带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

1、、设计任务书二、动力机的选择 .2三、 计算总传动比及分配各级传动比 4四、 计算传动装置的运动和动力参数 4五、 传动件的设计计算（V带及齿轮） 5六、轴的设计计算18七、 滚动轴承的选择及计算 .31八、 键联接的选择及校核计算35九、联轴器的选择 36十、润滑方式，润滑油牌号及密封装置的选择 36十一、箱体及其附件结构的设计37十二、设计总结 .39十三、参考文献 40（注：内容用四号宋体）1亠申动机I 2-V带传功，卸二级陌桂齿絶眞建器T 嚴轴5-ftWi运鬍带3nw = 58.1rj minPd =4.07kWi 总=23.4P = 3.36kW0.825i 2 =3i1 =3.9n

2、 =679.2r/mi nn = 174.17r/min nil58.1r/minP=3.87kWP =3.71kWP - 3.567kWT -5438N mT =203.68N mTrI=58678N mV=7.16m/sdd2 =200mm a°=400mm ld =1250mm：1 = 164.57 °V带取4根Fomi n=142.4N一、设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：2、工作情况：载荷平稳、单向旋转3、原始数据：输送带的牵引力F （kN） : 2.4输送带滚筒的直径 D（mm： 460输送带速度V （m/

3、s）: 1.4带速允许偏差（） : ± 5使用年限（年）：8工作制度（班/ 日） : 24、设计内容：1）电动机的选择和运动参数计算计算说明结果2）圆柱斜齿轮1、2设计计算；Fp=1128.9N3）圆柱斜齿轮3、4设计计算；边=1.684）轴的设计；92 =1.565"095）滚动轴承的选择；N2 =4.0仆1086）键和联轴器的选择和校核；° H1 "= 552Mpa7）装配图、零件图的绘制；H517MPa8）设计计算说明书的编写。&h 】=534.5Mpa5、设计任务：v1=1.635m/s1）减速器总装配图一张；V 1邙= 1.9032）齿

4、轮和轴零件图各一张；K=2.3583）设计说明书一份；d1=52.31二、电动机选择1、电动机功率计算匚mn =2mm1）卷筒轴的输出功率P W Pw -3.36kW1000a=132mm2）电动机输出功率P dPd=dn'''P =148 28传动装置的总效率=叫n；坞6叫d1 =53.63mm式中，n2-为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承d2 =210.38mm的效率。由参考书1表2-4查得：b2 = 55mm,b1 = 60mm（8） 口 1 = 口联轴器=0.99 ；駡=口轴承=0.98 ；口3 ="齿轮=0.97 ；1V3 =0.65m/s(9

5、) 口4 = 卷筒=0.96 ；巳带=0.96K=2.21则订=0.990.984 0.972 0.95 096 毎0.828mn = 2.5mm2、卷筒的转速nw的计算vx 1000x60Dtt=583、计算电动机的满载转速nmnd =nwi 总i总-i0iii2io、i；、i2分别代表电动机至高速轴I轴，I、H轴，H、皿轴的传动比展开式二级圆柱齿轮减速器i； ：、（1.31.5血,取i；=1.3i2单级圆柱齿轮传动，常用传动比为35,取i2=3单级V带传动，常用传动比为24, 取i。=2i总二"花二 i°132匚2 二 23.4nd =i总nw = 1357.2 r m

6、inPd =4.07kW4、电动机类型和结构型式按工作要求和条件，选用Y132S-4电动机。它的结构型号为Y132S-4的电动机。主要性能如下表：电动机型号额定功率kw、卄满载转速r/min堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩Y132S-5.514402.22.3684冋步转速1500r/min , 4级三、计算总传动比及分配各级传动比Z3 = 31 Z4 = 93 a=160mm- =14 11'41''d3 =80mmd4=240mmb4 = 80mm, b3 二 85mmdmindmindmin=20mm=35mm=45mmFav =495.9NFbv =15

7、32.1NMv =75525.57N mmM 1 =111422 .43 N mmM 2 =50576 .69 N -mm二ca =45.92MPaFav =29988.3NFbv = 75.70 NMv =18678.75N mmM =237072 .96 N mm ,M 2 =111276 .37N mm-ca = 36.69MPaM H1 =126557.433N mmM H 2 =28002 .567 N mmM212489.74N mm,M2 =245732.64N mmFn -1866.8N巳=1534.75NP = F2 二 3547.11NLh =1004221Fr1=3349

