大，可用4. 确定中心距d和带长厶1）、按式（523机设）初选中心距 化°-7u«i + da）-aq < 2（几 + dj得 350 < a() < 1000 初选 1000mm兀(d/ + d 了ld0 = 2 偽+ 乩 + 九2)+*2(2) 、确定带的基准长度ld4。0= (2x 1000 + -(375 + 12

16、5)+ (375125)mm24x1000« 2800.625加加查图5-7 (机械设计)取带的基准长度ld=2800mm(3).按式(5-25机设)计算中心距:a.l(l - lo z1 . 2800- 2800.625、 nnna = q()h= (1000 h)mm = 999 mm5. 验算小带轮包角a 1由式(5-11机械设计)u 180。_2一*57.3。= 165.66° > 120°包角合适6. 确定带系数k厶由表4. 7查得spz型窄v带型号的计算系数c严 0.2473c2= 0870则 k严c】xl/2 = 1.0917. 确定v带根数z

17、因为d】=125mn】zll = 970r/min查表 4. 5 得 p()= 2.34kw(2) 、确定功率增量apo由表4. 7查得spz型窄v带的化=142 x 0 3 由表4. 8查得i=3时; 匕=1199p广怎5卫-1/化)=0147加(3) 确定包角系数由 久=165.66° 可得：£& = 1.25 x (1 5"/，8°) = 0.966、计算v带根数z,由式（5-16机械设计）z>(p°+ap°)k°kz9-(2.34 + 0.147)x0.966x1.091"43取z=4根7.计

18、算单根v带初拉力f0,由式（5-29）机械设计。由表 4. 1 杳得 q二0. 07kg/m/7() = 500xp( 2-52一1) +心*28416川8. 计算对轴的压力fq,由式（5-30机械设计）得q u 2zf°sin号=(2x4x284.16xsin 1兮66)川=2255.502第二部分斜齿齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按闭式软齿而斜齿圆柱齿轮设计2）运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，由表5. 5可以选用 7级精度；3）材料选择。由表10-1选择大齿轮材料为40cr （调质），硬度为 241-286hbs取270hbs,小齿轮材料为zg35s

19、imn钢（调质）硬度为197-248hbs取 220iibs,按齿面接触疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）计算许用应力 由表5. 18,求强度极限8 /lim 5 /jlim5 /niml=366. 7+1. 33hbsj = (366. 7+1. 33x270)=725. 8mpa5 /liml =140+0. 4hbs 产(140+0. 4 x 270)二248mpa6 /jlim2=29o + 1.3hbs2 = (290+1.3x220) =576mpa8 /lim2=150 + 0.4/7b52 = (150 + 0.4x220) = 240mpa 由表5. 19取安全系数

20、:sh二1.25;sf二1.6 由式(5.49)可得卜 j = /sh = (725.8/1.25) = 580.64mp。sh 2 = hhm2/sh = (567/1.25) = 460.8mpa= ish = (248/1.6) = 155mpaf2 = 3fhm2/sh = (240/1.6) = 50mpa(3) 该传动为闭式软齿面，按齿面接触疲劳强度设计1. 确定载荷系数也 查表5. 17按较大冲击取21.72. 确定齿宽系数0“:由表5. 21轻型传动取0广0. 35p3. pi = 9.55 x 10a6 = 1.76x 10a5 (仏为减速器速度轴)hi4. 确定齿数：选小齿

21、轮齿数乙= 27。则大齿轮齿数乙=x27 = 113.4所以取乙=1143由表5. 16中的式5. 40初算中心距:a>46(w + 1川= 46x(4. + 1 片1.7x1.76x1050.35x4x460.82二230mm 计算法面模数：由农5. 4可得“2acosb 2x230xcosl5° o27 + 114m = 3.1 jmmzx +z2由表 5. 2 取 mz/ =4nun确定中心距：+ s) 4x(27 +114)“ 仍 ccca= = » 291.95mm 取 沪292mm2cosl5° 2cosl5°确定螺旋角：/? = ar

