哈工大機械設計課程設計(二級圓柱齒輪減速器)

1、目錄一.傳動裝置的總體設計Q.1.1 分析或確定傳動方案 1.1.2 選擇電動機2.1.3 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 31.4 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)42 .傳動零件的設計計算 5.2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級 52.2 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸 52.3 低速級齒輪，初定齒輪彳動及齒輪主要尺寸 93 .軸的設計計算123.1 高速軸設計計算1.23.2 中間軸的設計計算 1.33.3 輸出軸的設計計算 1.44 .軸I的校核1.54.1 軸I的受力分析 1.54.2 軸I的強度校核1.64.3 軸I上鍵連接強度校核 174.4 軸I上軸承壽命校核

2、1.75 .軸II的校核1.85.1 軸II的受力分析 1.85.2 軸II的強度校核205.3 軸II上鍵連接強度校核 215.4 軸II上軸承壽命校核 216 .軸III的校核226.1 軸III的受力分析226.2 軸III的強度校核246.3 軸III上鍵連接強度校核 256.4 軸III上軸承壽命校核 257 .聯(lián)軸器的選擇267.1 輸入軸聯(lián)軸器267.2 輸出軸聯(lián)軸器268 .潤滑密封設計279 .減速器附件及其說明27工傳動裝置的總體設計1.1分析或確定傳動方案1 .組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。2 .特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要

3、求軸有較大的剛 度。3 .確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大其傳動方案如下根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預先設 計的參數(shù)及其相應的功能。設計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=1900N傳送帶卷筒直徑：d=280mm傳送帶帶速：v=0.9m/s關于減速器的生產(chǎn)和工作的要求:機器產(chǎn)量為大批量；機器工作環(huán)境為有塵；機器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機器最短工作年限為六年二班。1.2 選擇電動機1.2.1 選擇電動機的結構形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。 由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此, 無特殊要求時應選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動

4、機應用廣泛。所以選擇使用 三相交流異步電動機。1.2.2 選擇電動機的容量（功率）首先計算工作機有效功率:Pw以 1900N 0.9m/s 1.71KW10001000式中，F(xiàn)傳送帶的初拉力;v傳送帶的帶速。從原動機到工作機的總效率：12 24 32 4 = 0.992 義 0.994 義 0.972 X0.96= 0.8504式中，Hi聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻1表9.1, 1 0.99；軸承傳動效率，二- ：飛一一齒輪嚙合效率，3 0.97；%卷筒傳動效率，4 0.96。則所需電動機功率:FdPW 7kW 2.01kW0.85041.2.3確定電動機的轉速工作機（套筒）的轉速:nw60 1

5、000V1000 60 0.9r / min28061.4r / min式中，d傳送帶卷筒軸直徑由參考文獻1表9.2,兩級齒輪傳動f二840 ,所以電動機的轉速范圍為:nd i' nw=(840) X61.4= (491.22456) j/in符合這一范圍的同步轉速為 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和 傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，由參考文獻1P172頁表15.1,選定電動機型號為Y132S6, 其主要性能如下表所示。電動機型號額定功

6、率/kW同步轉速/(r min)滿載轉速(r min)起動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額S轉矩Y112M-62.210009402.02.01.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.3.1 總傳動比叼由選定的電動機滿載轉速nw和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為i = nw/n = 940/61.4 = 15.311.3.2 分配傳動比 i =，x i 2式中i1,i2分別為一級、二級齒輪傳動比。考慮潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為J1.4 iJ1.4 15.31 4.63,則 i2= i /i1 =3.306。1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.4.1 各軸的轉速軸

7、： n = nm =940r/min軸：nn = 5 /i 1 = 940/4.63 = 203.02 r/min軸：nw = nn/ i2 =203.02/3.306=61.4r/min卷同軸：n 卷=nm =61.4 r/min1.4.2 各軸的輸入功率軸：R=pdx 1 = 2.01 x 0.99= 1.99kW軸：Pn=訪X 邛X 3= 1.99X0.99X 0.97=1.91kW軸：Pw=pnXT2x 3 =1.91 X0.99X 0.97=1.835kW卷同軸： 隹=Pw x 4 X 印=1.835X 0.99X 0.97= 1.798kW1.4.3 各軸的輸入轉矩P4電動機軸的輸

