北航机械课程设计计算说明书

1、北京航空航天大学（）机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置设计单位：_学院111班_设计者：_大腿_学号：_XXXXXXX_指导教师：_计算过程计算结果一、 带式运输机两级闭式齿轮传动装置总体方案设计1、 设计要求1） 设计用于带式运输机的传动装置。2） 连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输允许误差为5%。3） 使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。2、 原始技术数据1） 展开式二级齿轮减速器，见下图2） 设计原始数据工作机轴输入转矩T=700N·m，运输带工作速度1.1m/s，卷筒直径D=350mm。二、 电动机的计算选择1） 工作机所需功率Pw=T

2、5;nw/9550 kW=T×60×v/(×D×9550) kW=(700 N·m×60×1.1m/s)/(×0.35m×9550) kW=4.40 kW2） 传动装置总效率带传动hv=0.96，两级齿轮传动hg=0.96四对滚动轴承hb=0.99联轴器hl=0.99滚筒ht=0.96总效率h=hv×hg2×hb4×hl=0.96×0.96×0.96×0.99×0.99×0.99×0.99×0.99

3、5;0.96=0.813） 实际所需功率Pd=Pw/h=4.40/0.81=5.43kW4） 电动机确定工作机转速为nw=60v/D=60×1.1m/s /（×0.35m） =60 r/min带传动传动比id=2 4，两级齿轮传动比为ig=8 40,电动机转速范围是n=（16160）×60 r/min=9609600r/min选择型号为Y132S-4三相异步电动机，额定功率5.5kW,满载转速1440r/min，符合要求。三、 传动比的分配总传动比为it=1440/60=24V带传动i01=2.5，减速器传动比为i=24/2.5=9.6第一级齿轮i12=1.4i=

4、3.67，第二级齿轮i23=2.62四、 各级传动运动和动力参数1) 原动机轴输出功率Pout=5.43kW转速no=1440 r/min输出转矩Tout=Pout×9550/n1=5.43×9550/1440 =36.1N·m2) 减速器高速轴输入功率Pi1=Pout×hv=5.43×0.96=5.22 kW转速n1=no/io1=1440/2.5=576 r/min输入转矩Ti1=Tout=36.1 N·m输出功率Po1=Pi1×hb=5.22×0.99=5.17 kW输出转矩To1=Po1×9550

5、/n2=5.17×9550/576 =85.7N·m3) 减速器中间轴输入功率Pi2=Po1×hg=5.17×0.96=4.96 kW转速n2=n1/i12=576/3.666=157 r/min输入转矩Ti2=To1=85.7 N·m输出功率Po2=Pi2×hb=4.96×0.99=4.91 kW输出转矩To2=Po2×9550/n2=4.91×9550/157 =298.7N·m4) 减速器低速轴输入功率Pi3=Po2×hg=4.91×0.96=4.71 kW转速n3=n

6、2/i23=157/2.619=60 r/min输入转矩Ti3=To2=298.7 N·m输出功率Po3=Pi3×hb=4.71×0.99=4.66 kW输出转矩To3=Po2×9550/n3=4.66×9550/60 =741.7N·m5) 滚筒轴输入功率Pi4=Po3×hl=4.66×0.99=4.63 kW转速n4=n3=60 r/min输入转矩Ti4=To3=741.7 N·m输出功率Po4=Pi3×hb×ht =4.63×0.99×096=4.40 kW输

7、出转矩To4=Po3×9550/n4=4.40×9550/60 =700.3N·m6) 数据列表轴名功率P/kW转矩T/N·m转速r/min输入输出输入输出电机轴5.4336.11440高速轴5.225.1736.185.7576中间轴4.964.9185.7298.7157低速轴4.714.66298.7741.760卷筒轴4.634.40741.7700.360五、 V带传动的设计1） 确定计算功率Pc=KAP,KA=1.1Pc=1.1×5.5=6.05kW2） 选择带型由Pc及n1=1440r/min选取A型带，小带轮直径为dd1=801

