二级同轴式圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器机械工程学院＿__＿____＿班设计者___＿_＿＿___＿__指导教师_＿_____＿＿＿＿_2０1１年0７月0６日目录课程设计任务书-－-－——－－－－－-——－—－—-－-——-－-－-－--－—－-—－－——11.选择传动装置类型(方案）-——-－-—－－—－－——-—－－－－—-－—-－——１2.选择电动机－－-—－－-－－—－－—－—－———－－－－—-－—-—－-——2３.计算总传动比和传动比分配—－——-－-—-—－－－--——－-—--－-－-－－－——２4．计算传动装置的运动和动力－-－——-－－－-－—--－——－—--——-—－－—－－-３５。传动零件设计-———-—－-－—-－-－—－—－--——－－－－-－-－—－36.装配结构草图绘制－－-－—--—－—－——－－-－—－—－－——-——－—－－87．各轴强度校核－—--－——-—-－———－－-—-－-——-—-——－—-－-－—－————10８。轴承寿命校核－－－—－--－—-—－－—－-—-－-—－—-－--——－———-－—１８9.键联接强度计算－———－-－-－－－－－－－—--－－-————－—－－—-－-—－—－—－-2０课程设计任务书设计带式输送机传动装置1.带式运输机工作原理:２.已知条件:

1）输送带工作拉力Fj=6。5ｋN；ﻫ2）输送带工作速度Ｖj=2．２m/s；

３)滚筒直径Ｄj＝４00mm;4）输送带工作速度允许误差±5%;ﻫ5)滚筒效率ηj=0。９６（包括滚筒与轴承的效率损失）；ﻫ6)工作情况：两班制,连续单向运转,载荷较平稳；ﻫ7)使用折旧期：８年；

8）工作环境室内，灰尘较大,环境最高温度为３5°Ｃ;ﻫ9)动力来源：电力，三相交流，电压３80/220V；ﻫ１0）检修间隔期:四年一次大修，两年一次中修,半年一次小修；ﻫ１1）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。3。设计数据:输送带工作拉力Fｊ＝6。5KＮ输送带工作速度Vｊ=2．２ｍ/ｓ滚筒直径Dj=400mm项目设计内容,步骤和说明结果一．选择传动装置类型(方案）初拟３方案，综合比较各项优缺点后确定一个方案作为设计方案。１。展开式，如图１-１,展开式结构比较简单，应用最广；但齿轮相对于轴承非对称布置，受载时轴的弯曲变形会使载荷沿齿宽分布不均，故轴应具备足够大的刚度。图1－１２。分流式，如图１-2，齿轮相对于轴承对称布置，载荷沿齿宽分布较均匀，受载情况较好，适于重载或变载荷的场合。其结构比较复杂。图1—２３.同轴式,如图１－3所示，同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座,使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。图1-3传动方案定为方案３：二级同轴式圆柱齿轮减速器二.选择电动机1．查表确定各部分装置的效率：滚动轴承传动效率(一对）1＝0.9９，圆柱齿轮传动效率2=０。99,联轴器传动效率3＝０.99，搅油效率4=0.99，传动滚筒效率j＝0.9６∴=14·22·32·42·j=０．９９4×０．992×０.９9２×０．９9２×0。９6=０．87∵Ｐｗ=Fｊ·Vj／1000Fj＝６．5KNVj=2．2m／s∴Pw＝6500×2.2/10０0＝1４．３KN∵Pcd=Pｗ/∴Pcd=14.３／０.8７=1６。4KW2.根据Ｐcd查资料选电动机（Y系列三相异步电动机）得Pｄ=18．5KWnm=１４70ｒ／minＹ18０M-4Pｄ=18.5ＫＷｎm=1470ｒ／ｍiｎ三．计算总传动比和传动比分配1.滚筒转速ｎj=1０0０×60×Vj／π×Dｊ=1000×60×2．2/π×400＝１05r/min,总传动比i＝nm／nj=１4７０/１05=142．分配传动装置各级传动比：取ｉ1=４,i2=3。