二級(jí)展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書課程設(shè)計(jì)報(bào)告書

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求31. 工作機(jī)有效功率42. 查各零件傳動(dòng)效率值43. 電動(dòng)機(jī)輸出功率54. 工作機(jī)轉(zhuǎn)速55. 選擇電動(dòng)機(jī)56. 理論總傳動(dòng)比57. 傳動(dòng)比分配58. 各軸轉(zhuǎn)速69. 各軸輸入功率：610. 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：611. 各軸的轉(zhuǎn)矩612. 誤差7三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級(jí)7四、齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算7（1） 、高速級(jí)7（2） 、低速級(jí)11五、初算軸徑1516六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命:（一）、中間軸16（二）、輸入軸22（三）、輸出軸26七、選擇聯(lián)軸器30八、潤(rùn)滑方式30九、減速器附件：31H一、參考文獻(xiàn)31一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求F=2500Nd=26

2、0mmv=1.0m/s機(jī)器年產(chǎn)量：大批；機(jī)器工作環(huán)境：清潔；機(jī)器載荷特性：平穩(wěn)；機(jī)器的最短工作年限：五年二班；善求蕓直刊則二、確定各軸功率、轉(zhuǎn)矩及電機(jī)型號(hào)1 .工作機(jī)有效功率PwFv250012.5Kw2 .查各零件傳動(dòng)效率值0.96聯(lián)軸器（彈性）i0.99,軸承20.99,齒輪30.97滾筒4242242故：124240.9920.9940.9720.960.854053 .電動(dòng)機(jī)輸由功率4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速Pd2.52.94Kw0.85405nw60 1000vd60 10003.14 26073.46r / min電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：nd nw i73.46 (840) 587 2938r/

3、min 取 10005 .選擇電動(dòng)機(jī)選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y132S -6,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min ,額定功率3Kw中心高H外形尺寸Li M/2 b1)h底腳安裝尺寸A B底腳螺栓 直徑K軸伸 尺寸DX E建聯(lián)接部 分尺寸F XCD132475 (135/2 210) 315216x1401238 X8010 X8電動(dòng)機(jī)外形尺寸6 .理論總傳動(dòng)比960i 總13.0773.467 .傳動(dòng)比分配取1.4in 又卜 1 故 k 4.263 , in 3.0668.各軸轉(zhuǎn)速n:id960r/minn960nn-225.194r/minh4.263nmnn i n225.194

4、3.06673.45r / min9 .各軸輸入功率:PiPd12.940.992.9106KwPnR232.91060.990.972.7950KwPmPn232.79500.990.972.6840KwPiv Pm1 2.6840 0.99 2.6306Kw10 .電機(jī)輸生轉(zhuǎn)矩：Td9.55106-Pd9.55106294029246.875Nmmnd96011 .各軸的轉(zhuǎn)矩Td129246.8750.9928954.406NmmM723ii28954.4060.990.974.263118949.432NmmTmTn23in118948.4320.990.973.066348963.91

5、1NmmTVTm348963.911 0.99 345474.272N mmT帶Tv345474.272 0.96 0.99 328338748N mm12.誤差1.02%328338.7482500130,100%2500130帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率P/Kw轉(zhuǎn)矩T/Nmm轉(zhuǎn)速n/r/min傳動(dòng)比i效率Y1/%電機(jī)軸2.94029246.875960199I軸2.910628954.4069604.26396n軸2.7950118949.432225.403.06696m軸2.6840348963.91173.46IV軸2.6306345474.27273.46198三、選擇齒輪

6、材料，熱處理方式和精度等級(jí)45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用55HRC,齒輪均為硬齒面，閉式。選用8級(jí)精度。四、齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算（一）、高速級(jí)1.傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)1P138公式8.13可得:dZ2f式中各參數(shù)為:(1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：28954.406Nmm(2)初選z1=19,貝Uz2hz14.2631981式中：z2高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。(3)由參考文獻(xiàn)1P144表8.6,選取齒寬系數(shù)d0.5。(4)初取螺旋角12。由參考文獻(xiàn)1P133公式8.1可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端面重

