西南大學(xué)機(jī)械設(shè)計二級減速器設(shè)計計算說明書

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名 專業(yè)年級 農(nóng)業(yè)機(jī)械化及其自動化 2011 級 設(shè)計題目：設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計條件：1、輸送帶工作拉力： F = 1500N ；2、輸送帶工作速度： v = 1.1m/s（允許輸送帶速度誤差為 5% ）；3、滾筒直徑： D = 220mm ；4、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35 ；5、使用折舊期： 8 年；6、檢修間隔期： 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、動力來源： 電力，三相交流，電壓 380/220V ；8、運(yùn)輸帶速度允許誤差：5%9、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1

2、、減速器裝配圖 1 張（ A1）；2、零件工作圖 2 張；3、設(shè)計說明書 1 份。指導(dǎo)教師簽名：2014年 1 月 日說明： 1.此表由指導(dǎo)教師完成，用計算機(jī)打?。ˋ4 紙）。2.請將機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書裝訂在機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計（論文 ）的第一頁。2 電動機(jī)選擇2.1 電動機(jī)類型的選擇 電動機(jī)選擇全封閉的 Y 系列三相鼠籠式異步電動機(jī)，具有防止 灰塵、鐵屑、或其它雜物侵入電動機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn)， B 級絕緣，工作環(huán) 境溫度不超過 +40，相對濕度不超過 95%，海拔高度不超過 1000m， 額定電壓 380V，頻率 50Hz。2.2 電動機(jī)功率的計算 工作機(jī)所需功率 Pw Pw F*v 1500 *

3、 1.1 1.65KW1000* w 1000 設(shè)計方案的總效率聯(lián) =0.99 （兩對聯(lián)軸器的效率相等）軸承1 =0.99 ， 軸承 2 =0.98 ， 軸承 3 =0.99齒 =0.97 （兩對齒輪的效率取相等）22則： 總 =聯(lián)軸承 1齒軸承 2軸承 3 =0.886 電動機(jī)所需工作功率 PdPdPw1.650.8861.86 KWPw=1.65 KW總=0.886Pd =1.86 KW2.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 由 v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速 nwDn w60 * 1000=1.1 nw=95.54 r/min 電動機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍 n i1 i2 nw在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比

4、i1,i2 ，由圓柱齒輪nw=95.54 r/min nm=1430 r/min傳動比范圍為 3 5。所以 nd =（i1*i2） nw=9 ， 25* nwnd 的范圍是（ 859.86，2388.5）r/min ，初選為同步轉(zhuǎn)速為 1430r/min 的電動機(jī)2.4 電動機(jī)型號的確定電動機(jī)型號為 Y100L1-4, 其額定功率為 2.2kW ， 滿載轉(zhuǎn)速 1430r/min 。基本符合題目所需的要求。電動機(jī)額定功滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)額定最大額定質(zhì)量型號率/KWr/min轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩/KgY100L1-42.214302.22.3343 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配3.

5、1 計算總傳動比由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為： i總 nm/nw nw 95.54r/min nm=1430r/mini14.973.2 合理分配各級傳動比 由于減速箱是展開式布置，所以i1（ 1.3-1.5） i2。估測選取 i 1=4.5 i 2=3.3傳動比誤差為 0.801% ，所以可行。3.3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩計算 計算各軸轉(zhuǎn)速電動機(jī)轉(zhuǎn)軸速度n0=nm=1430r/min高速軸 1 n1=nm=1430 r/min中間軸 2 n2= n1 =317.78 r/mini1低速軸 3 n3= n2 =96.30 r/min

6、i1 *i2卷筒軸n4=96.30 r/min 。 計算各軸功率高速軸 1 P1=Pd* 聯(lián)1 =1.86*0.99=1.84 Kw中間軸 2 P2=P1*n 齒*n 軸承 1=1.8414*0.97*0.99=1.77 Kw低速軸 3 P3=P2* n齒n軸承2 =1.7683*0.97*0.98=1.68 Kw卷筒軸P4=P3* n聯(lián)2n軸承 3 =1.6809*0.99*0.99=1.65 Kw 計算各軸轉(zhuǎn)矩電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 Td9550 * Pd1.24*104N mmn1i 14.97i1=4.5i2=3.3各軸轉(zhuǎn)速n0=1430r/minn1=1430r/min n2=317.78

