机械设计课程设计计算说明书

1、 机械设计课程设计说明书圆锥-圆柱齿轮减速器院 系 机械科学与工程学院 专业班级 无可奉告 姓 名 无可奉告 学 号 无可奉告 指导教师 无可奉告 2016年6月华 中 科 技 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计机 械 设 计 课 程 设 计 任 务 书机械学院院系无可奉告专业班学生姓名无可奉告指导教师无可奉告设计题目：设计带式传输机中的圆锥圆柱齿轮减速传动装置。（附简图）。788z1=23z2=49z3=24z4=97z4z3z2z136582.69r/min334.88r/min185750r/min设计数据及工作条件：F=2700 牛 或 T=牛·米；V=1.3米/秒 或

2、n=转/分；D=300毫米i3%；生产规模： 小批；工作环境：多尘；载荷特性：中振；工作期限：10年，两班制；其它条件： 。设计注意事项：1 设计减速器或其它机械传动装置装配图1张（A1或A0），传动零件（齿轮、蜗杆、蜗轮、轴等）工作图2张（A4或A3），及设计计算说明书一份。2 设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写。3 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。4 设计期限：自17周至19周。设 计 计 划 进 度 表设计阶段设计内容摘要份额期限备 注一、总体设计作准备、定方案及传动特性参数计算。1 明确任务与要求，研究题目及计

3、划；2 观看陈列室、录像和做拆装实验；3 了解减速器的种类、特性及结构等；4 分析传动要求，确定传动方案；5 选择电动机；6 分配速比及运动、动力参数计算。5%17周周一二、装配图设计（一）初算零件。绘制草图及验算零件1各级传动及转动支承零件的初步计算；（1）齿轮传动（或蜗杆）等的计算；（2）初算轴，联轴器及轴承。20%17周周二2绘制减速器草图：（1）合理布置视图及选择比例；（2）确定齿轮（或蜗轮）及轴承的相对位置，确定轴的跨距，画出零件的外廓开头及有关尺寸；（3）轴的结构设计。17周周四3精确计算各级传动及转动支承零件：（1）根据轴承跨距求支反力，画弯矩、扭矩图；（2）验算轴、轴承及键；（

4、3）精算轴。18周周二（二）具体绘制零件和附件的结构图1修改和修饰草图，完善各零件的结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、工艺及润滑、密封等要求）2选择标准零件（螺钉、销等）。3根据制图要求完成必要的视图。4标注主要尺寸及公差配合。5零件编号。50%18周周五（三）完成装配图1正确设置图层；2编写标题栏及明细表；3编写技术条件及特性表等。10%19周周一三、零件图设计1 画出指定的零件工作图。2 标注尺寸、公差、粗糙度和技术要求等。5%19周周二四、整理说明书1 按计算草稿整理誊写，并加以必要的说明和附以简图；2 说明书的数据应与图纸尺寸符合。5%19周周三五、答辩1 个人和集体总结；2

5、 答辩及评分。5%19周四周五目录1.设计任务11.1设计要求11.2主要性能参数12.总体方案设计22.1传动方案设计22.2电动机的选型23.传动件的设计计算53.1高速级锥齿轮传动的设计计算53.2低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算104.轴的设计计算144.1轴的初步设计144.2联轴器的初步设计154.3滚动轴承的初步选型154.3轴的设计准备164.4各个齿轮上作用力计算174.5轴的设计计算194.5.1高速轴的设计计算194.5.2中间轴的设计计算224.5.3低速轴的设计计算28参考文献34351.设计任务1.1设计要求设计题目主要参数如表1-1所示，减速器参考方案为锥齿轮+圆

6、柱齿轮减速器+（开式传动）。表1-1 工作机械的性能序号工作参数工作条件F(N)V(m/s)D(mm)环境年限生产规模载荷性质第三组5号27001.30300多尘10年双班小批中振1.2主要性能参数计算与说明主要结果工作机所需的有效功率为：Pw=Fv1000=2700×1.301000KW=3.51KW工作机所需转速为：nw=60vD=60×1.3×0。30r/min=82.76r/min转速误差-+3%Pw=3.51KWnw=82.76r/min 2.总体方案设计2.1传动方案设计计算与说明主要结果根据题目要求，选用圆锥-圆柱齿轮减速器，由于工作环境多尘，不适合

