机械设计课程设计之二圆柱齿轮减速器

1、题目二级斜齿轮减速器设计学 院专业名称班 级学 号姓 名指导教师工学院机械设计制造及其自动化机械11-4 111014410高尚司慧一、设计题目-2 -一、原始数据-2 -二、工作条件-2 -三、设计内容-2 -四、方案设计 -2 -二、计算和说明-3 -一、电动机的选择 -3 -三、V带的设计-3 -四、高速级齿轮的传动 -3 -五、低速级齿轮的传动 -3 -六、轴系结构的设计以及键和轴承的设计与校核 -3 -七、键的选择与校核 -3 -八、滚动轴承的选择与校核 -3 -九、润滑和密封说明 -3 -十、减速器箱体的设计-3 -十一、减速器箱体的附件说明 -3 -三、心得体会-3 -四、参考文

2、献 -3 -亠、设计题目题目设计带式运输机传动装置、原始数据题号运输机工作轴转矩 T/(N -rm)运输带工作速度 v/ / m/s)卷筒直径D/mm使用年限18001.2360、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为-5%。三、设计内容设计绘制减速器装配图1张；设计绘制主要零件工作图2-3张；编写设计计算说明书1份。四、方案设计二级齿轮传动采用二级齿轮传动，既能得到较高的效率，也能得到很大的传动比，使结果更加紧凑。该工作机有轻微振动，而V带具有缓冲吸振能力，采用V带传 动能减小振动带来的影响，故该方案合理。1、计算和说明计算与说

3、明结果、电动机的选择1.1确定工作功率已知：运输机工作轴转矩T =1800N m运输带工作速度v=1.2m/s卷筒直径D = 360mm所以，T 二 F* D， F =2T, Pw 二 Fv2D2 1800N m 1.2m / s = 12kw 0.36m1.2确定总效率总传送带（V带）效率1 =0.95滚动球轴承传动效率（一对）2 =0.99闭式齿轮（七级精度）传动效率 3 =0.98弹性柱销联轴器效率4 =0.99传动滚筒效率5=0.96总2 32 4 5 =0.8581.3电动机的输出功率FdPPd- =13.986kw 取 Fed =15kwT"总1.4确定电机选择电动机为丫

4、160M2-2型额定功率巳=15kwFw 二 12kw总二 0.858i 总二 46h = 3i2 =4.63i3=3.31F0 = 13.986kwn0 二 2930r/minT0 二 45586N mR = 13.287kw额定转速rm =2930r/min电机效率88.2%二、传动装置总传动比、传动比的分配以及各轴动力参数 的确定1 确定总传动比i总滚筒轴工作转速 nw = 60*1000v =63.69r/minnD总传动比总=46nw2.各级传动比的分配初定V带传动比h=3减速器传动比i2；3总=15.3ii分配一级齿轮传动比i2（1.31.4，晁=4.63分配二级齿轮传动比is =

5、3.313各轴动力参数的确定3.1电机轴一P0 =巳=13.986kw4 = n m =2930r/minT0 = 9550 巴=45586 N mn。3.2高速轴二R = R=13.287kw小=巴=976.67r/ minL = 976.67r / minMT1 =129951N mPT9550 3=129951N mni3.3中间轴三P2 =pi2口3 =12.891kwF2=12.891kwn2 =巴= 210.94r /mi ni2n2 = 210.94r/minP2T2 =9550 丄=587685wT2 = 587685wn23.4低速轴四R =巳口2口3 =12.594kwP

6、=12.594kwn3 = = 63.73r/mini3= 63.73r/minT3 =9550=1887279“ mT3 = 1887279N mn3三、V带的设计1、确定计算功率查表得工作情况系数Ka=1.1Ra =PedKA =16.5kw巳=16.5kw2、选择V带型号根据计算功率和小带轮转速，查图得选 B型V带。3.确定带轮的基本直径dd并验算带速v3.1初选小带轮的基准直径ddidd1 = 125mm查表取 dd1 = 125mm _dd min且dd1乞H2（电机中心高H = 160mm,符合要求）3.2验算带速v-'dd1 n060 1000= 19.177m/sv =