7、r/minn3=96.30 r/minn4=96.30 r/min各軸功率P1= 1.84 KwP2=1.77 KwP3=1.68 KwP4=1.65 Kw高速軸 1T19550 * P11.23 * 104 N mmn1中間軸2T29550 * P25.32*104Nmmn2低速軸IIIT39550 * P31.67*105Nmmn3卷筒軸T49550 * P41.64*105 Nmmn4Td =1.24*104 N mmT1=1.23*104 N mm4T2=5.32*104 N mmT 3=1.67* 105 N mmT 4=1.64* 105 N mm項目電動機(jī) 軸高速軸 I中間軸 I

8、I低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速（ r/min 7896.3096.30功率 （kW）1.861.841.771.681.65轉(zhuǎn)矩 （Nm）12.412.353.2167.0164.0傳動比114.53.314 齒輪設(shè)計計算4.1 高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn) 速齒數(shù) 比小齒輪轉(zhuǎn)矩類型1.84Kw1430r/min4.512.3 N m斜齒選精度等級、材料及齒數(shù)：1）材料及熱處理8 級精度 z120 z290選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS ，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS ，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用 8 級

9、精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1 20，大齒輪齒數(shù) z2 90 的；4.1.1 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷， 所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn) 行計算。按式（ 10 21）試算，即d1t 2KtT1 u 1 ZE * ZH d * u H1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選 Kt 1.62）由表 107 選取齒寬系數(shù) d13）由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE189.8Mpa4）由圖 1030 選取區(qū)域影響系數(shù) Z H =2.4335）由圖 1026查得1 =0.755，2 =0.82 ，則 = 1 + 2 =1.5756）由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞

10、強(qiáng)度極Hlim1 600MPa ；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限Hlim2 550MPa；7）由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60n1 jLh 60 1430 1 （2 8 365 8） 4.0 1099N2 N1 4.0 10 8.91 1082 i14.58）由1圖 10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0.9，K HN2 0.95取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 1012）得H 1 0.90600MPa 540MPaH 2 0.95 500MPa522.5MPa則許用接觸應(yīng)力為： 522.5Mpa2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t2Z E * Z H=28.47m

11、mH2）計算圓周速度v= d1tn1 = 28.47 =2.13m/s60 1000 60 10003）計算齒寬 b 及模數(shù) mb d d1t 1 28.47mm 28.47mmd1t cos mt1tz128.47 cos14。20mm 1.38mmh 2.25mt 2.25 1.38mm 3.105mm28.473.1059.1694）計算縱向重合度0.318 d Z1 tan0.318*1* 20* tan14 1.595）計算載荷系數(shù) K 由表 10-2 查得使用系數(shù) K A 1 根據(jù) v 2.13m/s，8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) K v 1.11由表 10-4 用插值

12、法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱 布置時， K H 1.446查圖 10-13 得： K F1.42由表 10-3 得， K HKF 1.4故載荷系數(shù)K K AKVK H KH1 1.11 1.4 1.446 2.256）按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑由式 10-10a 得：d1 d1t3 K 28.47 3 2.25mm 31.9mm1 1t Kt1.67）計算模數(shù) mmnd1cosz131.9* cos14201.55mm22KYT1 cos22dz14.1.2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 10-17 得：彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式Y(jié)FaYSaF1）計算載荷系數(shù)：K KAKV KFKF1 1.11

13、 1.4 1.42 2.212）根據(jù)縱向重合度1.59 ，從圖 10-28 查得： Y 0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)：Zv1Z13cos20cos3 1421.89Zv2Z2 cos393098.52cos3144）查取齒形系數(shù)：由表 10-5 查得 YFa12.724;YFa2 2.1835）查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表 10-5 查得 YSa11.569; YSa2 1.7896）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1 500MPa ，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE 2 380MPa7）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 0.85, KFN 2 0.888）計算彎曲疲勞許用應(yīng)