22、ccosww(z, +z2)=arccos3x(27 + 114) =15.03° 2a2x219 计算分度圆直径：严心' 4x27“i?呦cos/? cos 15.03°d2 = i 'd = 470.4mm 计算齿宽bb = (p a = 0.35 x 292 = 102.2/nmzj1=/?2 + (4-6)mm取 z?2 = 103/7/7?= 108mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 确定复合齿形系数：计算当量齿数，由式5. 12得s = 29.97cos 05=仝帀= 126.55 cos，p则由式5.51可得7yfs =v=4.15'(0.2

23、69zvl -0.841)7yfs2 = 3.81s(0.269zv2 -0.841) 按表5. 16中的式3. 39校核齿根弯曲疲劳强度e1.6k7；cos0 ”1.6xl.7xl.76xl05 cosl5.03° 8n =- yt.si =x 4.15加紘103x42 x27=43. 12mpa< 5 f1=155mpa= 43.12 严4.15= 39. 59mpa<f2=150mpa5计算齿轮的鬪周速度兀 xd x60x100071x112x32360x1000=1.89m/5对照表5. 15选取，8级精度合适轴的设计四、高速轴的设计1、设计数据与设计内容减速器高

24、速轴所传递的功率p=5.96kw,传递的转矩7； =1.76xl05.mmo高 速轴的转速n=323r/min,大带轮的轮毂宽度为57mm,带轮对轴的压轴力 q = 2255.5n.mm ,i«j'速轴上小齿轮分度圆直径dx = 1 2mm m旋角为15.03°，小 齿轮的宽度为108mm,小齿轮的圆周力f23143n,径向力fr二1148.48n ，轴向力f a=844n.2轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案装配方案是齿轮、套筒、轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，轴承、轴 承端盖，轴端挡圈依次从轴的右端向左安装。（如图）2）确定轴的最小直径选取轴的材料为4

25、5号钢，调制处理.直径最小的受扭轴段为装大带轮的轴段，可按传 递扭矩来进行估算，由表7.2查找，取a 0=115,于是得126 灿鋅 33.47"min a)p n考虑装有单键，应把轴径加人7%贝jd品=33.47x1.07 = 35.82m/77,®后収圆的直（3）、确定各轴段的轴径i、轴段处为大带轮的定位轴肩，轴肩高度h=10.07x38+（l-2）mm=2.66-3.8乂 该段有毛毡圈，查机械设计指导书，4x d2=43mmii、轴段处与轴承配合，按轴承内径的标准系列来取（查机械设计基础课程设计指 导书第三版159页）取d3=45mmza =25°的角接触球

26、轴承（型号为7307ac）iil查相关手册，轴承宽度为25,定位轴肩直径为54mmo所以轴段的轴径 d4=54mmiv、轴段也为轴颈，取与轴段相同的直径d8=45mmv、轴段与轴段之间为非定位轴肩，可ux d7=48mmvi、轴段为装齿轮的重要轴段，取d6 = 55mmvi【、轴段为轴环由齿轮的定位轴启高度h=0.10070.17x55mm=4.26则= 60mm(4) 、确定各轴段的长度i、考虑压紧空间，轴段的长度应比大带轮轮毂长度小24,现大带轮轮毂宽度 为57,则轴段的长度=55mm.ii、齿轮的宽度为108mm,考虑压紧空间2mm,取轴段的长度l6 = 106mmiii、轴环宽度=1.

27、4h=1.4x5=7(5为齿轮的定位轴肩高度)，可取轴段人=跖也iv、由轴承的宽度可取轴段的长度13=25+3=28其中3考虑了 2mm的倒角尺寸 及1mm的将尺寸凑成偶数。v、同理，轴段的长度人=25 + 3 + 2 = 30加加其中套筒与轴承的压紧空间取了2mmovi、轴段的长度与轴承端盖的宽度尺寸19mm、人带轮与轴承端盖之间的拆卸 空间30 mm, 2二30+192二46mm。其屮，2mm为倒角尺寸。vii> 轴段 4=s+r;=50+59=46 mm；vid、轴段7二s+r +2 2=50+5+2 2=55mm, jt中2mm为套筒与齿轮及套筒与轴承的压紧空间说明：在选择轴承的

