湖北汽车工业学院-机械设计课程设计-二级减速器设计书说明

1、掰"冷车工处学党HUBEIUUIVERSHVOFAUTOMOTIVETECHhQLQCY机械设计课程设计设计说明书业：机械设计制造及其自动化日录一、设计题目3二、电机选择3三、传动比确定以及各轴转速、功率的计算.4四、带传动设计五、齿轮设计六、减速器轴结构设计.17七、轴校核八、有限元分析九、减速器整体结构设计.41十、参考文献设计题目设计用于带式运输机上的V带传动和两级圆柱齿轮减速器.电动机V带传两级圆柱齿轮减速器联轴器卷筒运输带工况参数：运输机工作轴转矩T800103N.m运输带工作速度V0.80m/s卷筒直径D360mm10年,小批量工作条件：连续单向转动,工作时有稍微振动,使

2、用期限为生产,单班制工作,运输带速度允许误差为5%减速器类型：展开式二级减速器电机选择（1） 效率计算通用减速器齿轮精度6-8级.所设计减速器选择齿轮精度为7级.很好跑和的6级精度和7级精度齿轮传动稀油润滑0.980.99取i0.98滚动轴承.球轴承稀油润滑20.99V带传动v0.96刚性凸缘联轴器30.99减速器效率计算：'12230.980.980.990.990.990.932（2） 功率计算TVP0FV/10003.56KWD/2Pp/0.884.045KW查表,选择电机：Y132M2-6型号额定功率KW满载转速r/min满载电流A满载效率Y132M2-65.596012.60

3、.853传动比确定以及各轴转速、功率的计算(1) 传动比确定输出转速：vwr2wrn'0.707r/s42.48r/min传动比确定总传动比：i960r/min42.48r/min22.6ii1i2i322.6(1,2,3分别为带传动传动比,啮合齿轮1传动比,啮合齿轮2传动比)因此,取i12,i24,i32.8(2) 各轴功率转速计算960r/min2480r/minPRv23.81KW:及P>P480r/min4120r/min23.69KW:n3120r/min2.842.86r/min轴名参数电机轴轴轴轴工作轴转速n(r/min)96048012042.8642.86功率P

4、(KW)4.0453.813.693.543.58转扭T(N.mm)402400758000293600788800797700传动比i242.81效率0.940.970.970.99四、带传动设计带传开工况条件:n960r/minP4.045KW1.2.确定计算功率PCa由表8-7查得工作情况系数Ka1.1PCaKaP1.14.0454.45KW选才¥V带的带型根据Ka,n由图8-11选用A型带.3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v(1)初选小带轮的基准直径dd1o由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1125mm(2)验算带速v.按式(8-13)验算带的速度n01601

5、0006.28m/s由于5m/sv30m/s,故带速适宜计算大带轮的基准直径.根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd2根据表8-8,圆整250mm4 .确定V带的中央距a和基准长度Ld(1)根据式(8-20),初定中央距a.400mm(2)由式(8-22)计算所需的基准长度(ddQ2Ld02a0(ddidd2)"一1398.516mm24a°由表8-2选带的基准长度Ld1400mm(3)按式(8-23)计算实际中央距aaa0LL400.742mm02amina0.015Ld379.742mmamaxa0.03Ld442.742mm中央距的变化范围为379.742mm

6、-442.742mm5 .验算小带轮的包角1n57301 1800(dd2dd1)162.06501200a6 .计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=125mm口n=960r/min,查表8-4a得P0=1.37KW根据n=960r/min,i=2和A型带.查表8-4b得F00.11KW查表8-5得K0.96,表8-2得Ki0.96,于是Fr(BVB)KKl1.25KW计算V带的根数ZPzq3.6P取4根7 .计算单根V带的初拉力的最小值(FJmin?邕力掰I"冷车工先多相HUBEIUNIVERSITYOFAUTOMOTIVETECHhOLOGY(F.5.1251