14、力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由式（ 10-12 ）得K FN 1 FE1F10.85 500 303.57MPasK FN 2 FE2F21.40.88 380 238.86MPa1.4YFaYSa9）計算大小齒輪的F 并加以比較：YFa1YSa12.724 1.596 0.01408F1YFa 2YSa2303.572.183 1.789 0.01635（大齒輪的大）F2238.862）計算m422 2.21 1.23 104 0.88 cos214 0.016352 mm1 202 1.5751.0對比計算結(jié)果 , 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)mn 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)

15、 , 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng) 度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒 輪直徑 (即模數(shù)與齒數(shù)的乘積) 有關(guān)， 取標(biāo)準(zhǔn)值 mn 1.5mm . 但為了 同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1 31.9mm 來計算相應(yīng)的齒數(shù)：z1d1 cos31.9* cos14 20.63mn1.5取 z1 21, z2953)幾何尺寸計算計算中心距mn 1.5mmz1 21z2 95a 90mm1)a (z1z2)mn(21 95) *1.52)3)4)2cos2* cos1489.66mm故圓整后取中心距為a 90mm修正螺旋角z1 z2 mn2

16、1 95 * 1.5arccos arccos2a14 4948螺旋角改變不多，不需要修正相關(guān)的參數(shù)。計算齒輪的分度圓直徑d1d22 * 90z1mncosz2mncos計算齒輪寬度bd d1 1調(diào)整后取 B121 1.5。 32.58mm cos14。494895 1.5。 147.41mm cos14。494832.58 32.58mm42mm, B2 36mm 。14 4948d1 32.58mmd 2 147 .41mmB1 42 mmB 2 36 mm模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪1.532.584221大齒輪4.5147.4136954.2 低速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒

17、輪轉(zhuǎn)矩類型1.77KW317.78r/min3.353.2N m直齒選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS ，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS ，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用 8 級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z124，大齒輪齒數(shù) z2 79 的；4.2.1按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式（ 10-9a ）進(jìn)行計算，即d3t2.323KT2.u 1( ZE )2mmd u H 1）確定各計算值1）試選載荷系數(shù) K t 1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，9550* P2 5.32 104 N mn23）由表

18、10-7 選取齒寬系數(shù)4）5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；Hlim 3600MPa6）大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 60n2 jLh 60 317.781088.9N4N3i28.9 108 2.73.3Hlim 41 (2108550MPa8 365 8)1由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 27) 由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3 0.90， K HN 4 0.958) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù) S=1，由10-12 ）得K HN 3 lim 3 0.9S

19、0.9600MPa 540MPaK HN4 lim4 0.95S550MPa 522.5MPa2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑 d3t ，代入中較小的值 H 2)3)d3t2.323KtT2 u 1 ZE =52.95mmHdu計算圓周速度 vd3tn2v60 1000計算尺寬 bb d d3t 14)計算尺寬與齒高比模數(shù) mtd3tz3齒高 h52.95 317.78ms 0.88ms6000052.95mm 52.95mmb/h52.95mm 2.21mm242.25mt2.25 2.21mm 4.97mm52.954.9710.655)計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 0.88m/ s ，8 級精

20、度， 由圖 10-8 查得動載系數(shù)K v 1.08 直齒輪 KHK F 1 由表 10-2 查得使用系數(shù) K A 1 由表 10-4 用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對 稱布置時 K H 1.454 由 b 10.65，KH 1.454 ，查圖 10-13 得 KF 1.44 h故載荷系數(shù)：K K AKV KH KH 1 1.08 1 1.454 1.57（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a ）得K1.57d3 d3t352.95 3 mm 56.39mm3 3t Kt1.3（ 7）計算模數(shù) md3 56.39m mm 2.35mmz3244.2.2 按齒

21、根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式（ 10-5 ）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：2KT2 ?YFaYSa2?dz3F1）確定各計算值（1）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極FE3 500MPa ，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE4 380MPa（2）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN3 0.88 ，K FN 4 0.90（3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)K FN3 FE3F3sK FN 4 FE4F4sS=1.4 ，由式（10-12 ）得：0.88 5001.40.90 3801.4314.29MPa244.29MPa4）計算載荷系數(shù) K7）計算大小齒輪的YFaYSa 并加以比較FYF

