机械设计课程设计

1、设计任务书带式输送机传动装置课程设计任务书1.传动装置简图fllI勺1IpIII2.1)2)3)4)5)6)7)已知条件 工作情况： 工作环境： 动力来源： 工作寿命：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。 室内，有灰尘，最高环境温度35°C，通风条件一般。电力，三相交流，电压 380V/220V。8年。检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。 制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率 率w0.96。0.98 ;取滚筒-输送带效3.1)2)3)4)5)6)7)8)设计任务 选择电动机型号。选择联轴器类型和规格。 设计圆柱

2、齿轮减速器。 设计滚筒轴滑动轴承。 绘制圆柱齿轮减速器装配工作图。 绘制带式输送机总装图。绘制减速器中23个零件工作图（由教师指定）。 编写设计计算说明书。4.技术参数题号参数12345678910输送带拉力F/kN76.565.55.254.84.54.24输送带速度V/（m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滚筒直径D/mm400400400450400500450400450450注：输送带速度允许误差± 5%拟定传动方案注意事项：1.遵循高速级传动比为低速级传动比的 1.3到1.5倍。2.此减速器应老师要求设计成二级传动。3.斜齿圆柱齿轮较直齿圆

3、柱齿轮传动比高、传动平稳、齿轮尺寸小，应放在二级减速器的高速级。4. 减速器设计时，为齿轮寿命考虑，应选用闭式传动。5. 设计齿轮时应注意浸油润滑要求：所没尺寸大于一个齿高且小于齿轮直径的六分之一。6. 因为是两级传动，所以减速器内最少需要三根轴。7. 确定轴的尺寸后，检查齿轮是否与轴干涉。结果二、电动机选用过程电动机的选定：nd (46)2nw 1047 2357，故选用 n=1500r/min同步转速的电动 机滚筒Pw更Fv 4.125kWw4.125kW , n41.091r/s65.481r/minDPw0.83377Pw5.04891kW总齿 联 滚 滑 搅通用的电动机为 丫系列三相

4、交流异步电动机，Y系列是一般用途的 全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机式，是我国新设计的统一系列，其安 装尺寸和功率等级符合国家标准，具有高效、节能、起动转矩大、噪声 底、振动小、运行安全可靠等优点，因此，工业上应用最为广泛，应优先 选用。经常起动、制动和正反转时，要求电机有较小的转动惯量和较大的 过载能力，一般选用起重及冶金用三相电机，常用为YZ或YZR系列各种型号电动机的技术数据、外型及安装尺寸可查阅有关机械设计手 册或产品目录。但是本设计依老师要求选用丫型 根据功率，故电动机选用 丫132S-4确定功率Pd21.98Pd5.04891kW选Y132S-4用电动机计算及说明Y132S-4主要

5、技术参数电动机型 号额定动率/KW满载转速/(r/mi n)堵转转矩最大转矩质量/kgY132S-45.514402.22.368三、传动装置运动与动力参数计算总机械效率的确定：二级减速器中选用高速级为斜齿轮，低速级为直齿轮，齿=0.9852联轴器选用弹性套柱销联轴器、GICL型鼓形齿式联轴器，联=0.992 滚动轴承选用3对圆锥滚子轴承，滚=0.983滑动轴承选用1对，滑=0.97搅油损失，搅=0.982123n联滚齿搅滑=0.83377确定各级传动比及各轴转速：1440电动机一滚筒总传动比i总 21.9865.481由于高速级传动齿轮为斜齿轮，其传送效率较高，故选用 i低 3.856为各级

6、传动比效率所以 n1 1440r/ min, n2 253r / min, n3确定各轴功率及转矩：i高 5.7 ,5.765.514r/m n3.856PPd联=4.94793kW,P2P1滚齿=4.77624kWP3卩2滚齿搅=4.52829kW，P4P3滚搅联=4.2526kWTd9550Pd33.48kN ?m,T19550旦32.81kN ?mndndT29550P2180.3kN ?m,T39550旦658.63kN ?mn2n2T49550P620.22kN ?mn3P3P44.94793KW4.77624KW4.52829KW4.2526KW、传动零件设计计算二级减速器齿轮参数