8、出轉矩 Td =9550 =9550X 2.01/940=2.042X 104N mmnm軸：Ti=TdX 1 =2.042X 104 X0.99=2.022X 104 N mm44軸：Tn=TiXi1X 2 X 3=2.022X 10 X4.63X0.99X 0.97=8.99X 10 N mm45 一軸：Tw=TnXi2 X 2 X 3=8.99X 10 X 3.306 X0.99X0.97=2.85X 10 N mm卷同軸：T卷=Tm X 2 X 1=2.85X 105 X0.99 X0.99=2.793 X 105 N mm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。減速器運動學和動

9、力學參數(shù)一覽表軸名功率/P KW轉矩/T(N mm)轉速/n(r min 1)傳動比i效率電機軸2.012.042 10494010.99I軸1.992.022 1049404.630.96II軸1.918.99 104203.023.3060.96田軸1.8352.85 10561.41.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.4二傳動零件的設計計算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。2.1.1 齒輪材料及熱處理方式和精度等級 材料：大，小齒輪均采用45號鋼，軟齒面，由參考文獻1表8.2查得，小齒輪調制 處理，齒面硬度

10、為217-255HBW乎均硬度為236HBW：齒輪正火處理，齒面硬度為162-217HBW 平均硬度為190HBW大，小齒輪齒面平均硬度差為 46HBW在30-50HBW范圍內。按GB/T10095 1998,均選擇8級精度2.1.2 根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學和動力學參數(shù)。選 Z1 21z 21 4.63 97;4 23z 23 3.306 76;減速器運動學和動力學參數(shù)更新后一覽表軸名功率/P KW轉矩/T(N mm)轉速/n(r min 1)傳動比i效率電機軸2.012.042 10494010.99I軸1.992.022 1049404.620.96II軸1.91一一48.97

11、10203.53.3040.96田軸1.8352.85 10561.51.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.52.2 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動:3 2K1 u 1/hZeZZ、2d1t .()d u H 式中各參數(shù)為:小齒輪傳遞的轉矩，T12.022 104 N|mm設計時，因v值未知，K不能確定，初取 Kt=1.40由參考文獻1表8.6取齒寬系數(shù)d=1.1初選螺旋角=12°。由參考文獻1表8.5查得彈性系數(shù)ZE 189.8 JMPa。由圖8.14選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.46齒數(shù)4 21

12、,Z2 97;由參考文獻1式8.1,端面重合度：1 1111.88 3.2 cos 1.88 3.2cos12， 1.66乙 Z221 97由參考文獻1式8.2,軸面重合度：0.318 dZ1tan0.318 1.1 21 tan12 1.56由參考文獻1圖8.15查得：Z =0.775。由圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z =0.99由參考文獻1式8.26,許用接觸應力,卜="如，由參考文獻1圖8.28 (e)得接觸疲勞極限應力Hlim1=570MPa Hlm2=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60nla1 =60 X 940X (2 X 8 X 250 X 6)

13、=1.354 X 109h9n M 1.354 102.92 108hi14.63由參考文獻1圖8.29查得壽命系數(shù)：Zni=1.0, Zn2=1.13o由參考文獻8.7,取安全系數(shù)=ZniH lim11.0 5701.05702ZHN2 Hlim2S1.13 3901.0440.725故取h h2440.7MPa初算小齒輪1的分度圓直徑dlt,得dtZhZeZ Zh)23_ 42 1.4 2.022 104 4.63 11.14.63189.8 2.46 0.775 0.99 2 °()34.58 mm440.7確定傳動尺寸:(1)計算載荷系數(shù)K= KAKVK KK=1.0X1.1

14、2X 1.11X1.2=1.465。式中，二使用系數(shù)。由參考文獻1表8.3,原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取Ka - L0-動載系數(shù)。分度圓上的速度為60 10003.14 34.58 9401.701m/s60 1000故由參考文獻1圖8.7查得Kv=1.120工一一齒向載荷分布系數(shù)。齒向載荷分布系數(shù)K =1.11 0由參考文獻1 圖 8.11,因為小齒輪是非對稱布置的，故查得-一一一齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表8.4,未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取K=1.2。對山匚進行修正。確定模數(shù)-.d1 cosmn=-Z1計算傳動尺寸1.465=35.1mm1.4d 產(chǎn)d1t 3 , K

