圆锥_圆柱齿轮减速器.

1、课程设计说明书设计题目：用于带式传输机的圆锥-圆柱齿轮减速器机械系 机械设计制造及其自动化专业机设C135班设计者：马骏指导教师：高宝霞2016年1月12日河北工业大学城市学院目录第1章选择电动机和计算运动参数 2第2章齿轮设计5第3章设计轴的尺寸并校核。1.5第4章滚动轴承的选择及计算 20第5章键联接的选择及校核计算2.1第6章联轴器的选择及校核21第7章润滑与密封22第8章设计主要尺寸及数据22第9章设计小结2.4.第10章参考文献24机械设计课程设计任务书题目4 :带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器系统简图:1 电动机2- 联轴器3- 二级圆柱齿轮减速器4- 卷筒5- 运输带原始数据：运输

2、带拉力F=2600N ,运输带速度w = 1.5叹,滚筒直径D=270mm 说明：1、输送机运转方向不变，工作在和稳定，恐再启动，传动效率取为95%。2、工作寿命为8年，每年300个工作日,每日工作8小时。3、输送带速度允许误差为-5%。设计工作量：设计说明书1份；减速器装配图，A0图1张；零件工作图2张（轴、大齿轮，A3）参考文献:1、机械设计教材 2、机械设计课程设计指导书3、机械设计课程设计图册4、机械零件手册5、其他相关资料设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备 减速器为两级展开式圆锥 一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承

3、。 联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。第1章选择电动机和计算运动参数1.1电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：Pw= FwVw = 2600 1.5 =3.9kw1000 10002. 各机械传动效率的参数选择：1 =0.99 （弹性联轴器），2=0.98（圆锥滚子轴承），3=0.96 （圆锥齿轮传动），4=0.97 （圆柱齿轮传动），5=0.95 （卷筒）.所以总传动效率：z= 12 24 3 4 5=0.992 0.984 0.96 0.97 0.95=0.7993.计算电动机的输出功率：P = Pwd _ z 0.7993.9kw 4.88kw4.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆

4、柱齿轮减速器传动比合理范围i z =1025， 工 作 机 卷 筒 的 转 速nw60 1000Vw60 1000 1.5=106r/min ，所以电动机转速范围3.14 270为 n d=i Ww (1025)106 = (1060 2650)r/min。则 1 电动机同步 转速选择可选为 3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传 动比关系（i，0.25 且 b<3），故首先选择1500r/mi n ，电动机选 择如表所示表1型号额定功率/kw满载转速 r/min轴径D/m m伸出长E/mm

5、启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y2-15.51440381151.42.332S-41.2计算传动比：n 14402.总传动比：? 10613.5873. 传动比的分配：i 厂i- i-，i，0.25上=0.25 13.587 =3.396 <4 ,成立i zJ3-5871 1 i 3.396=41.3计算各轴的转速：I 轴 n - nm =1440r/minn 1440U 轴 n424.03r/min11 叶 3.396"轴计汁讐=106r/min1.4计算各轴的输入功率：I 轴 P =Pd 1 =4.88 0.99 =4.831kw轴 R-= p一 2 3 =4.831

6、0.98 0.96 =4.545kw川轴 P =P2 4=4.545 X0.98 X0.97=4.32kw卷筒轴 P卷=Pif2 1 =4.32 0.98 0.99 =4.191kw1.5各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 Td=9.55 106 Fd =9.55 106 4.88 =3.2363 104N nm1440故 I 轴 =Td , =3.2363 0.99 104 =3.20410 4 N * mmU轴 TiL2 34 =1.02x105N川轴 T2 4i=02 0.98 0.97 4 1 05 =3.878 105N *mm卷筒轴 T卷=T2 1 =3.878 0.98 0.99

