展开式二级圆柱齿轮减速器(E7)

二级圆柱齿轮减速器(E7)—减速器机械设计课程设计题目题号： 展开式二级圆柱齿轮减速器（E7）学 院： 电工学院指导教师： 李成 绩：2014 年 12 月 24 日题目评分

成绩评阅表评价标准 评价项目 选题合理性 1

A 级（系数1.0）题符合本专业的培养

C （系数为 得分等0.6）级基本符合，新题目 新颖性内容

有创新内容符合本学科理和方 案技 术先进性文字与 图纸 质量

论与实践发展趋势，科学性强。方理，技术方法正确说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。图纸质量高，错误较少。

有一定的科技术一般重大语法错误。图纸质量一误独立工作 及创 造性

完全独立工作有一定创造性

独立工作及创造性一般工作 态度

遵守纪律，工作认真，般勤奋好学。答辩 情况

介绍发言情准确清晰况一般回答回答问题正问题有较多确错误总分CDACCD。×（系数A1.，B0.C0.D0.）3“不及格”之一。摘 要减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高，结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种备和仪器仪表中被广泛使用，常用在动力与工作之间的传动装置，本次的是带式运输AutoCAD进行传的二维平面设，成圆柱齿轮减速器的平面件和装的。，立正的思，运用和先的与来和问题的能力及学习的一般方法和步骤。关键词：圆柱齿轮轴系 传动效率齿轮传动减速器00录一章 设计任务书 1.1设计题设计任务 具体作业 数据 二章 电动机的选择 ,选择电动机的类型和结构式 ，选择电动机的容量 ，确定电动机的转速 三章 传动装置运动及动力参数计算 传动比分配 传动装置的运动和动力参数 10四章 传动零件的设计计算 15带传动的设计 17高速级齿轮设计计算 19低速级齿轮设计计算 20五章 轴的设计及计算 21高速轴（1轴）设计 23中速轴（2轴）设计 25低速轴（3轴）设计 2730303132七减器结构及其附件设32心得体会及参考书目 39PAGEPAGE1一章展开式二级圆柱齿轮减速器的设计齐齐哈尔大学设计任务书班201±5%。使期限期限十年检修期间隔三年(4)生产批量及加小批量生产2.任务选择电型；确定主要参及尺寸；；选择联轴具体业配一张；零张（大出轴说明书一份。轴轴矩80859095808590808590度

器00000000001.1.1.1.1.1.1.1.1.1.22533544523554363738394041363738390000000000v/(m/s)T=900/(N·m)v/(m/s)二章 电动机的选择2.1,选择电动机的类型和结构式选用三相鼠笼是异步电动，有传动方案选择圆柱齿轮，无特殊要求，采用 Y系列电，为防止杂质侵入电采用封闭式。，选择电动机的容量的

60vnwv

601.23.14

63r/的所需功率

p Tnwkww 9550

900639550

5.9kw电动之之间传动装置的总效率 1

3

5 6 7 8查表1-7 得各传动构和摩擦副效率(从传到电动)取 动承（球） 0.99联

1 3 5 7 2齿轮副

4

0.97V 带 852

0.859

p pw

kwd 动机的转速n i i i n0 1 2 wi2~40i3~51i3~53且i~i1 2n=1170~6000n=1500r/min12-1Y132M-412-3数7.5KW 1440r/min132mm2-1 KWr/minN·m。算传动比分配传动装置的总传动比要求为

ni mn

1440 22863式中:n -电动满载转速,r/min.m多级传动中,总传动比为:iiii分配传动比要考虑以下几点:

0 1 2齿轮各级传动比要在要求的范围内:i=3-5,带传动比范围：i=2-4;(2)应使传动装置结构尺寸最小、重量最轻.(3)应使各传动尺寸协调,结构匀称合理.避免干涉碰撞.可采用推荐的

1

15)i,1 2取i=1.4i,1 2取带传动比

i 20i14i02281i14i02281422i求得 i 1 ii

22.8 422.850 2但是在实际传动中有误差,一般允许相对误差为(3.传动装置的运动和动力参数算传动件时,要用各轴的转速、转矩或功率,因此要将工作上的转速、转矩或功率推算到各轴上.各轴转速nn m1 i0