7、计算：（一）高速级：斜齿圆柱齿轮确定齿轮自定义参数：P初取10°,材料初选：齿轮1： 40Cr 260HBW调质齿轮2： 45钢230HBW调质。因为齿轮为两班工作制，一班工作时间为8小时，寿命为8年，所以齿轮工作时间为th 2 8 8 36546720 h，循环次数N=60y nth，其中丫为齿轮工作中转一圈齿面啮合的次数，所以丫=1所以N14 109, N28 108，查表得：齿轮1、2的齿面接触疲劳极限、弯曲疲劳极限为：Hlim1 810M Pa, Hlim 2630M Pa, FE1 650 MPa, FE2 540M Pa最小安全系数、接触强度和弯曲强度计算的寿命系数为：S

8、h min 1 .0, Sf min 1 .3, Z N1 0.9, Z N2 1.0, Yn1 0.9, Yn2 0.92由计算齿面许用接触疲劳应力、许用弯曲疲劳应力公式H lim eZN , FSH min729M Pa, H2确定设计准则=JYn计算出：SF min567M Pa, F1 450M Pa, f2 382M PaH 1分析失效、因为减速器功率较小，选用齿轮为软齿面，最大可能失效是齿 面疲劳，故选用接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，并且进行疲 劳强度与弯曲强度验算。按齿轮接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数：查表取值：TdTiT2T3T433.48kN32.81kN180.3k

9、N658.63kN m620.22kN m高速级斜齿轮： 齿轮1 : 40Cr260HBW调质 齿轮2 : 45钢230HBW调质F1F2729MPa567MPa450MPa382MPa小齿轮转矩d 1.15,k1.3,Ze 189.8,Zh 2.45,ZRT19550 32.81kN ?mndO.99zi =19Z2=1O9于是得d1T1u 1Ze Zh Z=30.6mm.1O9i 19d1 35mm便于u d12 cos119 mm ,a=130mm,则按经验式2acosz mn 1 uZ2=1O9mn =0.015a=0.015X 130=1.8,18.47 ,取 z1 =19 ,Z25

10、.7竺19_57可用，所以取 Z1=19, Z2=1O9, i 10919检验传动比：传动比误差取标准模数i z1 =5.70.0065,mn=2,X 19=108.3,因为I u0.05 ,用p凑中心距amn Z1 Z2 arccoszv1Z1cos3两齿轮直径为d12a19.89cos精确计算计算载荷：小齿轮速度V1dmp =10.06 °10.06，在p角在8o15o范围内，可用mnz238.6mm, d2221.4mmcos2.9mS，精度根据经验选择 7级，则齿间载荷分配系数 荷分布系数K 验算设计： 查表得：齿宽b60 10001.1，使用系数Ka1.00 ,动载系数Kv

11、1.1,齿向载1.11，则 K K K KaKv=1.34Yf4.4,由于d140.25mm ,bsi n1.98 , mnFt 1875N，外齿轮复合齿形系数则螺旋角系数Y 0.91d1 386mm d2221.4mmK=1.34 b=40.25mm4.41.98Yf1、验算齿轮弯曲疲劳承载能力kfF YFY124MPa <bmnF2满足齿轮弯曲疲劳承载能力0.91查表得：区域系数Zh 2.38 ,螺旋角系数Z0.97 ,弹性系数Ze 189.8 ,2、验算齿轮接触疲劳承载能力u 1594M Pau高速级真实.109i 19H ZhZeZ应力误差为H0.0480.05,在误差范围内，即

12、满足齿轮接ZhZ2.380.97H 2触疲劳承载能力Ze189.8低速级传动比变为i=3.831, n轴真实的所以高速级传动比为i 10919转速为 n=251 （ r/min）高速级斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算名称（公式）齿轮参数小齿轮大齿轮法向模数mn /mm22法向压力角a /（° ）2020螺旋角P10.06°10.06°分度圆直径.mnZd/mmcos38.6221.4齿顶咼ha hamn/mm22齿根高hf （h； c*）mn /mm2.52.5全齿高h h； hf /mm4.54.5齿顶圆直径d； d 2ha/mm42.6225.4齿根圆直径df d

