二级减速箱机械课程设计说明书

1、爰或於种许无理皮GuangDongPolytechnicNormalUniversity课程设计说明书课程名称：机械设计基础所在院系：姓名：班级：学号：指导教师：日期：2014-06-2316目录1 机械设计课程设计任务书5.2 传动方案的分析6.3 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算7.一、电动机的选择7.1 .确定电动机类型7.2 .确定电动机的容量7.3 .选择电动机转速7.二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配错误！未定义书签。1 .传动装置总传动比错误！未定义书签。2 .分配传动装置各级传动比错误！未定义书签。三、运动参数和动力参数计算8.1 .各轴转速计算8.2 .各轴输

2、入功率8.3 .各轴输入转矩错误！未定义书签。4 传动零件的设计计算9.一、V带传动设计9.二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计错误！未定义书签。（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表.错误！未定义书签。（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表1.5（三）斜齿轮设计参数表1.95 轴的设计计算1.9.一、I轴的结构设计20二、II轴的结构设计23三、田轴的结构设计24四、校核II轴的强度276 轴承的选择和校核3.2一、II轴承的选择和校核327 键联接的选择和校核3.4一、II轴大齿轮键348 联轴器的选择3.4.9 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择3.5一、传动零件的润滑3.5二、减速器密封3.5.10减速

3、器箱体设计及附件的选择和说明3.6一、箱体主要设计尺寸3.6二、附属零件设计3.9.1 窥视孔和窥视孔盖3.92 .通气塞和通气器4.03 .油标、油尺4.0.4 .油塞、封油垫4.15 .起吊装置4.1.6 .轴承端盖、调整垫片4.211设计小结4.4.12参考资料4.4.机械零件课程设计任务书一、题目：设计链板式运输机的传动装置。输送机由电机驱动，经传动装置驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送原料或产品。整机结构要求，电机轴与运输机的驱动链轮主轴平行布置，使用寿命为5年，每日两班制工作，每年工作300天,连续运转，工作时不逆转，载荷平稳。允许输送链速度偏差为±5%,工作机效率为0.

4、95。该机按单件生产设计。1电机工传动装置里驱动链轮4输送链链板式运输机的传动示意图二、原始数据:学号1-910-1818-2728-3637-4546-54输送链拉力F(N)480045004200400038003500输送链速度v(m/s)1.200.80.91.01.31.1驱动链轮直径D(mrm440340380390490410三、设计内容：1 .设计传动方案；2 .减速器部件装配图一张(0号图幅);3 .绘制轴或齿轮零件图一张；4 .编写设计计算说明书一份。§2传动方案的分析本设计中采用原动机为电动机，工作机为链板式运输机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第

5、二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比一般为8-40,结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1 .确定电动机类型按

6、工作要求和条件，选用y系列三相交流异步电动机。2 .确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率PwPw=Fv/1000=(4500X0.8)/1000=3.6kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率Y总。设Y1、Y2、刀3、Y4、Y5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴承、年带传动、工作机的效率，由2表1-7查得刀1=0.99,Y2=0.98,Y3=0.99,打4=0.95,Y5=0.95,则传动装置的总效率为刀总二刀1刀22Y133rl4rl5=0.99x0.982x0.993x0.95x0.95=0.832

7、6cPwPd=3.6/0.8326=4.3238kw“总3 .选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围普通V带传动i带=24圆柱齿轮传动i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为i总=1带xi齿1xi齿2'，一、，一、，一、，_i总=(24)X(35)X(35)=(18100)电动机转速的可选范围为nd=i总Xnw=(18100)Xnw=18nw1000nw=18x44.94100x44.94=808.924494r/min根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1,符合这一范围的常用同步加速有1500、1000r/min。选用同步转速为1500r/min选定电动机型号为

8、Y132S-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1 .传动装置总传动比i总=nm/nw=1440/44.9432.04式中nm-电动机满载转速，1440r/min;nw-工作机的转速，44.94r/min。2 .分配传动装置各级传动比i总=i带xi齿1Xi齿2分配原则：(1)i带vi齿(2)i带=24i齿=35i齿1=(1.31.5)i齿2根据2表2-3,V形带的传动比取i带=2.7,则减速器的总传动比为i=11.87双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1=3.93低速级的传动比i齿2=i/i齿1=11.87/3.933.02三、运动参数和动力参数计算1 .各轴转速计算n0=nm=