22、a 3YSa3F32.36154.12.958 0.01332YFa 4YSa42.22 1.768 0.01608F4244.29K K AKVK F K F1 1.08 11.44 1.5555） 查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa32.65, YFa 42.2226）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YSa31.58,YSa41.768大齒輪的大一些2）設(shè)計計算2 1.555 5.32 104 0.01608m321 242mm 1.67mm對比計算結(jié)果 , 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m大于由齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) , 由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度 所決定

23、的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪 直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取標(biāo)準(zhǔn)值 m 2mm ，但為了 同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3 56 .39 mm 算出小齒輪齒數(shù)：d3 56.39z33 28.195 28 ，取 z3 29m32 3大齒輪齒數(shù) z4 3.3 29 95.7 ,取 z4 96 這樣設(shè)計出的齒輪傳動 , 即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度 ,又滿足 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 ,并做到結(jié)構(gòu)緊湊 , 避免浪費(fèi)。 3）幾何尺寸計算（ 1）計算分度圓直徑d3 mz3 2 29 58mm d4 mz4 2 96 192mm2）計算中心距d3 d4 58

24、1923 4 125mma 125mm22(3 )計算齒輪寬度bd d3 1 58 58mm所以取 B3 64mm ， B4 58mm模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪2582064大齒輪21922058B3 64mm ，B4 58mm5 軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計計算5.1 軸的尺寸計算5.1.1 高速軸尺寸計算根據(jù)結(jié)構(gòu)及使用要求 , 把高速軸設(shè)計成階梯軸且為齒輪軸 , 共分 六段,其中第 5 段為齒輪 , 如圖所示 :由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸 , 因此其材料須與齒輪材 料相同 ,均為 40Cr, 熱處理為調(diào)質(zhì)處理 , 材料系數(shù) C為 112。所以,該軸 的最小軸徑為 :d11 C3 nP11 11

25、2 3 114.8340 12.18mm，由主教材表 19.3 查得載荷系數(shù) K=1.5 ：T1 12.3N m ，Tc1 KT1 1.5 12.3 18.45N m TnY28 62選用梅花形彈性聯(lián)軸器 LM 2 , 與軸相連的軸孔直徑為Y16 4216mm，軸孔長度為 42mm，與電動機(jī)軸連接的軸孔直徑為28mm，軸孔長度為 62mm。則： d1 16mm, L1 40mm 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求第二軸段左端要求制出一軸肩 ; 取 2 段的直徑 d2=20mm;左端用氈圈密封，按軸端直徑取氈圈圈直徑 D=20mm。第三段的長度，經(jīng)過畫圖確定 L2=69.2mm ，經(jīng)過第二次放大，查

26、 取軸承 7005AC，所以 d3=25m， L3=28mm。由于第四段軸應(yīng)比小齒輪的 齒根圓要低，所以取 d 4 28 mm L ， 4=73mm 。第五段是齒輪軸段長度為 42mm， L5=42mm。第六段： d6=25mm， L6=28mm。5.1.2 中間軸尺寸計算中間軸的結(jié)構(gòu)示意圖由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸 , 因此其材料須與齒輪材 料相同 ,均為 40Cr,熱處理為調(diào)質(zhì)處理 , 材料系數(shù) C為 112。所以,有該 軸的最小軸徑為 :P 1.77d12 C3 2 112 3 19.85mm12n2317.78為了保證減速器美觀，中速軸選擇的軸承為30205 從而 d1=25m

27、m，L1=32.25mm,第二段為齒輪軸段 L2=64mm； 第三段為了滿足齒輪的軸向定位，所以d3=36mm， L3=12mm；第四段和大齒輪配合所以，其直徑盡量取標(biāo)準(zhǔn)值d4=30mm，其長度為一級大齒輪寬度 B2-2=36-2=34mm， L4=34mm；d1=16mmL1=40mm；d2=20mm L2=69.2mm； d3=25mm L3=28mm； d4=28mm L4=73mm； L5=42mm；d6=25mmL6=28mm；d1=25mmL 1=32.25mmL 2=64mm d3=36mm L 3=12mm d4=30mm L 4=34mm d5=25mmL 5=37.25m第