13、 2hf /mm33.6216.4（二）、低速级：直齿圆柱齿轮 确定齿轮自定义参数： a =200,材料初选：齿轮 齿轮 齿轮使用时间同高速级为 所以N3 查表得： 齿轮3、7 108, N4234th108,40Cr 250HBW 调质45钢220HBW调质2 8 8 36546720h , N=60丫 nth低速级： 齿轮3 250HBW 齿轮4 220HBW40Cr调质45钢调质4齿面接触疲劳极限和弯曲疲劳极限为：800M Pa, H lim4 610 MPa, FE3 580M Pa, FE4 440M PaH lim 3最小安全系数、接触强度和弯曲强度计算的寿命系数为：SH min

14、1.0,S F min 1 .3, ZN3 0.97,Zn4 1.1, Yn30.92, Yn40.95由公式齿面许用接触疲劳应力、许用弯曲疲劳应力公式顶隙 c c*m/mm0.50.5标准中心距a mn(z1z2)/mm2 cos130节圆直径d' d /mm38.6221.4传动比i 21生n2Z15.742HZn, f 于J Yn计算出：SH minSFmin776M Pa671M Pa423M Pa322M PaH3776 MPa, H4 671M Pa, F3 423 MPa, F4 322M Pa分析失效、确定设计准则：F3直齿圆柱齿面选用软齿面，最大可能失效为齿面疲劳，因

15、此进行 齿面疲劳强度设计，确定主要参数，并且进行齿面弯曲强度校核和疲 劳强度校核。按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数：初取载荷系数K=1.3，减速传动u=i=3.831，查区域系数图，标准齿轮Zh 2.5,弹性系数Ze 189.8，齿宽系数d 1，许用齿面 d1ZeZ Zh=66.6mm接触疲劳应力值应将小值带入，于是d 計 2KK g d33 d u所以，d3取67mmAI Ia 162.7 mm，a取整 170mm2由经验公式 m=0.015a=2.55mm取标准模数 m=2.5mm2aZ3 =28.007,取 Z3=28，同时 Z3 + Z4=136, Z4 取 108m 1 uZ3

16、=28检验传动比：传动比误差CCC. 1083.831 280.0068 0.05，3.831乙=108K=1.113所以传动比在误差范围内, 即 d3 mzg 70mm， d4 精确计算计算载荷：可用mz4267.5mm主动齿轮传动速度V3d3n30.93叹60 1000根据经验，齿轮精度选用 7级精度，则齿间载荷分配系数 K1.00 ,动载系数KvK K KaKv =1.113使用系数K 1.06， 验算设计： 齿宽b d 查表得：Ka 则Kd370mm ,外齿轮复合齿形系数Yf 4.23 , Ft1、验算齿轮弯曲疲劳承载能力：KFtF _ Yf 138.6 MPa f4bm查表得：弹性系

17、数Ze 189.8，区域系数Zh2、验算齿轮接触疲劳承载能力：,lKFt u 1 bd3 u所以最后总的计算传动比为n=65.08(r/mi n)n原n现nn原在可允许范围内。65.514-65.0865.5141.0，1.05 ,齿向载荷分布系数5151N322M Pa2.5556 MPa1091910000H4 671M Pa108药22.13,滚筒的转速为0.67% 5%低速级直齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算公式d3 70mmd4267.5mmb=70mmYfFtZeZh4.235151N189.82.5真实滚筒转速: n=65.08(r/mi n)名称（公式）齿轮参数小齿轮大齿轮模数m/m

18、m2.52.5压力角a、（°）2020分度圆直径d=mz/mm70270齿顶咼ha ham/mm2.52.5齿根高 hf （h； c*）m/mm3.1253.125全齿高h h； hf/mm5.6255.625齿顶圆直径d； mz 2h；/mm75275齿根圆直径df mz 2hf/mm63.75263.75基圆直径db mzcos /mm65.8253.7齿距p m/mm7.85基圆齿距Pb mcos7.381齿厚s p/mm23.931齿槽宽e -p /mm23.93顶隙 c c*m/mm0.625标准中心距a m（z1 z2）/mm2170节圆直径d d /mm70270传动比