1440720r/2n nn 1

1440180r/min2 i ii 241 0 1n nn 2

1440 63.2r/3 i iii 242.852 0 1 2nnn1，2，3r/min.131 1 2i，ii ———分别表示带轮与高速轴，高、中速轴，中、低速轴间的传动比；0 1 2各轴功率P1P

PdP

769w8 1 6.536.27kw2 1 4 3PP 7792w3 2 6 5PPP——1，2，3 1

1 2, 2 3

3, , 4 5 6

, 表示各传动构和摩擦副效率；7 8各轴转矩电动Td

P9550ndm

45.6NmTTi 86.7Nm1 d0 81T Ti 333Nm2 114 3T Ti 911.5Nm3 22 6 5T,T,1 2

T——1,2,3轴的输入转矩,N.m。3PP=6.8747KW0 dn=n=1440r/min0 mT=9550·P

=95506.877/1440=45.6N·m0 0 0Ⅱ高：P=P·η=6.87470.96=6.53KW1 0 1n=n/i =1440/2=720r/min1 0 0T=9550·P

=95506.877/720=86.7N·m1 1 1Ⅲ中间：P=P·η=P·η·η=6.877×0.99×0.97=6.27KW2 1 12 1 2 3n=n/i =720/4=180r/min2 1 12T=9550·P/n =9550×6.27/180=333N·m2 2 2Ⅳ低：P=P·η=P·η·η=6.27×0.99×0.97=6.02KW3 2 23 2 2 3n=n/i =180/2=63.2r/min3 2 23T=9550·P/n =9550×6.02/63.2=911.5N·m3 3 3Ⅴ滚筒：P=P·η=P·η·η=6.02×0.99×0.99=5.90KW4 3 34 3 2 4n=n/i =63.2/1=63.2r/min4 3 34T=9550·P/n =9550×6.02/63.2=909.66N·m4 4 42-2运和力参数数值，详细介绍各的功率、转、及转矩等值。2-2运和力参数P/Kw T/Nm n/(r/min)

i η电

输入 输出 输入 输出轴高轴高6.536.4786.786.0672020.99中间轴6.276.21333330.218040.99低6.025.96911.590363.22.850.97滚筒轴5.95.84909.66901.3663.210.96件的设计计算4.1的设计（1）确定算功率由《》表8-6查得工作情况系数

K =1.1AP K P 1.17.5577.557Kwca A d（2）选取普通V带带型根据Pca

,n确定选用v带，由表8-6得，A型1初选小带轮的直径

d .并验算带速.d11）初选小带轮的直径

d 8-6和表8-8.d1取小带轮的基准直径

d 90.d12).验算带速.v

nd1

901440

6.78m/s601000 6010005m/sv30m/s.故带速合适3）.大带轮的基准直径dd2d idd2 0 d1

290180

已圆整。（3）V带的基准长度和传动中心距.根据

0

d1

ad2

2dd1

d ，初步确定中心距d2

a=300mm0算带所需的基准长度L 2

d dd

d d1

1030.65d0

2 d1 d2 4a0由表8-2得取Ld

1000mm算实际中心距aL Laa 0

d d2

285mm中心矩的变动范围aa

a0.015Lda0.03Ld

270mm315mm（5） 验算主动轮上的包角a1a 1

dd2dd1a

90主动轮上的包角合适。（6） V带的根数z1).V带的额定功率pr由d d1

n 1

r/

查表8-4a得

p kw0根据n1

r/

i2A型带.查表8-4bp0

kw查表8-5k

表8-2kl

0.89于是pr

(p0

p)k k

1.05kw.v带根数p

7.557P KK zP P KK

.8根0 0 a L r（7） 算单根v带的初拉力的最小值(F)0min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m(F)