8、.02NFr2 = 1163.51NFa2 =1046.57NFa1 =Fd1 =1046.57 NP = P = 5796.16NLh 二164843hFr1 二 4116 .12 NFr2 = 1577 .51 NFa2 = 563.40NFa厂 1851.4NP = P = 6357.61NLh 二 988697hCP = 36.25 MPa二p =42.28MpaP = 77.15Mpa1传动装置的总传动比要求为(10)1总=24.78 在 i=16160 内，符合条件i总=3花故 i2 =3 h =3.9 io =2.12四、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速的计算m =皿=

9、679.2 r.'miniom =巴=174.17 r/min11=匕=58.1r/min12式中nm为电动机满载转速，单位为r min ; ni、m、n皿分 别为I、H、皿轴的转速，单位为 r min ;I轴为高速轴， 皿轴为低速轴；io、h、i2依次为电动机轴至高速轴I轴，I H轴，“、皿轴间的传动比。2. 各轴输入功率第一根轴的功率，P-. = Pd 01二Pd V带轴承=3.87kW第二根轴的功率，P- = P i Pi轴承P齿轮=3.71kW第三根轴的功率，P匸P. 皿二Ph轴承齿轮=3.567kW式中Pd为电动机输出功率，单位为 kw; p > p > 为 I、

10、H、皿轴的输入功率，kw ； °】、ih、咽依次为电动 机轴和I轴、IH轴、H、皿轴间的传动效率。3. 各轴输入转矩T(N?m)1)电动机轴的输出转矩，单位为 N mg皿曙存阮储-2699N m77.15Mpa2）各轴转矩T = Tdio oi = 26 .99 2.1 2 0.96 0.99 = 54.38N mT .=Td in i2 =54.38 3.9 0.97 0.99 = 203 .68 N m式中.IT下叭i3 T20为輕 n、。.葩轴的的输入转矩8N单位为N m3）将计算结果汇总列表备用。轴转速r/min功率kw转矩NmI轴679.23.8754. 38n轴174.1

11、73.71203.68皿轴5&13.56586.78五、传动件的设计计算（一）设计计算带轮和带已知带传动的工作条件：两班制（每班 8小时），连续单 向运转，载荷平稳,电动机转速nm =1440r/min，传动比i 2.12 允许误差5%。1确定计算功率由工作情况系数表查得kA =1.2故 Pea =Ka Pd =1.2 4.07 =4.8842、选择V带型根据Pea、n1且由n1二nm由参考文献【1】图8-11可选用A型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1(1)、初选小带轮的基准直径dd1。由参考文献【1】表8-8可取小带轮基准直径dd1 =95mm(2)、验算带速门；195 14

12、40%带=兀 dd1 "= 一二一m/s = 7.16m/s60 1000 60 1000因为5m/s<7.16m/s<30m/s,带轮的速度符合推荐范围(3)、计算大带轮的基准直径dd2dd2 =i0 dd1 =2.12 x95mm =201.4mm ,di圆整后取dd2 =200mm(4)、确定V带的中心距a和基准长度Ld1 由公式 0.7 (dd1 dd2a2(dd1 dd2)262.5<a750初定中心距ao=400mm2、由式2 dd1 - dd2ld0 =2a0 +dd1dd224a°2=2X 400+n X 0.5 X( 200+95) +(

13、200-95)4汉400=1270.3mm由表选带的基准长度J =1250mm3.计算实际中心距aa= a。+(ld - %)/2 = 400+ (1250-1270.3 ) /2 = 390mm中心距满足变化范围:409-470mm(5).验算小带轮包角计算说明结果«1 = 180° - ( dd2- ddi) /a x 57.3 °=180° - (200-95) /390 x 57.3=164.57 ° >90°包角满足条件(6) .计算带的根数z1、计算单根V带的额定功率根据n1 =1440r/min 和dd1 =95m

14、m用插值法求得 p0 =1.189kw 根据 n1 =1440r/min，i0 =2.12 和 A 型带，查表(8-4b )得占P=0.169KW查表(8-5)得K 口 =0.958查表(8-2)得k|_ =0.93所以pr =( p0 + p0 ) ka kL =(1.189+0.169) x 0.958 x 0.93=1.21kw2、计算V带的根数ZZ= pca =4.884/1.21=4.05故取 4 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值根据参考文献【1】149页表8-3查得q=0.10kg/m(F0) min = 500(2.5心皿+qv2=142.4N ZVka应使带的实际