19、i虫全匕Zi3.857验算配油问题:以上计算齿轮符合配油原则(小于齿轮六分之一处且大于一个齿高)四、轴、轴承、联轴器、键的设计计算及校核S =9mm 1=8mm b1 =12mm b=13.5mm b2 =22.5mm df =18mm di=14mm d2 =10mm1=11mm 2=10mm d4 =6mm公共参数：箱体壁厚：S =0.025X 170+1=5.25< 8,取S =9mm箱盖壁厚：1=0.02 X 170+3=6.4V 8,取 1=8mm箱盖凸缘厚度：b1=1.5X 1=12mm箱座凸缘厚度：b=1.5XS =13.5mm箱座底凸缘厚度：b2=2.5XS =22.5m

20、m地脚螺钉直径：df =0.036X a+12=17.76mm 取 18mm地脚螺钉数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75X df =13.32mm 取14mm盖与座连接螺栓直径：d2= (0.50.6) df=8.8810.656mm 取 10mm大齿轮顶圆与内箱壁距离：1 > 1.2 S =10.8mm 取11mm齿轮端面与内壁箱距离：2 >S =9mm 取10mm视孔盖螺钉直径：d4= (0.30.4) df =5.37.1mm 取 6mm3选取：根据润滑方式的不同，3有不同取值，油润滑3=25脂润滑3=810润滑方式选择根据轴承内径d与轴承转速n乘积大小确定dn 1

21、6 104选择油润滑dn 16 104选择脂润滑凸台及凸缘的结构尺寸dfd1d2螺栓直径M18M14M10C1242016C2221814Do363022Ro855r533I轴：因本设计中减速器功率小，故轴用材料选用45钢即可，查表的参数：T =35, Aq =110I轴：di=38mm d2=45mm d3=50mm d5=55mm由公式d A3VP 得I轴最细di=16.6mmV n又因为I轴上有键槽，轴颈应加大 5%,及I轴最细应为17.4mm 圆整后I轴上d1取20mm同时考虑到I轴与电动机相连，查表得到 D=38mm综上考虑，I轴最细直径取 38m m,因为轴为齿轮轴，所以所用料为4

22、0Cr。于是 d1 =38mm贝U 由于 d2 = d1 + ( 810) =45mm, d3 = d2 +(25)=50mm, d5 = d3 +(25) =55mm 选择输入轴联轴器：由于输入转速高、扭矩大，故选用带有弹性元件的联轴器，此处选用 弹性套柱销联轴器，查阅手册根据电动机伸出轴的直径选择输入联轴器:型号公称转 矩N? m许用转 速r/mi n轴孔直 径mm轴孔长 度Mm转动惯 量kg?m2质量kgLT6250380038820.0289.57具体参数如下表:LT6 联轴器 YIHIgb八 4323-2002选择连接联轴器与轴的键：根据直径选择键：bX h=10X 8t=5 t1

23、=3.3l=50选择圆锥滚子轴承(可承受轴向力)：安装轴承的尺寸为d3=50mm,故选取圆锥滚子轴承 30210,参数如下dDTadadbDaminD a maxCrCor509021.75205758798373.292其中计算系数为：e=0.42, X=0.4, Y=1.4.(mm):计算轴承安装尺寸：16 104，所以采用脂润滑,因为ndbl2br2Ia504005色2轴初步尺寸如下:3 T a 84mma 44mm甘一计算齿轮受力:圆周力Ft2Ti径向力Fr轴向力Fa1700N d1Ft tan n K.628 N cosFt tan303N轴承强度校核:T6 联轴器gb/TY38 8

24、24323-2002键：b X h=10 X 8 t=5ti =3.31=50圆锥滚子轴承30210 e=0.42,X=0.4,Y=1.4.IB 84mm l A 44mm斜齿轮：1700NFtFrFa628N303N计算轴承受力：1、计算轴承支反力:水平面F1 IaFrF2IaFr1a竖直面f1IaFtFrl BIa1 BFrIaIa1 BFt1 BIa1 BFi381NF2247 NFi1155N545 NF2IalB合成轴承支反力：FtIaF2'21Fr1 jFj FJ 1216N'22FR2诉22FJ 598 N2、计算两轴承轴向心力:FsiFi2Y 已 2YFs1Fa