7、合度：11111.883.2()cos1.883.2()cos121.636乙z21981由參考文獻(xiàn)1P140圖8.21取重合度系數(shù)Y=0.72由式8.2得0.318dzitan0.3180.519tan120.642由圖8.26查得螺旋角系數(shù)Y0.95(5)初取齒輪載荷系數(shù)Kt=1.3。(6)齒形系數(shù)Yf和應(yīng)力修正系數(shù)Ys:齒輪當(dāng)量齒數(shù)為乙19z281zv120.303,zv286.551cos3cos312cos3cos312由參考文獻(xiàn)1P130圖8.19查得齒形系數(shù)Yf1=2.79,Yf2=2.20由參考文獻(xiàn)1P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)Ys1=1.56,Ys2=1.78SF(7)

8、許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)1P147公式8.29算得：f由參考文獻(xiàn)1P146圖8.28(h)可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為:Flim1340MPa和Flm2340MPa。由參考文獻(xiàn)1P147表8.7,取安全系數(shù)Sf=1.25。齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：Ni60niaLh6096012825052.304108N2Nii2.3041084.2635.404107式中:a齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù);Lk齒輪工作時(shí)間。由參考文獻(xiàn)1P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為:YniYn21.0故許用彎曲應(yīng)力為fiYN1FlimSF1.03401.25272MPa所以F2YN2SFlim21.03

9、40=272MPa1.25YfiYsifiYF2YS2F2YfYf初算齒輪法面模數(shù)mntmnt32KtT1YY2.791.562720.016002.201.780.01440272F2YfYs2cosdZ2f21.328954.4060.720.950.5192cos120.014401.5792.計(jì)算傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算載荷系數(shù)K由參考文獻(xiàn)1 P130表8.3查得使用KA 1.0dinimntZiAv6010006010003.141.579199601.541m/s由參考文獻(xiàn)1P131由參考文獻(xiàn)1P132由參考文獻(xiàn)1P133cos12601000cos12圖8.7查得動(dòng)載系數(shù)Kv1.1;圖

10、8.11查得齒向載荷分布系數(shù)表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)KKaKvKK1.01.11.131.41.741.13；1.4,則(2)對(duì)mt進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mnmnt3,CKI1.579nt'Kt1.74由參考文獻(xiàn)(3)計(jì)算傳動(dòng)尺寸。1P124按表8.1,圓整為2mm中心距mn(Z1Z2)2cos2(19cos1281)102.23mm圓整為105mm修正螺旋角mn(Z1Z2)arccos2cos1745102cos12小齒輪分度圓直徑d1mnZ1219大齒輪分度圓直徑d2圓整b=20mm取b2b20mmb1式中:cosmnZ2coscos174510281cos17451039

11、.900mm170.100mmdd10.539.90019.95mm25mmb1小齒輪齒厚;b2大齒輪齒厚。3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度2Wu1bdu由參考文獻(xiàn)1 P135 公式8.7H ZeZhZ Z式中各參數(shù)：(1)齒數(shù)比uii4.263。(2)由參考文獻(xiàn)1P136表8.5查得彈性系數(shù)Ze189.8VMPao(3)由參考文獻(xiàn)1P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH2.38。(4)由參考文獻(xiàn)1P136圖8.15查得重合度系數(shù)Z0.8(5)由參考文獻(xiàn)1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z0.97(5)由參考文獻(xiàn)1P145公式8.26hZNHlm計(jì)算許用接觸應(yīng)力ShHlim接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)1P

12、146圖8.28()分別查得Hlim11100MPa,Hlm21100MPa；ZN壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P147圖8.29查得ZN11,ZN21;Sh安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P147表8.7查得Sh,-1.011001.0。故hi1100MPah21.0hiZeZhZZ2KTiu1.bd1u189.8 2.3821.7428954.4064.26310.80.9722039.924.263692.87Ma<H1滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。(二)、低速級(jí)1.傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)1P138公式8.13可得：式中各參數(shù)

13、為:(1)(2)(3)(4)2KTMYsYdZ2 f小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：上 118948.432N mm初選 Z3=23,貝UZ4inz33.066 23 71式中：Z4 大齒輪數(shù);in 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。由參考文獻(xiàn)1 P144表8.6 ,選取齒寬系數(shù)初取螺旋角12 。由參考文獻(xiàn)1P133111.88 3.2( ) cosZ3 Z4d 0.5公式8.1可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端面重合度:111.88 3.2 ()cos12123 71.659由參考文獻(xiàn)1 P140圖8.21取重合度系數(shù)Y =0.71由式8.2得0.318 dZ1 tan 0.3180.5 23tan120.777由圖8.26查得螺旋角系數(shù)