7、设计开式传动，如图2-1所示：图2-1 圆锥-圆柱齿轮减速器运动简图在图2-1中，锥齿轮放在高速级，可减小锥齿轮的尺寸；低速级的圆柱齿轮一般为斜齿，以抵消部分锥齿轮的轴向力。两级圆锥-圆柱齿轮减速器的推荐传动比为8到15。2.2电动机的选型计算与说明主要结果1.电动机初选：由于仅有两级传动，传动比不应该过高，且为一般机械，没有频繁启停的要求，故所取电机为三相异步电机，切额定转速：ne=750r/min三相异步电机ne=750r/min计算与说明主要结果2.系统总效率计算：总效率 =1224345查参考文献一表2-2联轴器效率1=0.99滚动轴承效率2=0.98锥齿轮为7级精度，效率3=0.97

8、斜齿轮也为7级精度，效率4=0.97滚筒效率5=0.96故总效率 =1224345=0.992*0.984*0.97*0.97*0.96=0.81663.由于设计输出功率Pw=3.51kW电机功率Pd=Pw=3.510.8166kW=4.30kW4.由此，查参考文献一p149表16-1，选Y160M2型三相异步电机额定功率5.5kW，额定转速720r/min=0.8166Pd=4.30kWY160M2型三相异步电机Pe=5.5kW，2.3计算总传动比和分配传动比计算与说明主要结果1.总传动比i=nmnw=72082.76=8.70=i1i2根据经验公式，锥齿轮高速级传动比i1=0.25i=0.

9、25*8.70=2.175取i1=2.15，则i2=ii1=4.05查参考文献一表2-3，均满足要求i=8.70i1=2.15i2=4.052.4传动装置运动和动力参数计算计算与说明主要结果1.各轴转速计算nI=nm=720r/minnII=nIi1=7202.15=334.88r/minnIII=nIV=nIIi2=334.884.05=82.69r/min2.各轴输入功率计算PI=Pd1=4.30*0.99=4.257kWPII=PI23=4.257*0.98*0.97=4.0467kWPIII=PII24=4.0467*0.98*0.97=3.8468kWPIV=PIII21=3.846

10、8*0.98*0.99=3.7322kWPw=PIV25=3.7322*0.98*0.96=3.5112kW3.各轴输入转矩计算TI=9550PInI=9550*4.257720=56.46N·mTII=9550PIInII=9550*4.0467334.88=115.40N·mTIII=9550PIIInIII=9550*3.846882.69=444.27N·mTIV=9550PIVnIV=9550*3.846882.69=444.27N·m综上，各轴的运动及动力参数见下表各轴的运动及动力参数轴号转速n（r/min）功率P（kW）转矩T（N·

11、;m）传动比iI7204.257056.46i12=2.15II334.884.0467115.40i23=4.05III82.693.8468444.27i34=1.00IV82.693.7322431.04-3.传动件的设计计算3.1高速级锥齿轮传动的设计计算计算与说明主要结果已知条件：转速n1=720r/min,n2=334.88r/min,传递功率P1=4.257kW，单向传动，非对称布置，中等冲击，设计寿命10年，两班制工作。1.选材、热处理方式与公差等级考虑到带式传输机为一般机械，应该选用普通性能的材料，故大小齿轮均选用45钢，为软齿面。由于小齿轮应力相对较大，其齿面硬度应当相对高