7、1 05 =3.762 105N *mm轴名效率F(KW)转矩T(N.M)转速n(r/min)传动比i输入输出输入输出电动机轴48313.2363X04I轴4831454543.2363 心043.204 心0414403.47U轴4545432043.204"051.02心0424.034川轴432041911.02 汇1053.878咒105106卷筒轴419153.878H053.762X0第2章齿轮设计2.1高速锥齿轮传动的设计（二）选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械,速度不高,故选用8级精度3.选择小齿轮材

8、料和大齿轮材料如下：齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限<jb /MPa屈服极限 s/ MPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）齿芯首部齿面部小齿轮45调质处理650360217255240大齿轮45正火处理5802901622172004. 选择小齿轮齿数 z, =24，则：zi z 3.396 24 =81.504，取 z? =82。实 际齿比 u /2=82 =3.41z,24（三）按齿面接触疲劳强度设计dit3ZhZe 45YlX 丿 R(i_0.英 R$u1. 确定公式内的数值1）试选载荷系数Kt =1.32）小齿轮传递转矩 T =3.204 104 N *mm3）锥齿轮传动齿宽系

9、数 取：: =0.3。4）查表得Zh =2.515）教材表10 5查得材料弹性系数Ze =189.8MPa26）计算接触疲劳许用应力I. 1教材1025d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限"JHIiml =6°°MPa-Hlim2 =550MPa按式（1015）计算应力循环次数9Ni =60nijLh =60 1440 18 300 8=1.66 10N1u1.66 1093.418= 4.87 10查教材1023图接触疲劳寿命系数Khn1 =0.91，Khn2=0.98取失效概率为1%，安全系数为S=1，得tH 1= KHN1_Hlim1 =0.91 60

10、0 =546MPaSI 2 =Khn2、- Hlim2. =0.98 550 =539MPa2 S取二者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即L bH 2 =539MPa2. 计算1）计算小齿轮分度圆直径dit3j4KZze、2冃 r（1-0.5 r）2uH 1丿1匸3®04"04J189"2d1t -539屮0.3汉（1 0.5汉0.32 汉3.413=2.92 £=55.67mm2）调整分度圆直径，计算圆周速度d1mt =d1t 1 -0.5 R = 47.32mm=3.57m/s八 gmtn , 3.14 47.32 144060 1000

11、600003）计算齿宽b及模数mIU2 +1，乜 412 +1b = :rR =小牡r 55.67 0.341.96mm2mntdit55B 2.32mm24当量齿轮的齿宽系数'd Od1mt41.96 =0.88747.324) 齿高 h = 2.25mnt =2.25 2.32 =5.22mmb _ 41.96 h 5.22= 8.0385）计算载荷系数K由教材102表查得：使用系数使用系数KA=1 ;根据v=3.5m/s、8级精度按第一级精度，由10 8图查得：动载系数Kv =1.15 ；由10 4表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿间载荷分配系 数K：=Kh“Kf“1 ；

12、（取轴承系数Kh be =1.25，）齿向载荷分布系数Kh 1=1.875所以：K =KaKvKh：.Kh2=1 1.15 1 1.875 =2.1566）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径31 K312 156dd1t55.6771.692mmK1.37）对应齿轮模数:md-7169 2.987mmz124（四）按齿根弯曲疲劳强度设计34Kf"iYFaYsa：R 1 0.5Gr 2Z12. u2 1 F 11. 确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数1）试选 KFt=1.32）确定当量齿数u = cotr = tan、2= 3.41.、十16.35 , 、2 =73.65zv1Z1

13、cos M240.96Zv2Z2cos 2820.282= 290.78由教材 10 17 表得：YFa1 =2.61，YFa2 =2.1 ； YSa1.58 ，Ysa2 =1.903）教材10 24图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限；FE1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2=380MPa。4）教材1022图查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 ".85, Kfn2 ".88。5）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.7KfN 1；- FE1S0.85 5001.7= 250MPa!"f 2K FN 2 J FN 2S0.88 3801.7