5(实际传动比待确定齿轮齿数或标准带轮直径后准确计算,允许误差±(3-５)％)i=14i1＝４ｉ2＝3。５四．计算传动装置的运动和动力1.各轴转速确定:ｎ1=nm＝147０r／ｍinn2=n１/i1＝1４70/4＝367。5r／miｎn３=n2/ｉ2＝36７。5／3．５＝１05r/miｎ2。各轴功率计算(kw）：Ｐ０＝Pd=18.５ＫWP1=P０·01=1８.5×0.9９2＝1８。13ＫＷＰ２＝Ｐ1·1２=18．13×０．9９２＝17。７７KWＰ３＝Ｐ2·2３=17.77×0．9９3＝17。2４KＷP4＝P3·34＝17。２４×0。９9×0．96=16.４KW3.各轴的转矩计算：Ｔｄ=9５50Pd/nｍ=９5５0×18.5/1470=12０．19N·MＴ１=９550Ｐ１/n1＝9５５０×18。13/147０=１１７.78N·MT2=9５５0Ｐ2／n２=9５50×１7。７7/36７.5＝４６1。7８N·ＭT３=9５50P3/n３=9５50×１7.２4/１05=１５68Ｎ·ＭＴ４＝9５5０P４/n４=95５0×16。４／105＝1４91．62Ｎ·Ｍｎ1＝１47０r/minｎ２=３6７。5ｒ/minn３=105r／miｎP０=１8.5KWＰ1=1８.13KWＰ2=１7．7７KWＰ3=17．24KWＰ4＝１6．4KWTd=1２０.19N·MT1＝1１７。７８N·MT2=461．7８N·MT３=156８Ｎ·ＭT4＝１4９１。6２N·M五。传动零件设计第一级传动1.选择材料选用直齿齿轮传动；根据机械设计表10—1选择小齿轮材料为40Ｃr，硬度为280ＨＢS，大齿轮材料为45钢,硬度为2４0HBS,二者材料硬度差为4０ＨBS;精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=４×24=９６2．制定热处理工艺小齿轮和大齿轮均为调质处理,淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。3．按齿面接触强度设计按式（10—9a）进行试算,即d(1)确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数Kt＝1.３ｂ.计算小齿轮传递的转矩Tc。由表10—7选取尺宽系数φd＝1d.由表10－６查得材料的弹性影响系数ZE=１8９.8MＰａ1/2e.由图１０—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPaｆ.由式（10－13）计算应力循环次数N1=６0n1jＬh=60×147０×1×（2×8×3０0×8）=3。3８7×1０9N2=N１/4＝3.38７×1０９/４=0。847×10９g。由图10－1９查得接触疲劳寿命系数KHN1=0。9０；KHN２=０。95ｈ．计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（1０－12）得σσ取σ(2）计算a.试算小齿轮分度圆直径ｄ１tdｂ.计算圆周速度v v=c。计算齿宽ｂ及模数mｔｂ=φdd1t＝1×6８.06mｍ=６８。０6mmﻩmt=d1t/z1＝６8．06/２4=2．84齿高h=２.25mｔ=2。25×2.84mｍ＝6．3８mmb/ｈ=68．06／6.３8＝１０．67d．计算载荷系数 根据ｖ=5．２4ｍ/s，7级精度，由图１０—8查得动载系数KV＝１．１5；直齿轮已知载荷平稳，所以取KA＝1由表1０—4，用插值法查得7级精度，小齿轮对称布置时,查的K由b/ｈ＝10.６７,KHβK故载荷系数K=KAKVKHαKｅ.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(１0—10a)得d1f.计算模数mm=4．按齿根弯曲强度设计由式(1０—5）得弯曲强度的设计公式为(１)确定计算参数ａ.由图1０—20c查得小齿轮的弯曲强度极限σFE1=500MPab．