7、 19.177m/ sdd2 二 400mm3.3计算大带轮的基准直径dd2dd2=i dd1 = 375mm (取 dd2 =400mm)3.4传动比idd2dd1-3.2i =3.23.5从动轮转速n15 =也=915.63r /min i = 915.63r/min4确定中心距和带长Ld4.1根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合公式0.7（dd1 dd2）乞玄乞 2（dddd2）a。= 700mm即 367.5mm _ a0 _ 1050mm 取 700mm4.2计算相应的带长Ld02Ld° =2a° 二他1 dd2）（dd1 严2）: 2252mm24a

8、°J = 2300mm查图取带的基准长度Ld = 2300mm4.3计算中心距a及其变动范围a= 724mma : a0 d - do = 724mm 0 2中心距调整范围amin 二 a-0.015Ld =689.5mmamax 二 a 0.03Ld 二 793mm中心距变化范围689.5mm 793mm5验算小带轮包角:-i57 3°：,:180 -(dd2 -dd1)158 _120a6确定V带根数z6.1查表，利用线性插值法求n。=2930r/min，dd 125mm时的额定功 率P。值。P = 3.10kw-P = 0.90kwK 二 0.95KL =1.01P)

9、= 3.10kw6.2根据n0 =2930r/min，i =3和B型带，查表得-P = 0.90kw6.3由表查得包角系数K：.=0.95带长修正系数Kl =1.016.4计算V带根数ZR =(P)P)K：.KL =3.838kwz 二 Pca =4.299Pr取4根7 .计算单根V带初拉力F°B型带的单位长度质量q二0.170kg /mF。二 238NF0 =500（2.5 K ：）FCa qv2 =238NK：zv8.计算轴压力FpFP -1896NalFp =2zF0si n=1869N2确定带轮的结构尺寸选用B型普通V带4根，带基准长度2300 m小带轮基准直径ddi = 1

10、25mm采用实心式结构大带轮基准直径dd400mm采用孔板式结构中心距控制在a =689.5mm 793mm单根带初拉力F。二238N四、高速级齿轮的传动选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用直齿圆柱齿轮1.2带式运输机为工作机，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）1.3材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS1.4选小齿轮齿数 乙=30，大齿轮齿数 乙=139，2. 按齿面接触疲劳强度计算设计由设计计算公式dit _32Kh" i 1（ZhZeZZ、2di （ G）2.1确定公式内的各计算数值试选载

11、荷系数Kh =1.2计算小齿轮传递的转矩 T =129951N m查表取齿宽系数d =0-8由图得区域系数Zh =2.451查表取材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2计算接触疲劳强度重合度系数Z1 2端面重合度二1.88 3.2（ ： ） cos：? -1.708Z1Z2纵向重合度: 0.318 dzjan ： = 2.028重合度系数43：（1-计算接触疲劳许用应力二h查图，按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限二屮计=560MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2 =480MPa取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.90,Khn2 =0.95取失效概率为1%，安全系数S =162

12、 = ©"2亦2 =364.8MPa S取二H 1，二H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即J十h】2 =364.8MPa螺旋角系数 Z 二CO貞=0.9892.2试算小齿轮分度圆直径d;2“i1栏亍)2二 87.33mm调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度v：d1tniv = 4.461m/ s60 1000计算齿宽bb = d dit 二 69.86mm计算实际载荷系数Kh使用系数 心=1.25，动载系数Kv =1.14，齿轮的圆周力 Ft2T1/d12976N，KAFt1 / b = 53.25N / m 100N / mm得齿间载荷分配系数Kh：.=1.2得齿