15、/ Kt =34.58X35.1 cos12 , 1.635mm 取 mn =1.75mm21中心距：a=(z1 z2)mn=(21 97) 1.752 cos2 cos12=105.5 mm 圓整為 105mm。螺旋角=arccosmn(Z-z) arccos1.75 (21 97) 10.4752a2 105mnZ11.75 21 八八其匕傳動尺寸：d137.37 mmcos cos10.475d2mnZ2cos1.75 97172.62mm cos10.475b2dd1 1.1 37.37 41.1mm取 42mmb1=b2+ (510) mm 取b1二50mm4.齒根彎曲疲勞強度校核2

16、KT1fYfYsYYbmnd1 K、T、mn、d1 同上 K=1.465、T=2.022 104 Nmm mn 1.75、d1 37.37mm 計算當量齒數(shù) 一H12 22.08 coscos 10.475ZV2z 397 102.0coscos 10.475由參考文獻1,圖8.19查得Yf1 =2.75, YF2=2.2由參考文獻1由圖8.20查得Ysi=1.56, Ys2=1.79 由參考文獻1由圖8.21查得重合度系數(shù)Y =0.71 由參考文獻1由圖8.26查得螺旋角系數(shù) 丫 =0.89大齒輪 由參考文獻1由圖8.28查得彎 曲疲勞極限應 力， 小齒輪 Flim1 220 MPaFlim

17、2 170MPa由參考文獻1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù)：.Yni=1.0 Y N2=1.0由參考文獻1表8.7查得彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25（1%失效概率）KN1 Flim1f產(chǎn)一 S1.0 220 176MPa1.25F1KN 2 Flim2 F 2=S吟YsYY1.0 170 136MPa1.251.465 2.022 104bmnd1垣丫242 1.75 37.372.75 1.56 0.71 0.89 58.47F1F2F1丫匹c 2.2 1.79 cc58.47 53.672.75 1.56F2結論：滿足齒根彎曲疲勞強度。高速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑 (mm)齒數(shù)螺旋

18、角中心距a(mm)小齒輪1.7537.37502110.475105大齒輪172.6242972.3低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動: 按齒面接觸疲勞強度設計：dit3 2KtTiu 1d u(ZhZeZ Zh)2式中各參數(shù)為：mm小齒輪傳遞的轉矩，T=T= 8.99 1 04N設計時，因v值未知，K不能確定，初取 Kt=1.3。由參考文獻1表8.6取齒寬系數(shù)d=1由參考文獻1表8.5查得彈性系數(shù)Ze = 189.%麗。由參考文獻1圖8.14選取區(qū)域系數(shù)Z h =2.5齒數(shù) z323; z4 76由參考文獻1式8.1,端面重合度：11

19、11，1.88 3.2cos 1.88 3.2cos 011.70Z1 Z223 76由參考文獻1圖8.15查得：Z 0.876由參考文獻1式8.26,許用接觸應力0置=生詈2q，由參考文獻1圖8.28得接觸疲勞極限應力H lim 1 =570MPa him 2 =390MPa小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N3 N2N4N3i22.92 1083.3068.83 107h由參考文獻1圖8.29查得壽命系數(shù)：Zn3 1.13, Zn4 1.21 （允許局部點蝕）由參考文獻1表8.7,取安全系數(shù)= 1.0Z N 1 H lim 1H3=1.13X 570=644.1 MPaSh4=Zhn2

20、 川而2“3 390=471.9 MPa S故取h h2471.9MPa初算小齒輪3的分度圓直徑，得d3tu 1 (ZhZeZ Z )2 u h32 1.3 8.99 104 3.306 1189.8 2.5 0.876 0.()60.37 mm1.03.306471.9確定傳動尺寸:計算載荷系數(shù)KK= KaKvK K =1.0X1.05X 1.09X 1.1=1.26。故取一式中，使用系數(shù)。由參考文獻1表8.3,原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn),動載系數(shù)。分度圓上的速度為dn6010003.14 60.37 203.260 10000.64 m / s故由參考文獻1圖8.7查得Kv =1.