9、1440r/minni=nm/i带=1440/2.7533.33r/minnn=ni/i齿1=533.33/3.93135.71r/minnm=nn/i齿2=135.71/3.02超4.94r/min2 .各轴输入功率P0=Pd=4.3238kwPi=Pdr4=4.3238x0.95M.11kwPn=PIY2r3=4.11x0.98x0.993.99kwPrn=Pn平甲=3.99x0.98x0.993.98kw3 .各轴输入转矩To=9550Pd/n0=(9550x4.3238)/1440孝8.68NJ-mTi=9550Pi/ni=(9550x4.11)/533.33夕3.60N-mTn=95

10、50Pn/nn=(9550x3.99)/135.71480.78Nl-mTrn=9550Prn/nrn=(9550x3.87)/44.94822.40Nl-m表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率(kw)转速n(r/min)转矩T(Nm)传动比0轴4.3238144028.682.70I轴4.11533.3373.603.93n轴3.99135.71280.783.02m轴3.8744.94822.40一、V带传动设计1.设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果(iHte#算功率PcPc=KaPd查1表13-8Pc=1.2父4.3238%5.19kwkw5.19

11、(2)选择带的型号根据Pc=5.19kw,no=144or/minc由图13-15查出此坐标点位于A型处普通V带A型(3)选择小带轮直径did1=100mm查1表13-9mm100(4)确定大带轮直径d2d2=i带d1d2=2.7父1。=27omm,由表13-9取d2=265mmmm265(5)验算传动比误差i.d2idii=一dL父100%i2652.7i=100M1oo%定1.85%2.71.85%(6)验算带速vnd1nov=60勺000kx1oox144ov=之7.54m/s60M1oooms7.54(7)初定中心距a0ao=(0.72)M(d1+d2)o.7(d1+d2)<ao

12、<2(d1+d2)255.5<a0<730,取a0=380mm380(8)初算带长Lo冗Lo%2ao+(d1+d2)2十-d4a0Lo定2M380+(100+265)+22(100+265)定1351.25mm4M380mm1351.25(9)确定带的基准长度Ld查1表13-2查表13-2取Ld=1400mmmm1400(10)计算实际中心距离a(取整).Ld-Loa七ao十2coc1400-1351.25a电380+404.3752取a=405mmmm405(11)安装时所需最小中心距amin(取整)amin=a-0.015Ldamin=405-0.015m1400=384

13、mmmm384(12)张紧或补偿伸长量所需取人中心距amaxamax=a+0.03Ldamax=405+0.03M1400=447mmmm447(13)验算小带轮包角口1/dd2一dLr«i-180父57.3adO0265-100c0a1定180-父57.3之4051570>1200合适度1570(14)单根V带的基本额定功率B查1表13-3插值法_/1.321.14rrrP0=1.14十(1440-12001460-1200=1.3128、kN)1.3128(15)单根V带额定功率的增量俎查1表13-6插值法A0c/fn+0.170.15/d/i/cP0=0.15+(1440

14、-1460-12001200)%0.1685kN0.1685(16)长度系数KL查1表13-2KL=0.960.96(17)包角系数Ka查1表13-7插值法0.95-0.92Ka-0.92+(157-150)160-150=0.9410.941(18)单位带长质量q查1表13-1查表13-1得q=0.1kgm0.1(19)确定V带根数Z7上.Z:其丁PCr5.194(Po+AP。K/lZ-(1.3128+0.1685)父0.941父0.96定3.74取Z=4（20）计算初拉力F0P2.52Fo=500,(1)+qv2vZKal5.19/2.5八F0=500工(1)十1.54x40.9410.1

15、x7.542148.23NN148.23（21）计算带对轴的压力Fqa1Fq=2ZF°sin21570Fq=2父4M148.23Msin2定1162.03NN1162.032.带型选用参数表带型dd(mm)dd2(mm)v(m/'s)a(mm)%(9Z（根数）Fp(N)带轮宽(mmB=(Z-1)e+2f普通V带A型1002567.54405157041162.0363二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1.材料选择（包括硬度、疲劳极限）由表11-145正火156217HBs(大)45调质192286H

