同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、机械工程学院机械设计课程设计说明书设计题目同轴式二级圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号指导教师：2016年6月30日TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark6一、设计任务书0 HYPERLINK l bookmark8二、传动方案的拟定及说明0 HYPERLINK l bookmark38三、电动机的选择1 HYPERLINK l bookmark48四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2 HYPERLINK l bookmark58五、计算传动装置的运动和动力参数3 HYPERLINK l bookmark60六、传动件的设计计算4 H

2、YPERLINK l bookmark207七、轴的设计计算10 HYPERLINK l bookmark291八、滚动轴承的选择及计算28 HYPERLINK l bookmark359九、键联接的选择及校核计算33 HYPERLINK l bookmark389十、联轴器的选择35 HYPERLINK l bookmark391十一、减速器附件的选择和箱体的设计35 HYPERLINK l bookmark397十二、润滑与密封36十三、设计小结37十四、参考资料38设计计算及说明结果一、设计任务书题目：用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。1基本数据：已知输送带的工作拉力F=

3、2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径D=360mm；工作情况：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳工作寿面：使用期限为10年，每年300个工作日，每日工作16小时；4制作条件及生产批量：中等规模机械厂制造，可加工7-8级齿轮，小批量生产：部件：（1）电动机（2）减速器（3）联轴器（4）输送带（5）输送带鼓轮设计工作量：（1）绘制减速器装配图一张（A0或A1）。（2）绘制减速器零件图2两张。（3）编写设计说明书1份。二、传动方案的拟定及说明如图一所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器的轴向尺寸较大,中间轴较长，刚度较差。常用于输入和输出轴同轴线的场合。1r11111r生

4、2设计计算及说明结果设计计算及说明结果图一带式输送机传动系统简图1电动机；2，4联轴器；3减速器；5滚筒；6输送带设计计算及说明结果三、电动机的选择和计算电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。电动机容量(1)卷筒轴的输出功率PFv1000型涉3036kWP3.36kWw电动机的输出功率Pd传动装置的总效率,2,2,21234式中，,，,，,，,为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械1234设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表2-2查得：圆柱齿轮传动,=0.98；弹性联轴器,0.99；运输机滚筒,0.96；滚

5、动轴承,0.98，贝y234,0.86P故PdVT0.863.681kW(3)电动机额定功率Ped由第16章表16-1选取电动机额定功率P,4kWoed3.电动机的转速工作机滚筒的转速为60 x1000vn=59.68r/minwD经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。,0.86P3.618kWdP4kWed设计计算及说明结果1.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6410009602.

6、02.2HDEGKL13238803312515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比.nimnw如15.0763.69设计计算及说明结果i15.07i3.881i3.8822.分配各级传动比因为减速器为同轴式减速器，所以两级减速比相同i=15.07iii3.882五、计算传动装置的运动和动力参数各轴转速减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为nn960r/minmn土-960247.42r/minIi3.882n247.42/n亠63.76r/minhii3.883各轴输入功率按电动机额定功率P计算各轴输入功率，即edPP,4x0.983.960kW

7、TOC o 1-5 h zd1PP,3.960 x0.98x0.98=3.803kW114PP,3.803x0.98x0.98=3.652kW214PP3.652kW出hi各轴转矩 HYPERLINK l bookmark22P4T9550亠9550 x=39.7渕-mdn960iTTx,39.79x0.99=39.39N-mid1TTxix,x,39.39x3.99x0.98x0.98=146.7&-mI124TTxix,x,146.78x3.88x0.98x0.98=546.95N-mII233TTX,X,546.95x0.99x0.98=530.65N-m卷III12电动机轴高速轴I中速

8、轴II低速轴III卷桶轴转速(r/min)960960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436转矩（N-m）39.7939.39146.78546.95530.62设计计算及说明结果斜齿圆柱齿轮7级精度z24114a）六、传动件的设计计算1.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T=T=146.78Nm，小齿轮转速1IIn=n=247.42r/min，传动比i=i=3.88。1II2（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查

9、此书）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240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z=24:大齿轮齿数ziz3.88x24,93121初选取螺旋角14（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即2KTu+1,ZZ确定公式内各计算数值a）试选载荷系数K1.6b）由图10-20选取区域系数Z2.433Hc）由图10-26查得0.7&0.88，+0.78+0.881.66_a1a2aa1a2d）小齿轮传递的传矩T146.78Nme）由表10-7选取齿宽系数1df）由表10-6查得材料弹性影响系数Z189.8MPa2Eg）由