由图10—1８取弯曲疲劳寿命系数ﻩKFＮ1=0.8５，KＦN２=０.９０c.计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=１。4,由式（１０－12)得σσｄ.计算载荷系数K=ｅ．查取齿型系数和应力校正系数由表10—５查得YFa1=2.65;YSa1=1.58；f．计算大小齿轮的并加以比较YY大齿轮的数值大(2）设计计算m≥取标准值m=2。5mm按接触强度算得分度圆直径d1＝７３．５４ｍｍﻩ算出小齿轮齿数Z1大齿轮齿数Z5。计算中心距(１）计算分度圆直径d1＝Ｚ1ｍ=30×２．5＝75ｍmｄ２=Ｚ２m=12０×2。5=３００mm(2）计算中心距a=(d1+ｄ2)/2=１87.5ｍm(3)计算齿轮宽度b=φdd1=７5mm取Ｂ2＝75ｍmB1＝80mm第二级传动1.选择材料选用斜齿齿轮传动;选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBＳ，大齿轮材料为4５钢，硬度为240HBＳ,二者材料硬度差为40HBＳ；精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数Z3=２４,大齿轮齿数Z4=３.5×24=84初选螺旋角β=14°2.制定热处理工艺小齿轮和大齿轮均为调质处理,淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度.３。按齿面接触强度设计按式（1０-２1）试算，即d（１）确定公式内各数值a．试选Kt＝１.６b.由图10－30选取区域系数ＺH=2.４3３ｃ．由图10-26查得εα3=0.78,d．许用接触应力σ其余参数与一级传动相同（2）计算a。试算小齿轮分度圆直径dｂ．计算圆周速度v=c．计算尺宽ｂ及模数mntb=mh=2.25bd．计算纵向重合度εe．计算载荷系数Ｋ由v=１。９0ｍ/ｓ，7级精度,由图10—8查得动载系数Ｋｖ=1．08；由表1０—4查得KＨβ＝1.4３１由图1０－13查得ＫＦβ=1.35由图10－3查得KHα=KFα=１.４K=f.按实际载荷校正所算的分度圆直径dg．计算模数m4.按齿根弯曲强度设计m（１)。确定计算参数a。计算载荷系数K=ｂ。根据纵向重合度εβ=1.903c.计算当量齿数zzd.查取齿形系数，应力校正系数由表10—５查得YFa3=2.592YSa3=1.596ｅ.计算并比较YY大齿轮的数值大（2）设计计算m取标准值m＝３按接触强度算得分度圆直径d3=10８．92ｍmﻩ算出小齿轮齿数Z3大齿轮齿数Z5．几何尺寸计算(1）计算中心距a=（z１+ｚ２)m/2cosβ=２4２.7１mm=243mm（2)β=aｒｃos（z1+z2)ｍ/2a＝１４．27°(３）计算分度圆直径d3＝Z3ｍ/cosβ=３5×3/cos１4=１０８。21mmd4＝Z4m=１22×３／ｃｏs14＝３7７。２ｍm（4）计算齿轮宽度b=φdｄ3=1０8.2１mm取B4=110ｍmＢ3=115mm６。调整中心距调整Ｚ1=40,Z2=160，Z3=36，Z4＝1２6，β＝13．５9°aa齿轮传动主要参数名称高速级低速级Z１Ｚ２Z3Ｚ４材料４0Cr调质45钢调质４0Cr调质４５钢调质齿数4016036126模数2。５２．533分度圆直径d1０04０01１0３90齿宽ｂ1０５10011511０压力角αｎ202020２0精度等级７7７7结构形式实心式腹板式实心式腹板式中心距２５0250传动比4３．5Ｚ1＝2４Z2=96Kt=１.３T1=117783N·mmφｄ=１ZＥ=18９．８MＰa1/2σσN１＝3.３8７×109N2=0．847×1０9KＨＮ1=０．90KHN２=０.95σdv=5.24m/sb＝68．０6mm mt＝2.８４h＝6．３8mｍb／ｈ＝10.6７KA=１KKK=1。64dm=3.06mmσσＫFN１=0．85KFN２＝0．9０m＝2．5ZZｄ1=75mmｄ2＝30０mmａ＝1８7。