7、44.5N应使带的实际初拉力F.任.八仙8 .计算压轴力压轴力最小值为(Fp)min2z(F.：Usin?1712.65N9 .带轮结构设计五、齿轮设计A第一对啮合齿轮设计.轴小齿轮、轴大齿轮)1、选定齿轮类型,精度等级、材料及齿数(1)选用斜齿圆柱齿轮传动.HUBEIUNIVERSITYOFAUTOMOTIVETECHhOLQGY0.76,0.8252运输机为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度.3材料选择.由表10-1选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为280HBs大齿轮材料为45钢调质硬度为240HBS4选小齿轮齿数乙20,那么大齿轮齿数Z2i乙805斜齿轮螺旋角.1402、按齿面接触

8、强度设计按式10-21试算,即3；2KtT111；ZhZe；d1t-EdUH1确定公式内的各计算值1试选Kt1.3_4.27.5810N.mm3由图10-30选取区域系数Zh2.4331.585由图10-26查得5由表10-7选取齿宽系数d16由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa7由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa:大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa8)由式10-13计算应力循环次数Ni60nijLh604801(1830010)6.912108N19N211.728109由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni1.02,Khn21.

9、0810取平安系数S=1.1,由式10-12得KHN1lim1H1556.4MPaSH2Khn2lim2540MPaSHh1H2548.2MPa2计算1试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得3.12KtTu1ZZ2d1t.yE247.96mmduH2计算圆周速度.v%nJ1.22m/s6010003计算齿宽b及模数mntd1tcos2.35mntbdd1t47.96mmZih2.25mnt5.2875b/h9.164计算纵向重合度b0.318dz1tan1.5865计算载荷系数K.使用系数Ka1.25,根据v1.22m/s,7级精度.由图10-8查得动载系数Kv1.05由图10-13查得Kh

10、1.421,Kf1.38由表10-3查得KhKf1.1,故载荷系数KKaKvKhKh2.056)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由式(10-10a)得di55.83mm7)计算模数dimn1cos2.7mmz3、 按齿根弯曲强度设计由式10-17mn32KTYcos2VaYsadZ12f(1)确定公式内的各计算数值.1) 计算载荷系数.KKaKvKfKf1.99AVFF2) 根据纵向重合度1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数丫0.873) 计算当量齿数.Zv1二21.89,工87.57cos4) 查取齿形系数.由表10-5查得YFa12.7956,YFa22.21515) 查取应

11、力校正系数由表10-5查得Ysa11.5589,Ysa21.777576) 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1500MPa；大齿轮的弯曲强度极限7） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.92,KFN20.978） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安强度S=1.4,由式10-12得KF1FN1FE1328.57MPaSf2Kfn2FE2263.29MPaS9)计算大、小齿轮YFaYSafYa0.01326,2fiF2(2)设计计算0.01496mnYFaYSaf1.799比照计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要

12、取决于弯曲强度所决定的承载水平,而齿面接触疲劳强度所决定的承载水平,仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关,可取由弯曲强度算得的模数1.799并就近圆整为标准值m=2.0mm,按接触强度算得分度圆直径d=55.83mm,算出小齿轮齿数.d1cosZ27.1取Zi28mnZiz1112最终确定第一对斜齿轮参数：140,mn2mm,z128,z2112B162.7mm,B257.7mmB第二对啮合齿轮设计.(轴小齿轮、轴大齿轮)1、 齿轮类型,精度等级、材料及齿数(1)斜齿圆柱齿轮传动(2)运输机为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度.(3)材料选择.由表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质),硬度

13、为240HBs大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBs(4)选小齿轮齿数乙26,那么大齿轮齿数Z2i乙72.8(5)斜齿轮螺旋角0142、 按齿面接触强度设计按式(10-21)试算,即d1t(1)确定公式内的各计算值1)试选Kt1.3I2.936105N.mm2)1Z.24333)由图10-30选取区域系数ZH2.43314)由图10-26查得0.763,20.8411.6045)由表10-7选取齿宽系数d16)由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa7)由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa:大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa

14、8)由式10-13计算应力循环次数N160nljLh601201(1830010)1.728108N8N20.617108遇力掰"归车工改学党HUBEIUtllVERSnVOFAUTOMOTIVETECHftQlOGY9由图10-19取接触疲劳寿命系数KhN11.08,Khn21.1110)取平安系数S=1.1,由式(10-12)得K一H1hN1lim1540MPaSh2Khnglim2555MPaHhi2H2547.5MPa计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得31d1t75.42mmKJiU1(ZhZe)2duh2计算圆周速度vd-n10.47m/s6010003计算齿

15、宽b及模数mntbdd1t75.42mmmntd1tcos2.81Zih2.25mnt6.3225b/h11.934计算纵向重合度b0.318dzitan2.065计算载荷系数k.0.47m/s,7级使用系数Ka1.25,根据v精度.由图10-8查得动载系数Kv1.02由表10-3查得KhKf1.1,故载荷系数KKaKvKhKh1.9986按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由式10-10a得3、d1dtK87.03mm7计算模数d1mn-cos3.24mmz按齿根弯曲强度设计3_22KTYcos2由式(10-17)mn2dZ1YaYSaf1确定公式内的各计算数值.1)计算载荷系数.KKaK

16、vKfKf1.9922)根据纵向重合度2.06,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.883)计算当量齿数.4备28.46Zv2Z23cos79.694查取齿形系数.由表10-5查得YFa12.54,YFa25查取应力校正系数由表10-5查得YSa11.615,YSa22.221.776由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei380MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.97,七30-978计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安强度S=1.4,由式10-12得KF1FN1FE1238.86MPaSF2Kfn2FE2238.86MPaS9

17、)计算大YFaYsa小齿轮riFFa1Sa10.01717,YFa2Sa20.01645f1f2(2)设计计算mn_22KTYcos22dZ1YFaYSaf2.152比照计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载水平,而齿面接触疲劳强度所决定的承载水平,仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关,可取由弯曲强度算得的模数2.152并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得分度圆直径d=88.00mm,算出小齿轮齿数.d1cos434.15取乙34mnz2iz195.296最终确定第一对斜齿轮参数:?同3掰I&quo

18、t;电车工在多桐HUBEIUUIVERSIWOFAUrOMQTIVETECHhOLOGY140,mn2.5mm,z134,z295B192.6mm,B287.6mm六、减速器轴结构设计轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质).根据表15-5,取Ao100.根据表15-140Cr抗拉强度极限b735MPa屈服强度极限s540MPa,弯曲疲劳极限1355MPa,剪切疲劳极限1200MPa许用弯曲应力i70MPa(2)工况条件：n1480r/min,P13.81KW(3)初步确定轴的最小直径最细轴段与带轮相连有键槽：dmin20(10.05)21mm取24mm2、轴承选择根据轴最小直

19、径,选择7206AC角接触球轴承.国临甥国柳甥限(mnij醵£rCOfg(rirrwi)重里阿角槌球樨72D5AG462063D呢162131J71啊W3、轴结构设计4、键的选择根据表6-1键：bxhxl8x7x40轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质).根据表15-5,取Ao100.根据表15-140Cr抗拉强度极限b735MPa屈服强度极限s540MPa,弯曲疲劳极限1355MPa,剪切疲劳极限1200MPa许用弯曲应力170MPa工况条件：入120r/min,R3.69KW(3)初步确定轴的最小直径dmin31.3mm取35mm2、轴承选择根据轴最小直径,选择

20、7206AC角接触球轴承.内珏里号外他(mm)嘉电(mm)crCRNCorKN到m面)£972O7AC457073517阳11&61100014000Q您3、轴结构设计术要求注前角Cl2.注圆角CL&4、键的选择根据表6-1键1:bxhxl12x8x63键2:bxhxl12x8x50轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质).根据表15-5,取Ao100.根据表15-140Cr抗拉强度极限b735MPa屈服强度极限s540MPa,弯曲疲劳极限1355MPa,剪切疲劳极限1200MPa许用弯曲应力170MPa(2)工况条件：n142.86r/min,R3.

