单级斜齿圆柱齿轮减速器 用于双滚式压碎机的传动系统中

1、中北大学课程设计任务书2015/2016学年第 1 学期学院：中北大学信息商务学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名： XXX 学号： XXXXX课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器起迄日 期：2015年12月14至 2016年1月1号课程设计地点：A306指导教师：XXX系 主 任：XXX下达任务书日期: 2015年 12 月 14 日课程设计任务书设计目的：（1）通过课程设计，培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分 析解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和

2、 规范等。设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）： 设计二台璋级斜离画柱需轮减速器，孩减速器用于双滚式斥碎机的传动系统申: 方案简图（题号10）：原始数据：碎料箱滚子轴转速130 rpm ；碎料箱输入轴所需功率4.9 KW。技术条件：该压碎机两班制连续工作，单向回转，有较大振动，压碎机滚子转速允许误 差为5%,使用期限8年。设计工作任务及工作量的要求包括课程设计计算说明书（论文）、图纸、 实物样品等:设讦分段进行,在没有原厕番误時才能进行下二阶段设计：，以葆注设计质量。1）设计计算 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，进行传动件的设计计算, 校核轴、轴承、键，选择联轴

3、器等。2）草图绘制、审查和修改根据上述设计计算，绘制装配图的主、俯视图。3）绘制装配图 除绘制草图内容外，绘制装配图的侧视图，编写技术要求，对零件编 号，填写明细表及标题栏等。4）绘制零件图 选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。鼓励采用计算机绘图。5）编写设计说明书 要求内容全面，条理清楚，书写认真，图示正确，符合规定要求。课程设计任务书主要参考文献:杨可桢，程光蕴机械设计基础第四版北京:高等教育出版社,1999吴宗泽，罗圣国机械设计课程设计手册第二版北京:高等教育出版社,1999草图1张减速器装配图1张零件图2张设计说明书一份（A1坐标纸）1)2)（A0 图）3)4)设计成果形式及要求:

4、（A1坐标纸）1)2)（A0 图）3)4)（A3图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图）工作计划及进度:2015 年 12月14日 12月2212月232015 年 12月14日 12月2212月23日 12月2412月25日 12月2812月29日 12月3012年30日 12月31日日日日日2016年1月5日设计计算编写设计说明书草图绘制、审查和修改绘制装配图绘制零件图答辩系主任审查意见:签字:单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书学生姓名： XXX学 号： XXXXX学院：中北大学信息商务学院专业：机械设计制造及其自动化题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器指导教师：XXX职称:教授2015

5、年 12 月 24 日目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 一、传动方案的分析和拟定1 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 二、电动机的选择1 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 三、传动装置运动及动力参数计算3 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 四、传动零件的设计计算5 HYPERLINK l bookmark136 o Current Document 五、轴的计算1

6、3 HYPERLINK l bookmark174 o Current Document 六、滚动轴承的选择和计算20 HYPERLINK l bookmark192 o Current Document 七、键连接的选择和计算23 HYPERLINK l bookmark194 o Current Document 八、联轴器的选择24 HYPERLINK l bookmark198 o Current Document 九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择24 HYPERLINK l bookmark200 o Current Document 十、参考资料25一、传动方案的分析和拟定

7、机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递 原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成 部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种 不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从 而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功 能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及 机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以

8、便选择一个合适的传动机 构。带传动可用于两轴中心距离较大的传动并且带具有弹性，可缓和冲击和振动 载荷，运转平稳,无噪声，当过载时，带即在轮上打滑,可防止其他零件损坏，结构 简单，设备费低，维护方便故本文在选取传动方案时，采用带传动。本文设计传动系统的传动装置由电动机、带、减速器、联轴器、滚筒五部 分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计该 减速器，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。二、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型2、选择电动机的容量电动机所需的功率为p Fvp 二厶二二 kW

9、d 耳 耳 aa由电动机到工作机的传动总效率为式中耳、H、耳、耳、耳分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作2 3 4 5机的传动效率。取耳二0.96 （带传动），n二0.99 （轴承），耳=0.97 （齿轮精度1 2 3为8级），n二0.99 （弹性联轴器）,则:4n 二n xnxn xn =0.894总134所以pP,= 5.48 kWdna根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。3、确定电动机转速工作机轴转速为60 x100060 x1000v兀D=130r/ min取V带传动的传动比2-4, 一级圆柱齿轮减速器传动比3-5,则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为 6-20