12、一点，故小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由于是工业用机械，公差等级选7级2.初算主要尺寸软齿面传动，按照齿面解除疲劳强度设计。根据参考文献二p57式3-22d13ZHZEHP2·4KT10.8R1-R2u(1)小齿轮传递扭矩T1=56.46N·m(2)由参考文献二p37表3-1，使用系数KA=1.50由于锥齿轮传动不如斜齿轮平稳，动载系数应适当取大值，取KV=1.2由于是软齿面，非对称布置，齿向载荷系数取K=1.15故载荷系数K=KAKVK=1.50×1.2×1.15=2.07(3)有参考文献二p40表3-2查得材料系数ZE=189.8MPa45钢小齿轮

13、调质，大齿轮正火7级精度K=2.07计算与说明主要结果(4)由参考文献二p40图3-11，查得节点区域系数ZH=2.5(5)齿数比u=i12=2.15(6)由参考文献二p59，取齿宽系数d=0.27(7)a.许用接触应力，由参考文献二p46式3-11HP=HlimSHlim·ZN由参考文献二p48图3-16（b）查得Hlim1=600MPaHlim2=550MPab.计算大小齿轮应力循环次数N1=60n1at=60×720×1.0×2×8×250×10=1.728×109N2=N1i12=1.728×10

14、92.15=8.037×109由参考文献二p50图3-18取寿命系数ZN!=1.0 ZN2=1.02有参考文献二p50表3-4，取安全系数SH=1.1则有许用应力HP1=ZN1Hlim1SH=1.0×6001.1MPa=545.45MPaHP2=ZN2Hlim2SH=1.02×5501.1MPa=510MPa两者相比取其小，故HP=510MPa初算小齿轮分度圆直径HP=510MPa计算与说明主要结果d13ZHZEHP2·4KT10.8R1-R2u=34×2.07×56.46×10000.85×0.27×2

15、.15×1-0.5×0.272×189.8×2.55102mm=103.106mm3.确定传动尺寸（1）初定齿数考虑到尽可能使加工方便，小齿轮齿数应该适中，多方参考图纸和设计算例之后取小齿轮齿数z1=23则大齿轮齿数z2=uz1=23×2.15=49.45圆整之后取z2=49(2)大端模数m=d1z1=103.10623=4.48查参考文献二p59表3-7，取m=5(5)大端分度圆直径为d1=mz1=5×23mm=115mm>103.106mmd2=mz2=5×49mm=245mm(6)锥顶距R=d12·u2

16、+1=1152·2.132+1mm=135.301mm(7)齿宽b=RR=0.27×135.301mm=36.531mm取b=38mm4.按齿根弯曲疲劳强度校核d1103.106mm初选Z1=23z2=49m=5d1=1115mmd2=245mmR=135.301mmb=38mm计算与说明主要结果校核式F=KFt0.85bm1-0.5RYFYSFP(1)由之前的结果可知，K=2.07，b=38mm,m=5, R=0.27(2)计算圆周力FtFt=2T1d11-0.5R=2×56.46×1000115×1-0.5×0.27N=1135.

17、16N(3)齿形系数YF与修正系数YScos1=uu2+1=2.132.132+1=0.9052cos2=1u2+1=12.132+1=0.4250则当量齿数为zv1=z1cos1=230.9052=25.4zv2=z2cos2=490.4250=115.3由参考文献二p43图3-14查得齿形系数YFa1=2.73 YFa2=2.2由参考文献二p49图3-17查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220MPa Flim2=190MPa由参考文献二p44图3-15查得应力修正系数YSa1=1.58 YSa2=1.8由参考文献二p50表3-4，弯曲强度安全系数SFmin=1.45由书p50图3-19，弯

18、曲疲劳强度计算寿命系数ZN1=ZN2=1.0按照国家标准YST=2.0弯曲应力许用值FP1=Flim1YSTYN1SFmin=220×2×11.45MPa=303.45MPaFt=1135.16NFP1=303.45MPa计算与说明主要结果FP2=Flim2YSTYN2SFmin=190×2×11.45MPa=262.07MPa弯曲应力F1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=2.07×1135.60.85×38×5×1-0.5×0.27×2.73×1.58=72.55MP