13、向载荷分布系数Kh = 1.290即实际载荷系数Kh =KaKvKh：Kh汀2.573按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得i'kH c,4 =d1t386.744mm确定相应的模数mnmn 二d1cos= 2.828Z13、按齿根弯曲强度计算试算齿轮模数mnt3：2KFtT1YY1cos2Fa Ysa、一 Im2(. r );：dZ12Ff3.1确定公式内的各计算数值试选载何系数KFt =1.3计算螺旋角系数Y =1.丄：0.797Pp120°计算重合度系数Yb 二arctan(tan：cos： J =11.267I 二./cos2 -b =1.776Y = 0.25 0

14、.75/0.672计算YFaYsaL-f由当量齿数 zv1 二乙/cos2 一： =31.80，乙2 二 z2 /cos2=147.36查图得齿形系数YFa1 =2.52，YFa2 =2.18由图得应力修正系数Ysa1=1.63，Ysa2=1.82查图得弯曲疲劳强度极限小齿轮匚Fiim1 =460MPa大齿轮匚Fiim2 =320MPa由图查得弯曲疲劳寿命系数小齿轮Kfn1 =0.82大齿轮KFN2 =0.85计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式计算k二f1 = FN1Flim1 =269.43MPaS二f2 二KFN2Flim2 =194.28MPaS齿轮的YFaYSa并

15、加以比较YFa1YSa1= 0.0152YFa2Ysa2 = 0.0204二F 2(大齿轮数值较大)故取緒=0.02043.2试算齿轮模数mnt _32KFtTiYYyos2 一：YFa Ysa)70(町.dZi23.3调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度VH = mnt /cos ： = 52.00mmv =如1 =2.666m/s 60 1000齿宽b b仝爲4 =41.6mm齿高 h及宽高比 b/h h =(2ha* cn*)mnt =3.83mm, b/h =10.86由图查得动载系数Kv =1.05由已二 2TJd1 =4.99 10 NKAFt1 /b =149.51

16、 _100N/mm查表的齿间载荷分配系数KF =1.2查表得齿向载荷分布系数K =1.523查图得齿向载荷分布系数Kf = 1.52则载荷系数 Kf 二 KaKvKf-Kf ,2.394按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 m2mm，为了同时满 足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度得出的分度圆直径 d 91.70mm来计算小 齿轮的齿数，即 乙=di COS',-，/ mn = 44.85，取 Zi = 45，则 Z2 = izi = 168。4、几何尺寸的计算4.1中心距z2)mn

17、 = 258.65mm2cos P4.2中心距修正螺旋角=arccos(z, Z2)mn2a= 13.334.3计算小齿轮和大齿轮的分度圆直径4 = Z1mn = 92.49mm cospd2427.52mmcosp4.4计算齿轮宽度b =附4 = 73.99mm取 b2 =74mm， d =80mm中心距修正螺旋角-11.478，d 53.06mm，d 246.94mmb = 42.25mm取 b =49mm， b2 =72mm五、低速级齿轮的传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用直齿圆柱齿轮1.2带式运输机为工作机，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）1.3材料选

18、择：小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS1.4选小齿轮齿数Z3 =20，大齿轮齿数Z4 =672.按齿面接触疲劳强度计算设计由设计计算公式2心"i JZhZeZ Z d i （h）2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数KHt =1.2计算小齿轮传递的转矩 乙=587.685kw查表取齿宽系数；0.8由图得区域系数Zh =2.451查表取材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa2计算接触疲劳强度重合度系数Z1 2端面重合度二1.88 - 3.2() cos ： =1.64乙Z2纵向重合度.-0.318 dZjan；： -

19、2.028重合度系数 Z， 4 §（1 一 I）二 0.654计算接触疲劳许用应力；齐查图，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限几讪=560MPa大齿轮的接触疲劳强度极限；齐讪2 =480MPa取接触疲劳寿命系数 Khni =090,Khn2 =0.95取失效概率为1%，安全系数S =1»,=仙亠归=403.2MPaS二H2 二 Khn2Hlim2=364.8MPaS取二H 1，二H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即；H =；H2螺旋角系数 Z，.cos = 0.9892.2试算小齿轮分度圆直径,l2KHtTl 1 ZhZeZR2调整小齿轮分度圆直径计算圆周速