10、。故电动机转速的可选范围为n = ii n 二（6 20） x 130.00 =780 2600 r/min da综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比,选电 动机型号为Y132S-4,将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到传动比 方案,如表2.1所示。表 2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比V带减速器Y132S-45.5144011.6068.0011.133.7电动机型号为Y132S-4,主要外形尺寸见表2.2。I JI7T1II JI7T1I-T1 1B 1-x t：图2.1

11、电动机安装参数表2.2电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLXHDAXBKDXEFXG132475X315216X1401238X8010X33三、传动装置运动及动力参数计算电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。1、计算各轴转速I轴nn-480 r/min1 i0II轴nn 二二 130 r/min 2 ii工作机轴n = n = 130 r/min322、计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率I 轴P = P 耳=5.48x0.96=5.2608kWd 1II轴P = P 耳耳=5.2608x0.99x0.

12、97=5.0519kW1 2 3工作机轴 P 二 P n 2q =5.0519x0.99x0.99x0.99=4.9017 kW2 2 4各轴输出功率轴P 二 P n =5.2608x0.99=5.2082 kW1 1 2轴P = P n =5.0519x0.99=5.0014kW2 2工作机轴P = p n =4.9017x0.99=4.8526kW3 3 23、计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩 T 为dT = 955o = 29.04 N - mdndI轴输入转矩T = 9550 p =104.668 N - m1n1II轴输入转矩 T = 9550 邑=371.120 N - m

13、2n2工作机轴输入转矩T = 9550旦=359.962 N - m3n 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0. 99。4、计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。表 3.1 运动和动力参数计算结果轴名功率P (kw)转矩T (Nm)转速n r/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴5.4829.041440.0030.960I轴5.26085.2082104.688103.6414803.70.960II轴5.05194.0014371.120367.4091301.0000.980工作机轴4.90174.8526359.962356.362130四、传动零件的

14、设计计算1、带传动的设计计算（1）已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率p/小带轮转速n ； dd大带轮带轮转速n与初选带传动传动比i =3。20（2）设计步骤A、确定计算功率pca查得工作情况系数KA=1.1。故有：p = K P 1.1X5.57 =6.028 kWca A dB、选择V带带型据p和n选用A带。ca dC、确定带轮的基准直径d并验算带速d1）初选小带轮的基准直径 d ，取小带轮直径 d =100 mm 。 d d 12）验算带速v,有：兀 X d X n 3.14159X100X1440.000did 二60 x 100060X100=7.54

15、m/s因为7.54 m/s在5m/s一30m/s之间，故带速合适。3）计算大带轮基准直径 d d2d - i x d = 100 X 3=300 mm取 d =300 mmd 2 0 d1d 2D、确定V带的中心距a和基准长度Ld1）初定中心距a =389 mm02）计算带所需的基准长度兀(d d )2L“ u 2a + (d + d ) + di d2 =1453 mm d00 2 d 1d 24a0选取带的基准长度L =1400 mmd计算实际中心距L La u a=373.5 mm0 2中心距变动范围： a = a 0.015L =373.5-0.015X1400=352.5 mm TO

16、C o 1-5 h z minda = a + 0.03L = 373.5+0.03 X 1400 = 415.5 mm maxdE、验算小带轮上的包角57 3。a = 180。一(d d )xd 2d1a=180 - (300-100)X0.1535。=149.317。90。F、计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率Pr由 d = 100 mm 和 n = 1440r/min 查得d 10P 0=1.32 kW据n = = 1440r/min, i =3和A型带，查得 d0A P o=0.17 kW查得 K =0.95， K =0.93，于是：alP =( P + A P ) x K x

17、Kr 00L a= (1.32+0.17)X0.93X0.95 =1.32 kW2)计算V带根数zZ = -ca = 4.47故取 5 根。rG、计算单根V带的初拉力最小值(F )0 min查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以(F、_500 (2.5 - K )P 丄(F ) . 500 xaca + qv20 minK x z x va=261.33N应使实际拉力 F 大于 (F )00 minH、计算压轴力Fp压轴力的最小值为：(F )= 2z(F ) sin a =2520.18 Np min 0 min 2带传动的计算结果把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。表 4.1

18、带传动的设计参数带型A中心距373.5 mm小带轮直径100 mm包角149.317 大带轮直径300 mm世1Z 带长1400 mm带的根数5初拉力261.33 N带速7.54 m/s压轴力2520.18 N2、齿轮的设计计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材 料为45钢（调质）硬度为240HBS。初选齿轮1齿数20,齿轮2齿数86,初选螺 旋角0 = 14。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径-t1 dI12KT i +1 (Z ZK载荷系数，选K -t1 dI12KT i +1 (Z ZK载荷系数，选K = 1.6tt0齿宽系数，取0 = 1dd端面