8、00mm.3） 确定带轮直径和带速选取小带轮直径：A型带，n1=1440r/min,取dd1=90mm.大带轮直径为dd2=n1n2×dd1(1)=1440/576×90×(1-0.01)=222.75mm取dd2=220mm.小带轮带速为v=dd1n160×1000=×90×144060×1000=6.79m/s.满足速度5m/sv25m/s要求.4） 计算带传动中心距a和带的基准长度Ld由式（4-24）0.55（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)可得170.5a0620mm，取a0=500mm.计算带的初步基准长度

9、Ld，由Ld=2a0+0.5(dd1+dd2)+(dd2dd1)2/4a0Ld=2×500+0.5(90+220)+(22090)2/(4×500)mm =1495.40mm查表得Ld=1600mm求实际中心距a. aa0+0.5(LdLd)=(500+0.5(1600-1495.40)mm =552.3mm取a=552mm.5） 计算小带轮包角11=180° 2180° dd2 dd1a×57.3° =180° 22090552×57.3°=166.51°> 120°满足要求.

10、6） 确定带的根数由表4-3可知，基本额定功率P0=1.07kW传动比i=2.5,基本耳钉功率增量P0=0.17kW，由表4-9可知，包角系数k=0.97；由表4-2可知，长度系数kL=0.99；带的根数z= PcP = Pc(P0+P)kkL= 5.5(1.07+0.17)×0.97×0.99=4.62取z=5根。7） 确定带的初拉力F0F0=500 Pcvz( 2.5k 1)+lv2，其中l=0.1F0=500× 5.56.79×5×( 2.50.971)+ 0.1×6.792 =132.38N8） 计算传动带在轴上的作用力FQF

11、Q=2zF0sin1 2=(2×5×160×sin166.51° 2)N = 1314.64N则压轴力FQ=1315N六、 减速器齿轮设计1、 第一对齿轮设计计算1） 选择材料和精度等级主动轮转速n1=576r/min，转速不高，批量较小，小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度HB=241286，平均取为260HB，大齿轮选用45#钢，HB=229286，调质处理，硬度平均取240HB。同侧齿面精度等级取9级精度。2） 初步估算小齿轮直径d1采用闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径d1。高速轴输出转矩T1=85.7 N·m由表

12、B-1查得Ad=756, K=1.5，由表2-14查得d=1.2.由图2-24查得接触疲劳强度极限Hlim1=710MPa, Hlim2=580MPa,则HP10.9Hlim1=0.9×710=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580=522MPad1Ad·3u+1u·KTHP2d =(756×33.67+13.67·1.5×85.75222×1.2)mm =60.17 mm初取d1=65mm3） 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级v=d1·n160×1000 = (×65

13、×57660×1000)m/s=1.96 m/s查表2-1，取9级精度合理。初取z1=32,z2=i12·z1=117.312,取z2=117确定模数mt=d1/z1=65/32=2.031mm,取mn=2mm确定螺旋角为=arccosmnmt =arccos 22.031 = 10.063°小齿轮直径d1= mtz1=2.031×32=64.992 mm大齿轮直径d2=mtz2=2.031×117=237.627 mm初步齿宽为b=d1d=65×1.2 =78mm校核传动比误差=11732-3.673.67 =-0.004

14、 < 5%4） 校核齿面接触疲劳强度由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u±1uHP校核齿面接触疲劳强度。计算齿面接触应力节点区域系数ZH，由图2-18查得ZH=2.42弹性系数ZE=189.8N/mm2重合度系数的计算公式由端面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为=12z1(tanat1tant)+z2(tanat2tant)由表2-5可得在此处键入公式。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20°cos10.063°)=20.287°at1=arccosdb1da1=arccos(d1costda1)=

15、arccos(65×cos20.287°65+ 2×2)=27.921°at2=arccosdb2da2=arccos(d2costda2)=arccos(237.627×cos20.287°237.627+ 2×2)=22.716°无变位，端面啮合角t=t=20.287°,因此端面重合度=1232×(tan27.921°tan20.287°)+ 117×(tan22.716°tan20.287°) =1.72。纵向重合度=b sinmn=(78