20、度v二小训60 1000= 1.278m/s计算齿宽b b = J d1t = 92.54mm 计算实际载荷系数Kh使用系数 心=1.25，动载系数Kv =1.14，齿轮的圆周力 Ft1 =21；/d1t =10.09 103N，KAFt1/b =136.3N/mm得齿间载荷分配系数Kh：.=1.2得齿向载何分布系数Kh ： =1.296即实际载荷系数Kh二KaKvKh*h，2.216按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得'khdi 二 dit3141.911mm KHt确定相应的模数mnmn d1 cos :Z1= 7.094、按齿根弯曲强度计算试算齿轮模数mnt _32KFtT1

21、YYeos2 一： /a Y$a)2 cos/ Z2d z13.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kr =1.3计算螺旋角系数Y，1 - I '二0.797120s计算重合度系数Y冷二 arctan(tan- cos t) =11.267，二-./cos2 飞=1.776Y 二 0.25 0.75/ 厂 0.672计算YFaYSaL-f由当量齿数 zv1 =乙/cos2 ： = 21.20，乙2 = z2/cos2 ： = 71.03查图得齿形系数Yfr1 =2.76，Yfr2 =2.24由图得应力修正系数Ysa广1.63，YSa2=1.82查图得弯曲疲劳强度极限小齿轮；Fiimi

22、=460MPa大齿轮；Fiim2 =320MPa由图查得弯曲疲劳寿命系数小齿轮Si =0.82大齿轮Kfn2 =0.85计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式计算“i = Kfn1Flim1 =269.43MPaS二 F2 =KFN2Flim2 =194.28MPaS齿轮的YFaYSa并加以比较Qf丫刊冷1 =0.0167二F 1YFa2Ysa2=2= 0.0210（大齿轮数值较大）故取丫号=0.02103.2试算齿轮模数Imnt _3严二2才=3.723.3调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v =mnt /cos ： = 75.86mm60 1000齿宽bb

23、= ddi = 60.69mm齿高h及宽高比b/hh =(20 cn )mnt = 8.37mmb/h =7.25计算实际载荷系数Kf由图查得动载系数Kv =1.05由 Ft2T1/d1 =15.39 103NKAFt1 /b =316.89N / mm _ 100N /mm查表的齿间载荷分配系数Kf 一. =1.2查表得齿向载荷分布系数Kh =1.523查图得齿向载荷分布系数K< =1.52则载荷系数 Kf 二 KaKvKKf，2.394按实际载荷系数算得的齿轮模数=4.56mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标

24、准中就近取mn=4mm,为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度得出的分度圆直径 d 85.88mm来计算小 齿轮的齿数，即 乙=d1 cos : / mn = 28，取乙=30，则z2二iz1 = 97。4、几何尺寸的计算4.1中心距az2)mn “94.76mm2cos P4.2中心距修正螺旋角- =arccos(Zl Z2)mn =12.332a4.3计算小齿轮和大齿轮的分度圆直径4 /mn =92.12mm cospd2 二 Z2mn = 297.87mm cosp4.4计算齿轮宽度b 二 dd| = 73.70mm取 b2 =74mm,匕=80mm中心距修正螺旋角=12.035，d

25、 81.80mm，d 282.2mmb = 65.44mm取 b = 72mm， b2 = 66mm六、轴系结构的设计以及键和轴承的设计与校核（1）轴的材料选择和最小直径估算：初选轴的材料为45钢，调质处理。dmin二Ao3 P。有课本表15-3确定:高速轴 a =126，中间轴A02 =120，低速轴 2112。17咼速轴：d1min设有一个键槽，则:= A01 = 30.08m m，因高速轴最小直径处安装大带轮,d1min "询“(1 7%) =32.18mm，取标准值 酩n = 40mm。中间轴：d"卫B = 47.27mm，因中间轴最小直径处安装滚动轴承,取为标准值

