中南大学2016分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明题目分流式二级圆柱齿轮减速器指导教师院系班级学号姓名完成时间........计算及说明结果一.设计任务书1.1．工作条件与技术要求：输送带速度赞同误差为±5％。输送机效率为ηw=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有略微冲击，工作年限为10年(每年工作300天），工作环境：室内，干净；动力本源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔时期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2设计内容（1）确定传动装置的种类，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装置图草图和装置图各1张（A1）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A2）、齿轮及轴的零件图各1张（A2）二．传动方案的拟订输送机由电动机驱动，电动机1经过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承地址对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。分流式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果三．电动机的选择选择电动机种类按已知工作条件和要求，采用Y系列一般用途的三相异步电动机选择电动机的容量1所需功率Pw：Pw=0.367kwPw=mw=26.18x14.4=0.367kw2）传动装置的总效率为η：nw=26.18r/s223w123其中1，2，3，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，，，1=0.99，2=0.96，3=0.98w=0.96223223123w0.990.960.980.960.8163）确定电动机的额定功率Ped电动机的输出功率为PdPd=Pw/η=0.367/0.816=0.434kW确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率Ped=0.75kw3、选择电动机的转速nw=1570.8r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1介绍传动比为ii1i2=8～60则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为nd'1=8nw=8×57.32=458.56r/minnd'2=60nw=60×57.32=3439.2r/min可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都吻合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的三种电动机进行比较，以下表：

=0.816Pd=0.435kwPed=0.75kw计算及说明结果由参照文件[1]中表16-1查得：电动机型额定功电动机转速堵转转矩最大转矩方号率n/(r/min)额定转矩额定转矩案（KW）同步满载转速转速1Y90S-21.5300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3电动机型号为由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总Y801-2传动比，即选定方案3四．总传动比确定及各级传动比分配4.1计算总传动比由参照文件[1]中表16-1查得：满载转速nm=2825r/min；总传动比i=nm/nw=2825/223.45=11.3i=11.34.2分配各级传动比查阅参照文件[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中分配各级传动比取皮带轮传动比为2取高速级的圆柱齿轮传动比i1=(1.3~1.4)i=2.8，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i1=2.8i2=i/i1=5.65/2.8=2i2=2计算及说明五．计算传动装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ低速级轴为轴Ⅳ，滚筒轴为轴Ⅴ，则nInII=1412.5r/minnIInIII1412.5/2.8r/min=502.67r/mini1nIIInIVnV502.67/2r/mini2=251.354r/min解得滚筒速度在输送带速度赞同误差为±5％范围内2按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率PIPed=0.75kwPIIPI1=0.75×0.96kw=0.72kwPIIIPII23=0.72×0.96×0.98kw=0.684kwPIVPIII23=0.684×0.96×0.98kw=0.65kw各轴转矩TI9550PI=9550×0.75/2825NmnI=2.53NmTII9550PII=9550×0.72/1412.5NmnII=4.85Nm

结果nInII=1412.5nIIr/minnIII502.i167r/minnIIInIVnV=i2251.35r/minPI=0.75kwPII=0.72kwPIII=0.684kwPIV=0.65kwTI9550PI=2.53nImTII9550PIInII4.85NmPIIITIII9550nIII计算及说明TIII9550PIII=9550×0.684/502.67NmnIII=12.96NmTIV9550PIV=9550×0.648/24.64NmnIV=24.64NmTV9550PV=9550×0.641NmnV=24.39Nm表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴中间轴III低速级轴输出轴VIIIV转速28251412.5502.67251.34251.34r/min）功率（kw）0.720.6840.650.6480.641转矩2.354.8512.9524.6424.39(Nm)传动比22.821效率0.950.950..950.99