28、外径系列代号时，应初选中系列，以后计算寿命时，不论寿命不足还是太长，均可方便得改选其他系列，减少计算量重要轴段的尺寸值应取尾数为2、5、8、0的整数。计算完成后的尺寸标注如下图所示1求垂直平面的支座反力> >7*1 1 q5z1 + f,厶 + 呱 2255.5 x93.5 + 1184xl 22.5 + 844x r,=2_ =2_ = 1645.69nv，l245k 2 =5 + 心-f, = 2255.50 +1645.69-1184 = 2717.79n2. 求垂直平面的弯矩。mvb = 5l, = 2255.50x93.5 = 210889.252v.7nmm vc1 =

29、 a（l, + 厶2） 2 厶2 = 2255.5 x （93.5 +122.5）-2717.19x122.5 = 154332.2f11?mvc2=mvcl += 154332.225 + 844 x = 201596.225n.mm3绘制弯矩图4. 作轴的水平面受力图5. 绘制水平曲弯矩图f 31432求支座反力 rhl=rh2= =1571.5n2 2a/刖=心厶=1571.5x122.5 = 19250&75njtw?2.求水平而弯矩hc h2 2m脸=03绘制变矩图6绘制合成弯矩图1计算合成弯矩mb=210889.25nm加mn =曲話+航=v154332.2252 + 19

30、2508.752 = 246734.76/v.mmmc2 = jm；c+m；c = a/201596.2252+192508.752 = 278748.38./nm3）绘制弯矩图7.轴单向转运，扫转切应力为脉动循环力，取au0.6,则扫矩当量弯矩mt = ax t = 0.6 x 1.76 x 10 = 05600n .mm 8.绘制当量弯矩图1计算总当量弯矩meh = 7210889.252 + 1056002 = 235850.88n.加加mecx = j247643.76?+10560()2 = 268382.94n.加加mec2 = v278748.382 + 1056002 = 29

31、8080.56a/.mm2.绘制总当虽弯矩图9校核轴的强度轴的村料为45号钢，调质处理，由手册查得 = 60mp(l b.c为危险截面截面b为轴处,dg = 50/7777?mb=235850x 8810.lxlo3 «1&87m巧截面dc = 6 mm0.1x663 29808056«10.37m鬥 < 60mpal22o£bftdmhrrrrnttpldbrv2-imv1cfl->facara.bmbmeicd-mc2cldhmmqabm世二、低速轴的设计1.材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。

32、2.初定轴的最小直径(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式由机械设计表15-3查得错误！未找到引用源。，由第一部分的表1可查得错误！未找到引用源。;所以p=6. 9kwn二76.97r/min由于该轴自一个键槽，故轴的直径应加大错误！未找到引用源。,故错误！未找到引用源。(2) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩错误！未找到引用源。，上广1.5俵7. 3),则得r t = 1.5x8.56x j05 mm = 1284a -mm ,查手册，所以联轴器可选hl53. 轴的结构设计(1)拟定结构方案如下图:153(2)根据轴各定位的要求确定轴的各段直径dil!d4(cl4dd3el6d51）选用了

33、 hlc型号的联轴器乩=50mm 依次取各轴段直径。2）严乩 +2。= 50 +2x（50x0.07+ 1.5） = 60加加（定位轴肩）3）轴段为轴承配合轴段，应按轴系列选取3 = 65mm 无特 殊情况时尺寸系列按正常宽度中系列选，轴向力不大结构选 a = 25°的ac型,由此可选出轴承型号7313ac4）轴承宽度为33mni定位轴肩直径77mm,=5）d广 d3 = 65mm6）轴段与轴段为非定位轴肩，但轴段为装齿轮的重 要轴段,取= 15mm7）轴段为轴环，则齿轮定位轴肩高度a=0. 07x75+1. 25=6. 5二 75 + 2 x 6.5 = 88mm（3）确定各轴段长