25、 737 N434 NF S2214NFs2 214N因而轴有向右运动的趋势，即轴承Fa1Fs1 434 NFa2Fs1Fa1737 N2被压紧，轴承1被放松3、计算当量动载荷Fa1434 c ”0.36 e0.42X=1,Y=0F R11216F A27371.23 e0.42X=0.4,Y=1.4Fr2598因此当量动载荷 RX1FR1Y1FA1 1216NP2X 2 FR2Y2FA2 1271NP P2所以只需要校核轴承2的寿命4、求轴承2的寿命 滚动轴承载荷系数fP 滚动轴承温度系数fT106 fTC1.01.0Lh 60 n fpP8.5106h46720hFa1F A2PP2f P

26、fT434 N737N1216N1271N1.01.0满足寿命要求。轴的强度校核:轴受力图:轴承1距齿轮受力点为l A，轴承2距齿轮受力点为lB。水平面受力图:水平面弯矩及弯矩图:Mi Faid15.8479N m2M m ax = F 2Ib 21.489N m水平：Mmax = 21.489N m垂直面受力图:11、fFr垂直面的弯矩及弯矩图:MmaxF2' IB 47.415N m垂直：Mmax 47.415N mi 71511 Mil合成弯矩图:扭矩及扭矩图：TFt1 d 32.81N m2扭矩：T 32.81N m45钢:0.34,0.21735MPa,540MPa, 355

27、MPa, 200MPa, 0.34, 0.21判断危险截面：据轴的弯矩图与扭矩图可初步判断轴的危险截面为齿轮集中 力点所在截面。 确定许用应力：材料：45钢调质热处理，查表得其抗拉强度、弯曲强度、弯曲 疲劳极限、剪切疲劳极限b 735MPa, s 540MPa,1355MPa, 1200MPa,合成弯矩：抗弯截面模量:弯曲应力:抗扭截面模量:剪切应力:M1JmWM1WWtT1 略 52.057N m0.1d35.75 10 6m39.05M paM1WT632 W 11.5 10 m52.057N m9.05 Mpa2.85 Mpa2.85 Mpa因为，弯曲应力属于对称循环变应力，所以a9.0

28、5M pam 0因为，剪切应力属于脉动循环变应力，所以-1.425M pa求断面的有效应力集中系数：断面处有键槽，因此轴面积有变化，按照螺纹、键、花键、横 孔处及配合的边缘处的有效应力集中系数查询：1.932,1.7695因为b 735MPa，利用内插法得k 1.932,k1.7695kP =0.908=0.77r=0.81确定表面质量系数P及绝对尺寸系数和r:轴加工方式为车削，查表利用内插法得P=0.908轴材料为45Cr，直径为38mm经查表得=0.77， 产0.81求安全系数：按照应力循环特性r=C的情况计算安全系数：轴只受正应力时安全系数为14.2轴只受切应力时安全系数为5365本轴材

29、料均匀、载荷与应力计算精确，故取S=1.4轴的总安全系数为：S SScaJ 2- 13.73 SJs2 S2所以轴安全强度足够。键的强度校核:键连接的许用挤压应力经查表取p =130 MPa轴I的转矩为Ti9550E 32.81kN?m nd2 Tipdlk 3.85M Pa< P =130M Pa故键的强度满足要求。轴:选择材料，计算初步参数：因为此轴不是齿轮轴，即材料没有特殊要求，故采用成本较低的45钢I人寸=29.3mm nn又因为此轴有键槽，故轴径应加大5%,即卩dn =30.77mm,要取以0、5结尾的直径，故dn最终取35mm。记为d3 35mmd5 d3(2 5) 38mm

30、d4 d5(812) 48mm选择圆锥滚子轴承(可承受轴向力)：安装轴承的尺寸为d3=35mm,故选取圆锥滚子轴承 30207,参数如下dndDTadadbD aminDamaxCrCor357218.2515.34244626554.263.5其中计算系数：e=0.37, X=0.4, 丫=1.6(mm):计算轴承安装尺寸:轴初步尺寸如下:01rr1<弋J z畑:出出轴:d3 d5d435mm38mm48mm圆锥滚子轴承30207 e=0.3,X=0.4,Y=1.6计算齿轮受力:圆周力F*d： 1700N径向力Ft tan n r rcos-628 N轴向力 直齿轮：FaF* tan3