结果=12.96NmPIVTIV9550nIV=24.64Nm六．减速器外传动零件(V带传动)的设计（1）确定计算功率Pca由工作情况，查表的工况系数KA1.1，故PcaKAP1.10.750.825kW（2）选择V带的带型Pca0.825kW由Pca与小带轮转速（电动机转速）n1查表选的z型（3）确定带轮基本直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1由表的，取小带轮的基准直径dd150mm计算及说明结果dd1n13.14502825v7.392m/s按公式验算带速：v7.392m/sd1=50601000601000d2=100由于5m/s<v<30m/s，故带速度合适。a=230.7计算大带轮的基准直径：dd2i0dd1250100mm1=142.70（4）确定V带的中心距a和基准长度LLd700mmd依照105mm=0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)=300，初选a0200mm初选基准长度：Ld02a0(dd1dd2)(dd1dd2)2638.625mm4a02由表，取Ld700mm实际中心距：aa0LdLd0700638.625230.7mm22002（5）验算小带轮包角111800(dd1dd2)57.30142.701200合理a（6）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由dd150mm和nm2825r/min，查表得P00.261kW由nm2825/min，i02和z型带，查表得P00.4kWr查表K0.9，KL0.89，于是Pr(P0P0)KKL(0.2610.40)0.90.890.529kW计算及说明结果计算V带的根数:zPca0.8251.56,z=2根Pr0.529（7）计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表得Z型带的单位长度质量q0.060kg/m，因此(F0)min500(2.5K)Pcaqv210.29NKzv7级精度应使带的实质初拉力F0(F0)min（GB10095-88）小齿轮：（8）计算压轴力Fp40Cr（调质）280HBS大齿轮：压轴力的最小值：(Fp)min2z(F0)minsin119.50N45钢（调质）2240HBSZ1=20（9）带轮结构选择dd(2.5~3)d(d为轴的直径)时，采用实心式。故大带轮d2=100，Z2=56采用实心式，小带轮d1=50mm，亦采用实心式。m2d=1七、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计u11）选择资料、精度及参数a.按图1所示传动方案，采用直齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，应采用7级精度（GB10095-88）c.资料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮资料为40Cr（调质），kt1=1.6硬度为280HBS，大齿轮资料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。d.初选小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数T1=2.35NmZ2=2.8×25=56ZH=2.433m=2ZE=189.82Mpaa1f.采用齿宽系数d：d=1.=0.7682）按齿面接触强度设计a2=0.87a1.638按下式试算计算及说明32ktT1u11ZHZE2①d1tu1daH1）确定公式内的各计算数值a.试选kt1=1.6b.分流式小齿轮传达的转矩T1=TII/2=2.35Nmc.查图表（P217图10-30）采用地域系数ZH=2.4331（表10-6）采用弹性影响系数ZE=189.8MPa2d.查图表（P215图10-26）得a1=0.768，a2=0.87a1a2=0.768+0.87=1.638e.许用接触应力H1=600MPa，H2=530MPa则H=（H1+H2）/2=（600+530）/2=565MPa由式N=60njLh②计算应力循环次数N160n1jLh8=60×730×1×12000=5.256×10N2N1/4.8088=5.256×10/4.15=1.267×102）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径d1321.62.35103(2.81)(2.433189.82d111.6382.8)mm565