21、05齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖8.11,查得齒向載荷分布系數(shù) K =1.09.齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1 表 8.4,取 K =1.1 。對d3t進行修正。3d3=d3tK / Kt =60.37X1.261.359.74 mm =確定模數(shù)二.mn =- 5°74 2.59mm 取 mn =2.75mmZ323計算傳動尺寸中心距：a= (z3 z4)mn=(23 76) 2.75 =136.125 mm 取整為 136mm22其它傳動尺寸：d3 m z3 2.75 23 63.25mmd4mz4 2.75 76 209mmb4dd3 1 63.25 63.25mm取 66m

22、mb3 = b4+ (510) mm M b3=72mm低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒數(shù)中心距a(mm)小齒輪2.7563.257223136大齒輪2096676三.軸的設計計算3.1高速軸的設計計算軸參數(shù)：R =1.99kWTi = 2.022 104N|mmN=940r/min2.作用在齒輪上的力：Ft_ 42T 2 2.022 10了 37.371082.15NFrtan antan 20Ftn 1082.15/ 400.5Ncoscos10.475FaFt tan _ _ _ 0 1082.15 tan10.475 =200.1N選擇軸的材料選用45號鋼調質處理，獲得良

23、好的綜合機械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強度計算:dmin C3P 106翳 13.6mm考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，dmin 13.6 1.05 14.29mm。式中，C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻 2表10.2,考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106oP軸傳遞的功率。n軸的轉速。軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高， 發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的 結構形式如圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從 dmin處開始設計。根據(jù)電動機d=28mm，聯(lián)軸器選取LH2O故取a 2

24、5mm,根據(jù)參考文獻1,依次選?。篸2 30mm,d3 35mm,d4 42mm,d5 35mmli 60mm2 56mmJ3 30mmJ4 136mm, I5 30mm尺寸如下圖3.2 中間軸的設計計算中間軸上的功率 P =1.91kW,轉速 n2=203.2r/min,轉矩 T2=8.99 104 Nmm。初定軸上的最小直徑dmin C3/-P 10622.37 mm. n, 203.2由參考文獻1, 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。取 d1 30mm , d2 35mm , d3 38mm d4 35mm d5 30mm3.3 輸出軸設計計算材料同為45號鋼輸出軸上的功率 P

25、=1.835kW,轉速 n3=61.4r/min,轉矩 T3=2.85 105 N|mm。初定軸上的最小直徑dmin C3/P 106 J1835 32.89mmn, 61.4式中，C-由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2P193頁表10.2,考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106oP軸傳遞的功率。n軸的轉速?？紤]到軸上鍵槽適當增加軸直徑，dmin 32.89 1.05 34.53。軸上各個軸段的參數(shù)計算軸段1,為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分。查參考文獻2表13.1,取聯(lián)軸器LH3,取 d1 35mm由參考文獻1得d1 35mm, d2 40mm, d3 45mm,d4 52 mm, d5 48

26、mm,d6 45mm11 80mm,l2 54mm,l3 32mm,l4 61mm, l5 64mm,l6 43mm尺寸如下圖:四.軸I的校核4.1 軸I的受力分析(1)計算支承反力由轉矩T=2.022 1 04 N mm,按齒輪受力關系計算可得圓周力Ft2Td2 2.022 10437.371082.15N徑向力FrFt tan1082.15 tan 20400.5N軸向力FaFt tan _ _ _ 0 _ _1082.15 tan10.475200.1N那么，在水平面上F1hFrL3Fa 2L3L2400.5 45.3 200.1 37.37/245.3 119.3132.94 NF2

27、HFrFih400.5 132.94267.56N在垂直平面上F1V解得FivF 2VFtL2F1V297.8N784.3N軸承I的總支承反力F1RF1H 2 F1v2132.942 297.82326.1N軸承II的總支承反力F2R.F2H2 F2v2267.62 784.32 828.7N(2)畫彎矩圖和轉矩圖 在水平面上MaHFih L2 132.9 119.3 15854.97 N mmM 'aHF2H L3 267.6 45.3 12122.3N mmaH2 H3在垂直面上Mav Fiv L2297.8 119.3 35527.5 N mm合成彎矩Ma MaH2 Mav2M5

28、854.972 35527.52 38904.8N mmM'aH2 MaV2.12122.32 35527.5 37538.7N mm轉矩 T=20220N mm4.2 軸I的強度校核a-a左側剖面彎矩大，且有轉矩，定義為危險截面。由參考文獻1附表10.1,抗彎剖面模量333W 0.1d0.1 32.9953593.7mm抗扭剖面模量W 0.2d3 2W 7187.4mm3彎曲應力MaW38904.810.8MPa3593.7密一 0b斫二0扭剪應力2.022 1047187.42.81MPa0.6,則當量應力為:-1.4MPa 2對于單向轉動的軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)