14、= 196.71MPaY Y6）计算大小齿轮的 丫穿 并加以比较，YFa1YSa1YFa2YSa2d 22.61 1.58250= 0.01649522.1 1.90196.71二 0.020283大齿轮的数值大，所以按大齿轮取数2. 计算（按大齿轮）mt 3；4 K FtT1YFaYSa-、：r 1 0.5Gr 2Zi2 ,u21 f0.0202833 4 1.3 3.204 10 0.3 1 -0.5 0.3 2 242、3.412 1=1.97mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又 有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定

15、的承 载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数1.97mm并就近圆整为标准 值mn =2 mm而按接触强度算得分度圆直径d1=71.692mm重新修正齿轮齿数Z1d171.692mn 2二 35.846取整K =36则z2 =i1z3.41 36 = 122.76为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与Z1 一般应互为质数。故取整Z2 =125 o则实际传动比 iZ = = 3.47，且（3.47-3.41 ） /3.41=1.7%，在一 5% 误差范围 Z136内。（五）计算大小齿轮的基本几何尺寸1. 分度圆锥角：1）小齿轮=arccotZ2 =16.53Z12) 大齿轮 、

16、.2 =90=90 -16.53 = 73.472. 分度圆直径：1) 小齿轮 d mnz 2 36 = 72mm2) 大齿轮 d2 二 mnz2 =2 125 = 250mm3. 齿宽b - GrR.、u2 1 /2 =0.3 72 、12 1/2 = 38.9mm ,(取 整)b=38mm。则：圆整后齿宽 BB38mm表3大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式计算值锥角66 =arcta nZ165.985 =轮缘厚度e = (3 4 mn K10mm16mm大端齿顶圆直径da249.1mm穀空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D1D1 =1.6D80mm轮毂宽度LL = (1 1.2 D

17、取 55mm腹板最大直径Do由结构确定188mm板孔分布圆直径D2门D°+D12134mm板孔直径do由结构确定24mm腹板厚度CC =(0.1 0.17 R >10mm18mm表4咼速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn2 mm锥角616216.53 =73.47 ”齿数Z1Z236125传动比ii3.47分度圆直径di d272mm250mm齿顶圆直径da1 =dr +2haC0S® da2=d2 +2hacos6277mm252mm齿根圆直径df1 =dj -2hfCOs6 df2 =d2 _2hfcos6265mm247)mm锥距130mmrmzmj

18、 2 丄 2R c 胃一八Zi +Z2 2si n。2齿宽BiB238mm40mm2.2低速级斜齿轮传动的设计（六）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2. 经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。3. 齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为240HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬 度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。4. 齿数选择选小齿轮齿数z3 =24，根据传动比i2 = 4，则大齿轮齿数乙=z3i2 = 24 4 = 96，取 z2=96 o实际传动比U2 =45.选取螺旋角。初选螺旋角3=14 ；(二)按齿面接触强度设计3 i&

19、#39;2KtT1 u±1ZhZe 2d.( rH E)i d；U二 h 1.确定各参数的值：1）试选载荷系数Kt =1.32）计算小齿轮传递的扭矩。T2 =1.02 105N mm3）查课本表10-7选取齿宽系数'd =1。4）计算接触疲劳强度用重合度系数Z o冷=20.562°:加=29.974°，： & =23.402° =1.651, ； ： =1.905°Z ； = 0.667, Z 严 0.985o5）查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2。6）查课本P217图10-20选取区域系数 Zh =

20、2.5。7）教材1025d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim1 =600MPa ; - Hiim2 =550MPa8）按式（1015）计算应力循环次数N6Ong =60 424.03 18 300 8 =4.885 108N2Niu4.885 10848= 1.221 109）查教材1023图接触疲劳寿命系数 心阳=0.95, Khn2"97。10）计算接触疲劳许用应力t J 取失效概率为1% ,安全系数为S=1 ,则屛=空仝虬=0.95x600 =567MPaS= Khn2；-Him2 =0.97 550 =536.8MPaS二 BH= 536.8MPa2.计算1)