5ｍmＢ2=7５mmB1＝８0ｍｍＺ3＝24Ｚ4=８４β＝１4°Kｔ=1。６ZＨ＝２。433εσdv=1.90m/sb=98.55mmmh=8.96mmbεKv＝1。0８ＫＨβ=１.431ＫFβ=1.３5ＫHα＝KＦα＝1．4K=2.16dmK=2.10Ym=3ZZa=２4３mmβ=14．27°ｄ３=108.21ｍｍｄ4=37７。2mmB4=１１０ｍｍB3＝11５mm六．装配结构草图绘制1。轴的结构设计（1）高速轴a。选材，选45号钢，调质b。确定最小直径由式15-２初步估算轴的最小直径,由表1５－3，取A0=112,得d≥A最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速高,此处选弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩Tca＝KAT1,查表1４－1，考虑转动平稳,取KA=１.3，则T按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件,并考虑到联轴器另一端与电动机相连,查手册选ＬX3型联轴器，轴孔直径d=３２ｍm，轴孔长度L=60mm,最小直径取３2mmｃ.确定各段直径及长度L1处需与联轴器孔径相连，有定位要求，故Ｌ１应略小于联轴器轴孔长度,取L1=５5ｍm，d1=32ｍm；ｄ2应高于d１用于定位,取d2=35mm;考虑到箱体的安装，取L2＝３5mm;Ｌ3段与轴承相连,选择轴承.选圆锥滚子轴承，查手册选3020８型，d=４0mm,D＝８0mm，B=1８ｍm,取d3＝４０mm,考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离,取L3=35mm；Ｌ4段此处轴肩无定位要求，取ｄ４=45mm，因为齿轮１宽10５mｍ,故取L4＝１０0mm；L5段要定位齿轮，故取d5=５0mm，Ｌ5=5ｍｍ;L６段定位轴承，故取d6=48mm,Ｌ6=10ｍｍ；Ｌ7段与轴承配合，取ｄ7=４0mｍ,L7=１8mm。（２)低速轴a。选材,4５号钢，调质b。确定最小直径由式１5-2初步估算轴的最小直径，由表１5-3，取A0=１１２，得d最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应,需选联轴器。由于转速低,传递转矩大，此处选凸缘联轴器。联轴器的计算转矩Ｔca=KAT3，查表14-１,考虑转动平稳,取KA＝1。３,则T按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件,并考虑到联轴器另一端与电动机相连，查手册选ＧＹ8型联轴器,轴孔直径d＝６3ｍｍ,轴孔长度L=1０7ｍm，最小直径取63mｍc。确定各段直径及长度L１处需与联轴器孔径相连,有定位要求,故L１应略小于联轴器轴孔长度,取Ｌ1=1０0ｍm，d１＝63mm;d２应高于d１用于定位,取d２=６５ｍm;考虑到箱体的安装,取L２=30mm；L3段与轴承相连,选择轴承。因为配合齿轮为斜齿轮，故选圆锥滚子轴承，查手册选3０241型，d=70mｍ，D=125ｍm,T＝2６。5，B=24mm，C＝21，ｄaｍin＝７９mｍ，ｄbmａｘ=81mｍ，Daｍiｎ=１10mm，Dａmax=116ｍm取ｄ3＝7０mm，考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离,取Ｌ3=49mm;L4段此处轴肩无定位要求，取d4=75mm，因为齿轮1宽１１０ｍｍ，故取L4=１0５mm；Ｌ5段要定位齿轮，故取d５=82mm,L５=5ｍｍ；L6段定位轴承，故取d6=80mm，L6=１５mｍ；Ｌ７段与轴承配合,取d７=70mm，Ｌ７＝24mｍ。(3）中间轴a。选材，４5号钢,调质ｂ.确定最小直径由式１５-２初步估算轴的最小直径,由表15－３,取Ａ０＝112，得d最小直径处与轴承相连，需选轴承。因为有斜齿轮,选择圆锥滚子轴承，查手册为3０2９０型。ｄ＝４5mm，D＝８５ｍm,Ｔ＝20。