19、重合度， = + ，查得= 0. 75,aa 1a 2a1 = 0.89， a2则 =1.64ai1 齿轮副传动比， i =41Z 区域系数，查得Z = 2.433HHZEL H材料的弹性影响系数，查得Z = 189.8 MPaE许用接触应力，h =叮芈丄查得齿轮1接触疲劳强度极限a= 600MPa。H lim1查得齿轮2接触疲劳强度极限a= 550MPa。H lim 2计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）N = 60njL = 60 x480 x 1 x （ 2X8X300X10） = 13.82 x 1081 1 hNN =丁 = 3.455 x 1082i查得接触

20、疲劳寿命系数K = 0.93，K= 0.95HN1HN 2取失效概率为1%，安全系数S = 1，得：1 K a 0.93 X 600= HN1_H liml = 一 =558 MPa h i S11 K a 0.95X550丿2=十严=1=522.5MPa则许用接触应力-t1 da +-t1 da +a 1558+522.52=540.25 MPaaEde2、 丿Qmm圆周速度兀d n1-160圆周速度兀d n1-160X1000二 1.42m/s齿宽b = Q d - 1X56.75 =56.75mm d 1t模数ntd cos Bntd cos Bi-z1=2.66mmh = 2.25m

21、- 2.25X2.66 =5.985 mm ntb/h = 56.75/5.985=9.48纵向重合度计。亠誉严.318X1X2X tan】4。=1.59计算载荷系数 K ：已知使用系数KA二1.25；根据v = 1.32 m/s，8级精度，查得动载系数K =1.04；V用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K = 1.42 ；HP查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数K祁=1.3；查得齿间载荷分配系数K二K二1.2；HaFa故载荷系数 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark90 o Current Document K =

22、KAKvKHa KhpU25.04.2.42=221按实际载荷系数校正所算的分度圆直径，灭3 /2.21d = d 3= 56.75 X =63.2 mmiit 3 K1.61 t1计算模数 mn：nm n按齿根弯曲强度dm n按齿根弯曲强度d cos Pzi=3.06mm：2KTY cos2 P y Ym 37- Fa san 6 z 2 8Ind 1 aF计算载荷系数K = K K K K 二 1.25X 1.04 X 1.2 X1.3=2.03A v Fa FP根据纵向重合度sp = 1.59，查得螺旋角影响系数Yp= 0.88计算当量齿数zz 二 v1zz 二 v1cos 3 P20c

23、os143=21.89zZ 二2v2 cos 3 P86cos143=94.14查取齿形系数：查得Y = 2.72 , Y = 2.20Fa1Fa 2查取应力校正系数：Y =1.57, Y =1.784Sa1Sa 2查得齿轮1弯曲疲劳极限n= 500 MPaFE1查得齿轮2弯曲疲劳极限b= 380MPaFE2取弯曲疲劳寿命系数K= 0.93, K 二0.95FN1FN 2计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数S二1.4,得 K b O.93X5OO ccc -b=fni fei =332.14 MPa TOC o 1-5 h z f i S1.4b=Kfn2bFE2 = 095容=257.8

24、6 MPaF 2S1.4计算齿轮的Ft并加以比较F HYPERLINK l bookmark120 o Current Document Y Y 2.719 X1.57 crr = 332.14=.129F1Y Y 2.198 X1.784 甘忙=257.86=.152F2齿轮 2 的数值大则有：2KTY cos2 卩 Y Y 二m 37- Fa S1.84 mmn T 6 Z 28lbd 1 aF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,取模数 mn = 2 mm ,已可满足弯曲强度。但为了同时满 n足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径

25、d = 63.2 mm来计算应有1的齿数。则有：d cos Bz =t= (63.2xcos14)/2 - 311mn取z = 31,则z = 4 X31=12412实际传动比 i= z / z = 4齿轮传动比差值为Ai = (4-4)/4x100%=。几何尺寸计算计算中心距：(z (z + z )m12 n2cos B=159.74 mm将中心距圆整为将中心距圆整为160mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：(z + zarccosi2 n =14.352a因B值改变不多，故参数e、K 、Zh等不必修正。 p计算齿轮分度圆直径：zmcos-n-p=zmcos-n-p=64.00mmzmd= 2