16、×sin10.063°)/2=2.168因>1,故Z=1=11.72=0.762螺旋角系数Z=cos=cos10.063°=0.992使用系数KA=1.25，动载荷系数Kv=1.2齿尖载荷分配系数KH查表2-8。其中Ft=2T1/d1=2×85.7/0.065=2636NKAFtb=1.25×263678=42.244N/mm< 100N/mmcosb=cos cosn/cost=cos10.063°cos20°/ cos20.287°=0.986KH=KF=/cos2b=1.72/0.9862=1.7

17、7齿向载荷分布系数KH查表2-9。其中：非对称支承，调质齿轮精度等级9级A=1.17，B=0.16，C=0.61KH=A+B(bd1)2+C·10-3b=1.17+0.16×(7865)2+0.61×10-3×78=1.45齿面接触应力为H=2.42×189.8×0.762×0.992×1.25×1.2×1.45×1.77×263665×783.67+13.67N/mm2=554 N/mm2计算许用接触应力。由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXS

18、Hlim计算需用接触应力。其中，接触强度寿命系数ZNT由图2-27查得ZNT1=1.04，ZNT2=1.09。总工作时间为th=10×300×8=24000h应力循环次数为NL1=60n1th=60×1×576×24000=8.29×108NL2= NL1/i12=8.29×108/3.67=2.26×108齿面工作硬化系数Zw1= Zw2=1.2HB-1301700=1.2240-1301700=1.14接触强度尺寸系数Zx由表2-18查得Zx1=Zx2=1.0.润滑油膜影响系数为ZL1= ZL2= ZR1= Z

19、R2= Zv1= Zv2=1接触最小安全系数SHlim查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。许用接触应力为HP1=710×1.04×1×1×1×1.14×11.05MPa=730MPa HP2=580×1.09×1×1×1×1.14×11.05MPa=686MPa验算：H=554 N/mm2 < HP =627 MPa，接触疲劳强度合适，齿轮尺寸无需调整。5） 确定传动主要尺寸中心距为a=(d1+d2)/2=(65+237.627)/2=151.314mm

20、圆整取a=152mm.由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角为=arccos(z1+z2)mn2cos=arccos32+117×22×152=11°247端面模数为mt=mn/cos=2/cos11°247=2.04027mm小齿轮直径为d1=(mn/cos)z1=2.04027×32=65.289mm大齿轮直径为d2=(mn/cos)z2=2.04027×117=238.712mm齿宽b为b=78mm,b1=85mm,b2=78mm小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos3=32/ cos311°247=34

21、大齿轮当量齿数为zv2= z2/cos3=117/ cos311°247=1246） 齿根弯曲疲劳强度验算由式（2-11）F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP校验齿根弯曲疲劳强度。计算齿根弯曲应力。使用系数KA、动载荷分布系数Kv及齿尖载荷分配系数KF分别为KA=1.25,Kv=1.2,KF=1.74,同接触疲劳强度校核。齿向载荷分布系数KF由图2-9查得。其中b/h=78/(2.25×2)=17.33KF=1.4齿形系数YF由图2-20（非变位）查得YFa1=2.55，YFa2=2.26；应力修正系数由图2-21查得Ysa1=1.63, Ysa2=1.74重

22、合度系数Y为Y=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.72/0.9862=0.674螺旋角系数Y由图2-22查得Y=0.87齿根弯曲应力为F1=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYY=1.25×1.2×1.4×1.74×263685×2×2.55×1.63×0.674×0.87=138 MPaF2=F1Ys2YF2Ys1YF1=138×2.26×1.742.55×1.63=131MPa计算需用弯曲应力。由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelT

23、YRrelTYXSFmin计算许用弯曲应力。实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图2-30查得Flim1=300MPa, Flim2=270MPa弯曲强度最小安全系数SFmin由表2-17查得SFmin=1.25弯曲强度尺寸系数Yx由图2-33查得Yx1=1,Yx2=1弯曲强度寿命系数YNT，由图2-32（应力循环次数同接触疲劳强度校核）查得YNT1=0.88, YNT2=0.92。应力修正系数YST1=2, YST2=2相对齿根圆角敏感及表面状况系数为YVrelT1= YVrelT2=YRrelT1= YRrelT2=1许用齿根应力FP1=300×2×0.88×1