(2.5k)p

qv20min

k 2v500

(2.5)0.9586.78

0.16.782118.3N 应该使带的实际拉力F 0

(F0

min（8） 算作用在轴上的压轴力Fp(F)

sina

28118.3

161.9

1869N1pmin 0 2 21PAGEPAGE10（9）带轮结构计小带轮采用实心失，大带轮采用腹板式调整高速轴的转速和转矩nn mn1 i0

1440720r/2T T1 d

i 0 8

45.62

86.7Nm（一） 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选取直齿圆柱齿轮传动。（2）带传动为一般工作器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）（3）材料选择：小齿轮材料为40C（，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（240HBS。（4）选小齿轮齿数z=24，则大齿轮齿数z

iz96z=96。1(二) 按齿面接触强度

2 11 2KTu1 Z 2由公式d 3 t

E u d H(1)定公式内的各数数值并算1、选取载荷系数

K 1.3.t2算小齿轮传递的转距T8.661104N.mm13、选取齿宽系数 1。d4、材料的弹性影响系数ZE

189.8MPa12。5、齿面硬度查10-21d 得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa；大Hlim1齿轮的接触疲劳强度极限 550MPa。Hlim26算应力循环次数N 60n

60720r/8300101091 2 hNN2 1i2

2.591087、接触疲劳寿命系数

KHN

HN2

0.94。8算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，11H

K HN1S

Hm

0.90600MPa540MPaH

K HN2S

Hlim

0.94550MPa517MPa9、试算小齿轮分度圆直径d1td 1t

2.32

61.873mm 算3KTu3KTu1 Zt1du E2H31.38.6611045214 dn v 1 2.33m/s1000 10、 算齿宽bbdd

161.87361.873mm11、 算齿宽与齿高之高比b/hmdmt z1

61.87324

2.578mmh2.25mbhbh

2.252.5785.8mm61.8735.810.6712、 算载荷系数根据v=2.33m/s,7KV直齿轮，假KFb100N/mm。得A t

0.95K K 1H F由表10-2得使用系数

K 1A7级精度，非对称布置 K 1.120.181220.23103bH d d2162)23031.423 由bh

10.67,

K 1.423KH F

1.40

，则载荷系数KKKK KA V H H

10.9511.4231.35213、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径3KKt31.3521.3dd 3KKt31.3521.31 PAGEPAGE1214、 算模

m m

z6268724111

261（三） 按齿根弯曲强度计32KTY32KTY21aaYd1F（1） 确定公式内各算数值1

FE1

500

，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2

380MPa。2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数

KFN

085,KFN2

088。3、算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4F1

K N1 S

08550014

30357F2

K FN2 FES

08838014

238864、算载荷系数

KKKK KA V F F

10.9511

1.335、查10-5得齿形系数

YFa1

265,YFa2

2.186、查10-5得应力校正系数Y Y

YSa1

158,YSa2

1.797、算大、小齿轮的aF

并加以比较Y Y 2.651.58a1F

a11

303.57

0.01379Y Y 2.181.79a2F

a2

238.86

0.01634大齿轮的数值大。（2）算323213386611041242001634

187对比算结果，由齿面接触疲劳强度算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度算的模数，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能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=2.0直径

d62.6871

算处小齿轮齿数dz 1 m

31.3431z iz2 11

4312核算iZ 421 Z 1（）几何尺寸算（1）算分度圆直径dzm312.062.0mm1 1d zm2 2（2）算中心距

ad2

21 2（3）算齿轮宽度

bdd

1

mm取B 75mm,B80mm。2 1（4）2T2F t d1

28.661104N62tKAFtb合适

162

/

/100N

/mm（5）齿轮结构为标准型的。调整第三级传动比，及中速轴的转速和转矩i i 3 ii12n

241440n m2 ii12

126.3r/min2.854T Tii

332.94Nmm2 d 0 1 1 3 4 8nn 3 iii012

1440 63.16r/242.85T Tiii

911.21Nm2 d 0 1 2 8 1 4 3 6 5低速级齿轮设计计算（一） 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选取直齿圆柱齿轮传动。（2） 传输为一般工作器，速度不高，选取7级精度（3） 材料选择：小齿轮材料为40Cr钢（调质240HB，大齿轮材料为45钢（调质240HB。(4) 选小齿轮齿数z=23，则大齿轮齿数z uz 65.55，取z=66。3 4 3 43KT u13KT u1 Zt2du E2H由d2t

2.32（2）确定公式内的各数数值1、选取载荷系数

K 1.3.t2算小齿轮传递的转距T 333N.mm23、选取齿宽系数 1。d4、材料的弹性影响系数ZE

189.8MPa12。5、齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa；大Hlim3齿轮的接触疲劳强度极限 550MPa。Hlim46算应力循环次数N 60n