结果H1=600MPa2=530MPa=565MPa8N15.256×108N21.267×10V12.362m/s=b=40mmb/h=8.89=31.96mm计算及说明结果b.计算圆周速度KA=1.25V1d1n1/601000Kv=1.09=3.14×31.96×1412.5/（60×1000）m/sKHKF=1.4=2.362m/sc.计算齿宽bb=dd1t=1x40mm=40mmh=2.25m=2.25×2mm=4.5mmKH11.390b/h=40/4.5=8.89e.计算载荷系数KKF1=1.309使用系数KA=1。25，依照V1=2.362m/s，8级精度查图表（P194图10-8）得动载系数Kv=1.09K1=2.50查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数KHKF=1.4由公式KH1.120.18d20.23103b③得KH11.120.18120.2310340d140mm=1.309查图表（P198图10-13）得KF1=1.309由式KKAKVKHKH④得载荷系数K1=1.25×1.09×1.4×1.309=2.503）按齿根波折疲倦强度设计确定计算系数计算载荷系数由式计算及说明结果KKAKVKFKF⑥得K1=1.25×1.09×1.4×1.309=2.50b.查取齿形系数查图表（P表10-5）YF1=2.563，YF2=2.187查取应力校正系数查图表（P表10-5）YS1=1.604，YS2=1.786d.计算波折疲倦许用应力取波折疲倦安全系数S=1.4，波折疲倦寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。查得小齿轮波折疲倦强度极限FE1=500MPa，大齿轮波折疲倦强度极限FE1=500MPa，由式KNlim⑦S得1=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa2=0.88×380/1.4MPa=238.86MPa计算大小齿轮的YFYS并加以比较FYF1YS1=2.563×1.604/303.57=0.01354F1

=0.87V127.37ZV2131.36YF1=2.563YF2=2.187YS1=1.604YS2=1.786S=1.4KFN1=0.85KFN2=0.88FE1=500MpaFE1=500MPa1=303.57Mpa2=238.86MPaYF1YS1=0.01354YF2YS2=2.187×1.786/238.86=0.01635F2大齿轮的数值设计计算Z2=iZ2=228=56，则Z2mZ2=2×56=112mm。1）计算中心距

F1YF2YS2F2

=0.01635a=(d1+d2)/2=76mm计算及说明结果圆整后取B1=40mm，B2=50mm低速级齿轮传动设计Z136（1）选择资料、精度及参数a.按图1所示方案，采用直齿圆柱齿轮传动72Z2b.采用7级精度（GB10095-85）c.资料选择小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBSd.初选小齿轮齿数Z3=36，Z4Z3i2=36×2=72e.采用齿宽系数d2=0.82）按齿面接触强度设计按下式试算Kt2T2u21ZE2⑧d3t2.323u2d2H1）确定公式内各计算数值a.试选Kt2=1.3b.确定小齿轮传达的转矩T3TIII=24.64Nm=0.246×105Nmmd1172mmc.查图表（P表10-6）采用弹性影响系数ZE=189.8MPa2d.查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲倦强度极限Hlim3=550MPa，d2144mmHlim4=530MPae.由式②确定应力循环次数B1=65mm60n3jLh=60×175.90×1×12000=1.27×108N3N3/3.07=1.27×108/3.07=4.14×107B2=60mmN4查图表（P图10-19）取接触疲倦寿命系数KHN3=0.98，KHN4=1.02g.计算接触疲倦许用应力，取无效概率为1%，安全系数S=1，由式⑦得3=0.98×550MPa=539MPa计算及说明结果H4=1.02×530MPa=541MPa2）计算7级精度a.由式⑧试算小齿轮分度圆直径d3t，代入（GB10095-85）H中的较小值小齿轮：40Cr（调质）H4=541MPa得280HBS大齿轮：45钢（调质）Kt2T2u212240HBS；d3t2.323ZEu2d2Hd2=0.8=67.54mmb.计算圆周速度V3V3d3tnIII/601000=3.14×72×1412.5/60000m/s=5.32m/sc.计算齿宽b3b3d2d3t=1x20mm=20mm计算模数、齿宽高比模数mt2=d3t/Z3=72/36=2齿高h3=2.25mt2=2.25×2mm=4.5mm则b3/h3=65/72=0.9e.计算载荷系数依照V3=0.94m/s，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数KV2=1.06，直齿轮KH2KF2=1，由d2=0.8和b3=65mm，依照式③得KH2=1.313由b3/h3=0.9和KH2=1.313查图表（P图10-13）得KF2=1.352故依照式④得K2=1.392按实质载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式⑤得按齿根波折强度设计计算公式为