24、15;1×11.25= 422 MPaFP2=270×2×0.92×1×1×11.25=397 MPa弯曲疲劳强度的校核：F1=138 N/mm2<FP1F2=131 N/mm2<FP27） 静强度校核因传动无严重过载，故不需要作静强度校核8） 主要参数汇总法面模数mn=2mm,螺旋角=12°2256，小齿轮右旋，大齿轮左旋齿数z1=32,z2=117分度圆压力角=20°小齿轮直径d1=65.289mm,大齿轮直径d2=238.712mm齿宽b1=85mm,b2=78mm中心距a=152mm齿顶高ha=

25、2mm，齿根高hf=2.5mm2、 第二对齿轮设计计算1） 选择材料和精度等级主动轮转速n2=157r/min，转速不高，批量较小，小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度HB=241286，平均取为260HB，大齿轮选用45#钢，HB=229286，调质处理，硬度平均取240HB。同侧齿面精度等级取9级精度。2） 初步估算小齿轮直径d1采用闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径d1。中间轴输出转矩T1=298.7 N·m由表B-1查得Ad=756, K=1.5，由表2-14查得d=1.16.由图2-24查得接触疲劳强度极限Hlim1=710MPa, Hlim2=580

26、MPa,则HP10.9Hlim1=0.9×710=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580=522MPad1Ad·3u+1u·KTHP2d =(756×32.62+12.62·1.5×298.75222×1.16)mm= 94.58mm初取d1=95mm3） 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级v=d1·n160×1000 = (×95×15760×1000)m/s= 0.78m/s查表2-1，取9级精度合理。初取z1=31,z2=i23·z1=

27、2.62×31=81.189,取z2=81确定模数mt= d1/z1=95/31=3.065mm取mn=3mm确定螺旋角为=arccosmnmt =arccos 33.065 = 11.321°小齿轮直径d1= mtz1= 3.065 ×31=95.015mm大齿轮直径d2=mtz2= 3.065×81=248.265mm初步齿宽为b=d1d=95×1.16 =110mm校核传动比误差=8131-2.622.62 = -0.0027< 5%4） 校核齿面接触疲劳强度由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u±1u

28、HP校核齿面接触疲劳强度。计算齿面接触应力节点区域系数ZH，由图2-18查得ZH=2.43弹性系数ZE=189.8N/mm2重合度系数的计算公式由端面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为=12z1(tanat1tant)+z2(tanat2tant)由表2-5可得在此处键入公式。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20°cos11.321°)=20.365°at1=arccosdb1da1=arccos(d1costda1)=arccos(31×cos20.365°95+ 2×3)=28.138°at

29、2=arccosdb2da2=arccos(d2costda2)=arccos(248.265×cos30.265°248.265+ 2×3)=23.741°无变位，端面啮合角t=t=20.365°,因此端面重合度=1231×(tan28.138°tan20.265°)+ 81×(tan23.741°tan20.365°) =1.64.纵向重合度=b sinmn=110×sin11.321°×3=2.23 > 1因>1,故Z=1=11.64=0

30、.73螺旋角系数Z=cos=cos11.321°=0.93使用系数KA=1.25，动载荷系数Kv=1.2齿尖载荷分配系数KH查表2-8。其中Ft=2T1/d1=2×298.7/0.095=6238NKAFtb=1.25×6238110=70.9N/mm<100 N/mmcosb=cos cosn/cost=cos11.321°cos20°/ cos20.365°=0.932KH=KF=/cos2b=1.64/0.9322=1.84齿向载荷分布系数KH查表2-9。其中：非对称支承，调直齿轮精度等级9级A=1.17，B=0.16，C

31、=0.61KH=A+B(bd1)2+C·10-3b=1.17+0.16(11095) 2+0.61×0.001×110=1.45齿面接触应力为H=2.43×189.8×0.73×0.93×1.25×1.2×1.84×6238×623895×1102.62+12.62=569 N/mm2计算许用接触应力。由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim计算需用接触应力。其中，接触强度寿命系数ZNT由图2-27查得ZNT1=1.07，ZNT2=1.20。总工作时