26、56.01 mm2 cos p计算齿轮1宽度：b =Q d = 1X64.00 =64.00 mm1 d 1圆整后取 B = 70 mm。1齿轮2宽度B = 65 mm。2表 4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距amm160传动比i4模数mnmm2螺旋角Bo14.35端面压力角ao20啮合角ao20齿数z31124分度圆直径dmm64.00256.01齿顶圆直径damm68.00260.01齿根圆直径dfmm59.00251.01齿宽bmm7065螺旋角方向右旋左旋材料40Cr （调质）45钢（调质）齿面硬度HBS280HBS240HBS五、轴的计算1、轴的概略设计（1）材料及

27、热处理根据工作条件，初选轴的材料为 45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算帀d A3 mm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对 min n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界 面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126,则取A=110。轴 d A3 i = 24.25 mmi nip轴 d A32 = 38.0 mmni 2（3）装 V 带轮处以及联轴器处轴的直径 考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴 d d x （1 + 7%）二 25.9475 mm1min 1轴 d d x （1 +10%）

28、= 41.811 mm2min 2将各轴的最小直径分别圆整为： d =30mm， d =45mm1min 2m in2 、轴的结构设计及校核（1）高速轴的结构设计 各轴段直径及长度的确定：dll:轴1的最小直径，d11= d =30mm。1mind12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈 密封）d12 应比 d11 大 5-10mm，取 d12=36mm。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为角接触球 轴承7207C，根据轴承内圈尺寸取d13=40mm。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=47mm。d15：齿轮

29、处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶 圆直径 d15=64 mm。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=47mm。d17：滚动轴承轴段，d17=40mm。各轴段长度的确定111：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取111=40mm。112：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取112=65.6mm113：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取113=30mm114：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取114=10mm115：由小齿轮的宽度确定，取l15=70mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l

30、17=32mm图5.1高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm30364047644247长度l11l12l13l14l15l16l17mm4065.63010701032(2)高速轴的校核已知条件：高速轴传递的扭矩T =102.567 N m，转速n =480r /min，齿轮的螺旋角1 10 =14.35 ,小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d =64 mm。1齿轮1的作用力2T圆周力F二丝二3205.2Nti di径向力F二F竺孚二1185.9Nr1t1 cos 0轴向力 F 二 F tan a 二 1089.072 Naltin齿轮2

31、的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。A、支撑反力，在水平面上为其中带轮压轴力Q = (F )=2520.18 Np min如高速轴结构图所示 l =92.1 mm l =63.5 mm l =63.5 mm 123Q(l +1 +1 ) - F l - F d TOC o 1-5 h z R _1 2 3r1 3al 21H1 + 123=3480.134 NR _Q-R -F =1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 N 2 H1Hr1式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上为R1VF1tl-1 + 1232465.04 X63.5063.

32、50 +63.50=1602.5 N TOC o 1-5 h z R _ F - R _2465.04 -1232.52 =1602.7 N 2Vt11V轴承1的总支承反力为R _2 + R2 _ 3831.36 N HYPERLINK l bookmark154 o Current Document 1H1V轴承2的总支承反力为R _，:R2 + R2 _2677.93 N、 2 H2VB、弯矩计算在水平面上a-a剖面右侧M _ R 1 _-136264.65 N - mm aH2 H 3a-a剖面左侧M _ M - F d _-171112.65 N - mm aH aHa1 2b-b剖面

33、为M _ Q1 _-232108.578 N - mm bH1在垂直面上为M _ R 1 _-101758.75 N - mm aV1V 2合成弯矩a-a剖面左侧M = 丫 M2 + M2 = 199083.86 N - mm TOC o 1-5 h z aaHaV合成弯矩a-a剖面右侧M =、：M2 + M2 = 170067.34 N mma aHaV合成弯矩 b-b 剖面M =、;M2 + M2 = 232108.578 N mmb u bHbVc、转矩T =102567 N mm1齿轮轴和b-b处弯矩较大，且该点轴颈较小，故b-b剖面为危险剖面。 其抗弯截面系数为W =兀13 = 62

34、80 mm332抗扭截面系数为W =13 = 12560 mm3t 16最大弯曲应力为Mb = b = 16.33 MPaA W扭剪应力为Tt = 1 = 8.1 MPaWT按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 = 0.6，则当量应力为b = b 2 + 4Qt )2 = 19.00 MPa eA查得b = 60 MPab b ，故强度满足要求。-1e -13)低速轴的结构设计各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=55mm，选取轴承型号为角接触球轴承7211C。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=62mm。d23:齿轮处轴段,d