34、度1）轴段连接的为联轴器，查pl50可知厶= 105加加2）齿宽为103mni考虑压紧空间为2mm0联轴段的长度/6 = 101mm3）轴环宽度厶=1.4xd = 1.4x6.5 = 9.1mm,则取轴段5的长 度 l5 = 1 qmm4）曲轴承的宽度口j取轴段的长度/3 = 33 + 3 = 36mm, -k中 的3mm为考虑了 2mm的倒角尺寸及1mm的将尺寸凑成偶 数。5）同理，轴段的长度厶= （33 + 3+ 2） = 38如，套筒与轴 承的压紧空间取2mmo6）厶=（130 +19- 2）mm = 47mm ,其中2mm为倒角尺寸7) l1 = l3s-l3-l9- = 5i.5mm

35、8) l = l7-l5 = 4l-5mm4. 校核轴的强度由于该轴为转轴，应按弯矩合成强度条件进行计算。1）转轴的受力简图（图7.63 （a）所示）2）转轴的垂直面受力简图（图7. 63 （b）所示）3）绘制垂直面弯矩图。厶=乎 + 47 + 36 乎= 120 = + 41.5 + 10 +号= 119.5厶= 101-爭+ 51.5 +乎+ 2 = 119.5 求垂直面的支座反力f”gig"?%”ul239r、h,二 1648 1373二275n 求垂直面弯矩mv8- 8厶-0mvcx-d厶 + 厶2)+他2厶2 二-他2厶2 -275x 119. 5=32862. 5n mm

36、mvc2mvcfa-二32862. 5+229830二262692. 5n 绘制弯矩图（图7. 63d所示）（4 ）作轴的水平面受力简图 支座反力rh 尸 rh厂 f% =1821.5n 求水平面弯矩mc =心2,2 =1821.5x119. 5二217669.25n mmm冊二。 绘制弯矩图（e）（6 ）绘制合成弯矩图 计算合成弯矩m r v m 2vb + m 2 hb 0mc= m2vci+m2hc 二7（32862.5）2 +（217669.25）2 二220135. 97nmc2-m2vc2+m2hc = v262692.52 +217699.252 =341155. 76n 绘制弯

37、矩图（f）绘制扭矩当量弯矩图（g）轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取6«0.6,则扭 转当量弯矩mt =ar = 0.6x8.56xl05 mm绘制总当量弯矩图计算总当量弯矩mcb =m2b+m2t =mr=513600n mmmeci = m2c2+m2t = 7220135.972 + 5136002 « 558788.69n mmmec2 = x/341155.762+5136()()2 « 61574&33绘制总当量弯矩图 校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质处理cr-1 = 6mpab、c为危险截面 截面b为轴承处d二65 mmsb =

38、如=刃畀 us.lmpaz60mpa hb wb o.lx653591575.070.1x752« 4.02mpaz6qmpa强度足够dcvc2速轴上的滚动轴承校核计算1. 已知数据查相关手册，7310ac轴承的判断系数e=0.68, fjfr>e时,x=0.41,y=0.87；反z,x=1,y=o；棊本额定动载荷cr=55.5kn, 轴承采用正装，寿命要求为 2000030000h°3. 计算步骤结果及说明（1）会出轴承的计算简图（如右图）（2）计算各轴承所受总的径向力fs | frlu fahofs2oft fr2由轴的计算可知:bd处水平面的支反力rh1 =rh

39、2 =1571.5nbd处的垂直面的支反力：rv1 =1645.69n；rv2 =2717.19nfrl =枫 + 畅=71645.692 +1571.52a = 2275.57vfr2 =尿 +心2 = v2717.192 +1571.52/v = 313&9n(3) 计算各轴承的内部派生轴向力fv1 =efrx = 0.68 x 2275.52v = 1547.342vfs2 =efr2 = 0.68 x 3138.92v = 2134.457v判断放松压紧端fs2 + fa =(2134.45 + 844) n = 2978.45n > fs1 =1547.34n轴冇左窜趋