28、五段要與軸承配合，所以 d5=25mm， L5=37.25mm。5.1.3 低速軸尺寸計算低速軸的結(jié)構(gòu)示意圖低速軸的材料為 45，材料系數(shù) C為 100。最小軸徑為： d13 C3 P3 100 3 1.68 25.94mm13 n3 96.30由主教材表 19.3 查得載荷系數(shù) K=1.5 ：Tc1 KT1 1.5 168.7 253.05N m Tn第七段軸端要與聯(lián)軸器相連，選取的聯(lián)軸器為滾子鏈聯(lián)軸器J130 60GL5 1 ，所以 d7=30mm，軸段的長度為聯(lián)軸器長度減去 2mm，J130 60L7=60-2=58mm；第六段為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，此處采用氈圈密封，軸段的長度為 L

29、6=50mm， d6=46.2 ；第五段軸段， 經(jīng)過二次放大， 且應(yīng)該滿足所選取的軸承的內(nèi)徑值。 所用的軸承是深溝球軸承型號為 6008，所以 d5=40mm， L5=31mm；第四段的直徑經(jīng)過放大一次 d4=46mm， L4=46mm； 第三段軸段是軸肩，需要對第二級大齒輪進(jìn)行軸向定位，所以d3 d2 2*(0.07 0.1)d2 45 2 * (0.07 0.1) * 45 52mm1其長度應(yīng)該滿足 L3 1.4h,L3 1.4* * 52 45 5mm, 所3 3 2以 L3=8mm；第二段與二級大齒輪有配合關(guān)系所以取標(biāo)準(zhǔn)直徑d2=45mm，此段的長度為 L2=B4-2=58-2=56m

30、m；d7=30mmL7=58mm d6=35mmL6= 46.2mmd5= 40mmL5= 31mmd4= 46mmL4= 46mm d3= 52mm L3=8mm d2=45mmL2=56mmd1=40mm第一段軸也要與上述的軸承配合所以 d1=40mm， L1=36mm。L1=36mm5.2 軸的受力分析及核算5.2.1高速軸受力分析計算齒輪1 上的受力：2T1 2*1.23*104圓周力Ft11755.06Nd132.58tan ntan20徑向力Fr1Ft1n 755.06*284.29Ncoscos14 4948軸向力Fa1Ft1* tan 755.06tan144948199.92

31、N5.2.2 中間軸受力分析及核算中間軸的受力情況如圖Fr1 =755.06NFt1 =284.29NFa1 =199.92N1）計算齒輪的嚙合力大斜齒輪的圓周力：Ft2Ft1 755 .06 N徑向力： Fr2Fr1284.29N軸向力： Fa2Fa1199 .92 NFt2Fr2Fa2小直齒輪的圓周力：Ft32T2 1834.48Nd2Ft3徑向力：Fr3tanFt3cos667.7Nr32）求垂直面支反力Fr3VFr 4VFt2Ft3Fr3V l1Ft3l2Fr4V (l2 l3 )得 Fr3V =1177.04N ， Fr4V =1412.5NFr 3VFr4V755.06N284.2

32、9N199.92N1834.48N667 .7 N1177.04N=1412.5N3) 求垂直面彎矩M aV1Fr3Vl1 53.11N mM aV2 Fr3V (l1 l2) Ft2l2 79.28N m4) 求水平面支反力Fr3HFr 4H=222.08N=161.33NFr3H Fr2 Fr4HFr3,Fr3H (l1 l2) Fr2l 2 Fr4Hl3 Fa2 2得Fr3H =222.08N， Fr 4H =161.33N5) 求水平面的彎矩MaH1 Fr 3H l1 10.02N mMaH2 Fr3Hl1 Fa2*d219.45N m2MaH3 Fr3H (l1 l2) Fr2l2

33、Fa2d2 /2 26.68N m6）求合成彎矩M a12MaV12M aH154.05N.mMa2M aV1M aH 256.56N .mMa3MaV22M aH 383.65N m7)求危險截面的當(dāng)量彎矩查表 15-1 ， 40Cr 鋼對稱循環(huán)應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力為1 70MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6。1 70MPaM maxMa3 ( T2)2 89.53N m8)彎扭合成強(qiáng)度校核 按最壞的情況校核，取 dmin=25mmcaMmaxmax3dmin /3258.39Mpaca 53.69Mpa所以該軸是安全的 .5.2.3 低速軸受力分析及核算Ft4Fr 4Fr5V