16、Bs(小)2.精度等级由表11-28级3.选择齿数ZZ1=(2040)Z2=UZiZ1=20Z2=203.93=78.6,取Z2=79个Z1=20Z2=794.实际传动比UZ2U-Z179U=3.95203.955.选取螺旋角31006.按齿面接触强度设计（1）选择K由表11-31（2）计算小齿轮传递的转矩Ti由前而算得Ti=73.60Nmm73600(3)齿宽系数d由表11-61(4)材料的弹性系数Ze由表114c1/2MPa189.8区域系数Zh2.5(6)螺旋角系数ZbZP=JcosZ/=Jcos100之0.990.99(7)接触疲劳强度许用应力*仃Hlim6h=ShSh由表11-5r,

17、仃Hlim1550bh1=Sh1.0r,QHlim2380bh2=Sh1.0MPa(thi=550MPabH2=380MPa(8)试算小齿轮分度圆直径d1按式(119)试算d1t之:3之572kT1u+1(ZhZeZ2-16ducth'2X1X736003.95十:13.952.5x189.8x0.992(550)1.24mmmm151.24(9)计算齿宽bb=4dd1b1=60b2=55mmn=60b2=55(10)计算模数mnd1cos口mn=Zi51.241os100mn-cc20之2.52mm2.527.按齿根弯曲疲劳强度计算/a、【/z7ZZv1=20.94Zv2=82.71

18、数Zvzv-3RcosPzv1-3RcosP_20-3,c0cos10电20.94Z2zv2-3RcosP_79一3.0cos10%82.71(2)齿形系数YFa由图11-8YFa1=2.98YFa2=2.25YFa1=2.98YFa2=2.25(3)齿根修正系由表11-9Ysa1=1.55Ysa1=1.55数YsaYsa2=1.75Ysa2=1.75(4)计算弯曲疲劳许用应力(TF1仃FEF=QSfSf由表11-5ri仃FE1<Jfi=Sfi=_4!£=328MP1.25riaFE2。F2-Sf2280=224MP1.25MPaa匕ctf1=328MPactf2=224MPa

19、(5)计算大小齿轮的YFaYSaL并际加以比较YFa1YSa1_口F12.89".55328%0.0137YFa2YSa2_仃F22.25父1.75224电0.0176结论：YFa1YSa1仃F1=0.0137YFa2YSa2”2=0.0176(6)齿根弯曲强度设计计算由式11-11J2KT1cos2BYf以Ys0tmn-VdZ12Ofmn至1.701.7012M1M73600Mcos2100=3，1X202以0.0137定1.70结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度

20、，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径di=51.24mm来计算应有的齿数。于是由d1cosP51.24Mcos100可Z1=J=25.23取Z1=26,贝UZ2=Z1XU=26X3.93=102.18取mn2Z2=1038.几何尺寸计算(1)计算中心距aa_(Z1+Z2)mn2cosP(29+114)x2a=0-2cos100=130.99mm将中心距圆整为131mmmm131(2)按圆整后的中心距修正螺旋角3r(Zi+z2)mnp=arccos2aR(26+103)x2aaarccos2x131上10°度100修正后的齿数比U,103U=定3.96263.96(4)螺旋角系数ZbZp

21、=/cosPZp=Jcos100之0.990.99(5)按齿面接触疲劳强度计算小齿轮分度圆直径d1按式(119)计算&芬孚”1(口26dUCh|2父1父736003.96-hx13.963'22.5父189.8父0.992卜()5550之51.24mmmm151.24(6)按参数计算齿轮的分度圆直径dd町d一BcosP,g2612d1一fy0cosFcos10上52.80mm,z2mn103M2d2-R-“0cosPcos10之209.18mmmmd1=52.80d2=209.18结论：(7)计算齿轮的齿根圆直径dfdf=d2.5mndf1=d1-2.5mn=52.82.5M2