Kt2=1.3T3=0.246×105Nmm1ZE=189.8MPa2Hlim3=550MpaHlim4=530MPaN31.27×108N44.14107KHN3=0.98KHN4=1.02H3=539MpaH4=541MPa计算及说明结果1）确定公式内各计算数值a.查图表（P图10-20c）得小齿轮的波折疲倦强度极限FE3=500MPa，大齿轮的波折疲倦强度极限FE4=380MPa。b.查图表（P图10-18）取波折疲倦寿命系数KFN3=0.83，KFN4=0.86计算波折疲倦许用应力。取波折疲倦安全系数S2=1.4，由式FKFNFE得F3KFN3FE3=0.83×500/1.4MPa=296.4MPaSS2F4KFN4FE4=0.86×380/1.4MPa=233.4MPaS2d.计算载荷系数K2。由式⑥得K2=1.25×1.06×1×1.352=1.791e.查取齿形系数。查图表（P表10-5）得YF3=2.62YF4=2.24f.查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得Ys3=1.59，Ys4=1.76g.计算大、小齿轮的YFYS，并加以比较FYF3YS3=2.62×1.59/296.4=0.01405

KV2=1.06KH2=1.313KF2=1.352K2=1.392F3YF4YS4F4

=2.24×1.76/233.4=0.01682大齿轮的数值设计计算齿数得Z4iZ2=2X36=72取d4mZ4272=144，（3）几何尺寸计算1）计算中心距a2m2(Z3Z4)=2×（72+36）/2mm=108mm22）计算分度圆直径FE3=500Mpad3m2Z34×18mm=72mmFE4=380Mpad4m2Z44×77mm=144mm计算及说明结果3）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用实心式结构七、高速轴的设计已知PII=0.72kw，nII=1412.5r/min，TII=12.95NmT1TII/2=6.475Nm1．初步确定轴的最小直径。先按式dA03P⑩n初步估计轴的最小直径。采用轴的资料为45号钢r，调质办理。查图表（表15-3），取A0II=110，得dminP11030.72mm=7.84mmA31412.5n该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，

KFN3=0.83KFN4=0.86S2=1.4[F]3296.4MPa[F]4233.4MpaK2=1.791YF3=2.62YF4=2.24Ys3=1.59，Ys4=1.76YF3YS3=0.01405取轴颈增大则d2min1.05d2min1.057.848.23mm5%，圆整后取d2=12mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。采用联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为TcaKAT（11）查图表（P351表），取KA=1.3，则TcaII=1.3×14Nm14-1=18.21Nm依照TcaII=18.21Nm及电动机轴径D=19mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径dIImin=12mm