７5ｍm，Ｂ=1９ｍm,C=１6mｍ,ｄａmｉn＝52mｍ，dａmax=53ｍm，Ｄamin=74mm，Damaｘ＝７８mｍ取ｄ1=45mmｃ．确定各段直径及长度d1=４5ｍｍ，考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取Ｌ1=４２mm。Ｌ2段定位齿轮２，此处轴肩无定位要求,故取ｄ2=５0ｍｍ,因为齿轮2宽度为10０ｍｍ,故取L2=９5mm。L3由高速轴和低速轴决定,取两轴间隙6mｍ，L3=5+10＋15+6+５+15+2４=80ｍm，Ｌ3段要定位齿轮，取d3＝５５mm。L4段无定位要求，故取ｄ4=50ｍｍ,因为Ｌ4由齿轮3宽度决定,取Ｌ4=１１0mｍ。L5与轴承配合，考虑箱体与齿轮距离，取L５＝42ｍm，d5＝4５mm。高速轴d１=３2mmL1=５５ｍmｄ２=35mmＬ２=3５mmd3=４０ｍmL３=35mmd4=４5mｍＬ4=１0０mmd5=50mmL5=5ｍmｄ6=48mｍL6=10mmｄ７=40mｍL7=１8mｍ低速轴d１=63mｍＬ1=1０0mmd2=6５mｍL２=3０ｍmd3=７0mｍL３=４9mmd４=75mmL４=１05mmｄ5=8２ｍｍL５＝5mmd６=８0mｍＬ６=15mmｄ７=70mmL7=２4mm中间轴d１=４5mmＬ1=42ｍｍd２=５0mmL2=95mｍd3=５５ｍｍL3＝８０mmd4＝５0mｍＬ4=110mmd5=４5mｍL５＝42mm七.各轴强度校核１．高速轴按弯扭合成强度条件校核（1）.做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a.直齿轮受力Ft=2T1／ｄ1=２*１1778０/１00＝235５.6ＮFr=Ｆttanα＝23５5。6*tａｎ2０=8５７.34Nｂ．求得支反力Ｆh1=Ｆt＊7５/185=954。97NＦh２＝Fｔ＊１１0／18５=140０.６３NＦv1=Ｆr＊7５/185=3４７.58NＦv2=Ｆｒ*110/18５=５0９.７９Ｎc．计算T1=1１７７８0Ｎ。ｍmMｈ＝110＊Fｈ１=105０46。7Ｎ．mmＭｖ=11０＊Fv1=3８2３3．８Ｎ．mｍM=D=(２)校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为σa。检验齿轮宽度中点处查表１5-4，W≈0.1查表１5-1，４5钢调质,σ扭转切应力为静应力,取α≈0.3σ所以齿轮中点处安全ｂ.检验直径最小处查表1５-4，W≈0.1查表15—1，4５钢调质，σ扭转切应力为静应力,取α≈0.3σ所以直径最小处安全经检验,高速轴安全2.低速轴按弯扭合成强度条件校核(1）。做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a.直齿轮受力Fｔ=2T３/d4=２*156８０0０／3９0＝8041.０3NFｒ=Fttanα/cosβ＝8０４１．03*taｎ20/cｏｓ13.59=3011NＦａ＝Ｆttaｎβ＝１９4３.84Nb.求得支反力Fh1=Fｔ／２=4020.５2NＦh2=Ft/2=402０。５２NFa1=Fa＝1943。84N由图得Fr×80.25+由图得Fv1×160.5=c。计算Ｔ3=156８000N.ｍｍMh=８0．２5＊Fh1＝32264６.７3N．ｍmMv１=80。２5*Ｆv1＝3103４０.３9N．ｍmMv２=8０。２5*Ｆv2=６870７．64N.ｍｍMMDD（2）校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为σａ.检验齿轮宽度中点处查表15－4,W≈0.1查表15—1,４5钢调质，σ扭转切应力为静应力，取α≈0.3σ所以齿轮中点处安全b。检验直径最小处查表１５—4,W≈0.1查表１5-１,45钢调质，σ扭转切应力为静应力，取α≈0.3σ所以直径最小处安全经检验,低速轴安全3。中间轴按弯扭合成强度条件和疲劳强度条件校核按弯扭合成强度条件校核(1).