14、Y0.93(5)初取齒輪載荷系數(shù)Kt =1.3 。(6)齒形系數(shù)Yf和應(yīng)力修正系數(shù) Ys：齒輪當(dāng)量齒數(shù)為Zv3Z33cos233 24.039 , zv4 cos3 12Z43cos71 cos31272.586由參考文獻(xiàn)1 P130圖8.19查得齒形系數(shù) Yf3=2.65 , Yf4=2.28由參考文獻(xiàn)1 P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù) Ys3=1.57 , Ys4=1.76YNF limSf(7)許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)1P147公式8.29算得：f由參考文獻(xiàn)1P146圖8.28(h)可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為:Flim3340MPa和Flim4340MPa。由參考文獻(xiàn)1P14

15、7表8.7,取安全系數(shù)Sf=1.25。小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N360nnaLh60225.19412825052.693108N4N32.6931088.7243.066107式中:a齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù);Lk齒輪工作時(shí)間。由參考文獻(xiàn)1P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：Yn3Yn41.0故許用彎曲應(yīng)力為F3YN3FlimSF1.0340272MPa1.25所以F4YN4SFlim41.0340=272MPa1.25YF3YS3F3YF4YS4F4YfYf初算齒輪法面模數(shù)mntmnt3叫丫:dz22.651.570.015302722.281.760.01475

16、272YF-YS40.01475F4YfYscosf321.31189490.710.930.5232cos120.014752.2172.計(jì)算傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算載荷系數(shù)K由參考文獻(xiàn)1P130表8.3查得使用Ka1.0d3nnmntZ3nnv601000601000cos123.142.21723225.1940.614m/s601000cos12由參考文獻(xiàn)1 P131圖8.7查得動(dòng)載系數(shù) Kv 1.07；由參考文獻(xiàn)1P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)K1.14；由參考文獻(xiàn)1P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)K1.4,則KKAKvKK1.01.071.141.41.7077(2)對(duì)mnt

17、進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)K17077mnmnt3K2.21732.428nKt1.3由參考文獻(xiàn)1P124按表8.1,圓整為m3mm(3)計(jì)算傳動(dòng)尺寸。中心距amn(z3z4)2(2371)144.150mm2cos2cos12圓整為145mmmn(Z3Z4)2(2371)修正螺旋角arccos1329212cos2cos12小齒輪分度圓直徑,mnZ3223d3coscos13292170.957mm大齒輪分度圓直徑刀mnZ4271d4coscos132921219.043mmbdd30.570.95735.478mm圓整b=35mm取b4b40mm,b335mm式中：b3小齒輪齒厚;b4大齒

18、輪齒厚。3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度2Ku1由參考文獻(xiàn)1P135公式8.7hZeZhZZ,-bd3u式中各參數(shù)：(1)齒數(shù)比uin3.066。(2)由參考文獻(xiàn)1 P136表8.5查得彈性系數(shù)Ze189.8v MPa。(3)由參考文獻(xiàn)1 P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH2.44。(4)由參考文獻(xiàn)1P136圖8.15查得重合度系數(shù)Z0.815(5)由參考文獻(xiàn)1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z0.984(5)由參考文獻(xiàn)1P145公式8.26hZNHlm計(jì)算許用接觸應(yīng)力Sh式中：Hlim接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)1P146圖8.28()分別查得Hiim11100MPa,Him21100MPa；ZN

19、壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P147圖8.29查得ZN31,ZN41;Sh安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P147表8.7查得八一,1.01100Sh1.0。故h31100MPah41.0ZeZhZ Z2KTn u 1:bd3 u189.8 2.44 0.815 0.98421.7077118949.4323.0661350.795723.066648.85Ma<hi滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。五、初算軸徑由參考文獻(xiàn)1P193公式10.2可得：一R一2.9106齒輪軸的最小直徑：diC3：106315.34mm?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削nz；960弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取d25mm。F2.7950中間軸的最

20、小直徑：dnC3，一1063.-24.54mm?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的nnnA225.19435mmPn n913削弱及軸承壽命的要求，最后取dn輸出軸的最小直徑：dmC31巴106312.684033.24mm?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的nwY72.947削弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取dm35mm。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定白系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P193表10.2,取C106六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命:（一）、中間軸1.齒輪2（高速級(jí)從動(dòng)輪）的受力計(jì)算:由參考文獻(xiàn)1P140公式8.16可知t2Fr22d22118949432170.100Ft2tant21398.581031398.58Ntan20