29、e : 2 4210.82 4(0.6 2.81)211.34MPa已知軸的材料為45鋼，調制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e 化， 故軸的a-a左側剖面強度滿足要求。4.3 軸I上鍵連接強度校核聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力4T 4 2.022 104一一p ahl 25 7 (50 8)11MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表6.1得與=120150MPa。顯然,op < *,故強度足夠。4.4 軸I上軸承壽命校核由參考文獻 2表 12.1 查72070ft承彳#0 Cr 30500 N,C0 20000N。(1)計算軸承的軸向力軸承1.2內部軸向力分別

30、為：Fs1 0.4F1R 0.4 326.1 130.44NFs2 0.4F2R 0.4 828.7 331.48NFs2與軸向力A勺方向相同且Fs2 A Fs1工人Fs2 A 331.48 200.1 531.6N故a1Fa2 FS2 331.5N故只需校核軸承1即可(2)計算當量動載荷FaiC0531.6200000.0266 ,查表得 e=0.39FaiFri531.6400.50.44,Y1.41當量動載荷P XFr YFa0.44 326.1 1.41 531.6 893.0N校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻1表11.9得fT 1。載荷變動小,為減速

31、器用軸承，查參考文獻1 表 11.10,彳4 fp 1.5。故軸承的壽命Lh106( fT C)3 60n'fP P1061 30500 360 940(1.5 893.0)_51.8 105h已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。五.軸II的校核5.1軸II的受力分析(1)計算支承反力按齒輪受力關系計算可得圓周力Ft2Td_ 42 2.022 1037.371082.15N , F't2Td'_ 42 8.99 1063.252842.7 N徑向力FrFt tan1082.1

32、5 tan 20400.5N , F'r F't tan201034.7N_ 0 _ _tan10.475200.1NL3 F'r L2L3FrL3軸向力 Fa Ft tan1082.15那么，在水平面上Fa - F1H L1 L22解得Fih673.3 NF2HF'r Fr F1H1034.7 400.5 673.339.1N在垂直平面上Fiv F2V Ft F'tFiv Li Ft L2F2V (L2 L3)解得Fiv 2167.0NF2V 1757.9N軸承I的總支承反力FrFh 2 F”2.673.32 2167.022269.2N軸承II的總支

33、承反力F2R. F2H2F2v2 39.121757.92 1758.3N(2)畫彎矩圖和轉矩圖在水平面上MaH1F1H L1 673.3 56.8 38243.4N mmMaH2 F1H (L1L2) F 'r L2 15475.24N mmMaH2' F2H L3 39.1 45.8 1790.8 N mm在垂直面上Mav1 F1V L1 2167.0 56.8 123085.6 N mmMaV2F2V L3 1757.9 45.8 80511.8N mm合成彎矩Ma1 MaH12 MaV12.38243.42 123085.62 128889.9N mm,15475.24

34、2 80511.822 81985.6N mmM'a2M'aH22 MaV221790.78280511.822 80531.73N mm轉矩 T 8.99 104N mm.1Fh2FNFtFhlFq- F38243.4-123085 腦- -1-790.78MhMv.123889.981985.6-5.2軸II的強度校核1-1右側剖面彎矩大，且有轉矩，又存在鍵槽的應力集中，定義為危險截面。由參考文獻 1附表10.1,抗彎剖面模量.,.、2, 一一 _、 2加3 bt(dt)”3 105(35 5)32d2 35W 0.1d 0.1 35 3644.6 mm抗扭剖面模量3 bt

35、(d t)23WT 0.2d37932.1mm32d彎曲應力扭剪應力Ma a128889.93644.635.36MPa密一 Ob麗二0T 8.99 104 11.33MPaW 7932.15.67MPa 2對于單向轉動的軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6 ,則當量應力為:e 2 4235.3624(0.6-11.33)237.88MPa已知軸的材料為45鋼，調制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e故軸的a-a左側剖面強度滿足要求5.3軸II上鍵連接強度校核齒輪2處鍵連接的擠壓應力4Td1hl44 8.99 1035 8 (56 10)27.91MPa取鍵、軸及聯(lián)

