哈工大机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器)

#TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument".传动装置的总体设计 0\o"CurrentDocument"分析或确定传动方案 1\o"CurrentDocument"选择电动机 2\o"CurrentDocument"计算传动装置的总传动比并分配传动比 3\o"CurrentDocument"计算传动装置各轴的运动和动力参数 4\o"CurrentDocument".传动零件的设计计算 5\o"CurrentDocument"选择材料、热处理方式及精度等级 5\o"CurrentDocument"高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 5\o"CurrentDocument"低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 9\o"CurrentDocument".轴的设计计算 12\o"CurrentDocument"高速轴设计计算 12中间轴的设计计算 13\o"CurrentDocument"输出轴的设计计算 14\o"CurrentDocument".轴I的校核..二 15\o"CurrentDocument"轴I的受力分析 15轴I的强度校核 16轴I上键连接强度校核 17轴I上轴承寿命校核 17\o"CurrentDocument".轴II的校核 18轴II的受力分析 18轴II的强度校核 20轴II上键连接强度校核 21轴II上轴承寿命校核 21\o"CurrentDocument".轴III的校核 22轴III的受力分析 22轴III的强度校核 24轴III上键连接强度校核 25轴III上轴承寿命校核 25\o"CurrentDocument".联轴器的选择 26输入轴联轴器 26输出轴联轴器 26\o"CurrentDocument".润滑密封设计 27\o"CurrentDocument".减速器附件及其说明 27

一.传动装置的总体设计1.1分析或确定传动方案组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大其传动方案如下将动力传送到传送带上，实现传送带预先设，根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器计的参数及其相应的功能。将动力传送到传送带上，实现传送带预先设，设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=1900N传送带卷筒直径：d=280mm传送带带速：v=0.9m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器产量为大批量；机器工作环境为有尘；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。

选择电动机选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。选择电动机的容量（功率）Fv1000首先计算工作机有效功率：Fv10001900Nx0.9m/s=1.71KW1000式中，F式中，F传送带的初拉力；传送带的带速。从原动机到工作机的总效率：n=n2n4n2n=0.992x0.994x0.972x0.96=0.8504E1234式中，K——联轴器传动效率，由参考文献1表9.1,1=0.99；n2——轴承传动效率，%=0.9%石——齿轮啮合效率，n=。.97；上 3山一一卷筒传动效率，n=0.96。- 4则所需电动机功率：P1.71P=f=-kW=2.01kWdn0.8504E确定电动机的转速工作机（套筒）的转速：兀义280兀义280式中，d传送带卷筒轴直径。60x1000V1000义60*0.9一…一 = r/min=61.4r/min由参考文献1表9.2,两级齿轮传动f=8~40,所以电动机的转速范围为:nd二1%=(8~40)X61-4=(491.2〜2456)%n符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]P172页表15.1,选定电动机型号为Y132S-6,其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/(r•min)满载转速(r•min)起动转矩额定将炬最大转矩额定特矩Y112M-62.210009402.02.0计算传动装置的总传动比并分配传动比总传动比1由选定的电动机满载转速nw和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i=n/n=940/61.4=15.31Ew分配传动比i=iXiE12——式中》,,分别为一级、二级齿轮传动比。12考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为i=jTTXT=<1.4x15.31=4.63,1VE则i=i/i=3.306。2E11.4计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速I轴：n=n=940r/minIm“轴：n=n/i=940/4.63=203.02r/minuI1III轴： n皿=n^/i2=203.02/3.306=61.4r/min卷同轴：n=n=61.4r/min卷山各轴的输入功率TOC\o"1-5"\h\zI轴：P=pXn=2.01X0.99=1.99kWI d 1n轴： P=pXjXn=1.99X0.99X0.97=1.91kWn I 2 3III轴：P=PXdXn=1.91X0.99X0.97=1.835kW皿 n 2 3卷同轴：P=P Xq.Xn =1.835X0.99X0.97=1.798kW卷皿2 1各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩T=9550P=9550X2.01/940=2.042X104N-mmdnmTOC\o"1-5"\h\zI轴：T=TXn=2.042X104X0.99=2.022X104N-mmI d 1n轴： T= T XiXn Xn=2.022X 104X4.63X0.99X0.97=8.99X104 N-mmn I 1 2 3III轴： T = T Xi Xn Xn =8.99X 104X3.306X0.99X0.97=2.85X105N-mmmn223卷同轴：T=TXnXn=2.85X105X0.99X0.99=2.793X105N-mmo卷m2 1整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率/PKW转矩/T(N•mm)转速/n(r•min-1)传动比i效率n电机轴2.012.042x10494010.99I轴1.992.022x1049404.630.96II轴1.918.99x104203.023.3060.96III轴1.8352.85x10561.41.000.98卷筒轴1.7982.793x10561.4二.传动零件的设计计算选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。齿轮材料及热处理方式和精度等级①材料：大，小齿轮均采用45号钢，软齿面，由参考文献1表8.2查得，小齿轮调制处理，齿面硬度为217-255HBW,平均硬度为236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162-217HBW,平均硬度为190HBW。大，小齿轮齿面平均硬度差为46HBW,在30-50HBW范围内。按GB/T10095－1998，均选择8级精度根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。选z=21,z=21x4.63297;z=23,z=23x3.306276;12 34减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率/尸KW转矩/T(N•mm)转速/n(r•mint)传动比，效率”电机轴2.012.042x10494010.99I轴1.992.022x1049404.620.96II轴1.918.97x104203.53.3040.96III轴1.8352.85x10561.51.000.98卷筒轴1.7982.793x10561.52.2高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：73：2KTu+1ZZZZx