32、间为th=10×300×8=24000h应力循环次数为NL1=60n1th=60×1×157×24000=2.36×108NL2= NL1/i23=2.36×108/2.62=3.64×107齿面工作硬化系数Zw1= Zw2=1.2HB-1301700=1.2240-1301700=1.14接触强度尺寸系数Zx由表2-18查得Zx1=Zx2=1.0.润滑油膜影响系数为ZL1= ZL2= ZR1= ZR2= Zv1= Zv2=1接触最小安全系数SHlim查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。许用接触应力

33、为HP1=710×1.07×1×1×1×1.14×11.05MPa=824MPaHP2=580×1.2×1×1×1×1.14×11.05MPa=755MPa验算：H=569N/mm2<HP2 =755MPa，接触疲劳强度合适，齿轮尺寸无需调整。5） 确定传动主要尺寸中心距为a=(d1+d2)/2=(95+248.265)/2=171.64mm圆整取a=172mm.由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角为=arccos(z1+z2)mn2a=arccos3

34、1+81×32×172=12°2256端面模数为mt=mn/cos=3/cos12°2256=3.071mm小齿轮直径为d1=(mn/cos)z1=3.071×31=95.214mm大齿轮直径为d2=(mn/cos)z2=3.071×81=248.751mm齿宽b为b=110mm,b1=114mm,b2=110mm小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos3=31/( cos12°2256)3=33大齿轮当量齿数为zv2= z2/cos3=81/( cos12°2256)3=866） 齿根弯曲疲劳强度验算由式（2-11）

35、F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP校验齿根弯曲疲劳强度。计算齿根弯曲应力。使用系数KA、动载荷分布系数Kv及齿尖在和分配系数KF分别为KA=1.25,Kv=1.2,KF=1.77,同接触疲劳强度校核。齿向载荷分布系数KF由图2-9查得。其中b/h=114/(2.5×3)=16.39KF=1.5齿形系数YF由图2-20（非变位）查得YF1=2.51，YF2=2.23；应力修正系数由图2-21查得Ysa1=1.64, Ysa2=1.75重合度系数Y为Y=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.64/0.93220.658螺旋角系数Y由图2-22查得Y=0.8

36、7齿根弯曲应力为F1=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYY=1.25×1.2×1.77×1.5×6238114×3×2.51×1.64×0.658×0.87=171MPaF2=F1Ys2YF2Ys1YF1=171×2.23×1.752.51×1.64=162MPa计算需用弯曲应力。由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin计算许用弯曲应力。实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图2-30查得Flim1=300MPa, Flim2=270MPa

37、弯曲强度最小安全系数SFmin由表2-17查得SFmin=1.25弯曲强度尺寸系数Yx由图2-33查得Yx1=1,Yx2=1弯曲强度寿命系数YNT，由图2-32（应力循环次数同接触疲劳强度校核）查得YNT1=0.89, YNT2=0.93。应力修正系数YST1=2, YST2=2相对齿根圆角敏感及表面状况系数为YVrelT1= YVrelT2=YRrelT1= YRrelT2=1许用齿根应力FP1=300×2×0.89×1×1×11.25=427MPaFP2=270×2×0.93×1×1×11.

38、25=401MPa弯曲疲劳强度的校核：F1=171N/mm2<FP1F2=162N/mm2<FP27） 静强度校核因传动无严重过载，故不需要作静强度校核8） 主要参数汇总法面模数mn=3mm,螺旋角=12°2256，小齿轮左旋，大齿轮右旋齿数z1=31,z2=81分度圆压力角=20°小齿轮直径d1=95.214mm,大齿轮直径d2=248.751mm齿宽b1=114mm,b2=110mm中心距a=172mm齿顶高ha=3mm，齿根高hf=3.75mm七、 轴的设计计算1、 高速轴的设计计算1） 选择材料和热处理选用45#钢，正火处理，硬度HB=1702172）