做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a。直齿轮受力Ft1=2T２/d2＝２＊４61780／40０=２308．9NFr1=Fｔ１ｔａｎα/coｓβ=840。３7Ｎ斜齿轮受力Ft2=２Ｔ2/d３＝2＊461７80／110=8396ＮＦｒ2=Ft2tanα／ｃｏsβ=83９6＊tａn２０/cｏｓ13．59＝3１43．９２ＮFa=Ｆt2tａｎβ=8396＊ｔａn１3。５9=202９．6６Nｂ.求得支反力Fh１=１６３。2０NFh2＝５９２3。9０NFａ1=Fａ=2０２９．66ＮFv1=1７29．６3NＦv2=2254.66Nｃ。计算T２=46１７８0N.mmＭh1＝7２。7５＊Fh１=11872.8N.mｍMh12=7２.７5＊Fｈ２=475３９1。５5N．mｍＭv1=7２．7５*Ｆv１=1２5830.58N.ｍｍMv2＝２60．25＊Ｆｖ1—187.５*Ｆｒ1＝29２5６６.83N.ｍｍＭｖ3＝８0．２５＊Ｆｖ2=180９36.4７Ｎ。ｍmMMMDDDD(2)校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为σa.检验齿轮2宽度中点处查表１5-4,W≈0.1查表1５-1，45钢调质，σ扭转切应力为静应力，取α≈0.3σ所以齿轮2中点处安全ｂ.检验齿轮3宽度中点处查表１5-4，W≈0.1查表15—1，4５钢调质，σ扭转切应力为静应力，取α≈0.3σ所以齿轮3中点处安全按疲劳强度条件校核（1）判断危险截面从应力集中看，截面Ｌ3－L4，Ｌ4—Ｌ5处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载看,齿轮中点处应力最大。截面L３-L4的应力集中影响和截面L4-Ｌ５相近，但截面L4-L5处无扭矩，故只需校核截面Ｌ3-Ｌ４左右两侧即可。(２）截面右侧抗弯截面系数Ｗ＝0。1d3=0．1×５03=1２5００ｍｍ3抗扭截面系数Ｗt=0。２d３＝０。2×50３=250０0ｍm3截面右侧Mv＝Fv１*２02.75-Ｆr1＊130=2４1434.3８Ｎ。ｍmMH＝-Fh1*２０２。７5-Ｆｔ1＊13０=-333245．8N。mｍ弯矩为M=截面右侧扭矩T=4６１78０Ｎ。ｍｍ截面上的弯曲应力σb截面上的扭转切应力τ轴的材料为4５钢，调质处理,由表１5－1查得σB=640MPa,σ−截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及αr按附表３-2查取。因r/d=２.0/50=０.0４，D/d＝5５/５0＝1．１，经插值后可查得ασ又由附表3－１可得轴的材料的敏性系数为qσ＝0．82,故有效应力集中系数按式(附表3-4）为kσ=1+qσ(kτ=1+qτ(由附图３－2的尺寸系数εσ=0．６7；由附图3－３的扭转尺寸系数ε轴按磨削加工，由附图3－４得表面质量系数βσ轴未经表面强化处理，即βq＝１，则按式（３—1２）及式（3－12a）得综合系数为K又由§３—１及§3—2得碳钢的特性系数φσ=0.１～0.2,取φφτ=0.05~0.1于是,计算安全系数ScaSSS故可知其安全（3)截面左侧抗弯截面系数Ｗ=0.1d3＝0。1×553＝1６6３7．５mm3抗扭截面系数Ｗｔ=0.２d３=0．2×５５3=3327５ｍｍ3截面右侧的弯矩Ｍ为Ｍ＝41１513．45N。ｍm截面上的扭矩T为Ｔ2=４61７8０N。ｍm截面上的弯曲应力σb截面上的扭转切应力τ过盈配合处的kσεσ,由附表3－8用插值法求出,并取kσεσ=3.16轴按磨削加工，由附图３—4得表面质量系数βσ轴未经表面强化处理,即βq=1，则按式(３—12）及式（3—１2a)得综合系数为K又由§3—１及§3－２得碳钢的特性系数φσ＝0.1～0.2，取φφτ=0.05~0.1于是,计算安全系数ScaSSS故可知其安全经检验,中间轴安全Ｆｔ=２３5５.６NFr＝8５7。