34、Fr6VFr5HFr6H11834 .48 N667.7N=628.48N ，=1206N=228.75N ，=438.95N60MPamaxcaM3dmin /32max35.05Mpaca35.05Mpa1）計算齒輪的嚙合力大直齒輪的圓周力： Ft4 Ft3 1834.48N 徑向力： Fr 4 Fr 3 667 .7 N2）求垂直面支反力Fr5V Fr6VFt4Fr5Vl1 Fr6Vl2得Fr5V=628.48N，F(xiàn)r6V =1206N3）求垂直面彎矩M aV Fr5Vl1 66.93N m4）求水平面的支反力Fr5Hl1 Fr6H l2,Fr5HFr6H Fr 4得Fr 5H =228

35、.75N， Fr 6H =438.95N5）求水平面的彎矩M aH Fr5Hl1 24.36N m6）求合成彎矩M a MaV2 MaH 2 71.23N.m7）求危險截面的當(dāng)量彎矩查表 15-1，45 鋼對稱循環(huán)應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力為60MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6 。M M a （ T3）2 100.55N m8）彎扭合成強(qiáng)度校核按最壞的情況校核，取 dmin=30mm所以該軸是安全的Fr1 596.14NFr2 211.85NFa1Fr10.68e,Fa20.97Fd1 405.38NFd2 144.06NFa1 405.38NFa2 205.46N5.3 軸承壽命驗

36、算5.3.1 高速軸軸承軸承為 7005AC,查手冊得 C=11.2KN。軸承工作時間為： 28 836546720。兩軸承為面對面正安裝。1）求兩軸承的徑向載荷 Fr1和 Fr2Fr1Fr1H 2 Fr1V2227.892 550.862 596.14N2 2 2 2Fr2 Fr2H 2 Fr2V256.42 204.22 211.85N2）求兩軸承的軸向力 Fa1和 Fa2 對于 70000AC型軸承，查表 13-7 ，得軸承派生軸向力：Fd 0.68FrFd1 0.68 Fr1 405.38NFd2 0.68 Fr2 144.06N因為 Fa1 Fd2 199.92 144.06 343

37、.98N Fd1 所以軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊，所以：Fa1 Fd1 405 .38 N ，F(xiàn)a2 =Fd1-F a1=205.46N3）求當(dāng)量動載荷 P1和 P2Fr2查表 13-5 ，對軸承 1：X1=1，Y1=0對軸承 2：X2=0.41 ， Y2=0.87因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中無沖擊或有輕微沖擊，按表13-6 ，取載荷系數(shù) f p=1.1P1 fp ( X1Fr1 Y1Fa1) 655.75NP2 fp(X2Fr2 Y2 Fa2) 292.17N(4) 驗證軸承壽命 因為 p1p2, 所以按軸承 1 的壽命進(jìn)行核算6100n61( PC1 )10 6 ( 1120060

38、 1430 ( 655 .753hP1P2Lh655 .75 N292.17N58070 h58070 h 38400 h所以高速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.2 中間軸軸承軸承為 30205, 查取手冊得 C=32.2KN軸承工作時間為： 288365 46720。兩軸承為面對面正安裝。1)求兩軸承的徑向載荷 Fr3 和 Fr4 Fr3Fr3H2Fr3V2222.0821177.042 1197.8NFr4Fr4H 2Fr4V2161.3321412.521421.7NFr3Fr 41197.8N1421.7N對于 30000 型軸承，查表 13-7 ，得軸承派生軸向力：Fd 2FYr查手

39、冊表 6-7 得 Y=1.6， e=0.37Fr3Fd3r3 374.31N2YFr4Fd4r4 444.28Nd4 2YFa2 199.92N ，因為 Fa2 Fd3 199.92 374.31 574.23N Fd4所以軸承 3被放松，軸承 4 被壓緊2)求兩軸承的軸向力 Fa5和 Fa6Fd3Fd4374.31N444.28N所以 Fa4 Fa2 Fd3 574.23NFa3 Fd3 374.31N3）求當(dāng)量動載荷 P5和 P6Fa3374.310.31eFr31197.8Fa4574.230.40eFr41421.7查表 13-5 ，對軸承 3：X3=1，Y3=0對軸承 4：X4=0.