22、=47.8mmdf2=d2-2.5mn=209.12.5M2=204.18mmmm8-df1=47.8df2=204.18(8)计算齿轮宽度bb=edd1=lM52.8=52.8mm圆整后取：b1=60b2=55mm(9)计算圆周速度vnd1n1v=60X1000nx52.8x533.33v=：60x1000定1.47m/sm/s1.47(二)低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果1.材料选择(包括硬度、疲劳极限)由表11-1由于低速级齿轮得转矩比高速得大，则材料强度应相应提高。40CrMnMo调质229363HBs(小)40Cr调质217286HBs

23、(大)2.精度等级由表11-2由于其为斜齿轮精度无特殊要求83.选择齿数ZZ3=(2040)Z4=UZ3Z3=30Z4=3.02父30=90.6个Z3=30Z4=914.实际传动比UZ4U=Z391U=之3.0330U=3.035.选取螺旋角31006.按齿面接触强度设计(1)选择K由表11-3由于其为斜齿轮，载荷平稳且为电动机。1(2)计算小齿轮传递的转矩Ti由前面计算得T1=280780Nmm280780(3)齿宽系数d由表11-6由于其为不对称齿轮，取d=0.80.8(4)材料的弹性系数Ze由表114由于材料都为镀钢，则ZE=189.81/2MPa189.8区域系数ZH对于标准齿轮ZH-

24、2.52.5(6)螺旋角系数ZbZp=vcosPZp=Vcos10°=0.990.99(7)接触疲劳强度许用应力H/h=2Hlim.SHSH由表11-5Qh2h34=仃Hlim3_680SH1.0"4_650SH1.0MPacth3=680MPaOh4=650MPa(8)试算小齿轮分度圆直径d3按式(119)试算d3之丁*73丁3U+1ZhZeZ网2-砥,uFF>2x1x2807803.03.X_0.83.0：2.5x189.8x0.99cM()6806.38mmmm卜1376.38(9)计算齿宽bb=3=0.8父76.38=61.104mmb3=75mmb3=70b

25、4=65(10)计算模数mnd3cos口mn=Z376.38Mcos10°mn-30之2.51mm2.517.按齿根弯曲疲劳强度计算/a'普业日.rl.z7z3Zv3=31.41Zv4=95.28(1)1数Zvz_zv3RcosPzv3-3RcosP_30cos310电31.41_Z4zv4.3RcosP91二3“cos10定95.28(2)齿形系数YFa由图11-8YFa3=2.59YFa4=2.23YFa3=2.59YFa4=2.23(3)齿根修正系数Ysa由表11-9YSa3=1.64Ysa4=1.79Ysa3=1.64Ysa4=1.79(5)计算大小齿轮的YaYSa并

26、2f加以比较YFa3YSa32F3_2.59x1.64464电0.00915YFa4Y3a49f42.2391.79448电0.00891结论：YFa3Ysa3仃F3=0.00915YFa4YSa4<IF4=0.00891(6)齿根弯曲强度设计计算由式11-11工2KT3COS2BYfqY30tmn7MZ；'%mn之1.911.91(4)计算弯曲疲 劳许用应力(T fr1 =仃FE。f=SFaF 1 -一仃 FE3 SF3MPaSF由表11-5_ 580 一1.25电 464MF匕aF2 =_ 仃FE4 Sf4_ 560 一 1.25定 448MF匕二 f3 =464MP二 f4

27、 =448MP:2MM280780Mcos210=30.83020.009151.91结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接d3 cos -76.38 cos100z3 =37.61mn2触疲劳强度算得的分度圆直径d3=76.38mm来计算应有的齿数。于是由Bz3=38,贝UZ4=Z3XU=38X3.02=114.76,取Z4=115(1)计算中心距a(Z3七皿a=2cos口(38+115)x2a=-2xcos10=155.36将中心距圆整为156mm156(2)按圆整后

28、的中心距修正螺旋角3Q(Z3+Z4)mnp=arccos-2aq(38+115)x2a=arccos2x156之11.250度11.25°修正后的齿数比U115U=七3.03383.03(4)螺旋角系数ZbZB=Jcos6Zp=M'cos11.25o定0.980.98(5)按齿面接触疲劳强度计算小齿轮分度圆直径di按式(119)计算12kT3u+1ZhZeZ.2d3邛二一(5、4u2H：2父1父2807803.031xI0.83.0：=31112.5X189.8X0.982M)6680上75.86mmmm卜1375.86(6)按参数计算齿轮的分度圆直径ddzmicosP,_Z