15、初拉力F。A F°min(11).计算带传动的压轴力FpFp=2ZF0min sin( 6/2)=1128.9“(二)、齿轮传动设计及计算计算说明结果1、I、H轴传动的齿轮设计已知：输入功率Pi= 3.87kw I轴转速叫=679.2r/min，传动 比ii =3.9，工作寿命8年，设每年工作300日两班制，每班 8小时，工作平稳转向不变。1)、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a、选用圆柱斜齿齿轮传动b、选用8级精度C、材料选择小齿轮40Cr调质处理HB=280HBS大齿轮45钢调质处理HB=240HBSd、选小齿轮齿数Z2 = 3.9 x 24 = 93.6 取Z2 =94e、

16、选取螺旋角初选螺旋角0 =14°2)、按齿面接触强度计算：即: 12KE u+1 ,ZhZe、23 F()d1t= '°d% u巧(1)确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由参考文献【1】图10-30选取区域系数Zh =2.433c. 由参考文献【1】图查得备=0.78 ,% =0.90 ,则% = % + % =1-68d. 由参考文献【1】表选取齿宽系数=1e. 由参考文献【1】表(10-6 )查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2f.由参考文献【1 图10-21d查得齿轮接触应力、二 Hlim1=60

17、0MPa大齿轮的为二 Hlim2=550MPah.计算应力循环次数2 =6On 1jLh =60 679.2 1 (8 2 8 300)=1.565 1098= 4.01 10K1 1.565 汇 109N2 :3.9i、由参考文献【1】图10-19查取接触疲劳寿命系数Khn 1=0.92K HN2 =0.94取失效率为1%安全系数s=1-H 1 = Khn1 Xm1 "S=552Mpal；r H 2 = KhN2 J|im2 ”S = 517 Mpa-H 】=（th 1+!h 】2）/2=534.5 Mpa3）、计算（1）、试算小齿轮分度圆直径d1tdlt 千江 口率 J 26 弭

18、38 103 49 24亦 189.82 samm Y 龜% u2 '1 2（2）、计算圆周速度:Ptn1兀45.97 汇679.2 丿 仆“/V1m s = 1.635 m s60 1000 60000（3）计算齿宽b及模数mntb= © dd1t =1 45.97mm=45.97mmmnt =d1tcos B / z1=1.859mmh=2.25 mnt =2.25 1859mm=4.182mm计算说明结果b/h=45.97/4.182=10.99（4）、计算纵向重合度邛邛=0.318 © dz1 tan 3 =1.903（5）、计算载荷系数K已知使用系数Ka=

19、1，根据v 1.635ms , 8级精度，由参考文献【1】图（10-8）查得动载荷系数 仏=1.16 ;由参考文献【1】表（10-4）查得K邛的值为©0 = 1.452由参考文献【1】图（10-13）查得©0 = 1.38 ；由参考文献【1】表（10-13）查得心厂心犷1.4载荷系数K =KAKvKHGtKHp=1x：1.16“.4>d.452 =2.358（6）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d1 = d1t 3 fk =52.31mm1* Kt（7）、计算模数mnmn = d1 cos 3 / z1=2.11mm4）、按齿根弯曲强度设计+ 卡、2KT1YF

20、aYsaCOS2Yf3由式T %曲F1】（1）确定计算参数a计算载荷系数：K=Ka Kv Kf KfB =1 江1.16沢1.4汇1.38 = 2.24b根据纵向重合度农0=1.903,从参考文献【1】图（10-28 ）查得螺旋角影响系数Yp=0.88计算当量齿数24"cos314由参考文献94= 26.27，乙23102.9Ocos 14【1】图 10-5 查得 Yf= 2592, YF2 =2.177由参考文献【1】表 10-5 查得 FSa1 =596, 丫沁=792由参考文献【1】10-20C 查得 c FE1=500 MPa c FE2=380MPa由参考文献【1 图10-

21、18取弯曲疲劳极限Kfn 1 =0.86, K fn2 =0.89f计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由参考文献【110-12 得：二 F1 = K FN1 J FE1 1/S=307.14 MPa二F2 = K FN2 4 FE2 /S=241.57 MPag计算大小齿轮的丫育，并比较疔F1YFa1Ysa12592 侮6-0.01347卜F1307.14二 f2YFa2Ysa22-177 1-792 . 0.01615241.57且 YFa1YYsa2F2(2)、计算法向模数mn0.01616mm 二 1.52mm3 2 2.27 54.38 103 0.88 cos214V1&quo