10、图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限G600MPa；Hlim1大齿轮的接触疲劳强度极限g550MPaHlim2h）由式10-13计算应力循环次数：i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K0.90,K0.94HN1HN2j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（10-12）得H1K0.90 x600_hn1hiim1MPa540MPa;S一K_HN2Hlim2Sk)许用接触应力,HH210.94x550MPa517MPa+H2H2540+517528.5MPa计算a)试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得1tdit2x1.6x422.36x1033.713+

11、1(2.433x189.8)3xx33.7131x1.66528.5丿2mm92.40mmd92.40mm1160 x1000c)齿宽b及模数mntb二d1.0 x92.40mm=92.40mmd1tdcosP92.40 xcosl4。mm3.74mmz1mnt24v1.196m.sb）计算圆周速度兀dn兀x92.40 x155.13vn1m.s0.7505m：s60 x1000h2.25m2.25x3.74mm=8.41mmntb/h92.40/8.41=10.76计算纵向重合度卩0.318-z-tanP=0.318x1x24xtan14=1.903Pd1计算载荷系数K由表10-2查得使用系

12、数K1根据V二1.196m/s,7级精度，由图10-8A查得动载系数K1.04；由表10-4查得K的值与直齿轮的相同，故vHpK1.321；因HPKF/b1x422.36/(92.4/2)/92.4二98.9N/mm100N/mm表10-3At查得KK1.4；图10-13查得K1.28H“F“FP设计计算及说明结果故载荷系数:KK，K，K，K1x1.04x1.4x1.321=1.92AVHH卩f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得Ki192mm98.19mmdd390.40 x3：二1叶K：1.6g)计算模数mn设计计算及说明结果设计计算及说明结果m3.97mm24

13、(3)按齿根弯曲强度设计由式(10-17)2KTYcos2Pm3中n勺止2P3ez2丫d1确定计算参数计算载荷系数YYFa_Sa-Fa)d-cosP98.19xcosl4。_m二mm=3.97mmnz1设计计算及说明结果设计计算及说明结果1x1.04x1.4x1.281.86设计计算及说明结果设计计算及说明结果b)根据纵向重合度%1.903从图10-28查得螺旋角影响系数丫卩0.88c)计算当量齿数zZ1v1cos3P2426.27d)e)cos314Zv2cos3P查取齿形系数由表10-5查得YFa1查取应力校正系数93101.80cos3142.592,YFa22.185设计计算及说明结果

14、由表10-5查得YSa11.596,Y1.787Sa2设计计算及说明结果设计计算及说明结果f)计算弯曲疲劳许用应力设计计算及说明结果由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K=0.84,K=0.88FN1FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得F1F2K0.84x500=fn1fe1=300.0MPaS1.4K0.88x500cw”=fn2fe2=238.9MPaS1.4YYg)计算大、小齿轮的v即，并加以比较FY2.592x1.596v,Sa1=0.01379

15、F1YF2大齿轮的数值大设计计算300芈芾=0.01634i2x1.86x422.36x103x0.88xVos14。m31n1x242x1.66x0.01634mm=2.81mmm2.81mmn对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强n度计算的法面模数，取m=3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳n强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径q=98.19mm来计算应有的齿数。于是由dcosP98.19cos14亠=31.76mn=32，则zuz=3.88x24m12n2aarccos(32+124)313。13,552233设计计算及说明结果设计计算及说明

16、结果因P值改变不多，故参数,K,Z等不必修正a卩H计算大、小齿轮的分度圆直径dZ亠323mm98.75mmd98.75mm1d381.79mm2B=105mm1B=100mm21cospcos131355Z-m1243dn-mm381.79mmcospcos131355计算齿轮宽度b-d198.75mm98.75mmd1圆整后取B105mm,B100mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用

17、左旋,大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.88模数(mm)3螺旋角13。13,55中心距(mm)241齿数3212532125齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75381.7998.75381.79齿根圆91.25375.0491.25375.04齿顶圆104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋七、轴的设计计算高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)高速轴功率(kw)转矩T(Nm)9603.9639.39作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75mm，根据机械

18、设计(轴的设计计算部分未作说明皆查此书)式(10-14),则F二_2T2x39.39二797.77Ntd-98.75x10-3-F:Ftanatg20，NTF:=797.77N二tn二797.77xs二298.53Nt=298.53NrCOSPcos13，1355F:rF:a二FttanP二797.77xtan20,二108.66NF:a=108.66N(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A二112，于是得0P396d=17.96mmmindmin二A03n二112X3960=17.96mm(4)轴的结构设计设计计