35、23=57 mm。d24：滚动轴承处轴段d24=55 mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准(毡圈密封)确定，d25=53 mm。d26:轴 3 的最小直径,d26=d2min=45 mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=35 mm。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5mml23:大齿轮宽度，取l23=62mml24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=47.5mml25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=57.6mml26：,根据减速器的具体规格确定取l26=84mm图5.2低速轴的尺寸图表5.2

36、低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm556257555345长度121122123124125126mm3512.56247.557.684低速轴的校核齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。圆周力F = 3205.2 N12径向力F二1185.9 Nr 2轴向力 F = 1089.072 Na2A、支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 l =109.6mm l =64mm l =64mm1 2 3F d2 - F lR1H=496.164 NR1H=496.164 N32R = F - R = 689.736 N2Hr 21H在垂直平面上为FlR =厶 a

37、 = 1602.6 N1V l +123 TOC o 1-5 h z R = F - R =1602.6 N 2Vt 21V轴承A、B的总支承反力为R = R2 + R2 = 1172.7 N1 1H1VR =、： R 2 + R 2 = 1744.7 N 2 七 2H2VB、弯矩计算在水平面上 a-a 剖面左侧M = R / = 31754.496 N - mmaH1H 3在水平面上 a-a 剖面右侧M = R l = 44143.104 N - mm aH2 H 2在垂直面上 a-a 剖面为M = R l = 102566.4 N - mmaV1V 3合成弯矩，a-a剖面左侧M =.(M2

38、 + M2 = 107369.5 N mm aaHaV合成弯矩，a-a剖面右侧M = fM 2 + M 2 =148485.9 N mm aaHaVc、转矩T = 393977 N - mm2因a-a剖面右侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。T = 393977 N - mm2因a-a剖面右侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽b =16 mm, t =5 mm。其抗弯截面系数为bt(d -1)2232d23=10645.63mm3抗扭截面系数为W二竺t 16bt叫-tZ 二 22911.25 mm3 2d23最大弯曲应力为=13.9MPa扭

39、剪应力为Tt =亠二 17.2 MPaWT按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a= 0.6，则当量应力为c =尹 2 + 4Qt）2 = 24.88 MPaeb查得c = 60 MPa c ea2 = 0.4000 P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10 （年） X300 （天）X16 （小时）=48000h。L = -10（ Cr-） =59642 h48000h轴承具有足够寿命。h 60n P22、低速轴承查滚动轴承样本可知，轴承7210C的基本额定动载荷C =42.8kN，基本额定 r静载荷C =32kN。r0求两轴承受到的径向

40、载荷Fr和Fr12将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A 点总支反力 F =、；F2 + F2 =1624.65 Nr1 勺 AyAzB 点总支反力 F = ：F2 + F2 =1610.86 N。r 2 V ByBz求两轴承的轴向力FaF轴承派生轴向力F =ef其中，e为判断系数，其值由-a的大小确定，由于 d r C0现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算F 二 eF 二 478.28 N TOC o 1-5 h z d 1r1F 二 eF 二 629.13 Nd 2r2轴向力 F a=FttanP = 647.8449349N因此F 二 F + F 二

41、 1276.97 Na1ad 2F 二 F 二 629.13 Na 2d 2FFal =0.0399=0.0197CC00利用插值法得e = 利用插值法得e = 0.4121, e = 0.3892再计算： TOC o 1-5 h z F =e F =492.63 N d 11 r1F =e F =611.82 N d 22 r2F = F + F = 1259.67 Na1ad 2F = F =611.82 Na 2d 2FF吐=0.0394=0.0191CC00F两次计算的f 值相差不大，因此确定e = 0.412 , e = 0.389，C120F = 1259.67 N, F = 61

42、1.82 N。 TOC o 1-5 h z a1a 2求轴承的当量动载荷PFFai = 1.0535 ea2 = 0.3890 = eF1F2r1r 2利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X=0.44,Y=1.359811对轴承2 X=1,Y=022根据工况，查得载荷系数f =1.2。PP=f(XF +YF )=2686.81 NP 1 r1 1 a1P=f(XF +YF )=1887.38 NP 2 r2 2 a2验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10 (年) X300 (天)X16 (小时)=48000h。Lh=62)e=449137 h48000h轴承具有足够寿命。2七、键连接的选择和计算1、高速轴端键选择的型号为键A8X34 GB/T1096键的工作长