F3YF4YS4F4

=0.016822．轴的结构设计拟订轴上零件的装置方案。经解析比较，采用以以下图的装置方案计算及说明结果）依照轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）联轴器采用轴肩定位，I-II段dIII=14mm，由式h=（0.07-0.1）d，取dIIIII=15mm，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径D1=34mm，LIII=15mm2）初步选择转动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，应采用深沟球轴承。依照dIIIII=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6203，其尺寸为d×D×B=15mm×35mm×11mm，故dIIIIVdVIIVIII=20mm3）取dVVI=46mm，LIVVLVIVII=60mm4）由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L1C1C2(510)mm，取L1=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为17mm，到联轴器的距离为15.8mm，则LIIIII=26mm）取小齿轮距箱体内壁的距离为a1=12mm，大齿轮2和2'与齿轮3之5间的距离c=10mm，转动轴承端面距箱体内壁S1=12mm则LIIIIVBSa(LIVVB1)=15+12+12-5=34mmLVIIVIIILIIIIV=34mmLVVIB32c5=110mm计算及说明结果（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用一般C型平键连接，按dIII=35=mm，LIII=15mm查图表（P表）采用键bhl=4mm×4mm×12mm。转动轴6-1承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，采用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×45，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计轴上力的方向以以下图所示初步确定轴的最小直径依照式（10）初步确定轴的最小直径，采用轴的资料为45钢，调质办理。查图表（P表15-3），取A0III=110，于是得dIIImin110×33.73mm=26.31mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，272.73取为dIIImin=30mm3．轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装置方案，如图计算及说明结果11＇1234567ddddddd①②③④⑤⑥⑦L1L2L3L4L5L6L7ABCD（2）确定轴的各段直径和长度）依照dIIImin=21mm取dIII=21mm，轴承与齿轮，2'之间采用套筒12定位，取dIIIIIdVVI=42mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取dIIIIV=34mm，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm，则dIVV=40mm，由于轴环宽度b≥1.4h轴II的设计，取LIVVbIVV=c=10mm因为B3=30mm，B2B'=20mm取LIIIIV=35mm，则2LVVIB2'2=28mm2）初步选择转动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，采用外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步采用0组游隙，级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，依照GB812-88（指导书表13-17）采用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取LI'ILVIIVII'=16mm，由a1=12mm，S1=12mm取a2=14.5mm，S2=11mm，则LIIILVIVIIa2S2B32=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm采用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为17mm3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用一般平键连接计算及说明结果按dIIIIV=24mm，LIIIIV=42mmdIIIII=22mm，B2=30mmdVVI=22mm，LVVI=28mm查图表（P表6-1）取各键的尺寸为III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×36mmII-III段及V-VI段：b×h×L=12mm×10mm×15mm转动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×45，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV）的设计（三）低速轴（轴IV）的设计已知PIV=0.65kw，TIV=24.64Nm，nIV=251.34r/min1．求作用在轴上的力Ft4Ft3=175.4NFr4Fr3=37.1N2．初步确定轴的最小直径按式（10）初步确定轴的最小直径。采用轴的资料为45钢调质办理。查图表（P表15-3）取A=115，于是得0IVdIVmin14.5mm。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，采用联轴器的型号。依照式（11），查图表（P表14-1），取KA=1.5，则TcaIV=1.5×16.6Nm=24.9Nm依照TcaIV=24.9Nm，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带拥有缓冲的性能，采用HL6型弹性柱销联轴器。采用轴孔直径d=20mm，其轴孔长度L=31mm，则轴的最小直径dIVmin=20mm3．轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装置方案。经比较，采用以以下图所示的方案计算及说明结果L21112345678dddddddd①②③④⑤⑥⑦⑧eL1L2L3L4L5L6L7L8A1B1（2）依照轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取dVIIIIX=20mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（）d，取dVIIVIII=26mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取D2=62mm，LVIIIIX=10mm2）初步选择转动轴承依照轴上受力及轴颈，初步采用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×14mm故dIIIdVIVII=30mm3）轴承采用套筒定位，取dIIIIIdVVI=36mm，LIIILVIVII=53mm4）依照轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段dIIIIII'dIV'IV=40mm，齿轮采用轴肩定位，依照h=（）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则dIVV=35mm，轴环宽度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取LIVV25mm5）查图表（指导书表13-21），已知B4=20mm。取dIII'IV'=40mm，LIII'IV'=2.3mm（S=2mm）LIV'IV=25mm，LIIIIII'=3mm6）依照轴II，轴III的设计，取转动轴承与内壁之间的距离S3=10mm，则LIIIII=S3+a2+B2+c+2.5-（n+S）-16=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=62mmLVVI=S3+a2+B2+c+2.5-LIVV-16计算及