21、试算小齿轮分度圆直径d 1t ,由计算公式得536.82)计算圆周速度，600。14 S'12 424.°3 4“23m/s60 10003)计算齿宽b和模数mntb= dd1t=1 57.12 = 57.12mmmntd1t cos :=58.655 cos14 = 2.995mm193 ；d3t -NKh"u 1/hZeZ z .2；duJ58.955/6.74=8.74)计算载荷系数k已知表10-2使用系数Ka -1 0根据v=1.23m/s , 7级精度，查图10-8得动载系数K/1.04；齿轮圆周力Ft2T1/d12 1.02 10=57.12mm/57.

22、12N =3.57 1052 1.3 1.02 104 1.2.42 189.8 0.667 0.985、2.i 汽X ()NKAFt1/b=1 3.57 1 03 / 57.12 = 62.5N<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kg. =1.4.专业.整理.查课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH =1.456 ,故得载荷系数K 二KAKvKH .KH1.04 1.4 1.456 =2.125)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3d3= d3t=57.12=67.233mm6)计算模数md = 67.233 = 2.718m

23、mmn 乙 24(三)按齿根弯曲强度设计2KT1YY：cos2 ：诈卷：dZ1 - -3105.15cos - cos 141.确定计算参数1)试选K h =1.32)重合度系数Y； = 0.25 - 0.75/( ；：v/cos2 '-b)0.681螺旋角系数P14"ij20o "1.9。根据纵向重合度=1.506，查课本Pr7图10-28得螺旋角影响系数 Y ：=0.88。 12厂0.7783)小齿轮传递的扭矩T2 =1.01 105N mm4)5)计算当量齿数乙3 二Z3cos3 :cos31424=26.2796Zv4 =Z46)查取齿形系数YFa和应力校正

24、系数Ysa查课本表10-17和10-18得YFa3 =2.62,YFa4 = 2.256；Ysa3 "6,Ysa4 "847)计算弯曲疲劳许用应力查课本图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限 +m3 =500MPafFlim4 = 320MPa查课本图10-22得弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.85,Kfn4 =0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则KFN 3二 Flim 3S0.85 5001.4= 303.571MPFN4；- Flim 40.88 320201.142MPa1.4Y Y8）计算大、小齿轮的丫丫并加以比较YFa3Ysa3 _2.621.6-F 3 -

25、303.571-0.0138YFa4Ysa4 = 2.256 1.84bF 4201.142二 0.0206大齿轮的数值大，选用大齿轮2.设计计算3mt -2KT1YY1COS2 :'嚅乙2Yf Y“0.02062 1.3 1.021050.6810.778 cos214OV1 x 242=1.679 mm1）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，又有齿轮模数 m的大小要有弯曲强度觉定的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数mn =2mm，而按接触强度算得分度圆直径d1 =67.223

26、mm重新修正齿轮齿数dscos：67.223 cos14z332.613mn2取整z3 =33，则大齿数Z2二口乙=4 33 =1323. 几何尺寸计算1）计算中心距a'z z4)mn J33 132) 2 mm = 170.05mm2 x cos 14将中心距圆整为170mm。2)按圆整后的中心距修正螺旋角Prccos (Z Z4)m° =arccos(33 132) 2 =14.05 2x1702a3)计算大、小齿轮的分度圆直径d3 二 z3mncos -33 268mmcos14.05d4工cos -132 2272mmcos14.054)计算齿轮宽度b 二 ddi =