39、按扭转强度估算轴径查表1-3取C=112，由式dC3P1n1=11235.22576= 23.35mm取轴径d=35mm3） 初步设计轴的结构初选轻系列深沟球轴承6308，轴承尺寸为外径D=90mm,宽度B=23mm。初步结构如下图所示4） 轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和齿轮轴的齿轮部分的作用力，受力分析如下A、 输入轴转矩为Ti1=9.55×106×P/n =9.55×106×5.22÷576=85.7N·mB、 齿轮圆周力为Ft1= 2Ti1d1 =2×85.765 =2637NC、 齿轮径向力为Fr1=Ftt

40、anncos=2637tan20°cos11°247=979ND、 齿轮轴向力为Fa1=Ft1tan=2637×tan11°247=532N5） 计算轴承支点的支反力A、垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下：FBV=Ft1×74/(74+198)=2637×74/(74+198)=717NFAV=Ft1 FBV=2637- 717=1920NMVC=FBV×198=717×198=141966N·mm其受力图和弯矩图如下图所示B、水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAH= Fa1×32.

41、5+FQ×85Fr1×198)/(74+198)=(532×32.5+1315×85 979×198)/(74+198)=238N (向上)FBH= Fr1+FQ+ FAH = 979+1315 238=2056NMHC= FQ×85=1315×85=111775N·mmMHC= FAH×74=238×74=17612 N·mmMHC= MHC Fa1×32.5=17612532×32.5=34902 N·mm其受力图和弯矩图如下图所示6） 计算并绘制合成

42、弯矩图Mc=MV2+MH2Mc1=MVC2+M'HC2=(141966)2+(17612)2=143054 N·mmMc2=MVC2+M''HC2=(141966)2+(34902)2=146193 N·mmMc3=0+MHC2=0+(111775)2=111775 N·mm绘制合成弯矩图7） 计算并绘制转矩图上文已经计算出T=85700N·mm8） 计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b.由表1-2查得b=700MPa,由表1-4查得-1b=65MPa, 0b=110MPa,则=65/110=0.58由公式Me=

43、Mc22+(T)2Mec=(146913)2+(0.58×85700)2 =155094N·mm绘制合成弯矩图如下图所示按弯扭合成应力校核轴的强度由表1-4查得许用应力为-1b=65MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危险界面处的弯曲应力为b=MeCWC=1550940.1×503 =12MPa<-1b=65MPa安全2、 中间轴的设计计算1） 选择材料和热处理选用45#钢，正火处理，硬度HB=1702172） 按扭转强度估算轴径查表1-3取C=112，由式dC3P2n2=11234.96157=35.41 mm取轴径d=40mm3）

44、初步设计轴的结构初选轻系列深沟球轴承6308，轴承尺寸为外径D=90mm,宽度B=23mm。初步结构如下图所示4） 轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和齿轮轴的齿轮部分的作用力，受力分析如下A、 输入轴转矩为To2=9.55×106×P/n =9.55×106×4.91÷157=298.7N·mB、 齿轮圆周力为Ft2= Ft1=2637NFt3= 2To2d3 =2×298.70.095 =6288NC、 齿轮径向力为Fr2= Fr1=979NFr3=Fttanncos=6288tan20°cos12

45、6;2256=2343ND、 齿轮轴向力为Fa2=Fa1=532NFa3=Ft3tan=6288×tan12°2256=1380N5） 计算轴承支点的支反力A、 垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAV=Ft2×106+70.5+Ft3×70.5)/(88.5+106+70.5)=2637×106+70.5+6288×70.5)/(88.5+106+70.5)= 3249NFBV=Ft2+ Ft3 FAV=2637+62883249=5676NMVC1=FAV×88.5=3249×88.5=287536N&#

46、183;mmMVC2=FBV×70.5=5676×88.5=502326N·mm其受力图和弯矩图如下图所示B、水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAH= (Fa2×119+Fa3×47.5 +Fr2×(88.5+106)Fr3×70.5)/(88.5+106+70.5)=(532×119+1380×47.5 +979×(88.5+106)2343×70.5)/(88.5+106+70.5)=581N FBH= Fr3+ FAH Fr2 = 979+5812343= 783N（向上