26、d2min =56mm低速轴：d3mind3min 二 d3min (1 7%) = 69.80mm,取为联轴器的孔径，d3min 二 86mm。(2) 轴的结构设计：1) 高速轴的结构设计： 各轴段直径的确定：dll :最小直径，安装大带轮的外伸轴段，dll Pmin =40mmdi2 :滚动轴承处轴段，di2=45mm。深沟球轴承选取6209di3 :过渡轴段，根据安装装配关系，di4=50mmd14 :轴环，根据齿轮轴向定位要求，d14 =56mmdi5 :高速及小齿轮段，di5 =50mmdi6 :滚动轴承处 轴段，小作二二45mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴

27、和齿轮 的材料和热处理方式需一样，均为 45钢，调质处理。 各轴段长度的确定：Ln :由大带轮 L =(1.52冋1 =6080mm，取=80mm。L12 :由箱体结构、轴承端盖、滚动轴承、挡油盘、装配关系等确定,L2 =115mm0L13 :由及装配关系等确定， =10亦口。L14 :由装配关系、箱体结构等确定，L16mmoL15 :由高速级小齿轮宽度b,=49mm确定，5=7亦肌L16 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L16=54mm。图1高速轴8CLtlL13Lit.2）中间轴的结构设计： 各轴段直径的确定：d2i :最小直径，滚动轴承处轴段，d2i =d2min =56mm,深沟

28、球轴承选取 6211。d22:低速级小齿轮轴段，d22 = 60mm。d23 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23 = 72mm。d24:高速级大齿轮轴段，d24 = 60mm。d25 :滚动轴承处轴段，d25二d2i二56mm。 各轴段长度的确定：L21 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L2i = 58mm。L22:由低速级小齿轮的毂孔宽度t3 = 72mm确定，L22 = 107mm。L23 :轴环宽度，L23=11mmoL24:由高速级大齿轮的毂孔宽度72mm确定，L270mmoL25 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L25 = 59mmo图2中间轴3）低速轴的结构设计:各

29、轴段直径的确定: d31 :滚动轴承处轴段，d3i=90mmo滚动轴承选取6218d32:低速级大齿轮轴段，d32=96mm。d33 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d33 = 114mmd34 :过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=96mmd35 :滚动轴承处轴段，d35二d3i二90mmod36:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟 采用毡圈密封)，安装联轴器的外伸轴段，d36 =d3mh=86mm。各轴段长度的确定：L31:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，L3i = 71mm。L32 :由低速级大齿轮的毂孔宽b4=66mm确定，0 = 10佃叽L33 :轴环宽

30、度，胡如叽L34 :由装配关系、箱体结构等确定，L34 = 4Cmm。l35 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L3140nniL36 :由箱体结构、轴承端盖、装配关系，联轴器的毂孔宽确定等确定，G =8Cmm。图3低速轴(3) 轴的校核45优质碳素结构钢，经调质处理，查得材料的力学性能数据为:；b =650MPa， ；ob =98MPa， Jh =59MPa1)校核高速轴齿轮上的作用力齿轮一的作用力圆周力 Fti =2T =2810N di(与力作用点圆周速度方向相反)径向力 Fri =Ftita= 1023N(其方向指向轮一的转动中心)法向力为Fni= 2990 NCOSC(n轴承上的

31、支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的6209轴承，可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为a = i4mm支点跨距L = 305mm齿轮作用点C到左支点A的距离为，Li = 85mm齿轮作用点C到右支点B的距离为，L 200mmTtlruiT<F A.3rn图4 (a)受力简图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向 力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传 动速度方向，绘制的受力分析简图见图 4 (a)水平面上的支反力 FrahFtiL2 = 2044 NLi + L2