31、03N圆周力Ft亍d35151N径向力FrF* tan1875 N轴承校核：因为nd8855 16 104，所以采用脂润滑|b31 B23 Ta 60mm斜齿轮:1 ABIab32bk271mmT a 42mm计算轴承支座反力：水平面圆周力产生的径向支反力：F1 (| A 1 AB 1 B ) Fr2 1 B Fr3 (l AB 1 B)FiF r3 (l AB l B ) Fr 2I B cu lu 95N1 A 1B 1 AB1 B lAB) Fr2(l A 1 AB )Fr3l AF2Fa屁)1152NlA lB lAB竖直面圆周力产生的径向支反力:IF1 (l A1 B 1 AB )F

32、t 3 (l AB1 B ) Ft2 1 B匚'Ft3 (I abF 1Ib)F/b 3074N1 A 1 B 1 AB直齿轮：Ft 5151NFr 1875 NIF2(I A1 B 1 AB ) Ft2 (l A 1 AB )Ft3lA 0F2Ft2(l A 1 AB)Ft3l A 3777N1 A lB lAB合成径向支反力：Fr1JF12 F1'23075NFR2JF22 F'223949N2、两轴承轴向力:Fs1Fr12Y961NFs2F R22Y1234NFS1961NF a2 FS2 303 12341537N轴有向右运动趋势 轴承1受拉，轴承2受压，即FA

33、1 Fa2 Fs2 1537NA2 Fs21234NF A1Fa2=1537NI234N计算当量动载荷：Fr115373075F A2F R2当量动载荷：Pi0.4998e 0.37X104Y11.60.31 e0.37X104Y 0X1FR1Y1FA13689NX 2 FR2Y2FA23949NRP2123439492所受当量动载荷进行计算1。所以计算轴承寿命时用轴承 由于无冲击，故由表9-6，取f P工作温度低于100 C，查表9-5得f T 1.0。轴承的寿命为6L h1 60n(fK)407789h 33280h轴承寿命符合要求。PP23689N3949N校核轴的强度：轴受力图:VIF

34、2'Fs2F2水平面受力图:F1A工/n 一、M2Fr：巴Fr3水平面弯矩及弯矩图:M 2 Fa d13.847N m2M max F2 1b 69.12N m69. 12 N * ni垂直面受力图:水平：M max 69.12N m7-Fl垂直面弯矩及弯矩图:垂直：Mmax 226.62N mM maxF2 IB 226.62N m23& 9N - m合成：M 合 max 236.9N m合成弯矩图：M 合 max JMh2 M；236.9N m转矩图:T29550 P2180.3kN ?m n2扭矩：T2180.3kN?m1W0. 3 - m判断危险截面:综合上述弯矩、扭矩

35、图可初步判断此轴危险截面在2处，即低速级主动齿轮集中受力点所在平面。确定许用应力：轴材料选定45钢，调质，即所查参数如下： 抗拉强度b 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限0.34合成弯矩：Mi危险截面轴的直径：抗弯截面模量:640 Mpa1275M pa1155M pa0.21JmHi Mfi d 38mm bt(d t)2 2jd332弯曲应力:MlW51M pa抗扭截面模量:WTd3 bt(d t)216 2d剪切应力:WT20Mpa屈服强度 s 355M pa236.9N m5.49 10 6m31.1 10 5m3选材45钢640M pa355M pa275M pa155M pa0.340.2

36、151M pa20M pa因为，弯曲应力属于对称循环变应力，所以a51M pam 0因为，剪切应力属于脉动循环变应力，所以a m 210M pa求断面的有效应力集中系数：断面处有键槽，因此轴面积有变化，按照螺纹、键、花键、横 孔处及配合的边缘处的有效应力集中系数查询：1.812,1.608kkP =0.92=0.88r=0.81因为b 640MPa，利用内插法得k 1.812,k1.608确定表面质量系数P及绝对尺寸系数和r:轴加工方式为车削，查表利用内插法得P=0.92轴材料为45钢，直径为38mm经查表得=0.88， r=0.81求安全系数：按照应力循环特性r=C的情况计算安全系数：轴只受