d>'——X X(HE匕1)211 Y。u [O]dd H式中各参数为：

小齿轮传递的转矩，T=2.022x104Nmm1设计时，因v值未知，K不能确定，初取K=1.4。t由参考文献1表8.6取齿宽系数4=1.1d初选螺旋角P=12°。由参考文献1表8.5查得弹性系数Zg=189.8、MPa^。由图8.14选取区域系数ZH=2.46齿数z=21,z=97;由参考文献1式8.1，端面重合度：(1.88—3.211—十—

(1.88—3.211—十—

ZZ.

12cosP二1.88—3.2—十—

12197)cos12=1.66由参考文献1式8.2由参考文献1式8.2，轴面重合度：己=0.318①ZtanP=0.318xl.1x21义tan12=1.56P d1由参考文献1图8.15查得：Z=0.775。£由图8.24查得螺旋角系数Z”99由参考文献1式8.26,许用接触应力切且=由参考文献1式8.26,许用接触应力切且=取二由参考文献1图8.28(e)得接触疲劳极限应力c =570MPac=390MPaHlim1Hlim2小齿轮小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60naL=60X940X(2X8X250X6)=1.354X109hN=21N—1i11N=60naL=60X940X(2X8X250X6)=1.354X109hN=21N—1i11h1.354x109 =2.92x108h4.63由参考文献1图8.29查得寿命系数：Z=1.0,N1Z=1.13。N2由参考文献8.7,取安全系数M=1方Zc[O]=—N1-Hlim1H1S[cH]2HN2__Hlim2二S1.13x390 二440.71.0故取TOC\o"1-5"\h\zQ]=[o]=440.7MPa

H H2故取初算小齿轮1的分度圆直径dt，得73'2KTu+1ZZZZxd> —x x(—H-乙/_3-)2\o"CurrentDocument"11 Y。u [o]■d H2x1.4x2.022x1044.63+1189.8x2.46x0.775x0.99 x x( 1.1 4.63 440.7)2)2=34.58mm（1） 计算载荷系数KK=KKKK=1.0X1.12X1.11X1.2=1.465。AV3a式中，Ka——使用系数。由参考文献1表8.3,原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取Ka=1.0mn3.14x34.58x940Ky 动载系数。分度圆上的速度为u=/八1工八= =1.701m/s60x1000 60x1000故由参考文献1图8.7查得KV=1.12。三二一一齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11,因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K3=1.11。K一一一齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4,未经表面硬化的8级精度斜齿轮取Ka=1.2。3*=35.1mm1.4d3*=35.1mm1.4d1=d1i\E,=34-58X确定模数二二dcos335.1xcos120m=-4 = =1.635mm取m=1.75mmnZ 21 n1计算传动尺寸中心距：a=(q+z2)mn=(21+97)x1.75=105.5mm圆整为105mm。2cos3 2xcos12。