21、54KW(3)初步确定轴的最小直径XA3PodminA043.55mm最细轴段与带轮相连有键槽：dmin43.55(10.05)45.7mm取50mm2、轴承选择根据轴最小直径,选择7209AC角接触球轴承.国内哥四国内1血号内特(mn)扑转(mm)费席(mn)口Cor呻:,(r/Tilr)701VC<6111如1&31.1州3&3M100W0.42C3、轴结构设计4、键的选择根据表6-1键1:bxhxl12x8x63键2:bxhxl12x8x50七、轴校核1、 一轴校核(1) 强度校核一轴受力如下图:Ft红2721.7Nt4Frann1020.9NcosFaFttan6

22、78.6N与二:修家HUBEIUMIVERSHYOFAUTOMOTIVETECHHOLOGY机械设计课程设计V面153.5Ft2170.3NFVN2192.5H面受力图FrvFHNlFa18.9103N.mmMbFr153.5MFNV2192.5MVMdFHN1FHN1H面弯矩图715.9N192.5Fr39M0305Ne宜力掰i"冷车工改学党HUBEIUUIVERSITYOFAUTQMQTtVETECHhQLQCY合成弯矩图扭矩图75800Kmmca7.1MPa从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面.现将计算出的截面C处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平向垂直

23、面支反力1FNH1=305N,FNH2=715.9NFVN1=551.4N,FVN2=2170.3N弯矩MH1=46817.5N.mmMH2=27917.5N.mmMV=84639.9N.mm总弯矩M1=96725.4N.mm,M2=89125.2N.mm扭矩T=75800N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴计算应力ca170MPa故满足条件.(2) 疲劳校核判断危险截面：直径30的地方为轴承位.存在过度配合,且径向尺寸较小.因此直径30与直径36的轴肩位置易发生疲劳断裂.对此进行校核.抗弯截面系数：W0,

24、1d32700mm3抗扭截面系数Wt0.2d35400mm3弯矩MM5041.06N.mm扭矩TT75800N.mmM.弯曲应力bw1.87MPa扭转切应力tJ14.04MPaT截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按附表3-2查取.因-0.04,D1.2Dd2.09,1.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.85,q0.88故有效应力集中系数按式(附表3-4)为k1q(1)1.93k1q(1)1.58由附图3-2的尺寸系数0.84；由附图3-3的扭转尺寸系数0.89轴按磨削加工,由附图3-4得到外表质量系数0.92轴未经过外表强化,即q1,按式3-12及式3-12a得综合系数为k

25、1K12.38k1K11.86合金钢的特性系数0.10.2,0.20.050.1,0.1于是,计算平安系数,按式15-6-15-8得S179.71.5Kam一1一一S114.51.5KamcSSSCa14.21.5SS故,满足条件.(3) 扭转刚度校核由式(15-16)41zTiLi5.7310LGi1IpiId-d-,L288.5mm,G8.1104MPap32Ip132555.52N.mm,Lp150mmId260313.12N.mm,LD269mmp2p2Ip379481.25N.mm,Lp316mmIp4164812.32N.mm,Lp4122mmId5786006.6N.mm,Ld5

26、31.5mmppJ0.6800.510HUBEIUNIVERSITYOFAUTOMOTIVETECH忖QLQGW机械设计课程设计故,满足条件(4)键校核键8X7X402T50.13MPapkld故,满足条件轴承校核D100120MPapJFr2FrlAFdlFaep2><w-Fr1630.1N,Fd10.68Fr1428.5NFr22285.3N,Fd20.68Fr21554NFae678.6NaeFaeFd2Fd1Fa1FaeFd22232.6N,Fa2Fd21554Naiaed2a2d2Fa1/Fr13.54,X0.41,Y0.87aiiiFa2/Fr20.68,X1,Y0Pf