27、 1 68 二 68mm圆整后取b=68mm ,小齿轮B3 =74mm ,大齿轮70mm低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn2mm法面压力角20螺旋角P14.05oZc33齿数厶3Z4132传动比i24d368mm分度圆直径d4272mm齿顶圆直径da3 =d3 +2hada4 = d4 +2ha74mm278mm齿根圆直径df3 = d3 2hf d f d 4 2 h f60.5mm264.5mm中心距mn(Z3 +Z4 )a 170mm2cosP齿宽B3B474mm70mm第3章设计轴的尺寸并校核。3.1轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力

28、确定的系数103空Ao空126，取高速轴 Ao! =126，中间轴A02 =120，低速轴A03 =112。按扭转强度初定该轴 的最小直径dmin，即：dmin兰代(£。当轴段截面处有一个键槽，就将计 数值加大5%7%，当两个键槽时将数值增大到10%15%。31 p3.4 831.高速轴：djmin兰民1、一=126汉一=18.86mm，因高速轴安装联轴器有叶1#1440一键槽，贝，小伽山=10.0718.86 =20.18mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器(GB/T5014 2003

29、 )。p5 51) 联轴器传递的名义转矩 T =9550=9550.= 36.47N * mn1440计算转矩 Tc=KT=1.5 36.47 =54.705Nm (K为带式运输机工作系数,K=1.251.5,取 K=1.5 )。2)根据步骤1、2和电机直径d电机=38mm ,则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩Tn -1250Nm，许用转速n)- 4750r/min ,联轴器孔直径d= ( 30、32、35、 38、40、42、45、48)满足电机直径d电机=38 mm。3)确定轴的最小直径。根据d轴=(0.81.2)d电机，所以d1min30.4mm 。取 d1min =32mm2.中间轴

30、:d2min -3 4 545"2叫42443 =26.45mm考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取d2min =45mm 。3.低速轴：d 3min人;：3-12 “64 32.38.54mm。考虑该处有一联轴器有一个键槽，贝U : d3min £10.0738.54mm = 41.23mm ，取整：d3min =42mm。高速轴的结构设计1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从 最细处开始设计。(2) 联轴器与轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同

31、步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴由表查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N mm，许用转速4700r/min ,轴孔范围为3048mm。考虑到di>30.4mm ,取联轴器孔直径 为32mm，轴孔长度 L联=82mm，丫型轴孔，A型键，联轴器从动端代号LX333*82GB/T5014 2003，相应的轴段的直径di=36mm。其长度略小于孔宽度， 取Li=80mm半联轴器与轴的配合为H7。k6(3) 轴承与轴段和的设计在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，其值最终由密封圈

32、确定该处轴的圆周速 度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力 的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30210，由表得轴承内径 d=40mm，外径 D=68mm ，宽度 B=16mm，内圈定位直径 da=68mm ，轴上力作用点与外圈大端面 的距离故d3=40mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于 轴承内圈宽度，取L3=15mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于 2m/s，故轴承采用油 润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=40mm，其右侧为齿轮1的定位 轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该

33、处轴段长度应比轴承内圈宽度略短， 故取L5=15mm，轴的配合为公差为k6。(4) 由箱体结构，轴承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距L=30,故去L2=40mm,又根据大带轮的轴间定位要求以及密圭寸圈标准，取d2 =36mm。(5) 齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，d6H 7=36mm，L6 =88mm。选用普通平键14 9 45mm,小锥齿轮与轴的配合为。n6(6) 因为d4为轴环段，应大于d3，所以取d4 =45mm，又因为装配关系箱体结构确定 L4 =95mm 。列表轴段dL132mmmm236mm32mm340mm15mm445mm95mm540m

34、m13mm636mm88mm3.2轴的校核高速轴（一）轴的力学模型建立JiIII IunrnnTrr hmirrnmiMoi（二）计算轴上的作用力小锥齿轮i:圆周力Fti二 Ft1tan ： sin =1057 tan20 sin 16.53 =108N径向力轴向力F r1=Ft1tancoSr = 1057 tan20 cos16.53 = 364N2 3.2363 1042T1Fac1-dm1 一 d1 1-0.5 >R _ 721 -0.5 0.3 - 1057NM alF ac1 dm12_=3304 N * mm（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点1的力