60180r/8300101083 2 hNN4 3i2

1077、接触疲劳寿命系数

KHN

HN2

0.99。8算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%S=1，H

K HN1S

Hlim3

0.95600MPa570MPaH

K HN2S

Hlim4

0.99550MPa544.5MPa（3）算1、试算小齿轮分度圆直径d31.331.3333103213KT u3KT u1 Zt3du E2H3t算圆周速度

2.32

96.09mmd n v 2t 2 0.905m/s1000 2算齿宽bbdd 2t

196.0996.09mm3算齿宽与齿高之高比b/hmd3tt

z96.09233

4.178mmh2.25mbhbh

2.254.1789.400mm96.099.40010.225、 算载荷系数v=0.905m/s,7KV

1.05直齿轮，假KFb100N/mm。得A tK KH F

1.2使用系数

K 1.25A7级精度，非对称布置 K 1.120.181220.23103bH d d2162)23031.43 由h10.22,KH

1.43得：KF

1.355，则载荷系数KKKK KA V H H

1.051.251.21.432.2532.251.36、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直32.251.33KKtd 3KKt3 3t

7、 算模

m m d3z33

4.18（三） 按齿根弯曲强度计3z3z1aa2KTYYd12F（1） 确定公式内各算数值1

FE

535MPa

，大齿轮的弯曲疲劳极限FE4

385MPa。2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数

KFN

0.90,KFN4

0.92。3、算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4F1

K N1 S

0.95353439314F2

K FN2 FES

09238514

2534、算载荷系数

KKKK KA V F F

1.251.051.21.3552.135、查10-5得齿形系数

YFa1

269,YFa2

2.206、查10-5得应力校正系数Y Y

Ya1

1575,YSa2

1787、算大、小齿轮的aF

并加以比较Y Y 2.691.5751F

11

343.93

0.0123Y Y 2.201.78a2F

Sa2

253

0.0155大齿轮的数值大。（2）算32322133374410123200155

348对比算结果，由齿面接触疲劳强度算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度算的模数，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能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=3.5直径d

d 96.09算处齿数3z 33

27.454

28z iz2.85

28

79

804 2 3Z 80核算i 2 3

285728（）几何尺寸算（1）算分度圆直径d m28353 3d zm8034 4

98mm280（2）算中心距

a

d298280

1893 4（3）算齿轮宽度

bdd

19898mm取B 93mm,B 98mm。4 3（4）2TF 2t d3

233310398

NKFA tb合适

98

/86.68N

/100N

/mm（5）齿轮结构为标准型的因减速器的低速轴与运输连接用的联轴器，由于轴的转速较底不必要求具有较小的转动惯量，但传递的转矩较大，又因为减速器与工作不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此，选用无弹性的扰性联轴器，选用滚子链式联轴器。T911.5Nm,3

K 1.5AT K T1367.25Nmca A 3n 63.2r/min3查表8-4取型号GL9五章 轴的设计及计算高速轴设计P1

，n720r/T1

86.7Nm，a 计取轴的材料为45钢（15-3

A=115。0d A

p3 1n1p3 1n1

mm23.98mm0因为有键槽，则d

720d

17%17%23.9825.66mm1圆整，取1》 确定各轴段直

2d 26mm1mind :最小轴段，d d 26mm12 12 mind 2处对带轮定位，23

d d 7mm33mm23 12d ：轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴34承仅承受径向力，处取轴承型号 6307，其主要参数dDT

d 35mm，T34

21mm该轴跨距L2(ckBsBT4080159821254mm1 1 3 1d ：由轴承对轴肩要求，查6307得，45

d 44mm45d ：同理d ,d d 44mm67 34 67 34d ：同理d 78 34

d d78

35mm2》 确定各轴段长度l :由与12轴段配合的带轮宽12B=52mm,l12

B2mm(522)mm50mml :查表11-1，地脚螺栓23

d 0.036a12mm20mmf得 轴承旁连接螺

d0.75d1

df

16mm由表11-2得

c22mm,c

20mm1 2箱体轴承孔长Lc

(5 10)92220960mm1 2轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取

L`20mm则 l Lel23

601020521l :与轴承配合，取l T34l :轴环宽度l56

34 115mml :由与之相配合的齿轮167

B80mm得1l B2mm2)mm78mm67 1l ：l Tc

(21515)mm78 78 1l LTckB

(25421208015)mm118mm45 1 1 1 3》 确定轴上倒角和圆角

c245o,R1.6PAGEPAGE20b 按许用弯曲应力校核轴强度（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置l l