19、a<FP1F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=72.55×2.2×1.82.73×1.58MPa=66.61MPa<FP2综上，锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核合格5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸锥顶角1=arccosuu2+1=arccos2.132.132+1=25.149°=25°8'56"2=arccos1u2+1=arccos12.132+1=64.851°=64°51'4"大端齿顶圆直径da1=d1+2mcos1=115+2×5×0.9052mm

20、=124.052mmda2=d2+2mcos2=245+2×5×0.4250mm=249.250mm大端齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=115-2.4×5×0.9052mm=104.138mmdf2=d2-2.4mcos2=245-2.4×5×0.4250mm=239.900mmFP2=262.07MPa锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核合格1=25°8'56"2=64°51'4"da1=124.052mmda2=249.250mmdf1=104.138mmdf2=239.90

21、0mm3.2低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算计算与说明主要结果已知条件：传递功率P2=4.0467kW，II轴转速nII=334.88r/min,输入转矩TII=115.40N·m,传动比u=i23=4.051.选材、热处理方式与公差等级与锥齿轮类似，大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，精度为7级精度2.确定许用应力（1）齿面硬度：小齿轮按230HBS算，大齿轮按190HBS算，查参考文献二p48图3-16得接触疲劳极限应力Hlim3=580MPa Hlim4=550MPa查参考文献二p49图3-17得弯曲疲劳极限应力Flim3=220MPa Flim4=210M

22、Pa(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数ZN,YN每年按300天算N3=60an3t=60×1×334.88×10×300×16=9.645×108N4=N3u=9.645×1084.05=2.381×108查参考文献二p50图3-18ZN3=1 ZN4=1.1查参考文献二p50图3-19YN3=YN4=1查参考文献二表3-4SHlim=1.1 SFlim=1.45(3)计算许用应力由参考文献二p46，p47式3-11,3-12得HP3=ZN3Hlim3SHlim=1.0×5801.1MPa=527.2

23、7MPaHP4=ZN4Hlim4SHlim=1.1×5501.1MPa=550MPa45钢，大齿轮正火，小齿轮调质，7级精度HP3=527.27MPaHP4=550MPa计算与说明主要结果FP3=Flim3YSTYN3SFmin=220×2×11.45MPa=303.45MPaFP4=Flim4YSTYN4SFmin=210×2×11.45MPa=289.66MPa3.初算基本参数软齿面闭式传动，按齿面接触疲劳强度设计。根据参考文献二p53式3-16d332KT3d·u+1u·(ZEZHZZHP)2(1)小齿轮传递扭矩TII

24、=115400N·mm(2)查参考文献二p37表3-1，中振，电机驱动，取KA=1.50斜齿轮，中低速，取KV=1.1非对称布置，取K=1.1斜齿轮，软齿面，取K=1.2则K=KAKVKK=1.5×1.1×1.1×1.2=2.178（3）初选螺旋角=12，由参考文献二p40图3-11，取ZH=2.45(4)由参考文献二p40图3-11查得ZE=189.8MPa(5)初选z3=24,故z4=uz3=24×4.05=97.2FP3=303.45MPaFP4=289.66MPa初选=12z3=24z4=97计算与说明主要结果取z4=97取Z=0.8(

25、6)Z=cos=cos12°=0.989下面计算d3，初定齿宽系数R=1.1所有条件已取，下计算d3d332KT3d·u+1u·ZEZHZZHP2=32×2.178×1154001.1·4.05+14.05·189.8×2.45×0.8×0.98527.272=65.211mm4.确定传动尺寸法面模数mn=d3cosz3=65.211×cos12°24mm=2.66mm查参考文献二p59表3-7，取mn=3mm则中心距a=mn2cosz1+z2=32cos12°&#

26、215;24+97mm=185.55mm圆整后取a=185mm重算螺旋角=arccosmn(z3+z4)2a=arccos3×(24+97)2×185mm=11.1628°=11°9'46"计算分度圆直径d3=mnz3cos=3×24cos11.1628°=73.388mmd4=mnz4cos=3×97cos11.1628°=296.612mm计算齿宽R=1.1d3=65.211mmmn=3mma=185mm=11946”d3=73.388mmd4=296.612mm计算与说明主要结果b=dd3=