３4ＮFｈ1=９54。９７NFｈ２=140０。6３NＦv１=34７.5８NＦv2＝509．７9NT1=1１778０Ｎ．mmMｈ＝105０46。7Ｎ.mmMｖ=３8233.8Ｎ。mmM=D=151329.87N∙mmＷ=9112。５mm３σα≈0.3W＝3２76.8mm３σα≈0.3高速轴安全Fｔ＝8041.03NFr＝3011NＦa＝1９４3．8４NFh1＝４0２0.52NＦh2=4020。５2NFa1＝19４3.８4NFFT3=1568000Ｎ。mｍMｈ＝３2264６。７3Ｎ．mｍMv１=3１0３40。3９N.mmＭv2=68７07。64N。mmMMDDＷ=4２1８7.5ｍｍ3σα≈0.3W=2５004。7ｍm3σα≈0.3低速轴安全Fｔ1＝2３０8.9NＦr1=8４0．37NＦt２＝83９6ＮFr２＝3143．92NＦａ＝2029．6６NFｈ1=1６3。2０NFh2=５923.90NFa1=202９．6６NFv1=１7２9．6３NFv2＝22５4.6６NT2=4617８0N．mmMh1=１187２．８N.ｍmMｈ１２=4７5３９1.５5N．mmMv１=１２5８30.58Ｎ.mmMｖ２=２9２566．8３N.mmＭv3=1８0９3６。4７N.mmMMMDDDDW＝1２５00mm3σα≈0.3W＝1２50０mｍ3σα≈0.3Ｗ＝12500mm3Wｔ=２5000mm３Ｍｖ＝２４1４3４。３8N。ｍmＭH＝-33３２4５.８Ｎ.mｍM=411513.45N∙mmT＝4６17８０N。mmστσB=640MPaτkkετβσKKSSSＷ=166３７。5mm3Wｔ＝3３275mｍ3Ｍ=4115１3.45Ｎ。ｍmT２=4６17８0N.mmστkσεσβσKKφσφSSS中间轴安全八．轴承寿命校核1．高速轴轴承寿命校核高速轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30208主要参数如下:D＝80mm；Ｂ＝18mm;ｄ=４0mm基本额定动载荷C=63kN极限转速Vmax=6300r/min齿轮1上的作用力:圆周力F径向力F由之前轴部分计算知Fv1=34７．５８NＦv２=509.7９ＮFh1=954.97NFｈ2=1400.６3Ｎ轴承上的径向力Fr1＝Fv12Fr2=FFs１＝eFｒ1=0。3７＊10１６．26=3７６．0２NFs２=ｅFr2=０.３７＊1490．５2=551.４９N因为Fa+Fs2＞Fs1,所以Ｆa１=5５1.4９Ｎ，Fa2＝5５1。４9N轴承1Fa1Ｐｒ=0．4Fr+1．６Fa=0.4＊1016．２6+1.６*551。49=1288．８8N轴承２Fa2Pr=Ｆr=1４90．５2N计算寿命额定寿命Lh＝16×300×8＝３8400h设计的轴承满足要求的。2。低速轴轴承寿命校核低速轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承,型号为30２14，主要参数如下:D=125mm;B=24mm;d=70mm基本额定动载荷C=132kN极限转速Vmax=3800r/min齿轮４上的作用力：圆周力F径向力F轴向力F轴承上的径向力ＦR1＝FFR2=FFｓ１=Ｆr1/２Ｙ=５5７８.４９/2＊1．4＝１９92．32ＮFｓ2=Fr2／２Y=41１０。6７／２＊1。4=1468。１０N因为Ｆｓ１+Ｆa>Fs２，所以Fａ２＝Fs１+Ｆａ=3９３6。１6NFa1=Fs1＝19９2.32N轴承1Fa1FR1Ｐｒ=Fｒ＝５５7８。49N轴承2Fa2FR2Pｒ=０．4Fr+1．4Fa＝0.４＊4１10。６7+１．４＊3936．１６=71５4.89N计算寿命额定寿命Lh＝16×300×8＝3840０ｈ所以设计的轴承满足要求的。中间轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承,型号为3０209，主要参数如下：Ｄ=85mm;Ｂ=19ｍｍ;d=4５mｍ基本额定动载荷C=67.８ｋＮ极限转速Vm