40、4 ，Y4=1.6因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中無或有輕微沖擊，按表13-6 ，P3 1437 .36 NP4 1784 .94 NL h 806760 h取載荷系數(shù) f p=1.2P3 fp （X3Fr3 Y3Fa3） 1437.36NP4 fp （X4Fr4 Y4Fa4） 1784.94N（4）驗證軸承壽命按軸承 4 的壽命進(jìn)行核算 :106C 106 32.2 1000 10 /3Lh（ ） （ ） hh 60n2 P460 317 .78 1784.94806760 h 46720 h所以中速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.3 低速軸軸承軸承為 6008 深溝球軸承 , 查手冊得 C=1

41、7KN軸承工作時間為： 288365 46720。（1）求兩軸承的徑向載荷 Fr5和 Fr6Fr 5 668.82NFr 6 1283.4NP5 802.58NP6 1540.08NFr5Fr5H 2Fr5V2228.752628.482 668.82NFr6Fr6H 2Fr6V2438.952120621283.4N（2）由于低速級為圓柱直齒輪傳動，故軸承不受軸向力（3）求當(dāng)量動載荷 P5和 P6取載荷系數(shù) f p=1.2 ，則軸承當(dāng)量動載荷為：P5 fp Fr5 802.58NP6 f pFr6 1540.08N由于 P6P5,則取 P6 計算：Lh1066100n（ PC ） 60 96

42、.3060n3 P660 96.3017 1000 ）3h1540.08232777 h 46720 hLh 232777 h所以低速軸軸承選擇滿足壽命要求。6 鍵連接的選擇和強(qiáng)度校核6.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵連接高速軸與聯(lián)軸器相連的那一段軸段的直徑為d1=16mm， L1=40mm，查取手冊表 4-1 選取鍵為 GB/T1096 532。且鍵軸輪轂的材料均為鋼，由機(jī)械設(shè)計教材表 6-2 查得：100 120MP，取平 p 110MPa均值為 110Mpa。鍵的工作長度 l L b32 527，工作高度為22.78MPak 0.5h 0.5 5 2.5 ，傳遞的力矩為12.3N.m ，所以：p

43、2T1 103 2 12.3 103 MPa 22.78MPap kld 2.5 27 16 p 110MPa所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：GB/T 1096 鍵 5 532GB/T 1096 鍵 55 326.2 中間軸上的鍵連接中間軸上的鍵是為了定位一級大齒輪與中間軸，一般 8 以上的齒 輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用 圓頭普通平鍵（ A 型）。根據(jù) d=30mm，L=34mm。查取手冊表 4-1 得鍵的截面尺寸為：寬度 b=8mm，高度 h=7mm，由輪轂寬度并參照鍵的長度系列， 取鍵長 L=25mm。 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計教材表 6-2

44、 查得許用擠壓應(yīng)力 p 100 120 MPa ，取平均值 110Mpa。鍵的工作長度l L b 25 8 17，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 7=3.5mm。傳遞的力矩為 53.2N.m ，所以：32T2 103kld32 53.2 1033.5 17 30MPa 59.61MPap110MPa所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：GB/T 1096 鍵 8 7 25。 p 110MPap 59.6MPaGB/T 1096鍵 87 256.3 低速軸上的鍵連接6.3.1 與二級大齒輪配合的鍵連接般 8 以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普

45、通平鍵( A 型)。與齒輪配合的那一段軸的尺寸為d=45mm， L=56mm. 查取手冊 4-1 得鍵的截面尺寸為：寬度 b=14mm，高度 h=9mm，由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=50mm。鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計教材表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)力 p 100 120 MPa ，取平均值為110Mpa。工作長度 lL b 5014 36 ，工作高度為k 0.5h 0.5*94.5 ，傳遞的力矩為 T=167N.m所以： p 110MPap 45.82MPaGB/T 1096鍵 14 9 5032T3 103 2 p p 110MPap 45.82MPaGB/T 1096鍵 8 7 503167 10 MPa 45.82MPa p 110MPa kld 4.5 36 45 p所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。 鍵的標(biāo)記為： GB/T 1096 鍵 14950。6.3.2 與聯(lián)軸器配合的鍵連接高速軸與聯(lián)軸器相連的那一段軸段的直徑為d=30mm，L=58mm，查取手冊表 4-1 選取鍵為 GB