29、3mn_38M2d3-nCcosPcos11.25之77.49mm4min115Md4ncos11.25cos11.之234.51mmmm225od3=77.49d4=229.51结论：(7)计算齿轮的齿根圆直径dfdf=d2.5mndf3=d3-2.5mn=77.49-2.52=72.49mmdf4=d42.5mn=234.51-2.52=229.51mmmmdf3=72.49df4=229.51(8)计算齿轮宽度bb=4dd1=0.8x77.49定61.992mm圆整后取：b3=70b4=65mmb3=70b4=65(9)计算圆周速度vv_，d3n3-60x1000n父77.49父135.

30、71v=60x1000%0.55m/sm/s0.55(三)斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮2Z1=26Z2=103131b1=60b2=5510o低速级斜齿圆柱齿轮2Z3=38Z4=115156b3=70b4=6511.25o§5轴的设计计算减速器轴的结构草图一、I轴的结构设计1 .选择轴的材料及热处理方法查1表14-1选择轴的材料为45钢热处理方法为调质。2 .确定轴的最小直径查1P245的扭转强度估算轴的最小直径的公式：dCOP-=(118107)314.11=23.3121.15mmn1533.33再查1表14-2,0=118107考虑键：有一个键

31、，轴得直径加大57%,取6%d_(23.3121.15)(16%)=24.7122.42mm3.确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果d1确定轴的最小直径为24.7122.42,取d1=25mmmm25d2d2=d1+2(0.070.1)d1=25+(3.55)=28.530mm取标准值d2=30mmmm30d3考虑轴承：d3>d2轴承代号：7207AC,B=17,a=21da=42mmd3=35mmmm35d4考虑轴承定位，用轴肩定位取d4=42mmmm42d547.8400°小Coe=3.3=0.6<2mn2=2父2=4将轴与齿轮做成一体，取d4=47.8mm

32、mm47.8d6d6=d3=35mmmm35d7mm4.选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查2P215,故选用润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚6查2p58表11-1(=(0.025-0.03)a+A之8mm8地脚螺栓直径df及数目n查2P58表11-1df=0.036a+12=0.036父156+12之17.62a=156<250取df=18mmdf=18mmn=4轴承旁联接螺栓直径d1查2p58表11-1d1=0.75df=0.75父18之13.5mm取d1=14mmmmd1=14mm轴承旁联接螺栓扳手空间C1、C2查2P58表11-1C1=20,

33、C2=18mmC1=20C2=18轴承盖联接螺旬直径d3查2P58表11-1d3=(0.40.5)df=(0.40.5)父18=7.39mm取d3=8mmmm8轴承盖厚度e查2P66表11-10e=1.2d3=1.2M8=9.6mmmm9.6小齿轮端面距箱体内壁距离2查2&42>6=8,取A2=10mmmm10轴承内端向全箱体内壁距离查2P208选择脂润滑A3=812mm,取3=10mmmm10轴承支点距轴承宽边端面距离a轴承代号：7207AC,B=17mm,a=21mmmm215.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果1111=L-(23)=50-(23)=4847mmL=5

34、0mm,L为轮载长度，取11=48mmmm48l2L=6+C1+C2+(58)=8+20+18+7=53mme=9.6,B=17,A3=10,12=53-10-17+9.6+25+1=61.6mmmm61.61316=17+10+2-1=28mmmm281415=4.5+70+10-(60-55)/2-2=80mmmm80l514=D=60mmmm60l613=B+与+5-1=17+10+10-1=36mmmm36l7mmL（总长）L=1i42+13+14+15+16=48+61.6+28+80+60+36=313.6mmmm313.6l（支点距离）l=l3+l4+l5+l6+2-2a=28+

35、80+60+36+2-2父21=164mmmm164、II轴的结构设计1.选择轴的材料及热处理方法查1表14-1选择轴的材料为45钢热处理方法为调质442.确定轴的最小直径3.99查1P245的扭转强度估算轴的最小直径的公式:=36.42 33.02mmd之C3区=(118107)J,n2135.71再查1表14-2,C=118107考虑键：最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。3.确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果d1选用轴承7308AC,d=40mm,B=23mm,a=27.5mm,da=49mmmm40d2考虑d2大于d1，取d242mm,考虑键，d2之(1+5%)m42=4