22、t;.68 汉 242对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直 径d1=56.49mm来计算应有的模数，于是有：取 m =2mn；则Zidi cos ：52.31 cos1425.37mn故取 z1=26 贝卩 Zi1Z3.9 26 =101.4 取z2 =1024）、几何尺寸计算a计算中心距mn(N - Z2)2 cos :2 (26 102)2 cos14=131.9mm将中心距圆整为132mmb按圆整后的中心距修正螺旋角-arccosmn (Z1 Z2)2a二 arccos2 (26 106 )2132=14 8 28因为值改变不多，故参数；八K、Zh当不必修正d1=Mnco

23、s14 8 28二 53.63mmd2Z2mncos14 828= 210.38mmc确定齿轮齿宽b = ad<i =1 53.63 = 53.63mm圆整后取 b2 = 55mm， g =60mm主要尺寸列表齿轮1,11齿数模数（mm分度圆直径（mm齿宽螺旋角中心距材料I26253.636014 828"13240CrII1022210.5545钢2、H、皿轴传动的齿轮设计已知输入功率为P二3.71kw H轴转速为174.17 r min传动比i2 =3，工作寿命8年按每年工作300天计算，两班制，工作 平稳，转向不变（1）选定齿轮类型，圆柱齿轮传动1）选用斜齿，圆柱齿轮传动

24、2）选用8极精度3）材料选用小齿轮40Cr调质处理HB=280HBS大齿轮45钢调质处理HB=240HBS4）选取螺旋角初选螺旋角=145）选小齿轮齿数Z3=24大齿轮齿数 乙=3 24 =72（2）、按齿面接触强度计算：d3t - 32KtTn u 1 ZHZ；2"U71）确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由参考文献【1】图10-30选取区域系数zh = 2.433c. 由参考文献【1】图10-26查得:0.78,0.88,贝“- ；：2 =1.66d. 由参考文献【1】10-7选齿宽系数d=1e. 由参考文献【1】表10-6查得

25、材料的弹性影响系数计算说明结果1ZE=189.8MPa2f.由参考文献【1 图10-21d查得齿轮接触应力a Hlim1=600MPa大齿轮的为仃 Hlim2=550MPah.由参考文献【1】式10-13计算应力循环系数8N3 =6Onii jLh =60 汉174.17汉1 汉(8疋2 汽8汽300) =4.01 汉104.01 X1088N4 1.34x103i、由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.94Khn4=0.97取失效率为1%安全系数s=1cr H 3 =KhN3 k|im3 】/S =564MpaG H 4 = Khn4 t)lim 4 /S=533.5 Mpa】=(%

26、 3+<jh4)/2=548.75 Mpa2)、计算(1)、小齿轮分度圆直径.,l2KtTII u 比 ZHZE'2 X1.6 汇203.68 X103 4 2.4332 X189.82d 3t=¥X- 乂2 =71.84mmU电瞰 U <Jh 2 Y1 X1.663548.752(2)、圆周速度：V3 二刀 d1t nz /60 汇 1000=0.65m/s(3)、计算齿宽b及模数mntb= © dd3t =1 x71.84mm=71.84mmmnt=d3t cos B / Z3 =2.904mmh=2.25 mnt =6.534mmb/h=71.84

27、/6.525=10.99(4)、计算纵向重合度 邛:：=0.318 dZatan - =1.903由参考文献【1】表10-8.10-4.10-13.10-13 分别查得:Ka =1,心=1.08小比=1.46,=1.375,K* 二 =1.4故 载荷系数 K 二 KaKvKf：Kh，1 1.08 1.4 1.460 =2.21(5) 、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由参考文献【1】式 10-10a 得d3=d3t3 k =80.01mm Kt(6) 、计算模数mntmin=d3 cos B / z3=3.23mm3)、按齿根弯曲强度设计由公式mn，2WC(1)、确定计算参数 a根据纵向重合