说

明

结果=（10+14.5+70+10+2.5-10-16

）mm=50mm6）依照箱体内壁至轴承座孔端面的距离

L1=60mm，及S3=10mm，B=20mm，依照指导书表

9-9，取轴承盖的总宽度为

39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为

S盖联=20.4mm

则LVIIVIII=30mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用一般平键连接，依照dIV'IV=40mm，LIV'IV=25mm查图表（P表6-1）VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×17mm转动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，采用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1×45。轴上圆角RIIRVIRVIIRVIII=1.0mm，RIIIRIVRV=1mm4．求轴上的载荷轴的计算简图以以下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6202，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见以下图）可以看出Ft作用途是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH2=63.84NFNV1FNV2=17.45N弯矩MH=1682NmmMV=2117.33Nmm总弯矩MM=3022.89Nmm扭矩TT=4002.81Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度依照上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力M2(T)2300222.892(0.6407502.81)2caW623/32185.5(625.5)2/262=244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已选定轴的资料为45钢，调质办理，查图表（P表15-1）得1=60MPa，计算及说明结果因此ca＜1，故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为L'h=72000h1．输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步采用深沟球轴承

6202，由于受力对称，只需要计算一个，其受力

Fr

=

Fr12

Ft1

2

=299.62N，Fa=0，ε=3

，转速

n=2825r/min1）查转动轴承样本（指导书表

15-3）知深沟球轴承

6202的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷

C0=9420N2）求轴担当量动载荷

P由于

Fa=0，径向载荷系数

X=1，轴向载荷系数

Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取fp=1.2，则P=fp（XFr+YFa）=1.2×（1×299.62+0）N=359.54N3）验算轴承寿命106C106313200hLhP602825359.5460n=291951.3h>L'h=72000h故所采用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62022．轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步采用深沟球轴承6206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力Fr=23.74N，Fa=0，ε=10/3，n=2825r/min1）查转动轴承样本（指导书表15-5）基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷C0=22800N2）求轴担当量动载荷P由于Fa=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=fp（XFr+YFa）=1.2×（1×23.74+0）N=28.488N3）验算轴承寿命计算及说明结果106C1063Lh3620060nP60502.67h23.488=3035776h>Lh'=72000h故所采用轴承满足寿命要求。确定使用轴承62063．输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步采用深沟球轴承6206，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr=Fr42Ft42=3706.46N，Fa=0，ε=3，转速n=1412.5/min1）查转动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6206的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷C0=19800N2）求轴担当量动载荷P由于Fa=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取fp=1.0，则P=fp（XFr+YFa）=1.×（1×36.88+0）N=36.88N3）验算轴承寿命106C1063Lh2700060nP60251.34h36.88=37492573714h>L'h=72000h故所采用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6206。计算及说明结果九、键连接的选择与校核计算1．输入轴与皮带轮的键连接1)由轴II的设计知初步采用键C4×12，TII=2.35Nm校核键连接的强度键、轴和轮毂的资料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力p=100-120MPa，取p=110MPa。键的工作长度l=L-b/2=12mm-2mm=10mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×4mm=2mm。由式2T103p可得kld2T1033pII=2×2.3510/4×10×12MPakld=9.792MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，采用键C4×122．齿轮2（2’）与轴III的键连接由轴III的设计知初步采用键C10×36，T=TIII/2=4.85/2=2.425Nm校核键连接的强度键、轴和轮毂的资料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力p=100-120MPa，取p=110MPa。键的工作长度=L-b=36mm-10mm=26mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式2T103可得pkldp2TII103=2×2.425103/4×26×34MPakld=1.372MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，采用键C10×363．齿轮3与轴III的键连接由轴III的设计知初步采用键C12x70，T=TIII=12.95Nm校核键连接的强度键、轴和轮毂的资料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力p=100-120MPa，取p=110MPa。键的工作长度计算及说明结果=L-b=70mm-10mm=60mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式2T103可得pkldp2TII103=2×12.95103/4×60×40MPakld=2.698MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，采用键12×704．齿轮4与轴IV的键连接1)由轴IV的设计知初步采用键12×，T=TIV=24.64Nm63校核键连接的强度键、轴和轮毂的资料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力p=100-120MPa，取