36、4.1mm,取d2=45mmmm45dad3=d2+2(0.070.1)d2=45+2(0.070.1)父45=51.354mm取d,=53mm3mm53d4因为d4>d3,取d4=56mm.72.49-56cc"c,e4.9=3.345<2m2=2父2=4所以可做成齿轮轴，取mmIn72.49d4=72.49mmd5d5=d1=40mmmm40d6mm4.选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查2P215d1xn2=42黑135.71=5699.82<2x105mmr/min故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距

37、离a由于选用轴承7308AC,d=40mm,B=2mm,a=27.5mmmm27.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果li11=B+A2+A3+2.5+21=23+10+10+2.5+21=46.5mmmm46.5l212=b22=552=53mmmm531313=(0.070.1)d2=3.154.5mmmm4.51414=b3=70mmmm701515=5+色3+B+2-1=10+10+23+2-1=44mmmm44l6mmL（总长）L=1i+12+13+14十15=46.5+53+4.5+70+44=218mmmm2181（支点距离）1=L-2a+2=218227.5+2=165

38、mmmm165三、田轴的结构设计热处理方法为调质1 .选择轴的材料及热处理方法查1表14-1选择轴的材料为45钢2.确定轴的最小直径查1P245的扭转强度估算轴的最小直径的公式：d_C3P3=(11810».87：52.1147.25mm再查1表14-2,C=118107考虑键：齿轮直径小于100mm,有一键，轴直径增大5%7%，取6%,d,(52.1147.25)(16%)=55.2450.09mm3.确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果d1选用LT9弹性套柱销联轴器，d1=55mmmm55d2考虑联轴器定位和密封圈，d2=d1+2x(0.070.1)xd1=55+2父(

39、0.070.1)父55=62.766mm取d2=67mmmm67d3选用7014AC轴承，d3=70mm,B=20mm,a=30.9mm,da=77mmmm70d4考虑轴承定位，取标准值d4=77mmmm77d5d5=d4+2父(0.070.1)应=75+2M(0.070.1)父75=85.590mm取d5=90mmmm90d6非定位轴肩，d6Ad7,取标准值：mm75d6=71mm,考虑键，d62(1+5%)父71=74.55mm,取标准值：d6=75mmdydy=d3=70mmmm704.选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查2P215(二)d3n3=75父44.94=3370.5&l

40、t;2x105mm/min故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a由于选用7014AC轴承，a=30.9mmmm30.95.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果1111=L-(23)=100-(23)=98mmL为轮载长度，L=100mmmm9812L=6+C1+C2+(58)=8+20+18+7=53mm12=53-10-20+9.6+25+1=58.6mmmm58.6l313=2+10+201=31mmmm31I414=4.5+53+2+(60-55)/2+10+(70-65)/2-8-2=64.5mmmm64.5l515=b利(0.1

41、0.15)d6=(0.10.15)X63=6.39.45mm取15=8mmmm8l616=65-2=63mmmm631717=20+10+10+2.5+2-1=43.5mmmm43.5L（总长）L=l1+l2+l3+l4+l5+L*7=98+58.5+31+64.5+8+63+43.5=366.5mmmm366.5l（支点距离）l=l3+l4+l5+l6+l7+2-2a=31+64.5+8+63+43.5+2-2x30.9=150.2mmmm150.2齿轮的受力分析:齿轮2的受力图齿轮3的受力图、校核n轴的强度高速级齿轮2的受力：.r-60此2787.88NFr2Ft2 tan -cos 12

42、78788 tan20ocos10o= 1030.38NFa2=Ft2tan1=2787.88tan10o=491.58N低速级齿轮3的受力：.J2087世=7246.87Nd377.49Ft3tan17246.87tan20oF13-2689.32Ncos:2cos:2Fa3=Ft3tan2=7246.87tan11.25o=1441.49N齿轮2上的圆周力齿轮2上的径向力齿轮2上的轴向力2787.88N1030.38N491.58N齿轮3上的圆周力齿轮3上的径向力齿轮3上的轴向力7246.87N2689.32N1441.49N1.求支反力、绘弯矩、扭矩图11,B2,ccc55,=11121