28、度：=1.903,从参考文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数丫，0.88K -KA KV Kf：. Kf1 1.08 1.4 1.375 = 2.24 =2079 b计算当量齿数2472乙3326.27 ,乙4378.82cos 14cos 14c查取齿形系数由参考文献【1】表10-5查得Yfb3 =2.592, Yf94 =2.216, Ys =1.596, Ys94 =1.768由参考文献【1】图 10-20C 查得 fe3 =500 MPa '-fe4=380 MPa由参考文献【1】图10-18取弯曲疲劳极限Kfn3=0.90, KfN4 =0.94d计算弯曲疲劳应力：取安全

29、系数S=1.4,由公式得:"；F3 = Kfn3 "；fe3 /S=321.43 MPatF4 1=Kfn4 tFE41/S=255.14 MPae计算大小齿轮的绪并加以比较YFa3Ysa3F1 2.592596 "O129321.43YFa 4Ysa4fl2.216 1.7680.015356255.14日 Y=a 3Ysa3 . Yf 4Ysa4(2)设计计算mn：2KT2YpYFaYsa cos? p耘右2 2.079 2.0367 105 0.88 cos21421 1.66 240.015356=2.24mm.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模

30、数 g 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取mn =2.5mm已可满足弯曲强度且需满足解触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=88.45mm来计算齿数，于是有:十05取 Z3 =31 则 Z4 =i2z3 =3 31 =934）、几何尺寸计算a计算中心距a(z3 z4)=25(31 2cos02xcos14中心距圆整为160mm按圆整后的中心距修正螺旋角Rmn(Z3+Z4)二 arccos2a2.5 (31 93)' “-arccos14 11412X60因值改变不多，故参数：、Kr Zh当不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径d3 = mmd4 二 z4m； = 240

31、mm cos Pd计算齿轮宽度= ad 3 -1 80 = 80 mm圆整后取 b4 =80mm, b3 = 85mm主要尺寸列表如下齿轮III ，IV齿数模数(mm分度圆 直径(mm齿宽螺旋角中心距材料III312.580851411'40CrIV932,52408041"16045六、轴的设计计算(一)、为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合 力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为53.632. 2 5.438 104 = 2028Nd1Fa1(2)Ft1 tan ： n 2028 tg20cos - 1cos14 828761NFt1 tan 厂 2028 t

32、g14 8'282乙2 2.0367 105d380I!二 510.9N二5092NFt2 tan n _ 5092 tg20COS 2 - 1912Ncos14 1141a2 t22 = 5092 Ug14 1141 = 1288N（3）（一）、轴的尺寸设计计算1.高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取和高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-3，取A0 =1002）初算轴的最小直径（4）dmin 王 A。叮山=100 汉= 17.86mm山 679.2高速轴I为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。因为带 轮轴上有键槽，故最小直径加大 5% dmin=18.93mm查

33、表选 取 dmin =20mm高速轴工作简图如图（a）所示A E 一一匚D 匸 .F.L G名称ABCDE尺寸605029.2511360名称FGdid2d3尺寸1029.25202530名称d4d5d6d7尺寸3453.633430首先确定个段直径A段：di=20mm由最小直径算出B段：d2=25mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 25mmC段：d3=30mm和轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴 承内径D段：d4=34mm 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=2mmE段：d5=53.63mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依 据参考文献I 2】P210F段：d6=34mm,设计非定位轴肩取轴

34、肩高度 h=2mmG段，d7=30mm,和轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取 轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：l1 =2f+3e=63mm依据参考文献【1】表8-10圆整后取计算说明结果L1 =60mmB段：L2=50mm考虑轴承盖和其螺钉长度然后圆整取 50mmC段：L3=29.25mm,和轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度，依据参考文献【2 7-18l3 =T+b=17 25+12mm=29 25mmD段：L4=113mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得 L4=113mmE段：L5=60mm，齿轮的齿宽F 段：L6=10mm ,

35、 T=17.25mn，l6 =a-b+8=14-12+8mm=10mmG段：L7 =2925mm,和轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油盘长度，L4 =T+b=17 25+12mm=29 25mm轴总长 L=350.25mm2、轴H的设计计算输入功率P=3.21kw,转速n=174.17 r/min ,T=203.67 N m轴的材料选用 40Cr，调质处理，查参考文献【1表15-3，取入=100所以轴的直径：dmin 3A。弔卫=100“ = 26.41mm' n' 174.17因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大5% dmin=28mm圆整为dmin =35mm轴H