°m(z+z) 1.75x(21+97)螺旋角P=arccosn2a2=arccos-2-1o5=10.4750其它传动尺寸：d1="4=1.75x21=37.37mm其它传动尺寸：d1=mZ1.75x97mZ1.75x97 ncosPcos10.475=172.62mmb=3db=3d=1.1x37.37=41.1mm取42山山。2d1b=b+(5~10)mm，12取b=50mm。14.齿根弯曲疲劳强度校核2KT+-YYYYFbmdFS£Pn1K、T、mn、4同上计算当量齿数<0]FK=1.465、T=2.022x104N・mm、2KT+-YYYYFbmdFS£Pn1K、T、mn、4同上计算当量齿数<0]FK=1.465、T=2.022x104N・mm、m=1.75d=37.37mm、121v1cos3P cos310.475=22.08z 97z=--2-= =102.0v2cos3Pcos310.475由参考文献[1],图8.19查得Y=2.75，Y=2.2F1F2由参考文献［1］由图8.20查得y=1.56,y=1.79S1由参考文献［1］由图8.21查得重合度系数S2Y£=0.71Y由参考文献［1］由图8.26查得螺旋角系数P=0.89由参考文献［1］由图8.28查得弯曲疲劳极限应力，小齿轮o=220MPaFlim1大齿轮o =170MPaFlim2由参考文献［1］图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数:.YY=1.0N1 N2由参考文献［1］表8.7查得弯曲疲劳安全系数S=1.25（1%失效概率）[o]

FKo=—N1-Flimi1S1.0x2201.25=176MPa=1.0[o]

[o]

FKo=—N2~Flim22S1.0x170=136MPa1.25oF1^KTYYYYbmdFS£Pn1oF1^KTYYYYbmdFS£Pn1YY2x1.465x2.022x10442x1.75x37.37x2.75x1.56x0.71x0.89=58.47<oF1oF2=O/打F1S1=58.47x2.2x1.79 =53.67<2.75x1.56[o]F2结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角P中心距a(mm)小齿轮1.7537.37502110.475105大齿轮172.6242972.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：按齿面接触疲劳强度设计：73'2KTu+1ZZZZxd>IX X(—H-~P-)211Y。u[O]d H式中各参数为：小齿轮传递的转矩，T.=71=8.99x104^mm设计时，因v值未知，K不能确定，初取K=1.3。1*由参考文献1表8.6取齿宽系数3=1d由参考文献1表8.5查得弹性系数二三二.二；不！由参考文献1图8.14选取区域系数ZH=2.5齿数z=23；z4=76由参考文献1式8.1，端面重合度：(1 1)1.88—(1 1)1.88—3.2一十——IZ Z)12cosP1.88—3.2(1 1) + 12376)cos0=1.70由参考文献1图8.15查得：Z=0.8768由参考文献1式8.26,许用接触应力；｝二二三由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力o =570MPao=390MPaHlim1 Hlim2小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=N32nN 2.92x108N=—3= =8.83x107h4i3.3062由参考文献1图8.29查得寿命系数：Z=1.13,Z=1.21（允许局部点蚀）。N3 N4由参考文献1表8.7,取安全系数3;1月Zo[o]=--N_Hliml=1.13X570=644.1MPaH3SZo9 ]=-HN22_Hlim2=1.18X390=471.9MPaH4 S故取 [o]=[o]=471.9MPaH H2初算小齿轮3的分度圆直径，得d>3t2KT ^-1x①du+1ZZZZx X(HE£口)2u [o]H2x1.3x8.99x1043.306+1189.8x2.5x0.876

x x( 1.0 3.306 471.9)2=60.37mm确定传动尺寸：计算载荷系数KK=KKKK=1.0X1.05X1.09X1.1=1.26。AVBa式中，Ka——使用系数。由参考文献1表8.3,原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取匕且=1刃一. 、 、 兀dn314x6037x2032Ky——动载系数。分度圆上的速度为U=—~品「=3.14x60.37x203.2=0.64m/s60x1000 60x1000故由参考文献1图8.7查得KV=1.05。Kp——齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11,查得齿向载荷分布系数Kp=1.09。K.——齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4,取K=1.1。a对d进行修正。3t 33jK/K 33jK/K=60.37Xtd=d3 3tmn计算传动尺寸d59.74—^= Z233取m=2.75mm

n1.26 =59.74mm=1.3取整为136mm。其它传动尺寸：中心距：a="3+z4)mn=(23+76)义277=136.125取整为136mm。其它传动尺寸：d=m义z-2.75义23=63.25mm33d-m义z-2.75义76-209mm44b-pd-1x63.25-63.25mm取66mm。4d3b=b+(5~10)mm,取b=72mm。34 3低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数中心距a(mm)小齿轮2.7563.257223136大齿轮2096676