21、cos174510534.49NFa2 Fr2 tan534.49tan174510171.12N式中：Ft2齒輪所受的圓周力，N;Fr2齒輪所受的徑向力，N；Fa2齒輪所受的軸向力，N；2 .齒輪3（低速級(jí)主動(dòng)輪）的受力計(jì)算:由參考文獻(xiàn)1P140公式8.16可知t3r32fnd32 118949.432 仙 1070.957Ft3 tan t3 3352.72335272Ntan 20cos13 29 211254.91NFa3Fr3tan21254.91tan132921301.03N式中：Ft3齒輪所受的圓周力，N;Fr3齒輪所受的徑向力，N；Fa3齒輪所受的軸向力，N；3 .齒輪的軸向

22、力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為Mh2Fa2d2170.100171.1214553.756Nmmd370.957Mh3Fa3301.0310680.093N22mm4.軸向外部軸向力合力為：FaFa3Fa2301.03171.12129.91N5 .計(jì)算軸承支反力：豎直方向,軸承RvFt3 73.3 Ft2 33.3116.62507.09N軸承R2vFt343.3Ft283.32244.21N水平方向,軸承116.6Fa3 73.3 Fa233.3 Mh3 Mh2116.676.04N ,與所設(shè)方向相反。軸承R2HFa2 83.3 Fa3 43.3 Mh3MH2 _上巴H22205.95N ,與

23、所設(shè)116.6方向相反。軸承1的總支撐反力:R122 ：/ R1HR1V76.042 2507.0922508.24N軸承2的總支撐反力:R2.R2H 22 R2V205.9522244.2122253.46N6 .計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向MVaR1V43.32507.09 43.3 109556.997N mmb-b水平方向M HaR1H43.376.04 43.3 3292.532N mm剖面右側(cè)，豎直方向 MvbR2V33.32244.21 33.3 74732.193N mm水平方向M HbR21H 33.3 205.95 33.3 6858.135N mma-a剖面右

24、側(cè)合成彎矩為Mab-b剖面左側(cè)合成彎矩為222_2MVa(MH3MHa)109556.997(10680.0933292.532)109805.79NmmMb故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面。7.計(jì)算應(yīng)力初定齒輪2的軸徑為d2=38mm ,軸轂長(zhǎng)度為10mm ,連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表h =10 X8,t=5mm, l2=25mm。齒輪 3 軸徑為 d3=40mm，連接鍵由 P135表11.28選擇b h =12 x 8 , t=5mm, l3 =32mm ,轂槽深度 t1=3.3mm 。(d3 d3)/2 (1 0.25)m2/cos 2t1(70.957 40)/2 1.25 3/cos13

25、29 213.3 8.32mm2.5m2 / cos2 2.5 3/COS13 29 217.71mm8.32mm ,故齒輪3可與軸分離。又a-a剖面右側(cè)（齒輪 3處） 抗彎剖面模量危險(xiǎn)，故:W / mm30.1(d3)3bt(d3 t)22d30.1403212 5 (40 5)2 6373.752 40抗扭剖面模量WT / mm30.2(d3)32bt(d3 t)22d30.2 403一 _ ，一 一 212 5 (40 5)1977. 12 7 73.752 40彎曲應(yīng)力 bMaaW109805.796373.7517.23MPa17.23MPa,扭剪應(yīng)力TT2Wt118949.4321

26、2773.759.31MPa4.66MPa8 .計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)1P192 表 10.1 知:抗拉強(qiáng)度極限B =650MPa彎曲疲勞極限1 =300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限1=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù):0.2,0.1軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207附圖10.1查得 0.92絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:0.82,0.78鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得:K 1.825, K1.625 (插值法)由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5 , 10.6得，安全系數(shù)3001.825 17.23 0.2 00.92 0.827.197S SS2 S2P

27、202 表 10.51551.625-34.660.92 0.787.197 14.067 6.4.7.1972 14.0672得許用安全系數(shù)S=1.51.80.1 4.6614.067,顯然S>S,故危險(xiǎn)截面是安全的9 .校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力P24口d2h(l2 b)4 118949.432104.3MPa38 8 (25 10)齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T2P3d3h(l3b)4 118949.43274.343MP40 8 (32 12)由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)1查得p 120150MPa,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!10.計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)