27、p(XFr1YFa1),fp1.2P2640.8N,P22742.36NS0故,轴承满足条件寿命计算：?遏力掰I"冷车工先孝相HUBEIUUIVERSITVOFAUTQMQTCVETCCHftQlQGY吗些)60n'P'16269.5h2、(1)二轴校核强度校核二轴受力如下图:di6696.3N%FriFtitanncos2511.9NFa1Ft1tan1669.6NFt22T1d12721.7NFr2Manncos1020.9NFa2Ft2tan678.6NV面受力图:卜记八Ftl八T13T2F1N2"Fvni5192.5NFVN24225.5NH面受力图

28、JrlME出、FlTk2【面Fr2MB73128.48N.mm,Mc78310.44N.mmB,CFHN12146.03N,FHN2655.03N?宜力掰"危车工改学党HUBEIUUIVERSHYOFAUTOMOTIVETECHhQLQQY29360口工mcaMi2(T)2W67.26MPa从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面.现将计算出的截面B处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平向垂直面支反力FNH1=2146N,FNH2=655NFVN1=5192.5N,FVN2=4225.5N弯矩MH1=151295.1N.mmMH2=78166.6N.mmMV=366

29、071.2N.mm总弯矩M1=346103.9N.mm,M2=374323.6N.mm扭矩T=293600N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴计算应力cai70MPa故满足条件.(2)疲劳校核判断危险截面：直径35的地方为轴承位.存在过度配合,且径向尺寸较小.因此直径35与直径42的轴肩位置易发生疲劳断裂.对此进行校核.?翁方掰I"归车工先多相HUBEIUHIVERSHYOFAUTOMOTIVETECHhQLOGY技术要求L未注倒角C122,未注圆角CL&抗弯截面系数：W0,1d34287

30、.5mm333抗扭截面系数Wt0.2d8575mm弯矩MM137653.1N.mm扭矩T293600N.mm弯曲应力bM,32.1MPaW扭转切应力TTWT34.2MPa3-2截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按附表查取.因-0.045,D1.2Dd2.043,1.627又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.85,q0.88故有效应力集中系数按式(附表3-4)为k1q(1)1.87k1q(1)1.55由附图3-2的尺寸系数0.84；由附图3-3的扭转尺寸系数0.88轴按磨削加工,由附图3-4得到外表质量系数0.92轴未经过外表强化,即q1,按式(3-12)及式得综合系数为k1K12

31、.313(3-12a)k1K11.85合金钢的特性系数0.10.2,0.20.050.1,0.1于是,计算平安系数,按式(15-6)-(15-8)得4.81.5故,(3)扭转刚度校核由式p1P21KamSSS2S2满足条件.(15-16)/15.731045.91.53.721.5zTiLiLGi1Ipid4一,L169mm,G8.1104MPa32305335.17N.mm,Lp1439350.37N.mm,L“p292mm20mmp3251200N.mm,Lp357mm0.700.510故,满足条件?食力掰"危车工改多相HUQEIUNIVERSITYOFAUTQMQTCVETEC

32、HftOlOQY(4) 键校核键12x8x632T68.5MPapkld键12x8x502T96.6MPapkldD100120MPapJD100120MPapJ故,满足条件(5) 轴承校核Fr2小FrlAFdlFaep2><w匕5618.5N,Fd10.6833820.58NFr24275.9N,Fd20.68Fr22907.6NFae991NaeFaeFd2Fd1Fa1FaeFd23898.6N,Fa2Fd22907.6Naiaed2a2d2Fa1/Fr10.69,X0.41,Y0.87Fa2/Fr20.68,X1,Y0a2i2PS0C0fp(XFr1YFa1),fp1.268