27、1.1×73.388mm=80.073mm取b4=82mm，则b3=b4+510=90mm4.校核齿根弯曲疲劳强度校核式如下F=2KTIIbmnd3YFYSYYFP(1)经过之前的计算已经得到的参数：K=2.178,TII=115400N·mmmn=3mm,d3=73.388mm,b3=90mm(2)计算当量齿数zV3=z3(cos)3=24cos11.1628°3=25.42zV4=z4(cos)3=97cos11.1628°3=102.72查参考文献二p43图 3-14得YFa1=2.74 YFa2=2.24查参考文献二p44图3-15得YSa1=1

28、.59 YSa2=1.78取Y=0.86,Y=0.75F3=2KTIIbmnd3YFYSYY=2×2.178×11540090×73.388×3×2.74×1.59×0.75×0.86MPa=71.29MPa<FP3F4=F3YFa4YSa4YFa3YSa3=71.29×2.24×1.782.74×1.59MPa=65.25MPa<FP4低速级斜齿轮弯曲疲劳强度校核合格5.计算其他几何尺寸端面模数mt=mncos=3cos11.1628°mm=3.058mmb4=

29、82mmb3=90mm低速级斜齿轮弯曲疲劳强度校核合格mt=3.058mm计算与说明主要结果齿顶圆直径da3=d3+2ha=(73.388+6)mm=79.388mmda4=d4+2ha=(296.612+6)mm=302.612mm齿根圆直径df3=d3-2hf=(73.388-2×3×1.25)mm=79.388mmdf4=d4-2hf=(296.612-2×3×1.25)mm=289.112mmda3=79.388mmda4=302.612mmdf3=79.388mmdf4=289.112mm4.轴的设计计算4.1轴的初步设计计算与说明主要结果1.

30、选材由于是一般机械，功率不大，转速不高，所有轴初步选用45钢，调质处理2.高速轴对应电机轴轴径查参考文献一p150表16-2电机轴轴径D0=42+0.002+0.018mm电机轴键槽宽F=12-0.0430mm3.求各轴最小轴径（1）I轴为高速轴，取CI=116dI=CI3PInI=116×34.257720mm=20.976mm轴上有一个键，最小轴径增大5%，故dI=1+5%d=22.025mm(2)II轴为中间轴，取CII=111dII=CII3PIInII=111×34.0467334.88mm=25.471mm45钢，调质处理dI=22.025mm计算与说明主要结果

31、取dII=30mm(3)III轴为输出轴，开一个键槽，取CIII=107dIII=CIII3PIIInIII=107×33.846882.69mm=38.48mmdIII=1.05dIII=1.05×38.48mm=40.41mm考虑到联轴器的标称尺寸，取dIII=42mm（4）IV轴，取CIV=106,开键槽dIV=1.05CIV3PIVnIV=1.05×106×33.732282.69mm=39.63mm取dIV=40mmdII=30mmdIII=42mmdIV=40mm4.2联轴器的初步设计计算与说明主要结果1.输入联轴器选型计算转矩Tca1=KA

32、T1中振，取KA=1.8故Tca1=KAT1=1.8×56.46N·m=101.63N·m由于工作时有中等振动，根据参考文献一p130选用弹性套柱销联轴器，根据计算转矩初选为LT6型2.输出联轴器选型计算转矩Tca2=KAT2=1.9×444.27N·m根据参考文献一p131初步选LX3型弹性柱销联轴器LT6型弹性套柱销联轴器LX3型弹性柱销联轴器4.3滚动轴承的初步选型计算与说明主要结果轴I，轴向力较大，考虑到配对联轴器的直径，初选7207C7207C型锥滚子计算与说明主要结果型圆锥滚子轴承轴II、III类似，考虑最小轴径，分别选用7207C