19、算及说明结果设计计算及说明结果1)拟订轴上零件的装配方案(如图)IIIIIIVWW设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d=32mm。联轴器与轴配合的长度L=80mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工乍要求并根据咕=1伽，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7204AC轴承，其尺寸为dXDXB=20mmX47mmX14mm，故d=d=20mm；而Liii-ivw-哪iii-iv=14+20=34mm，L=10mm。v-右

20、端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7204AC轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度为3mm，J（26mm。取安装齿轮的轴段W-V的直径d=45mm，取L”1102mm齿轮的左端iv-viv-v与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，端盖的外端面与联轴器右端面间有一定距离，故取L=60mm。至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用平键6mmX6mmX63mm，联轴器与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键6mmX6mmX70mm，为了保证齿轮与轴配合

21、有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明III7518与联轴器键联接配合IIIII6019定位轴肩IIIv3520与7204AC轴承配合，套筒定位vV10245与小齿轮键联接配合Vw1049定位轴环3020角接触球轴承7204AC轴承总长度311mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7204AC型角接触球轴承，由手册中查得a=

22、14.9mm。因此，轴的支撑跨距为Ll=118.5mm,L+L=67+57=124mm。23根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的M、M及M的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力F1143N,F1262NNH1NH2F-2237N,F=1516NNV1NV2C截面弯矩MMFXL85185NmmHNH23MFXL+MVNV23a145551N，mm总弯矩MM2M2=J8518521455512=168646N-mmmax%HV扭矩T118750N-mm设计计算及说明结果(6)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的根据式(

23、15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a=0.6,计算应力caM2+(aT)2=回!卫1刃更Mpa=28.61Mpa0.1403设计计算及说明结果设计计算及说明结果因此已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得Q=70MPa。-10,故安全。ca-1中速轴的设计转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T(N-m)247.423.83146.78(1)中速轴上的功率、转速和转矩Gca28.61Mpa安全设计计算及说明结果(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=381.79mm，根据式(10-14),则Ft1Fr1Fa12TdFttanan=768.90ta

24、n笔=288.42Ncoscos14Ftan=768.90tan14=191.70Nt=2146.78=768.90N381.7910-3设计计算及说明结果设计计算及说明结果已知低速级齿轮的分度圆直径为J=9875mm，根据式(10-14),则设计计算及说明结果选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取Ao112，于是得dA3min0P112,n3.8033247.4227.85mmd27.85mmminX72970.76Nt298.75,10-3Ftantan20Ftn2970.76,1115.12Nr2coscos154FFtan2970.76,tan14=741.19Na2t(3

25、)初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。设计计算及说明结果设计计算及说明结果轴的结构设计（如图）1）拟订轴上零件的装配方案设计计算及说明结果设计计算及说明结果IIIIIIWVW02）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据di-n=dv-w=30mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7206AC型角接触球轴承，其尺寸为dXDXB=30mmX62mmX16mm,故L=L=16+20=36mm。i-Iv-vi两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得7206AC型角接触球轴承的

26、定位轴肩高度h=3mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。取安装大齿轮出的轴段IITII的直径dn-m=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d卜W=50mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L嘶=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mmX8mmX70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2x45。，各圆角半径见图

27、轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明III3630与7209AC型角接触球轴承配合，套筒定位IIIII9845与大齿轮键联接配合IIIW9050定位轴环WV10345与小齿轮键联接配合VW3630与7209AC型角接触球轴承配合总长度363mm求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7206AC型角接触球轴承，由手册中查得a=18.7mm。因此，轴的支撑跨距为L=65.3mm，L=190.5，L=65.8mm。123根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的M、M及

28、M的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力F，68NNH1F，1382NNV1FF，6186NNH2F，2682NNV2C截面弯矩MM，FxL，460875NmmHNH23M，FxLMVNV23a2，353536Nmm设计计算及说明结果总弯矩M=JM2,M2二J4608752,3535362二580856NmmmaxHV扭矩T=422360NmmFnlFrUFrZ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，取a=0.6，轴的计算应力o=caM2+(aT)2W5808562+(0.64223600.1503Mpa=50.70Mpao=50.70Mp

29、aca已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得Q=70MPa。因此-1oo,故安全。ca-13.低速轴的设计安全(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T(N-m)63.763.652546.95(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d=381.79mm，根据式(10-14),则2Td=2546-95=2865.19N381.7910-3tana19tg20coscos14Ftan=2865.19tan14=t=1074.771N714.37N(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。