33、34.4N,P25131.1N2:统力掰I冷车工先学嗨HMBeUMIVERSITYOFAUTOMOTBVETECHhQlOGY故,轴承满足条件寿命计算：Lh106ftC60n(-P-Lh9653.5h3、4、三轴校核强度校核三轴受力如图所小:FtFr2工diFttan6696.3Nn2511.9NcosFaFttan1669.6NFHN2DV面受力图:T1八FVh2丫面T2FVN150FVN221767Ft4628.8N217Ft2067.5NH面受力图am2FrVdFa204359.04N.mm2Mb0Fhni794.6NFhn21717.3NH面弯矩图合成弯矩图HUBEIUNIVERSIT

34、YOFAUTOMOTIVETECHhOLQGYca57.14MPa机械设计课程设计7SfiSflOK.mi从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面.现将计算出的截面C处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平向垂直面支反力FNH1=794.6N,FNH2=1717.3卜1FVN1=4628.8N,FVN2=2067.5N弯矩MH1=257596.6N.mmMH2=53237.5N.mmMV=310129.6N.mm总弯矩M1=403157.9N.mm,M2=314665.9N.mm扭矩T=788800N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋

35、转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴计算应力ca170MPaca1故满足条件.5、 疲劳校核判断危险截面：直径55的地方为轴承位.存在过度配合,且径向尺寸较小.因此直径55与直径58的轴肩位置易发生疲劳断裂.对此进行校核.机械设计课程设计抗弯截面系数:W0.1d316637.5mm3抗扭截面系数WT0.2d333275mm37HUBEIUUIVERSHYOFAUTQWOTIVETECHhOlOGY弯矩MM204298N.mm扭矩TT788800N.mmM.弯曲应力b12.3MPaW扭转切应力TTWt23.8MPa3-2截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按附表查取.因-0.036,

36、1.02Dd2.02,1.42又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.85,q0.88故有效应力集中系数按式(附表3-4)为k1q(1)1.867k1q(1)1.369由附图3-2的尺寸系数0.84；由附图3-3的扭转尺寸系数0.89轴按磨削加工,由附图3-4得到外表质量系数0.92(3-12a)轴未经过外表强化,即q1,按式(3-12)及式得综合系数为k1K12.3k1K11.64合金钢的特性系数0.10.2,0.20.050.1,0.1于是,计算平安系数,按式(15-6)-(15-8)得S112.51.5KamS19.71.5KamSSSCa7.61.5,S2S2故,满足条件.6、 扭

37、转刚度校核由式(15-16)/15.73104LGi1TLIpid432,L343mm,G8.110MPapi965009.9N.mm,LP181mmP21449927.9N.mm,LD2P217mmP31110431.17N.mm,LP378mmP4897905.1N.mm,LD4P<+18mmP5834362.4N.mm,LP566mmP6613281.3N.mm,Ld6P683mm7、键校核8、轴承校核0.650故,满足条件键16x10x802TPk1dl键16x10x802TPkld2故,满足条件0.51088.03MPa87.6MPaFdlFac1100120MPaPP1001

38、20MPaEr2Id24宜力糊"归车工先学党HUBEIUMIVERSHYOFAUrQMQTIVETECHhOLOGYFr14696.5N,Fdi0.68Fr13193.6NFr2FaeFaeFa22687.7N,Fd20.68Fr21827.6N1669.6NFd1Fd2FaeFd24863.2N,Fa1Fd13193.6N60n(P),2.64105hFa1/Fr10.68,X1,Y0Fa2/Fr21.8,X0.41,Y0.87Pfp(XFMYFa)fp1.2P3832.3N,P26399.5N12CoS0P2故,轴承满足条件寿命计算：106fCLh(Lh八、有限元分析1、 由于齿轮减速器具有减速增扭的特点,导致二轴、三轴的的扭矩过大,而且齿轮选择的是软齿面.为判断二轴、三轴上的啮合齿轮是否满足条件.现对该对齿轮进行齿根弯曲应力分析.(1)齿轮模型建立和添加材质.在solidwor