33、型、7209C型圆锥滚子轴承IV轴主要受径向力，选用N209E型圆柱滚子轴承轴承7207C型锥滚子轴承7209C型锥滚子轴承N209E型圆柱滚子轴承4.3轴的设计准备计算与说明主要结果1.齿轮传动的主要尺寸（1）锥齿轮1大端分度圆直径d1=115mm,齿宽b=38mm大端齿顶圆直径da1=124.052mm,锥顶角1=25.149（2）锥齿轮2大端分度圆直径d2=245mm,齿宽b=38mm大端齿顶圆直径da2=249.250mm,锥顶角1=64.851（3）斜齿轮3分度圆直径d3=73.388mm,齿宽b3=90mm，齿顶圆直径da3=79.388mm,螺旋角=11.1628（4）斜齿轮4分

34、度圆直径d4=296.612mm,齿宽b4=82mm，齿顶圆直径da4=302.612mm,螺旋角=11.1628中心距a=185mm2.电动机关键尺寸电机型号为Y160M2，查参考文献一p150表16-2，总长度L=650mm，底座总宽度AB=330mm,中心高H=160mm,电机轴长E=110mm，电机轴径D=42mm，键槽宽F=12mm计算与说明主要结果3.联轴器定型查参考文献一p130表13-7，输入轴联轴器选LT6JB42×84JA32×60输出联轴器选LX3JA42×84JA42×844.减速器的润滑方式确定（1）计算低速级大齿轮圆周速度v4

35、=4R4=2n460×da42=2×82.6960×302.6122000m/s=1.31m/s12m/s故齿轮采用油池浸油润滑，轴承采用脂润滑，轴承内侧应设计挡油盘挡油LT6JB42×84JA32×60LX3JA42×84JA42×84齿轮采用油池浸油润滑轴承采用脂润滑4.4各个齿轮上作用力计算计算与说明主要结果高速级齿轮传动的作用力1.已知条件：高速轴转矩T1=56460N·mm,转速n1=720r/min,小齿轮大端分度圆直径d1=115mm,1=25.1492.锥齿轮1的作用力圆周力为Ft1=2T1d11-

36、0.5R=2×56460115×1-0.5×0.27N=1135.16N方向与力的作用点的圆周速度方向相反径向力为Fr1=Ft1tancos1=1135.16×tan20°×0.9520N=374.00N方向由力的作用点指向轮1的转动中心，轴向力为Ft1=1135.16NFr1=374.00N计算与说明主要结果Fa1=Ft1tansin1=1135.16×tan20°×0.4250N=175.59N方向沿轴向从锥齿轮的小端指向大端法向力为Fn1=Ft1cos=1135.16cos20°N=120

37、8.01N3.锥齿轮2的作用力圆周力Ft2=Ft1=1135.16N,方向与Ft1相反径向力Fr2=Fa1=175.59N,方向指向轮心轴向力Fa2=Fr1=374.00N,方向由小端指向大端低速级齿轮传动的作用力1.已知条件：T2=115400N·mm,n2=334.88r/min,=11.1628,小齿轮左旋，大齿轮右旋，d3=73.388mm2.斜齿轮3的作用力圆周力为Ft3=2T2d3=2×11540073.388N=3144.93N其方向与力的作用点的圆周速度的方向相反径向力为Fr3=Ft3tanncos=3144.93×tan20°cos11

38、.1628°N=1166.73N其方向为从力的作用点指向齿轮3的转动中心轴向力为Fa3=Ft3tan=3144.93×tan11.1628°N=620.59N方向与锥齿轮z2的轴向力方向相反法向力FN3=Ft3cosncos=3144.93cos20°×cos11.1628°N=3411.30N3.斜齿轮4的作用力斜齿轮4各个力与斜齿轮3对应的力大小相等方向相反Fa1=175.59NFn1=1208.01NFt2=1135.16NFr2=175.59NFa2=374.00NFt3=3144.93NFr3=1166.73NFa2=620