37、正应力时安全系数为2.41轴只受切应力时安全系数为6.54本轴材料均匀、载荷与应力计算精确，故取S=1.4轴的总安全系数为：Sea.S S 2.76 S所以轴安全强度足够。键的强度校核:键连接的许用挤压应力经查表取P =130 MPaPn2轴n的转矩为T29550180.3kN ?m连接直齿圆柱齿轮的键的规格为b h 108,l56P 卫 51.35 M Pa p dlk连接斜齿圆柱齿轮的键的规格为b h10 8,l22 。p dk 130.7MPa在误差范围内,强度足够其中：k=3.3mm故键的强度满足要求。m轴:选择材料，计算初步参数：因为此轴不是齿轮轴，即材料没有特殊要求，故采用成本较低

38、的 dm A03j45钢JP =45.1mmYn m又因为此轴有键槽，故轴径应加大5%,即dm =47.36mm,要取以0、5结尾的直径，故d2d3d5d4d1d2d3d5(8 12)(25) (25)(8 12)d m最终取50mm。记为* 50mm60mm (以0、5结尾)65mm68mm75mm选择圆锥滚子轴承（可承受轴向力）：键：b h 10 8,l 56m轴:d1 d2 d3d5d450 mm60mm 65mm68mm75mm安装轴承的尺寸为d3=65mm,故选取圆锥滚子轴承 30213,参数如下dDTadadbDaminD a maxCrCor6512024.7523.874771

39、06111120152其中计算系数：e=0.4 , X=0.4, 丫=1.5(mm):计算轴承安装尺寸:轴承初步尺寸:圆锥滚子轴承30213 e=0.4， X=0.4, Y=1.5因为V皿b_2b3_21a直齿轮：圆周力径向力0.917m/sb32FtFr2m/s，所以采用脂润滑，故 39d3Ft tan106mm58mm5151N1875N轴承强度校核:计算轴承受力：1、计算轴承支反力:水平面F1 1aFr IbF1F2 1 A 1 BFr1a 0F2竖直面F1' lAFt 1bFr 1b 1211.9N1 A 1 B旦h 663.1N1 A 1 BFt lB一=3229.3 N1

40、A 1 BF1F2 Ia IbFt Ia 0F2 1821.7N合成轴承支反力：'2172F21939NFr1JF12 FJ3543NFr2员2、计算两轴承轴向心力:FsiFiF S21181N2YI空 646 N 2Y由于直齿圆柱齿轮不存在轴向力，所以Fa1 Fs1 1181NFa2 Fs2 646N3、计算当量动载荷电 0.33 e 0.4F R1FA2亠 0.33 e 0.4F R2因此当量动载荷 PP2X=1,Y=0X=1,Y=0Pi P2X1 Fr1X f八 2 I R2所以只需要校核轴承Y1FA1 3543 NY2FA2 1939 N1的寿命F A1F A2PiP21181

41、N646N3543N1939N求轴承1的寿命：滚动轴承载荷系数fp 滚动轴承温度系数fT址竺Lh60n fpP满足寿命要求。3.2校核轴的强度:轴的受力图:1.01.0107h 46720h其中103合成弯矩及弯矩图:M205.5N m合成：M,205.5N mHMf转矩及转矩图:T39550 P658.63kN ?m n2转矩：T3658.63kN ? m判断危险截面：综合上述弯矩、扭矩图可初步判断此轴危险截面低速级从动齿轮 集中受力点所在平面。确定许用应力：轴材料选定45钢，调质，即所查参数如下： 抗拉强度b 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限0.34合成弯矩： Mi 危险截面轴的直径:640 Mpa1275M pa1155M pa0.21屁屈服强度 s 355M pa材料选定45钢抗弯截面模量：Wd332M；205.5N md 68mmbt（d t）22.68 10 5m32d7.66 Mpa弯曲应力:7.66 Mpa抗扭截面模量：Wtd bt(d t)2“535.77 10 m16 2d剪切应力:TWT11.41M pa因为，弯曲应力属于对称循环变应力，所以a7.66M pam 0因为，剪切应力属于脉动循环变应力，所以5.7M pa2求断面的有效应力集中系数： 断面处有键槽，因此轴面积有变化，