28、2P138 表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷Cr =23.5KN ,基本額定靜負(fù)荷Co=17.5KN牯承釉向力分析圖軸承1的內(nèi)部軸向力為：S10.4R,0.42508.241003.3N軸承2的內(nèi)部軸向力為:S20.4R20.42253.64901.456N故軸承1的軸向力S11003.3N,軸承2的軸向力FS1Fa1003.3129.91133.2N由邑C01003.3175000.057,F2C01133.2一.0.065由參考文獻(xiàn)1P220表11.12可查17500得：ee?0.43F1又Rw1003.30.421133.2取X12508.241,丫10；X2RR12508

29、.24N,P2取PP1e,R2V2253.640.44,Y21.30.503eX2R2Y2F20.442253.241.31133.22464.6N根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219表11.9,11.10得溫度系數(shù)fT1.0,載荷系數(shù)fP1.0,壽命系數(shù)3。由P218公式11.1c得軸承1的壽命,106fTCLh60n2fPP10660225.19431.02350060868h1.02508.24已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命Lh82300524000hLhLh,故軸承壽命滿足要求（二）、輸入軸1.計(jì)算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸 1所受的力與齒輪

30、2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 Fai 171.12N ,徑向力Fri 534.49N ,圓周力Fti 1398.58N2 .平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為1HFa1d1171.1239.93413.844N mm3 .計(jì)算軸承支撐反力Ft1331398.5833豎直方向，軸承1Rv-397.87N116116軸承2 R2VFt1 831161398.58 831161000.71N水平方向，軸承1R1HFr133Mh1534.49333413.844126.62N,116116軸承2R2HFr1R1H534.49126.62411.87N,軸承1的總支撐反力：R1%?R1H2R1V2,1

31、26.622397.872417.53N軸承2的總支撐反力：R2v；R2H2R2V2411.8721000.7121082.15N4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向 M viRiv 83 397.8 83 33017.4N mm水平方向M hiRh 83 126.62 83 10509.46N mm其合成彎矩為 Mi Mvi2 M Hi2 33017.4210509.46234649.46Nmma-a剖面右側(cè)，豎直方向 MV2MV1 33017.4N mmMh2 Mh1M1H 10509.46 3413.84 7095.616N mm其合成彎矩為 M2, Mv22 M H22.330

32、17.42 7095.616233771.2Nmm危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。5.計(jì)算截面應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1P205附表10.1知：°d3993抗彎剖面模量W/mm6352.121010,3d139.93抗扭剖面模量WT/mm312704.2455彎曲應(yīng)力M134649.64W6352.125.45MPa5.45MPa,扭剪應(yīng)力TTiWt28954.4062.28MPa12704.242.281.14MPa6.計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)1P192表10.1知:抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa彎曲疲勞極限1=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限1=155MPa由表10.1注查得材料等效系

33、數(shù):0.2,0.1軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207附圖10.1查得0.92絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:0.84,0.8由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5,10.6得，安全系數(shù)30042.545.450.200.920.84155111.140.11.140.920.893.2SS,S2S242.5493.239.3.42.54293.22P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8,顯然S>S,故危險(xiǎn)截面是安全的7.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)軸徑為d=25mm2P135表11.28選擇bh=8X7,t=4mm,l=40mm。聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力4Tl

34、428954.40620.68MPadh(lb)257(408)由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)1查得p120150MPa,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!8.計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)2P138表12.2查7206c軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷Cr=17,8KN，基本額定靜負(fù)荷C0=12.8KN釉承軸向力分析圖軸承1的內(nèi)部軸向力為：S10.4R10.4417.53167.01N軸承2的內(nèi)部軸向力為：S20.4R20.41082.15432.86N由于S1Fa1167.01171.1338.11NS2故軸承1的軸向力F1S2Fa1432.86171.1261.76N,軸承2的軸向力F2S2432.86N

35、F1338.11F2432.86一由0.02,0.034由參考文獻(xiàn)1P220表11.12可查C012800C012800得：q0.38,e20.40F 1261.76又Rw 417.53F 2 0.63 ©1,R2V432.861082.150.4 e2取X10.44,Y11.47;X21,Y20故P2R21082.15N,RX1R1YF10.44417.531.47261.76568.5N取PP2根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219表11.9,11.10得溫度系數(shù)11.0,載荷系數(shù)fP1.0,壽命系數(shù)3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命Lh106fT C10631.