32、F RBHFti LiLiL2= 766N/FrnhFrbh图4（b）水平面的受力和弯矩图垂直面上的支反力Fai ?fmLiF RBVFravFrbhBFr1心图4（c）垂直面的受力图画弯矩图剖面C处弯矩：水平面上弯矩Mei二FrahJ =122.64N m垂直面上弯矩 Me2（右FRBvLFaid- = 236.84N mMc2（左）二 Frav Li - Fai di 二 233.60Nm 合成弯矩 Mc（右）=JmCi +MC2（右）=365.67N mMc（左）=JmCi +MC2（左）=263.01 N m= 204 NLi ' L2Fq1图4 （d）合成弯矩图和转矩图 画转

33、矩图（如图4d）T1 =129951N m 计算当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，二oh，则= 59/98 = 0.602剖面C处当量弯矩Me （右）二 VMC右（：可2 =77970N mMe （左）=、mC左 G T1）2 =77492N m 判断危险剖面并验算强度I、剖面C （右）处当量弯矩最大M C （右）耳=C屮卞b =59MPa0.1d3U、剖面直径最小处可能为危险剖面，危险剖面当量弯矩M 丨:T1 =77970N mM '0.1d3十 Jb =59MPa2）校核中间轴齿轮2上的作用力圆周力巳二已-2810N径向力 F2 =Fn =1023N轴向力 Fa2 二 Fa1

34、= 299CN齿轮3上的作用力圆周力 Ft3 h2T2 =12759 Nd3（与力作用点圆周速度方向相反）径向力 Fr3 = Ft3 tan、；n =4644N（其方向指向轮一的转动中心）法向力为 Fn3 = Ft3 "3578NCOSCtn 轴承上的支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距，取L =290m大齿轮作用点C到左支点A的距离为，取L 100mm两齿轮间L2 = 105mm低速级小齿轮作用点D到右支点B的距离为L3=85mmU、受力分析$02Fo3 JA/ Fq2F3hFt3图5 （a）受力简图水平面上的支反力Frah =Ft2（：；3）3 = 558讣F R

35、BHFt3 ( L2L1 ) * F t2 L1L1 L2 L3二 4252 NEDB图5（b）水平面的受力和弯矩图垂直面上的支反力F RAV“沁下?" 3=444LiL2 L3plplFr3（LiL2） - （F2LiFa2 ' Fa3 '）F rbv22492 NFr2Li* L 2 + L 3Frov62.466图5（c）垂直面的受力和弯矩图画弯矩图垂直面上弯矩plplMc2（左）二-FravLi Fa3 3 Fa2 2 = 83.7N m22Mc2（右）=Frbv（L2 L3） Fa3d3Fa2 ） - F3L? = 26.2N m2 2剖面D处弯矩：水平面上

36、弯矩Mdi = Frbh L3 二 283N m垂直面上弯矩-J-JMd2（右）=FrbvI_3 Fa3 :Fa2 :二 35.56N m2 2Md2（左）二 Frav（J L2） Fr2L2 -Fa3：十玄2=146.11N m合成弯矩 Mc（左）=JmC/M左）=215.5N mMc（右）MC2（右;=192.7N mM d（左）=収；1皿2（左）=275.9N mMd（右）jMDi MD2（右）= 307.9N mCBA图5 （d）合成弯矩图和转矩图 画转矩图（如图5d）T1 =129951N m 计算当量弯矩剖面D处当量弯矩D右 C T2）2 =304.6N m 判断危险剖面并验算强度

37、I、剖面D （右）处当量弯矩最大MD =54.4 < 59MPaU、剖面直径最小处可能为危险剖面，由线性关系剖面直径最小轴max =5.92MPa 当量弯矩 M 丨 L M max CT2）2校核低速轴齿轮4上的作用力圆周力Ft4 二 Ft3 二12759N径向力Fr4 = Fr3 -:4644N轴向力F - Fa4a3 -= 13578J轴承上的支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距，取 L = 293mm齿轮作用点C到左支点A的距离为，取183mm齿轮作用点C到右支点B的距离为，取L2 = 110mmU、受力分析图6 (a)受力简图Fr4瞄4/L L1=W7Fq4 水平