T l 1

41

2 2 2 2T B l l

1(ck) 1 15) 183.5mm1

2 2 2 2T l l 1l 12 64 CD 2 23 2 2 2绘轴的受力图如下图)算轴上的作用力齿轮1的啮合力1F 1d1

286.75

mm2312NF Fr1 n

2n0

751.2NV带作用的压轴力水平面内

F 1869NPF F F

F

2312N0

AX CXF l F

2312N69.5mm

275mmCXF解得 F

N584.31N弯矩

F

120075.15NmmBX AX ABMAX垂直面内

M 0CXF F F F

F

751.2

1869N0AY CY r1

AY CYF l F

F l 0 751.269.5

27518693390r1 AB CY

P AD CYF解得 F

NNM F l N弯矩 MM

BY AY 0AY185965.5NmmCY两平面合成，得M 12007515B

69244

13861015NmmM 0C

1859655

185965

NmmT86.71

NmF 199439NAF 219338NC受力弯矩图22算当量弯矩因为材料为45钢（15-1查得1

应力校正系数0.6B,C为危险截面，分别校核 caB

M2T2B 1 WM2T2

526020.144352602

]1 caC

CW 1

0.1

MPa

]1Ｂ，Ｃ截面强度足够，高速轴安全；中速轴设计P6.27kw2

，n 180r/min，T2

333Nma 计PAGEPAGE23取轴的材料为45钢（15-3P3nP3n22

A=115。0d

mm37.56mm圆整，取4》 确定各轴段直

dmin

38mmd :最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6308，12dDT该轴跨距

d 40mm,T12

23mmL 2(ck)BsBT 4080159823256mm2 1 3 2d 2为过渡部位，区分加工表23

d d23

4mm40444mmd 3处对齿轮2有轴向定位要求，34取 d d34

6mm44650mmd ：同理与d 45 23

d d45

44mmd ：同理d ,d d 40mm56 12 67 125》 确定各轴段长度l :与轴承配合段，

Tck2mm(2351523)mm48mm12l :与齿轮2配合段23

12 2l B23

2mm233)mm72mml :与齿轮3配合，取45

l B45

3mm(983)mml :与轴承配合， l T56 56

ck(235153)mm46mml :轴环宽度l LTl l l34 34 2 2 12 45

(2562348729546)mm18mm6》 确定轴上倒角和圆角 c245o,R1.6b 按许用弯曲应力校核轴强度（2）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上两齿轮力的作用点位置l LEH 2

256mml l

T l 2

2 2 2 2l l l 23l 45 18 FG 2 34 2 2 2l T l 45l 2 46 2 56 2 2 22) 绘轴的受力图(3) 算轴上的作用齿轮1 的啮合力2TF 2t2 d2

233248

mm2685.48NF Fr2 n

8n0

977.44N2TF 2t3 d3

2333100098

mm6795.92NF Fr3 n

2n0

2473.51N4水平面内F F F F

F 2685.4N6795.9F 0EX t2 HXF lEFF l F

EX HX0t2 EG HX EHHX2685.48N72.5mm6795.92N174mmF 256mm0HX解得F NEXF NHX弯矩

F

300264.55NFX EX M 435195.33NGX垂直面内F F

F F

F 97744N247351NF 0EY 2 3 HYF lEFF

EY F l 02 3 HYHY

HY EH9774472解 得

Nm247351174NmF

256mm0F 9167NEYF 140440NHYM 664608N弯矩 M

115160

Nmm两平面合成，得M 30033809NFM 45017439NGT 333000Nmm2F 414259NEF 552141NH(5算当量弯矩因为材料为45钢（15-1查得1

应力校正系数0.6M2M2T2G 292602caG

W

0.1

MPa

]1M2M2T2F 292602caF

W

0.1

MPa

]1F截面强度足够；45的直径为保证轴的强度及键的削弱，取

d d23

50mm则，d

d34

7mm57mm；M2M2T2G 292602caG

W

0.1

MPa

]1G截面安全低速轴设计P6.02kw3

，n 63.2r/T3

911.5Nm，a 计取轴的材料为45钢（15-3

A=108。0d A

mm49.32mmp3np3n33因为有键槽，则

63.2d d'