43、a21=46.553-27.5145.5mm22l2-l -11 -13 =165-45.5-52.5 u67mm13(1)垂直平面支反力ZMA=(0)FBV(111213)Fr/1209.1877.49,j、八Fa2Fa3一Fr3(111)=。22=FBr=900.61NFav=Fr3-Fr2-Fbv=2689.32-1030.38-900.61=785.33NMvc_=Fav11=758.4445.5=3.45104NmmMvD+=FBv13=900.6152.5=4.73104Nmm77.494.MVC：；=FBv(l3l2)Fa3-Fr3l2=-1.6710Nmm209.184MvD=

44、F.212Fav(1112)-Fa2=10.29104NmVDr22AVI2a2(2)垂直平面弯矩图(3)水平平面支反力=£Ma=0;FBH165Ft2l1Ft3(l2+l3)=FBH=5709.83NFah=Ft2Ft3-Fbh=2787.887246.87-5709.83=4324.92NF5一Mhc.=Mhc_=Fahli=4324.9245.5=1.96810Nmm5.Mhd_=Mhd.=FbhI3=5709.8352.5=2.99810Nmm(4)水平平面弯矩图2.998x10A5Nmm(5)合成弯矩图Mc=.M：CM2c-二J3.14219.682104=1.99105N

45、mmCVCHC_2_2-272一4一一一5MC+=vMVC+MHC+=4(-1.67)2+19.682父104=1.98M105NmmMDj.JMVDM"；10.29229.982104=3.17105NmmDVD-HD一MD+="MVD+MHD+=<4.732+29.982黑104=3.04"05Nmm3.17x10A5Nmm(6)扭矩图_5T3%T2=Ft2父209.18/2=2787.88父104.59=2.92父10Nmm2 .按弯扭合成校核轴的强度(1)确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：危险截面是D截面。(2)按弯矩组合强度校核轴危险截

46、面强度199199；e=iM2(：T)2=.3.172(0.62.92)2105：39.75MPae0.1d30.1453查1表14-3得。m=60，因此仃e<Qb,故安全。§6轴承的选择和校核一、II轴承的选择和校核1 .II轴轴承的选择选择H轴轴承的一对7308AC轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2 .根据滚动轴承型号，查出CMDCor。Cr=38.5kNCor=30.5kN3 .校核II轴轴承是否满足工作要求2(1)画轴的受力简图。£Frl(2)求轴承径向支反力Fr1、Fr2(a)垂直平面支反力F1v、F2vF1v=Fav-758.33N

47、F2v=Fbv=900.61N(b)水平面支反力F1h、F2hF1h=Fah=4323.92NF2h=Fbh-5709.83N(c)合成支反力Fr1、Fr2:4390.90N2222Fr1=F1VF1h=.758.334324.92:.-22-22Fr2=.F2VF2h=900.615709.83:5780.42N(3)求两端面轴承的内部轴向力Fs1、Fs2Fd1=0.68F.i=0.684390.9：2985.81NFd2=0.68Fr2-0.685780.42：3930.69N查1表16-12:(4)确定轴承的轴向载荷Fa1、Fa2aIa2Fd2Fa=3930.69(Fa3-Fa2)=39

48、09.69(1441.49491.58)=4880.6N大于Fd1=2985.81N轴承2被放松:Fa2=Fd2=3930.69N轴承1被压紧：Fa1=Fd2-Fa-4880.60N(5)计算轴承的当量载荷R、P2查1表16-11:查表16-9得，载荷系数fp=1pFa1Fr14883=1.1 4390.9NX1 =0.41,Y1 =0.87 =Pr1=fpXFr1Y1Fa1=10.414390.90.874880.6:6046.39NFa2Fr23930.69N5780.42N：0.68 =X2 =1,Y2 =0=Pr2=fpX2Fr2Y2Fa2=115780.42:5780.42NPr1>Pr2,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2计算，滚子轴承的e=0.68,查1表16-9取冲击载荷系数fP=1,