35、矩和2M0贝Fw 124-F ti 172=0Fnh2 “349.4N贝U Fnh1 = 376.6N。2. 计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得：Fnv1 =69.63N , Fnv2 =393.06N（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 M H1 = Fnh1 124 = 46698N.mm2. 绘水平面弯矩图，如图所示Mv弯矩： MNV1 =48739N.mm3. 合成弯矩图如图最大弯矩值：M1 = 466982 487392 =67500N.mm4. 转矩图TT =T2 =47570 N.mm5.弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所

36、引起的教材15 1查得轴的许用应力4.l-60MPa应用第三强度理论c1 2 2(M +(aT)勇由轴为单向旋转 。取口 =0.6333Wj =0.1d3 =0.1 503 =12500mm3ca 1、67500 2 ( 0.647570 )12500 U 60 MPa故强度足够第4章滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承(GB/T297-1994 )， 其尺寸为，d D T = 40mm 68mm 16mm ( 50,80,24)Fac=144.1N，e=0.32,Y=1.9, Cr =76.8KN =76800N载荷水平面

37、H垂直面V支反力FFNH1 =376.6 NFnv1 = 69.63NFnh 2 =1349.4NFnv2 = 393.06 N贝U Fn =383N ,F2=1405.5NFri 383Fr2 1405.5Fd1100.79N , Fd2369.87N2Y 2".92Y2x1.9因为 Fd2 Fad =369.87 144.1 = 513.97N Fd1 =100.79N则轴有右移的倾向。轴承1压紧，轴承2放松。Fa1 =Fd2 Fac1 =369.87 144.1 =513.97NFa2 =Fd2 =369.87N则 Fa1 = 513.97、Fr1 383= 1.34 e=0.

38、32，Fa2 _ 369.87F2 一 1405.5= 0.263 ：e =0.32由表13-5得轴承1，轴承2：X1 =0.40" =1.9X2 =1,Y2 =0由表 13-6 得 fp =1.0L 1.2 取 fp =1.2fp X1Fr1 Y1Fa1 =1.20.4 383 1.9 513.97 =1355.7NP2 =1.2 1 1405.5 =1686.6因为P2 P10Lh 106(Cf106域 76800 ¥60n lP2 .丿 60 0440<1686.6 J= 3.9 106h 19200h故合格。第5章键联接的选择及校核计算输入轴键计算校核联轴器处

39、的键连接，该处选用普通平键尺寸为b h I = 10mm 8mm 50mm, 接 触长度 I' = 50 _10 = 40mm ， k=0.5h=0.5 8 = 4mm ， d = 35mm ； 匕P |-120 150MPa则键联接所受的应力为石P = 2*47570 =16.99MPa v bp】kl'd 4汉40 汉35故单键即可。校核小锥齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为 b h I =14mm 9mm 45mm ， 接 触 长 度 丨=45 -14 = 31 mm ， k =0.5h =0.5 9 =4.5mm，d =40mm ； L-P 丨-120 150MPa

40、则键联接所受的应力为：匚卩二纽=2 47570 =17.1MPa-1kl'd 4.5 汉 3仆 40故单键即可。第6章联轴器的选择及校核6.1在轴的计算中已选定联轴器型号。1. 输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 N *m，h匚4750r/min ，半联轴器的孔径d1二35mm，故取d1 2二35mm，半联轴器长 度L =82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为80mm。2. 输出轴选选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 N *m，h4750r/min半联轴器的孔径d45mm半联轴器长度L=84mm，半联轴器 与轴配合的毂孔长度为82mm。6.2联轴器的校核hi = 1440r / min ： h 4750r/min n3 =106r/min ： h 】 = 4750r/min.专业.整理.查表 14-1 得 KA =1.5 T, =32.04N m,T2 =