7%7%

圆整，取1） 定各轴段直径

d1min

53mmd :最小轴段，与联轴器GL9相适应，取d12

55mmd 2处对半联轴器有轴向定位，23

d d23

7mm62mmd 3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，34轴承仅承受径向力，因

d 62mm，查表6-1，处取轴承型号236013，其主要参数

dDT

，d34

65mm，T3

18mm该轴跨距L2(ckBsBT40801598183 1 3 3d ：由轴承对轴肩要求，查表6-1型号6013得，45

d 72mm45d ：同理d 78 34

d d78

65mmd ：对轴承轴肩的要求通过套筒来实现，67

d d67

565570mmd 8对齿轮4有轴向定位要求，562） 定各轴段长度

d d56

1080mml :由与12轴段配合的半连轴器孔长B=84mm,12l B2mm2)mm82mm12l :11-1，地脚螺栓23

d 0.036a12mm20mmf得 轴承旁连接螺

d0.75d1

df

16mm11-2得

c22mm,c

20mm1 2箱体轴承孔长Lc

(5 10)92220960mm1 2轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取

L`20mm则 l Lel23

60102051867mml :与轴承6013配合，取l T18mm34l :轴环宽度l56

15mm

34 3l :由与之相配合的齿轮467

B 93mm得4l B(933)mm90mm67 4l ：l Tck2351523)mm78 78 3l LTl l l

(2511818149043)mm104mm45 3 3 34 56 67 78）确定轴上倒角和圆角

c245o,R2b 按许用弯曲应力校核轴强度（3）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置l LPR 3l

l

l 12l

34 117mm2

23 2 2 2l l l 34l l 67 10314 2

45 l

2 2 290 l 67l 3 43 QR 2 78 2 2 22) 绘轴的受力图(3) 算轴上的作用齿轮4 的啮合力2TF t4 d4

2911.280

mm6510.71NF Fr4 n

1n0

2369.71N4水平面内F

F

F

6510.71N0RX PXF l

F

6510.71N171mm

251mmRXF 2075.13N解得 F

N弯矩

F

358310.82NmmQX RX QRM垂直面内

M 0PX RXF F

F

F

N0r4 PY RYF l F lr4

0

2369.71N79mmFRY

171mm0F解得 F

1274.93NNM F l N弯矩 PY M M 0PY 两平面合成，得22M 22QT3

NmmF 2435.49NPF 4665.84NRPAGEPAGE30算当量弯矩因为材料为45钢（15-1查得1

应力校正系数0.6002602M2M2T2Q 3W

0.1

MPa

19.29MPa]1Q截面强度足够，低速轴安全；六章 滚动轴承的选择和计算高速轴轴承由6307，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为FA

1975N，FC

2265.5

。转速n1

720r/min得当量动载荷PFF 2265.5Nr C查表13-4得 f 1.00t传动13-6得载荷系数

f p6-16037的基本额定动载荷Cr

33.2kN106fC

106

1033所以

60n

t r

hh f pp

1.1预期8hL L'h

选取窄一点的轴承62076-1得基本额定动载荷C'r

25.5kN106

fC'

106 1033L1''h

60n

t r

24800hL'hf p p

1.16207合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。中速轴轴承由6308，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为FE

3638.59N，FH

4641.92N。转速n2

180r/min得当量动载荷PFF 2265.5Nr C查表13-4得 f 1.00t传动13-6得载荷系数

f p6-16013的基本额定动载荷Cr

40.8kN106fC

106

1033所以

60n

t r

47237hh f pp

180

1.1L'6208h h6-1得基本额定动载荷C'

29.5kN106

fC'

1061033L2''h

60n

t r

17192hL'hf p 60np

1.1但按三年间修期则L'h3

330087200hL2''h

2L' ，六年更换一次h36208合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。由6013，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为FP

1969N，FR

3971.67N。转速n3

63.20r/min得当量动载荷PFR

3971.67N13-4

f 1.00t传动13-6得载荷系数

f p6-16013的基本额定动载荷Cr

32.0kN，3106fC

106

1033所以

60n

t r

102655hh f pp

1.1预期8hL L'h h轴承6013合适。七章 减器结构及其附件