36、0 1780060 nlfp P60 960 1.0 1082.1577263h已知工作年限為5年2班，故軸承預(yù)期壽命Lh 8 2 300 5 24000hLhLh ,故軸承壽命滿足要求（三）、輸由軸d= Emi作團(tuán)方新注一巴工1 .計(jì)算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪4所受的力與齒輪 3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力Fa4301.03N,徑向力Fr41254.91N,圓周力J3352.72NF1HrMhpiine.ei新出軸受力求彎走分析圖2 .平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為d4219.043M4HFa4301.0332969.26Nmm223 .計(jì)算軸承支撐反力豎直方向&

37、#39;軸承1%學(xué)浮32109.9N軸承2 R2vFt4F1V3352.722109.91242.82N水平方向，軸承1R1hFr473Mh41161254.917332969.261161073.65N,軸承2R2HFr4R4H1254.911073.65181.26N,軸承1的總支撐反力:軸承2的總支撐反力:R1.R1H2R1V2,2109.921073.6522367.36N22/22R2.R2HR2V.1242.82181.261255.97N4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向MV1R1V432109.94390725.7Nmm水平方向MH1R1H431073.6543461

38、66.95Nmm其合成彎矩為Mi.Mvi2Mhi290725.7246166.952101796.56Nmma-a剖面右側(cè)，豎直方向Mv2Mvi90725.7Nmm水平方向MH2R2H73181.267313231.98Nmm其合成彎矩為M2.Mv22MH22.90725.7213231.98291685.54Nmm危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。5.計(jì)算截面應(yīng)力初定齒輪4的軸徑為d4二44mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表11.28選才ibh=12X8,t=5mm,l2=28mm。由參考文獻(xiàn)1P205附表10.1知：抗彎剖面模量W/mm30.1&)32bt&t)22d0.14431

39、25(445)2(-)-7481.35244抗扭剖面模量WT/mm30.2(d。3bt(d4t)22d0.24432125(445)2-15999.75244彎曲應(yīng)力b101796.567481.3513.61MPa13.61MPa,扭剪應(yīng)力TTWT348963.91115999.7521.81MPa6.計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的抗拉強(qiáng)度極限彎曲疲勞極限扭轉(zhuǎn)疲勞極限21.8110.9MPa245#鋼，由參考文獻(xiàn)1P192表10.1知:b=650MPa1=300MPa1=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù):0.2,0.1軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207附圖10.1查得0.92

40、絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:0.82,0.78鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得:K3.6,K3.2（插值法）由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5,10.6得，安全系數(shù)3003.26.4910.90.200.920.821553.23.1210.90.110.90.920.78cSS6.493.12ccS2.8S2S2,6.4923.122,顯然S>S,故危險(xiǎn)截面是安全的查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.87 .校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)軸徑為d =35mm2P135 表 11.28選擇 b h =10 X 8 , t=5mm, l =70mm 。聯(lián)軸器處鍵連

41、接的擠壓應(yīng)力P dh(l b)348963.91183.08MPa35 8 (70 10)齒輪選用雙鍵連接,180度對(duì)稱分布。齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T32dh(lb)4 348963.911 123.92MPa 2 44 8 (28 12)由于鍵，軸的材料都為 45號(hào)鋼,由參考文獻(xiàn)1查得P 120150MPa ,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!8 .計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)2P138 表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷Cr=26.8KN,基本額定靜負(fù)荷C0=20.5KNS2釉承釉向力分析圖軸承1的內(nèi)部軸向力為：S10.4R,0.42367.36946.94N軸承2的內(nèi)部軸向力為：S20.4R

42、20.41255.97502.36N由于S2Fa4502.36301.03803.39NSi軸承1的軸向力F1Si946.94N故軸承2的軸向力F2S1Fa4946.94301.03645.91NF1946.94F2645.91由0.046,0.0314由參考文獻(xiàn)1P220表11.12可查C020500C020500得：q0.43,e20.40F 1 又R1V946.942367.36八. F 2645.910.4 e(,-R2V1255.970.512 e，取X11,丫1 0；X20.44,Y2 1.4R R12367.86N,P2X2R2 Y2F2 0.441255.97 1.4 645.91 1456.9N取PP1根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219 表11.911.10得溫度系數(shù)fT1.0,載荷系數(shù)fp 1.0,壽命系數(shù)3。由 P218 公式 11.1c得軸承2的壽命Lh10660 n3fTf P1061.0 2680060 72.947 1.0 2367.8635 .3.3 10 h已知工作年限為5年2班，故軸承預(yù)期壽命Lh82300524000hLhLh,故軸承壽命滿足要求七、選擇聯(lián)軸器由于電動(dòng)機(jī)的輸出軸徑(d=38mm)的限制，故由參考文獻(xiàn)2P