47、）MHC1= FAH×88.5=581×88.5=51418N·mmMHC1= FAH×88.5Fa2×119=581×88.5532×119=11890 N·mmMHC2= FBH×70.5=783×70.5=55201 N·mmMHC2= FBH×70.5+ Fa3×47.5=55201+1380×47.5=10349N·mm其受力图和弯矩图如下图所示6） 计算并绘制合成弯矩图Me=Mv2+MH2Me1=Mvc12+MHc12=2875362

48、+514182=292097N·mmMe2=Mvc22+MHc22=(502326)2+(55201)2=505349 N·mm7） 计算并绘制转矩图前文已计算出转矩为To2=9.55×106×P/n =9.55×106×4.91÷157=298.7N·m8） 计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b.由表1-2查得b=700MPa,由表1-4查得-1b=65MPa, 0b=110MPa,则=65/110=0.58由公式Me=Me22+(T)2=(505349)2+(0.58

49、15;298700)2=534220 N·mm绘制合成弯矩图如下图所示按弯扭合成应力校核轴的强度由表1-4查得许用应力为-1b=65MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危险截面处的弯曲应力为b=MeCWC=5342200.1×453 =58MPa<-1b= 65MPa安全3、 低速轴的设计计算1） 选择材料和热处理选用40Cr，调质处理，硬度HB=2412862） 按扭转强度估算轴径查表1-3取C=100，由式dC3P33=10034.7160= 42.82mm取轴径d=45mm3） 初步设计轴的结构初选轻系列深沟球轴承6210，轴承尺寸为外径D

50、=90mm,内径d=50mm， 宽度B=20mm。初步结构如下图所示4） 轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和齿轮轴的齿轮部分的作用力，受力分析如下A、 输入轴转矩为To3=9.55×106×P/n =9.55×106×4.71÷60=741.7N·mB、 齿轮圆周力为Ft4= Ft3=6288NC、 齿轮径向力为Fr4= Fr3=2343ND、 齿轮轴向力为Fa4=Fa3=1380N5） 计算轴承支点的支反力A、垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAV=Ft4×80/(80+176)=6288×80/(

51、80+176)=1965NFBV=Ft4 FAV=6288- 1965=4323NMVC=FAV×176=1965×176=345840N·mm其受力图和弯矩图如下图所示B、水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAH= (Fa4×124+ Fr4×80)/(176+80)=(1380×124+2343×80)/( 176+80)=1400N FBH= Fr4 FAH =2343 1400=943NMHC= FAH×176=1400×176=246400N·mmMHC= FBH×80

52、=943×80=75440 N·mm其受力图和弯矩图如下图所示6） 计算并绘制合成弯矩图Mc=MV2+MH2Mc1=MVC2+MHC2=(345840)2+(246400)2=424639 N·mmMc2=MVC2+M'HC2=(345840)2+(75440)2=353972 N·mm绘制合成弯矩图7） 计算并绘制转矩图上文已经计算出T=741700N·mm9） 计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b.由表1-4查得b=800MPa,由表1-4查得-1b=75MPa, 0b=130MPa,则=75/130=0.58由公

53、式Me=Mc22+(T)2Mec=(424639)2+(0.58×741700)2 =604465N·mm绘制合成弯矩图如下图所示按弯扭合成应力校核轴的强度由表1-4查得许用应力为-1b=75MPa,。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危险截面处的弯曲应力为b=MeCWC=6044650.1×603 =28MPa<-1b=75MPa安全八、 滚动轴承的设计计算1、 高速轴的轴承设计1） 寿命计算高速轴的轴承型号为6308，基本额定动载荷为Cr=40800N，基本额定静载荷为C0r=24000N,脂润滑极限转速为7000r/min，油润滑极限转速

54、为9000r/min。齿轮线速度v=dn60×1000=×65×57660×1000=1.96m/s<3 m/s，故选用脂润滑。受力分析齿轮轴向力为Fa1=532N，每个轴承所受轴向力为Fa=532/2=266N轴承径向支反力：YZ方向：FAV=1920N ，FBV=717NXZ方向：FAH=238N，FBH=2056NFr1=FAV2+FAH2=19202+2382=1935NFr2=FBV2+FBH2=7172+20562=2177N静强度校核径向当量静载荷P0r=0.6Fr+0.5Fa=0.6FB+0.5Fa1=0.6×2177+0