三.轴的设计计算3.1高速轴的设计计算I轴参数：P=1.99kWIT=2.022x104NmmN=940r/min2.作用在齿轮上的力：2TF2TF=——

td12x2.022x10437.37=1082.15Ntana tan20°=Fn=1082.15x =400.5NtcosP cos10.475°F=FtanP=1082.15xtan10.475°=200.1Nat选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算：d=C

min-=106x1.99 d=C

min-=106x =13.6mm940考虑到轴上键槽适当增加轴直径，d=13.6x1.05=14.29mm。min式中， C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2表10.2,考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。P——轴传递的功率。n轴的转速。轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。根据电动机d=28mm，联轴器选取LH2。故取4=25mm，根据参考文献匕依次选取.d=30mm,d=35mm,d=42mm,d=35mm2345l=60mm,l=56mm,l=30mm,l=136mm,l=30mm1234 5尺寸如下图3.2中间轴的设计计算尺寸如下图3.2中间轴的设计计算中间轴上的功率中间轴上的功率P=1.91kW,转速n2=203.2r/min,转矩T2=8,99x104Nmm。n初定轴上的最小直径d=初定轴上的最小直径d=minC3P=106x-1.9L=22.37mm203.2由参考文献1由参考文献1，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。取d=30mm,d=35mm,d=38mmd=35mmd=30mm1 2 3453.3输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率P=1.835kW,转速n3=61.4r/min,转矩T3=2.85x105Nmm。ni初定轴上的最小直径d=C3巴=106x勺；1835=32.89mmmin\n661.4 .式中， C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献⑵P193页表10.2,考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。P——轴传递的功率。n——轴的转速。考虑到轴上键槽适当增加轴直径，d=32.89x1.05=34.53。min轴上各个轴段的参数计算轴段1,为输出轴与联轴器的连接部分。查参考文献2表13.1,取联轴器LH3，取d=35mm1由参考文献1得d=35mm,d=40mm,d=45mm,d=52mm,d=48mm,d=45mm123456l=80mm,l=54mm,l=32mm,l=61mm,l=64mm,l=43mm123456尺寸如下图：

四.轴I的校核4.1轴I的受力分析（1）计算支承反力由转矩T=2.022x104N-mm,按齿轮受力关系计算可得「2T 2义2.022义104圆周力=1082.15NF圆周力=1082.15Ntd37.37径向力F=Ftana=1082.15义tan20。=400.5Nrt轴向力F=FtanP=1082.15义tan10.475°=200.1Nat那么，在水平面上F1Hd一FLF1Hd一FL-F•一r3a2-400.5x45.3-200.1x37.37/2L+L3245.3+119.3-132.94NF=-F-F=-400.5+132.94=-267.56N2H r1H在垂直平面上F+F=F1V 2V tFxL=FxL1V 2 2V 3解得F=297.8N1V解得F=784.3N2V轴承I的总支承反力F=\F2+F2=J132.942+297.82=326.1N1R11H 1v轴承II的总支承反力F=、F2+F2=v'267.62+784.32=828.7N2R2 2H2v（2）画弯矩图和转矩图在水平面上M=F-L=132.9x119.3=15854.97N-mmaH 1H 2M'=F・L=267.6x45.3=12122.3N・mmaH2H3在垂直面上M=F-L=297.8x119.3=35527.5N-mmaV 1V2

合成弯矩M=M2+M2=J15854.972+35527.52;38904.8N.mmaaaHaVM'=M'2+M2:<12122.32+35527.52二37538.7N.mma*aHaV转矩T=20220N•mm.IMFL12122.3"TTTTTr~f^_ 15B5t,97._^TTT7TTrrrrrrnTTT~.IMFL12122.3"TTTTTr~f^_ 15B5t,97._^TTT7TTrrrrrrnTTT~2022C37538:7k35527.5轴I的强度校核a-a左侧剖面弯矩大，且有转矩，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1,抗弯剖面模量W=0.1d3=0.1x32.9953=3593.7mm3抗扭剖面模量W=0.2d3=2W=7187.4mm3T