30、根据表15-3，取A=112，于是得d=A30min0=43.17mmd=43.17mmmin(4)轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)IIIIIIWVWW设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，“-W轴段左端需制出一轴肩，故取V-W段的直径dv_=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故W-W段的长度应比.略短一些，现取L旺迎=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用7210AC型角接触球轴承。参照工作要求并根据d=45mm，由轴承产

31、品目录中初步选取标准精度级的7210AC型角接触球轴承，其尺寸为dXDXB=50mmX90mmX20mm，故d=d=50mm；而L=20mm，L=20+20=40mm。I-IIw-vi-iiw-v左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得7210AC型角接触球轴承的定位高度h=3.5mm,因此，取得dn-m=52mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位,同理可得套筒右端高度为3.5mm。取安装齿轮出的轴段III-W的直径d肝w=50mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取打冷=98mm。轴承端盖的总

32、宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取Lv刑=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为14mmX9mmX80mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为16mmX10mmX80mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明III2050与7214AC型角接触球轴承配合IIII

33、I1054轴环IIIw4052与大齿轮以键联接配合，套筒定位wv4450与7214AC型角接触球轴承配合vw6047与端盖配合，做联轴器的轴向定位10545与联轴器键联接配合Fr设计计算及说明结果(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7210AC型角接触球轴承，由手册中查得a=26.3mm。因此，轴的支撑跨距为L+L47.9+62=109.9mm12根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的M、M及M的值列于下表。Q=22.21MpacaHV载荷水平面H垂直面V

34、支反力FF=3943.35NNH1F=3522.72NNH2F=2039.50NNV1F=4831.04NNV2B截面弯矩MM=FL=264204NmmHNH11M=FxLVNV22=362325Nmm总弯矩M=JM2+M2=J2642042+3623252=448423NmmmaxHV扭矩T=1370920Nmm(6)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，取a=0.6，轴的计算应力ca0.1753安全!MT=.4484232+(.6137092吵Mpa=22.21Mpa已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得Q=70MPa。因此Q

35、Q，-1ca-1故安全。精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面VWW只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面VWW无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和W处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面III的应力集中影响和截面W的相近，但截面III不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面III显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽

36、的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面W左右两侧。2）截面W左侧抗弯截面系数wo.1d30.1x503mm3=12500mm3抗扭截面系数W0.2d30.2x503mm3=25000mm3截面W左侧的弯矩为50一48M448423x=17936.92Nm50截面W上的扭矩为T1370920N，mmM1793692截面上的弯曲应力b-1793蔦2MPa1.43MPabW12500设计计算及说明结果设计计算及说明结果T截面上的扭转切应力-TWT1370920MPa5.48MPa25000设计计算及说明结果设计计算及说明结果轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得735MPa,355

37、MPa,=200MPaTOC o 1-5 h zb11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r2.0D750.027,1.07D75d70经插值后可查得a2.3,a1.32轴的材料的敏性系数为q0.82,q=0.85a故有效应力集中系数为k1+q(a1L1+0.82x(2.3-1)=2.07k1+qW1)1+0.85xG.32-1)1.27尺寸系数0.65扭转尺寸系数0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为卩0.92轴未经表面强化处理，即B=1,则得综合系数值为q“k1|2.071K+1=+13.27卩0.650.92设计计算及说明结果-1凹，丄-11.670.800.92

38、vk1K+-T卩TT又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数p0.10.2,取p0.15；oop0.050.1,取p0.075；T于是,计算安全系数S值，按式（15-6）（15-8）则得cao-1Ko,pooaom3553.27x1.43,0.15x0一7.485T-1KT+申Ttatm2004.785.485.4867x,0.075x22ScaSSoT/S2+S2oT7.485x4788.88S1.5v;7.4852+4.782ScaS8.88二1.5故可知其安全。3）截面W右侧抗弯截面系数W0.1d30.1x503mm3=12500mm3安全抗扭截面系数wt0.2d30.2x503mm3=25

39、000mm3截面W右侧的弯矩为M448423x罟17936.92Nm设计计算及说明结果设计计算及说明结果截面W上的扭矩为T1370920N-mmM1793692截面上的弯曲应力obW-MPa1.43MPa设计计算及说明结果设计计算及说明结果T截面上的扭转切应力Tt-TWT彩54.83MPa设计计算及说明结果轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得o735MPa,o=355MPa,t=200MPab-1-1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2设计计算及说明结果设计计算及说明结果经插值后可查得a2.2,a=1.30,T又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82，q=0.8