38、面上的支反力F RAHFt4L2Li L2 =5889NF RbHFrnhE垂直面上的支反力F L F d 4 r 42a 4 F RAV2= 405 NL1 ' L2F L F d 4 r4 1a 4 F RBV2= 4030 .8NLi L2画弯矩图剖面C处弯矩:水平面上弯矩MC1 = Frah Li = 1088N mB rFrbv图6（ c）垂直面的受力和弯矩图垂直面上弯矩plMc2（z） = FravLi Fa4682N m2Mc2（右y） = Frbv L2- Fa4 d 105.2N m 2合成弯矩Mc（左）=应M：2（左）=1280N mMc（右）= ,Mh MC2（右

39、厂 206N mE川丨I川III川川川111丨丨丨讣|丨丨弹弼C图6 （d）合成弯矩图和转矩图 画转矩图（如图6d）T3 “887279N m 计算当量弯矩剖面C处最大合成弯矩计算当量弯矩M 二 MC左 （： T3）2 =367.5N m 判断危险剖面并验算强度I、剖面C （左）处当量弯矩最大M=52.41 59MPae WU、剖面直径最小处可能为危险剖面，危险剖面当量弯矩M' = : T3 =258MPa；亠=32.4MPa 十b =59MPa七、键的选择与校核（1） 选择A型普通键刁=100120MPa（2）各轴上的键的设计与校核1）高速轴上键的设计与校核由 du = 40mm，选

40、 b h L =10 4 46 规格键键的工作长度丨二L -b =34mm 接触高度K =0.5h =2mm32T1 10kldii= 51.03MPa :二所以键的联接强度足够1)中间轴上键的设计与校核由 d22 = 60mm，选 b h L =10 8 50 规格键由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短键即可键的工作长度l=L-b=40mm接触高度K=0.5h=4mm2T2 103kld22= 52.69MPa 打二所以键的联接强度足够1)低速轴上键的设计与校核由 d32 =96mm, L32 = 101mm选bx hx L=16X 10X 70规格键由 d36 =86mm,

41、 L36 =80mm选bx hx L=12 x 8X 70 规格键第一个键的工作长度l=L-b=54mm接触高度K1=0.5h=5mm=2T3 10 =47.23MPa 乞二k1l1d32第二个键的工作长度l=L-b=58mm接触高度K1=0.5h=4mm2T3 10 =74.21MPa 十-2k2l2d37所以键的联接强度足够八、滚动轴承的选择与校核(1) 滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承，根据高速轴选用6209, 中间轴选6211轴承，由低速轴尺寸选用6218轴承(2) 滚动轴承的校核1)高速轴的轴承计算已知n =976.67r/mi n,两轴承径向反力：F“=102

42、3N 根据表13-5, X=1 根据表13-6，fp=1.01.2,有轻微冲击，则取fp=1.1。当量动载荷p =fp XFr YF,-计算轴承6209C的寿命：额定寿命T=2 8 300 5h=24000h查表得C=31500N106 rc w丄匕丨=2.46“05h Z24000h故可以选用60n f 丿2）中间轴的轴承计算已知 n2=21Q94r/mi n,两轴承径向反力：Fr2 =1023N ，Fr3 =4644N；P = fp XFr YFa =1524N计算轴承6211的寿命106 fc 中Lh =山 I =89989h K24000h60n f 丿故可以选用3）中间轴的轴承计算已知n3二63.73r/min，两轴承径向反力：Fr4 -4644NP 二 fp XFr YE =1675N计算轴承6218的寿命 查表得C=71500N106 （C F6-=I =1.344汇 106h 启 24000h60n <P 丿故可以选用九、润滑和密封说明1、润滑说明因为滚动轴承速度较低，所以轴承采用稠密度较小的润滑脂, 填入量为轴承空隙的1/2.齿轮侵入有的深度为一个齿高。5、密封说明防止外界灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂漏失，轴承的密封装置 用“挡油盘”。在运转过程中，所有连接面及轴伸密封处都不允许漏油。6、减速器箱体的设计减速器铸