弯曲应力M38904.8 a- 弯曲应力M38904.8 a- W3593.7-10.8MPa扭剪应力2.022x1047187.4-2.81MPaTt—t—~^T—1.4MPaam2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数a-0.6,则当量应力为:o=4◎;+4（aT）2=^10.82+4（0.6x2.81）2-11.34MPa已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得o-650MPa，[o]—60MPa。显然，o<[o]，b -1b e -1b故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。轴I上键连接强度校核联轴器处键连接的挤压应力4To- pdhl1-4To- pdhl1-11MPa25x7x(50-8)取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得[o]p=120〜150MPa。显然，0p<[Q]p，故强度足够。轴I上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7207c轴承得。C-30500N,C-20000N。r0（1）计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：F-0.4F-0.4x326.1-130.44NTOC\o"1-5"\h\z1RF-0.4F-0.4x828.7-331.48Ns2 2RF与轴向力A的方向相同且F+A>Fs2 s1fF-F+A-331.48+200.1-531.6N故a1 s2F-F-331.5Na2 S2故只需校核轴承1即可（2）计算当量动载荷F—al0531.620000F—al0531.620000=0.0266，查表得e=0.39F-alFr1531.6 >e400.5得X=0.44,Y=1.41当量动载荷P=XF+YF=0.44*326.1+1.41*531.6=893.0Nra校核轴承的寿命。轴承在100°C以下工作，查参考文献1表11.9得f=1。载荷变动小，T为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得f=1.5。P故轴承的寿命1 106厅C、 106/1,30500、L=——(4T—)3= ( )3=1.8,105hh60nf•P 60x9401.5,893.0P已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命L'=6义2*250义8=24000hh显然L》L'，故轴承寿命很充裕。hh五.轴II的校核5.1轴II的受力分析（1）计算支承反力按齿轮受力关系计算可得圆周力F=

t殳二2圆周力F=

t殳二2,2.022*104二1082.15n，37.37F'

t2T'd',二2842.7N径向力F=Ftana=1082.15义tan200=400.5N，F'=F'义tan200=1034.7Nrt轴向力F=Ftan0;1082.15,tan10.475°;200.1Nat那么，在水平面上F义d—F(La2 1H 1+L+L)+F'(L+L)=FL23r23r3解得F=673.3N1HF=F'—F—F=1034.7—400.5—673.3=-39.1N2H rr 1H在垂直平面上F+F=F+F'

1V2VttF义L+F义L=F义(L+L)

1V1t2 2V2 3解得F=2167.0N解得1VF=1757.9N2V轴承I的总支承反力F=\F2+F2=\；673.32+2167.02;2269.2NTOC\o"1-5"\h\z1R11H 1v轴承II的总支承反力F=、F2+F2=<39.12+1757.92;1758.3N2R 、2H 2v(2)画弯矩图和转矩图在水平面上M=F-L=673.3义56.8=38243.4N-mmaH1 1H1M=F•(L+L)-F'L=15475.24N-mmaH2 1H1 2 r2M'=F-L=39.1*45.8=1790.8N-mmaH2 2H3在垂直面上M=F-L=2167.0义56.8=123085.6N-mmaV1 1V1M=F・L=1757.9x45.8=80511.8N・mmaV2 2V 3合成弯矩M=MM2+M2=,.,38243.42+123085.62=128889.9N.mma1a aH1 aV1M=\M~~2+M2=<15475.242+80511.822=81985.6N.mma2、aH2 aV2M'=、而2+M2=41790.782+80511.822=80531.73N.mma2、 aH2 aV2转矩T=8.99x104N.mm