39、.59NFN3=3411.30NFt3=3144.93NFr3=1166.73NFa2=620.59N4.5轴的设计计算由于轴的设计计算中，重复劳动较多，而高速轴转速快转矩小，且直径受到与电机轴配对的限制，直径与中间轴相近，基本可以确定是安全的。在课程设计这一练习性质的设计中，高速轴仅做结构设计而不进行校核，中间轴和低速轴需要进行校核。4.5.1高速轴的设计计算高速轴的结构设计高速轴与电机轴连接，材料选择为45钢，为与联轴器相配，其最小轴径选为dI=32mm.轴的结构设计使用solidworks进行建模，其各处数值通过查询参考文献一的键、轴承、联轴器国家标准取得。本次设计采用了先建模后制图的方

40、式，前后经过多次修改，得到如下的结构形式（由于编写本文件的时候高速轴草图已经改为零件图，故直接使用零件图的尺寸）计算与说明主要结果1.在设计准备中已经完成的工作（1）联轴器选用LT6 JA32×60,查参考文献一p107表11-28，对应使用的键为A型平键10×8，长56mm（2）与小锥齿轮配对的键选择A型平键10×8，长32mm（3）高速轴轴承为30207型圆锥滚子轴承2.键的强度校核查参考文献二p165表6-14，许用挤压应力P=80MPa计算挤压应力P=2T1/dlk=2×56.460.0320.022×0.004Pa=40.1MPaP与

41、齿轮配合的键的强度合格。由于与联轴器相连的键更长，挤压应力更小，故强度也合格。3.轴承寿命计算(1)轴承所受径向力计算水平方向，由力的平衡以及力矩平衡117FH1=38Ft1FH1+Ft1=FH2计算结果如下图键强度合格计算与说明主要结果同理，竖直方向轴承径向力如下图Fr合成径向力Fr=FH2+FV2,轴承正装，最终结果如下图Fr2(2)所用轴承的基本参数所选轴为30207型轴承，查参考文献一p113表12-3Cr=54.2kN,C0r=63.5kNe=0.37,Y=1.62,Y0=0.9查参考文献二p209 8-5，取温度系数ft=1.00查参考文献二p209 8-8，取载荷系数fp=1.5

42、 (中振)a.计算派生轴向力S1、S2由参考文献二p213表8-9S1=Fr12Y=388.322×1.62N=119.85NS2=Fr22Y=1583.52×1.62N=488.73Nb.计算轴承轴向载荷S2+Fa>S1,轴承1被压紧，轴承2被放松，故轴向载荷Fa1=S2+FA=(488.73+175.59)N=664.32NFr1=388.32NFr2=1583.50NCr=54.2kNC0r=63.5kNe=0.37,Y=1.6Y0=0.9Fa1=664.32N计算与说明主要结果Fa2=S2=488.73Nc.计算当量动载荷Fa1Fr1=664.32338.32

43、=1.964>e故X1=0.40，Y1=1.62轴承1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×(0.4×388.32+1.62×664.32)N=1817.29NFa2Fr2=488.731583.5=0.31<e故X2=1,Y2=0轴承2当量动载荷P2=fpX2Fr1=1.5×1583.50N=2375.25Nd.寿命计算由于P2>P1,轴承寿命按照轴承2计算(滚子轴承=10/3)Lh=10660n1ftCP2=10660×7201.0×542002375.25103h=780098.5h设计寿命L

44、h=300×10×16h=48000h<<Lh轴承寿命校核合格Fa2=488.73NP1=1817.29NP2=2375.25N轴承寿命校核合格4.5.2中间轴的设计计算先进行中间轴的结构设计，在前面的计算中求得中间轴最小轴径dII=30mm,转速n2=334.88r/min,传递功率P2=4.0467kW,轴上转矩T2=115.40N·m。中间轴的基本结构和尺寸如图所示计算与说明主要结果1.轴上键的校核查参考文献一p107表11-28，中间轴两个键均为A型键与锥齿轮配合的键选用A12×8，长32mm与斜齿轮配合的键选用A12×8，