36、的设计图如下：1O17 A1/m1V75丿11丄DELD75名称ABCDE尺寸44.2581215146.25名称did2d3d4d5尺寸3544504035首先，确定各段的直径A段：di=35mm和轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合B段：d2=44mm,非定位轴肩C段：d3=50mm,定位轴间D段：d4 =40mm,非定位轴肩E段：d5=35mm和轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合然后确定各段距离：A段：Li=44.25mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度和挡油盘的长度B段：L2=81mm和齿轮配合安装C段：L3=21mm箱体内壁宽度减去已确定尺寸D段：L4=51mm和齿轮配合

37、安装E段：L5=46.25mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度和挡油盘的长度3、轴皿的设计计算输入功率 P=3.57KW转速 n =58.1r/min,T=586.74 N m轴的材料选用40Cr（调质），可由参考文献【1】表15-3查得Ao=100 所以轴的直径：dm >Ag-=39.5mm因为轴上有一个键槽，故最小直径加大5% dmin =39.83mm圆整后取dmin =45mm轴皿设计图如下：名称ABCDE尺寸49.7576108133.75名称FGd1d2d3尺寸5082505460名称d4d5d6d7尺寸54504845首先，确定各轴段直径A 段:d1=50mm,和

38、轴承（圆锥滚子轴承30210)配合B 段:d2=54mm非定位轴肩,h取2mmC 段:d3=60mm定位轴肩，取h=3mmD 段:d4=54mm,非定位轴肩， h=2mmE 段:d5=50mm,和轴承（圆锥滚子轴承30210)配合F段：d6=48mm非定位轴间h=1.5mmG段：d7=45mm联轴器孔长度然后、确定各段轴的长度A段：Li=49.75mm,由轴承（圆锥滚子轴承30210）宽T=21.75mm和轴套长bi2mm挡油环b=12mm齿轮齿毂比轴段宽 4mm ， 所以Li = （T b3 b 4）mm= 49.75mmB段：L2=76mm和齿轮配合，齿轮齿宽减去 4mm便于 安装C段：L

39、3=10mm定位轴间取10mmD段：L4=81m m由箱体的内部尺寸减去各部尺寸轴的总长L=382.25mmE段：L5=33.75mm,和轴承（圆锥滚子轴承30210）配合T=21.75mm挡油环宽b=12mm故 L5=T+b=33.75mmF段：L6=50mm,考虑箱体壁厚以及端盖厚度和便于取 下端盖螺钉G段：L7 =82mm和联轴器配合，比联轴器工作段短2mm 即 L7 =（84 _2）mm =82mm（二）轴的校核计算1、第一根轴：已知:Ft1 =2028N,Fr1 =761N,Fa1 =510.9N,Fp =1128.9N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如下图:Li = 93.8mm，L2

40、=158.45mmL3 二 55.45mma由材料力学知识可求得水平支反力计算说明结果F av =3 Ftr = 495.9 NL1 + L3Fbv L2Ft1 1532.1NL2 + L3Mv =75526N mmb垂直支反力：Ma1 =13700N mm,Fah =1799.7N,Fbh =90.2NM h = -111422 .4N mm ,M h 2 = 4444.8N mmM h 1 = -9255 N mmc合成弯矩M111422.4N mm,M2 =50576.7N mmd由图可知，危险截面在*右边W=0.1d3 =0.1 =<303mm3 =2700 mm3% = Mca

41、 /W=45.92MPa<70MPa轴材料选用40Cr查参考文献【1】表（15-1）得4=70MPa符合强度条件2、第二根轴求轴上载何已知：Ft2 =5092N,F2 =1912N,Ft2 =1288NF't1 =2028N,F'n =761NF；1 =510.9NL1 = 69.45mm , L2 =87mmL 3 = 56.45mm设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如下图：FtTLlFrEF6HF"AV-F-alL3FI：H FBVFi2IIMV=ie$769.75MnnTn7TTTTTTrrFrlRrs146017,L9N nn94497.19t<&l

42、t;tTTFBh111213.27 4 rum占7斗7L7忖mn20531:7533.7rp* nt由材料力学知识可求得 a水平支反力：Fav =2988.3NFbv =75.70NMV =18678.75N mm垂直支反力：M a2 =51520N mmM'a1 =53741.57N mmFah =1511.96N,Fbh =1161.05NC合成弯矩M1 = 237072.96N mm,M 2 =111276.37N mmd由图可知，危险截面在*右边W=0.1d3=8518.4 mm3二 ca = M ca/W=36.69MPa<70MPa轴材料选用40Cr查参考文献【1】表