40、5at故有效应力集中系数为k1+qa-1）=1+0.82x（2.2-1）=1.98k=1+（a-1）1+0.85x（1.30-1）=1.26TTT由附图3-2得尺寸系数0.67由附图3-3得扭转尺寸系数0.82Tk111.981K+-1=+13.04,P0.670.92,k111.261K+一1_+一-11.62TPTT0.820.92轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为卩卩0.92,T轴未经表面强化处理，即B=1,则得综合系数值为q又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数0.10.2,取0.15；,0.050.1,取0.075；TT于是，计算安全系数S值，按式(15-6)(15-8)则得ca

41、355ScaT-1KT+4.2S1.5安全设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算L=5.84x104hh轴承预期寿命L=1036582=5.84x104hh1.高速轴的轴承选用7204AC型角接触球轴承,查表135,得e二0.68求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由高速轴的校核过程中可知：F二1143N,F二1262NNH1NH2F二一2237N,F二1516NTOC o 1-5 h zNV1NV2F=JF2+F2=-11432+(-2237).2=2512Nr1：NH1NV1F=：F2+F2*12622+15162=1973Nr2NH2NV2求两轴承的计算轴向力F和Fa1a2F由机械

42、设计表13-7得Fd=u2YFd1Fd225122x0.4ctg115135=659N19732x0.4ctg115135=518N设计计算及说明结果设计计算及说明结果因为F=875NaeF+F=1393NFTOC o 1-5 h z所以aed2d1F=F+F=1393Na1aed2F=1393Na1F=518Na2F=F=518Na2d2求轴承当量动载荷P和P12设计计算及说明结果a1Fr11393=0.5545e2512Fa2518=0.2625,eF1973设计计算及说明结果设计计算及说明结果P=4024N1P=2170N2106Cs1062960nIPJ60730P，12L=h3=4.

43、18105hLhL=4.18x105hhLh满足寿命要求机械设计表13-6，取载荷系数f二1.1pP1二4024N=f（0.4Fr1+YFa1=1.1（0.42512+0.4ctgll。5135x1393）pr+aP=fF=1.11973=2170N2验算轴承寿命中速轴的轴承选用7206AC角接触球轴承，查课程设计表13-5，得e=0.68,（1）求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由中速轴的校核过程中可知：F=68N，F=6186NNH1NH2F=1382N，F=2682NTOC o 1-5 h zNV1NV2F=JF2+F2=682+1382.2=1384Nr1NH1NV1F=、F2+F

44、261862+26822=6742Nr2NH2NV2（2）求两轴承的计算轴向力F和Fa1a2由机械设计表13-7得FdFr-2Y13842,0.4ctgl2。5710398N67422,0.4ctgl2。57101938N因为FF-F3113-8372276Naea2a1F+F4214NF所以aed2d1FF+F4214Na1aed2FF1938Na2d2d2(3)求轴承当量动载荷P和P12F4214Na1F1938Na2-a!r1a242141384193867423.045e0.2875e由机械设计表13-6，取载荷系数f1.1pPf(0.4FYF)1.1,(0.4,1384+0.4ctg

45、12。5710 x4214)1pr1+a1P8671N18671NPfF1.1,67427416NP7416N22pr2验算轴承寿命因为PP，所以按轴承1的受力大小验算12106(C、60nJP丿106(10260 x153.6J8.671丿1034.02,105hLhL4.02,105hhLh设计计算及说明结果设计计算及说明结果满足寿命要求故所选轴承满足寿命要求。设计计算及说明结果低速轴的轴承选用7210AC角接触球轴承，查课程设计表13-5，得e=0.68(1)求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由低速轴的校核过程中可知:F3943N，F=3522NNH1NH2F-2039N，F4831NTOC o 1-5 h zNV1NV2F：F2+F2.39432+(2039).2=4439Nr1NH1NV1V；F2+F235232+48312=5979NNH2NV2(2)求两轴承的计算轴向力F和Fala2F机械设计表得Fd2Y443920.4ctg12。571059791276N20.4ctg12。57101719N因为Fae2717NF所以ae,F3993NFd1d2F1276Nd1Fa1FF+F3993Na2aed1(3)求轴承当量动载荷P和P12FalFrl12760.2875e4439F1276Na1F3993Na2Fa2Fr23993