36、軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表6.1彳融 品=120150MPa 。顯然,卬 < 即,故強度足夠。齒輪3處鍵連接的擠壓應力_44T 4 8.99 10p d,hl38 8 (36 10)49.39MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻3表6.1得品=120150MPa。顯然， p p ,故強度足夠。5.4軸II上軸承壽命校核由參考文獻 2表 12.1 查7206CW承彳#0 Cr 23000N,C0 15000N(3)計算軸承的軸向力軸承1.2內部軸向力分別為：Fs1 0.4F1R 0.4 2269.2 907.7NFs2 0.4F2R0.4 1758.3 703.3NFs2與

37、軸向力A勺方向相同且Fsi AFs2Fa1 Fs1 907.7Fa2 FS1 A 1107.8N a 2s i故只需校核軸承2即可(4)計算當量動載荷Fa2C0g 0.074, 15000查表得e=0.45Fa2Fr20 e得X 1758.30.44,Y 1.2634P XFr YFa 0.44當量動載荷1758.3 1.26 1107.8 2169.5N校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻1表11.9得fT 1。載荷變動小,為減速器用軸承，查參考文獻1表11.10,彳4 fp 1.5。故軸承的壽命106 f C 31061 23000 34Lh(-)3()3 2

38、.8 104h60n fP P 60 203.2 1.5 2169.5已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。六.軸III的校核6.1 軸III的受力分析(1)計算支承反力按齒輪受力關系計算可得2T 2 2.85 105圓周力 Ft- 2727.27Nd 209徑向力 FrFt tan 2727.27 tan20 992.7N那么，在水平面上FlH F2H FrF1HLi F2HL2解得 F1H 672.3 NF2HFr F1H992.7 672.3 320.4N在垂直平面上F1V解得F1vLiF2VF

39、tF 2VL2F1V 1847.1NF2V 880.2N軸承I的總支承反力F1v2,672.32 1847.12 1965.6N軸承II的總支承反力320.42880.22 936.7N(2)畫彎矩圖和轉矩圖 在水平面上MaHF1H L1672.3 55.837514.3N mm在垂直面上MaVFiv Li 1847.1 55.8103068.2 N mm合成彎矩Ma MaH2 MaV2.37514.32 103068.22 109683.1N mm轉矩 T 2.85 105N mm6.2 軸III的強度校核a-a右側剖面彎矩大，且有轉矩，又存在鍵槽的應力集中，定義為危險截面。由參考文獻 1附

40、表10.1,抗彎剖面模量,，,、2，一一，一一 一 、2加3 bt(dt)o3 145.5(48 5.5)八32d2 48W 0.1d 0.1 48 9610mm抗扭剖面模量3WT 0.2dbt(d t)22d320669mm彎曲應力MaW109683.1961011.41MPa密一 Ob而二0扭剪應力T 2.85 105WT2066913.8MPaa m 6.9MPa2對于單向轉動的軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6 ,則當量應力為:,11.42 4(0.6 13.8)220.1MPa1b ，已知軸的材料為45鋼，調制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e故軸的a

41、-a左側剖面強度滿足要求6.3 軸III上鍵連接強度校核齒輪4處鍵連接的擠壓應力4T 4 2.85 105pp dhl 48 9 (56 14)57.37MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表6.1得品=120150MPa 。顯然,卬 < 即,故強度足夠。聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力4T 4 2.85 105pp d,hl 35 8 (70 10)67.85MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻3表6.1得品=120150MPa 。顯然， p p ,故強度足夠。6.4 軸III上軸承壽命校核由參考文獻 2表 12.1 查7209CW承彳#0 Cr 38500N,C0 28

42、500N。(5)計算軸承的軸向力軸承1.2內部軸向力分別為：Fs1 0.4F1R 0.4 1965.6 786.24 NFs2 0.4F2R 0.4 936.7 374.68N故 Fa1Fa2 786.24 N故校核任意軸承即可(6)計算當量動載荷Fa2co786.24285000.02758 ,查表得 e=0.39Fa2786.24936.7e得 X 0.44, Y 1.42當量動載荷P XF YFa 0.44 936.7 1.42 786.24 1528.6N a1。載荷變動小,校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻1表11.9W fT為減速器用軸承，查參考文獻1 表 11.10,彳# fp 1.5。故軸承的壽命Lh106 J C)360n(fP p，1061 38500 36()1.28 10 h60 61.4 1.5 1528.6已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。七.聯(lián)軸器的選擇總結：7.1 輸入軸聯(lián)軸器因為減速器應用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號 考文獻1P152頁表1