45、长80mm校核长22mm的键，若合格，另一键必然合格查参考文献二p165表6-14，取许用挤压应力P=80MPa计算挤压应力P=2T2/dlk=2×115.40.0460.022×0.004Pa=57.02MPaP键的强度校核合格2.按照弯扭合成强度进行轴的校核中间轴的受力情况如图A12×8，长32mmA12×8，长80mm键的强度校核合格计算与说明主要结果（1）受力分析以左端点为旋转中心列转矩平衡方程，列竖直方向上的平衡方程（44+58+75）FVB+44Fr2=123.5Fa2+(44+58)Fr3+36.7Fa3FVA+Fr3=FVB+Fr2解得F

46、VA=25.08N,FVB=1016.22N同理可得水平方向上的受力，如下图（2）应力分析利用材料力学的知识可得中间轴的转矩图、弯矩图计算与说明主要结果（3）计算弯扭合成弯矩Mca转矩变化规律不明，取折合系数=0.6故合成转矩Mca=M2+(0.6T)2由此进行计算，得到合成转矩图（4）计算许用应力查参考文献二p146表64，脉动循环，45钢，一般机械，取0b=95MPa0b=95MPa计算与说明主要结果经分析，小斜齿轮z3所在位置应力最大，故ca max=Mca maxW=179796.27×40332-12×5×(40-5)22×40MPa=33MP

47、a<0b按弯扭合成强度设计，中间轴的强度合格3.轴承寿命计算（1）已知条件所选轴为30207型轴承，正装，查参考文献一p113表12-3Cr=54.2kN,C0r=63.5kNe=0.37,Y=1.6,Y0=0.9轴的受力情况如下图（2）基本参数选择查参考文献二p209 8-5，取温度系数ft=1.00查参考文献二p209 8-8，取载荷系数fp=1.5 (中振)（3）具体寿命计算a.计算派生轴向力S1、S2由参考文献二p213表8-9S1=Fr12Y=2185.72×1.6N=683.03NS2=Fr22Y=2328.032×1.6N=727.51N中间轴的强度合格

48、Cr=54.2kNC0r=63.5kNe=0.37,Y=1.6Y0=0.9Fr1=388.32NFr2=1583.50NS1=683.03NS2=727.51N计算与说明主要结果b.计算轴承轴向载荷S1+Fa=(683.03+246.59)N=929.62N>S2,轴承2被压紧，轴承1被放松，故轴向载荷Fa1=S1=683.03NFa2=S1+FA=(683.03+246.59)N=929.62N c.计算当量动载荷轴承1：Fa1Fr1=683.032185.71=0.312<e故X1=1，Y1=0轴承1当量动载荷P1=fpX1Fr1=1.5×1×2185.71

49、N=3278.57N轴承2：Fa2Fr2=929.622328.03=0.40>e故X2=0.40,Y2=1.62轴承2当量动载荷P2= fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5×(0.4×2328.03+1.62×929.62)N=3655.79Nd.寿命计算由于P2>P1,轴承寿命按照轴承2计算(滚子轴承=10/3)Lh=10660n2ftCP2=10660×334.881.0×635003655.79103h=675462.36h设计寿命Lh=300×10×16h=48000h<<Lh中间轴轴承寿

50、命校核合格P1=3278.57NP2=3655.79NLh=675462.36h中间轴轴承寿命校核合格4.5.3低速轴的设计计算由之前的设计计算可知，低速轴选转速n3=82.69r/min,传递功率P3=3.8468kW，传递转矩T3=444.27N·m，低速轴对应联轴器选弹性柱销联轴器LX3 YA 42×84，对应A型键12×8×70，与齿轮配对的键为A14×9×70.其结构和尺寸如下图所示。计算与说明主要结果1.键的强度校核（1）与齿轮配对的键的校核a.查参考文献二p165表6-14许用挤压应力计算与说明主要结果p=80MPab.挤压应力计算P=2T3/dlk=2×444.27