55、.5×266=1439N或P0r=Fr=2177N取安全系数S0=3,则S0P0r=3×2177=6531NC0r=24000N安全计算当量动载荷计算公式P=fd(XFr+YFa)轴承1 的当量动载荷是P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)对于深沟球轴承Fa/C0r=266/24000=0.011,查表取e=0.18.Fa1/Fr1=266/1935=0.14<e，故取X1=1,Y1=0。冲击载荷系数fd=1.2。当量动载荷为P1=1.2×(1×1935+0×266)=2322N轴承2 的当量动载荷是P2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)对于

56、深沟球轴承Fa/C0r=266/24000=0.011,查表取e=0.18.Fa2/Fr2=266/2177=0.12<e，故取X1=1,Y1=0。冲击载荷系数fd=1.2。当量动载荷为P2=1.2×(1×2177+0×266)=2612N故当量动载荷是P=maxP1,P2=2612N轴承寿命Lh=10660n(CP)，对于球轴承=3Lh=10660×576(408002612)3=110278h > th=24000h，6308轴承能满足要求2） 极限转速计算极限转速计算公式为 n=f1f2nlim由P/C=2612/40800=0.064

57、,查得载荷变化系数f1=1，载荷分布系数 f2=1,所以n=1×1×7000=7000r/min > 576 r/min,满足要求2、 中间轴的轴承设计1） 寿命计算中间轴的轴承型号为6308，基本额定动载荷为Cr=40800N，基本额定静载荷为C0r=24000N,脂润滑极限转速为7000r/min，油润滑极限转速为9000r/min。齿轮线速度v=dn60×1000=×119×15760×1000=0.98m/s<3 m/s，故选用脂润滑。受力分析齿轮轴向力为Fa=|Fa2Fa3|=|1380532|=848N，每个轴

58、承所受轴向力为Fa=848/2=424N轴承径向支反力：YZ方向：FAV=3249N，FBV=5676NXZ方向：FAH=581N，FBH=783NFr1=FAV2+FAH2=32492+5812=3301NFr2=FBV2+FBH2=56762+7832=5730N静强度校核径向当量静载荷P0r=0.6Fr+0.5Fa=0.6FB+0.5Fa1=0.6×5730+0.5×424=3650N或P0r=Fr=424N取安全系数S0=3,则S0P0r=3×3650=10950NC0r=24000N安全计算当量动载荷计算公式P=fd(XFr+YFa)轴承1 的当量动载荷

59、是P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)对于深沟球轴承Fa/C0r=424/24000=0.018,查表取e=0.20.Fa1/Fr1=424/3301=0.13<e，故取X1=1,Y1=0。冲击载荷系数fd=1.2。当量动载荷为P1=1.2×(1×3301+0×424)=3961N轴承2 的当量动载荷是P2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)对于深沟球轴承Fa/C0r=424/24000=0.011,查表取e=0.20.Fa2/Fr2=424/5676=0.07<e，故取X1=1,Y1=0。冲击载荷系数fd=1.1。当量动载荷为P2=1.1×(1

60、×5676+0×424)=6243N故当量动载荷是P=maxP1,P2=6243N轴承寿命Lh=10660n(CP)，对于球轴承=3Lh=10660×157(408006243)3=36631h > th=24000h，6308轴承能满足要求2） 极限转速计算极限转速计算公式为 n=f1f2nlim由P/C=6423/40800=0.15,查得载荷变化系数f1=0.86，载荷分布系数 f2=1,所以n=0.86×1×7000=6020r/min > 157 r/min,满足要求3、 低速轴的轴承设计1） 寿命计算中间轴的轴承型号为6210，基本额定动载荷为Cr=35000N，基本额定静载荷为C0r=23200N,脂润滑极限转速为6700r/min，油润滑极限转速为8500r/min。齿轮线速度v=dn60×1000=×124×6060×1000=0.39m/s<3 m/s，故选用脂润滑。受力分析齿轮轴向力为Fa=Fa4=1380=1380N，每个轴承所受轴向力为Fa=1380/2=690N轴承径向支反力：YZ方向：FAV=1