40、势，轴承1压紧，轴承2放松，贝ij：fal =fs2 +fa =(2134.45 + 844) n = 2978.45nfa2=fs2 =2134.45n2. 计算当量动载荷pf 297s 4s 对于轴承 1：=1.300 = 0.6&x =0.41 必=0.87frl 2275.5r =x1frl +y,fal = (0.41 x 2275.5 + 0.87 x 2978.45) n = 3524.2nf 2134 45 对于轴承2： 上二=0.68二e,不考虑轴向力，x. =1,y? =0.耳 23138.9-p2 =x2fr 2+y2fa2 =fr2 =3138.9n因为p1.&

41、gt;p2,故按轴承1的当量动载荷來计算轴承寿命，即取p二pu3524.2n3. 轴承寿命校核计算= 101(zcy1x55.5x2201531.77h>50000h60n fpp 60 x 3231 x 3324.2所以所选的轴符合耍求，由表7.8查得，在无冲击或者轻微冲击卜，载荷修正系数 几=1,常温下工作，温度修正系数=1,这里所用的轴承为球轴承，轴承指数 为3o低速轴上的滚动轴承校核计算1己知数据査相关手册，7310ac轴承的判断系数e=0.68, fjfr >e时,x=0.41,y=0.87；反z, x=1,y=o；棊本额定动载荷cr=89.9kn,轴承釆用正装，寿命耍求

42、为2000030000h。 4计算步骤结果及说明(1) 会出轴承的计算简图(如右图)(2) 计算各轴承所受总的径向力由轴的计算可知：bd处水平面的支反力rhi =rh2 =1821.5nfslfrlbd处的垂直面的支反力：farv1 =1648n；rv2 = 275n, . 0ojf厂氏+喙=v16482 +1821.52/vfr2fr2 =尿+略=72752 + 1821.52n = 1842.14n(5)计算各轴承的内部派生轴向力fv1 =efri =068x245637n = 167033n耳 2 =efr2 = 0.68 x 1842.147v = 1252.65n判断放松压紧端fs2

43、 + fa =(1252.65 + 978) n = 2230.65n > fs1 =1670.33n轴冇左窜趋势，轴承1压紧，轴承2放松，贝ij：fal = fs2 + fa = (1252.65 + 978) n = 2230.65nfa2=fs2 =1252.65n4. 计算当量动载荷p 对于轴承 1： l= 2230,65 =1.33 >6-= 0.6=0.41,乙=0.87frl 1670.3311p, =x1frl +y,fal = (0.41 x 2456.37 + 0.87 x 2230.65) n = 2947.77n 对于轴承2：區二1252.65 "

44、 68二e,不考虑轴向力，x? =1,y, =0.fr2 1842.14-p2 =x?耳2+y2fa2 二耳2 =18424n因为p1.>p2,故按轴承1的当量动载荷來计算轴承寿命，即収p二pu2947.77n5. 轴承寿命校核计算= 10r(zcy = 10ft x(1x89.9x10-= 6h2222 63h > 50000h60n fpp 60x76.971x2947.77所以所选的轴符合要求，由表7.8杏得，在无冲击或者轻微冲击下，载荷修正系数 几二1,常温下工作，温度修正系数ft=,这里所用的轴承为球轴承，轴承指数 为30九.键连接的选择与计算（一）大带轮与减速器高速轴的

45、键连接设计与计算1. 已知数据精压机主机传动系统屮大带轮与减速器高速轴的连接采用的键连接， 由第5章可知，该轴的所受的转矩ti=1.76x 105n-mnio有冲击载荷,但传至此处已不大，轴段直径di=40mm,轴长li=58mnio轴和键的材料 均为45号钢带轮材料铸铁。2. 计算步骤及结果（1）键的类型与尺寸的选择 因为该键用于轴的毂的连接，所以采用单圆头平键。 尺寸的选择由表6.8可知轴段直径di二38mm,选取键的截面为bxh=12x8nun2o轴长li=56mmo因此键的型号为:键12x56gb/t 1096-2003（2）键的校核计算按最弱的材料铸铁查表6.9可知，键的连接许用挤压应力【知】=50mpa 键的工作长度 i二l-b/2二56-12/2二50mm则由公式（6.20）可知&p=4t/dh 1=4x1.76x10738x8x50=46. 3mpa