5.2轴II的强度校核1-1右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量bt(d-1)2 10义5义(35—5)2W=0.1d3 =0.1义353 二3644.6mm32d 2义35抗扭剖面模量W=0.2d3-bt(d-t)2=7932.1mm3t 2d弯曲应力扭剪应力M128889.93644.6=35.36MPao=o=0T8.99x104—= =11.33MPaW7932.1TT=T=Tam=5.67MPa2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为:a=《ab+4(aT»=435.362+4(0.6x11.33)2=37.88MPa已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得a已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得a=650MPa，b[a]=60MPa。显然，a<-1b[a ]，-1b故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。轴II上键连接强度校核齿轮2处键连接的挤压应力4T 4x8.99x104a二二 二27.91MPapdhl35x8x(56-10)1取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得[a]p=120〜150MPa。显然，ap<[a]p，故强度足够。齿轮3处键连接的挤压应力4T 4x8.99x104a= = =49.39MPapdhl38x8x(36-10)4取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得[a]。=120〜150MPa。显然，a<[a]，p pp故强度足够。轴II上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7206c轴承得。C=23000N,C=15000N。（3）计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：F=0.4F=0.4义2269.2=907.7Ns11s1F=0.4F=0.4义1758.3=703.3Ns22s2F与轴向力A的方向相同且F+A>Fs2s1s2FF=F=907.7故a1 s1F=F+A=1107.8Na2 S1故只需校核轴承2即可（4）计算当量动载荷110781500r=0.074，查表得e=0.45F―02Fr21107.8—>e得X=0.44,Y=1.261758.3当量动载荷P=XF+YF=0.44*1758.3+1.26*1107.8=2169.5Nra校核轴承的寿命。轴承在100°C以下工作，查参考文献1表11.9得f=1。T载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得f=1.5。P故轴承的寿命1 106厅C、 106 /1x23000、L=——(乙一)3= ( )3=2.8x104hh60nf•P 60x203.21.5x2169.5P已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命L'=6义2*250义8=24000hh显然L》L'，故轴承寿命很充裕。hh六.轴III的校核6.1轴III的受力分析（1）计算支承反力按齿轮受力关系计算可得圆周力F=

t2T2义2.85义105——= =2727.27N209径向力F=Ftana=2727.27义tan20。=992.7Nrt那么，在水平面上F+F=F1H 2H rFL=FL1H1 2H2解得F=672.3N1HF=F—F=992.7—672.3=320.4N2H r1H在垂直平面上F+F=F1V 2VtFxL=FxL1V1 2V 2解得F=1847.1N解得1VF=880.2N2V轴承I的总支承反力F=F;F2+F2=J672.32+1847.12=1965.6NTOC\o"1-5"\h\z1R11H 1v轴承II的总支承反力F=、:F2+F2=J320.42+880.22=936.7N2R 22H 2v（2）画弯矩图和转矩图在水平面上M=F-L=672.3x55.8=37514.3N-mmaH 1H1在垂直面上M=F-L=1847.1x55.8=103068.2N-mmaV 1V 1合成弯矩M=M2+M2=<37514.32+103068.22=109683.1N.mmaaaHaV转矩T=2.85x105N.mm6.2轴III的强度校核a-a右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量285OG&--1D9&03.1TF1-■375U,3-bt(d-1)2 八1 14x5.5x(48—5.5)2八0八2d2x48W=0.1d3 =0.1x483 =2d2x48抗扭剖面模量=0.2d3-^(Ql-20669mm32d弯曲应力109683.1———&■= -11.41MPaW9610o=o=0扭剪应力T 2.85x105t=一= =13.8MPatW20669T

T=T=t^p-=6.9MPaam2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为:o=4T=T=t^p-=6.9MPaam2对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为:o=4◎：+4(aT»=411.42+4(0.6x13Q=20.1MPa已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得o=650MPa，[o]=60MPa。显然，o<[o]，b -1b e -1b故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。轴III上键连接强度校核齿轮4处键连接的挤压应力4To二 pdhl14x2.85x10548x9x(56-14)=57.37MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得[o]p=120~150MPa。显然，◎p<[Q]p，故强度足够。联轴器处键连接的挤压应力4To二 pdhl44x2.85x10535x8x(70-10)=67.85MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得[Qi。=120~150Mpa。显然，o<[o]，p pp故强度足够。轴III上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7209c轴承得。C=38500N,C=28500N。r0(5)计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：F=0.4F=0.4x1965.6=786.24Ns1 1RF=0.4F=0.4x936.7=374.68Ns2 2R故F=F=786.24Na1 a2故校核任意轴承即可(6)计算当量动载荷—a2 C28500-0.02758查表得-0.02758查表得e=0.39786.24—= 4>e得X=0.44,Y=1.42F936.7r2当量动载荷P=XF+YF=0.44*936.7+1.42*786.24=1528.6Nra校核轴承的寿命。轴承在100°C以下工