43、（15-1）tl=70MPa 符合强度条件！第三根轴：求轴上载荷已知：F't5092N, Fr2 -1912N,F'a2 =1288NH设该齿轮齿向是左旋，受力下图:a水平支反力：Fav -3528.25NFbv -1563.75NMV -210636.53N mmb垂直支反力：M'a2 =154560N mm,Fah -2119.8N,Fbh =207.89N计算说明结果M hi = 126557 .43N mm,M H2 =28002.57N mmc合成弯矩M212489.7N mm,M2 =24573264N mmd由图可知，危险截面在*边W=0.1d3 = 15

44、746.4 mm3crca = M ca/W=40.4MPa<70MPa轴材料选用40Cr查参考文献【1】（15-1 ）得鼻= 70MPa符合强度条件七、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 = JfAV +fAh =495.92 +1799.732 =1866.8NFr2 = JFb：十fBH = J1532.12 +90.172 =1534.75N2）计算轴承的轴向载荷（查参考文献【2】表6-7） 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 C0r=50.5KN, e=0.37 , Y =1.6

45、3）两轴承派生轴向力为：F r 1Fd1 =4=583.375”，2YFr2Fd2 479.6N2YFa1 =510.9Nr口FobFeuFd 2受力图：*因为Fdi - Fai . Fd2，轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松Fa2 =Fa1 Fd1 =1094.275N、Fa1 = Fd1 =583.375N4）计算轴承1、2的当量载荷，由参考文献【1】表13-6可得 fp =1.21.8取 f p =1.5因为 Fa1 = 583.375 “ =0.3125 ：e= 0.37 X 1 = 1,丫1 = 0 FM 1866.8P1 -fp XFr1 YFa1 =2800.2N因为巴啓&quo

46、t;71，XMW6P2 - fp XF2 YFa2 A3547.11N所以取 P = P2 =3547.11N5）校核轴承寿命10660nh =10(43.0X10 )60 679.23547.1h =100422h按一年300个工作日，每天2班制.寿命21年.故所选轴承 适用。2.H轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fn = ：fAv F：h = 2988.32 1511.9552 =3349.02 NF2 二 FBv Fbh = 75.72 1161.0452 -1163.51N2） 计算轴承的轴向载荷（查参考文献【2】表6-7） 30207 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=54.2KN,

47、基本额定静载荷 Cor=63.5KN, e=0.37, Y =1.63) 两轴承派生轴向力为：Fd1 =Fr1 =lO46.57N,Fd2 = Fr2 = 363.60 N 2Y2YFai 二210.38NFan -1288N一丄eFd iFoinFzolFd ?受力图：- -因为 Fdi +(Fan Fai) >Fd2轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松Fa2=Fdi Fan - Fa"2124.19N ； Fai 二 Fdi = 1046.57N4）计算轴承1、2的当量载荷，由参考文献【1】表13-6可知 fp =1.21.8取 fp =1.5因为 Fa1_ = 1046.5

48、7 =0325 皿=0.37 X 1 = 1 ,丫1 二 0 FM 3349.02R =fp XFr1 YFa1 = 5023.53N因为 电=2124.19 j.826(=0.37 , X2 =04Y2=1.6Fr21163.51P2 - fp XFr2 YFa2 =5796.16N所以取 P = p =5796.16N5）校核轴承寿命106 (C)60n Ph =164843h10(54.2_10)360 174.175796.16按一年300个工作日，每天2班制.寿命34年.故所选轴 承适用。2.皿轴轴承计算1）计算轴承的径向载荷：Fn = . FAv F：h 二35282 2119.8

49、92 =4116.12NFr2 = JfBv fB/ 十1563.752 207.892 “577.51N2）计算轴承的轴向载荷（查参考文献【2】表6-7） 30210 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=73.2KN,基本额定静载荷 Cor=92.0KN, e=0.4，Y =1.5=皂= 563.40N2Y3）两轴承派生轴向力为：r 1Fd1r1 =1470.04N,Fd22YFan =1288N受力图:FdiFanFok因为 Fd1 : Fd2 - Fa；轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fa2 二 Fd2 二 563.40N、Fa =F'a2 Fd2 =1851.4N4）计算轴承1、2的当量载荷，由课本表13-7可得fp =1.21.8取载荷系数fp =5因为 F1 = 1851.4 _ 0.45 a e = 0.42 X1 = 0 . 4 , Y= 1 . 4 Fr14116