(论文)机械课程设计计算说明说——二级齿轮减速箱最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计课程设计计算说明说设计题目：螺旋输送机传动装置设计机械工程学院机自0805班设计者：王嵩学号：0401080515指导老师：许承华2010年7月8日目录机械设计课程设计1计算说明说1一设计任务书4二传动装置总体设计41.传动方案的拟定4三计算及说明5一电动机的选择5二总传动比的确定及各级传动比分配6三运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）7四传动零件设计计算81. 高速级齿轮的设计82. 低速级齿轮的设计.133. 开始齿轮的设计.174. 轴的设计和计算.215. 滚动轴承的设计和计算286. 键连接的选择和计算.317. 联轴器的选择和计算.328. 润滑和密封说明.329. 拆装和调整说明.3310. 减速箱体的附件说明33一 设计任务书题目：螺旋输送机传动装置设计1. 原始数据：（1） 螺旋筒轴上的功率PW = 5.2 kW；（2） 螺旋筒轴上的转速nW = 37.5 r/min；2. 工作条件：（1） 工作情况：三班制单向运转，载荷较平稳；（2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35以上；（3） 使用折旧年限10年。三年一大修，二年一中修，半年一小修；（4） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3. 设计要求：第级采用闭式齿轮传动（斜齿），第级采用开式齿轮传动（直齿）4. 设计任务：编写设计计算说明书，绘出传动装置装配图（0号图），斜齿轮及轴的零件图（3号图）。二传动装置总体设计1. 传动方案的拟定 简要说明：机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成，如图，原动机为电动机，转动装置由二级齿轮减速器和一级开始齿轮组成，工作机为滚筒，电动机与减速器用联轴器连接。满足工作性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。 开式齿轮的承载能力较大，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式小，传动时有杂物侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，齿轮也容易磨损，故只适宜低速场合，因此布置在低速级。一级圆柱齿轮减速器（斜齿轮），效率较高、工艺简单、精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。轴线可以水平，上下或垂直布置。方案 第一级使用二级圆柱齿轮减速箱（斜齿轮），第二级使用开式直齿轮传动，相对于方案A) 来说，此方案只是仅仅把开式斜齿轮改成开式圆柱齿轮。但是因为圆柱齿轮要比斜齿轮好加工的多，而且精度要求也低，比较适合对环境要求不高的场合。综上所述，选择此方案。三 计算及说明计算及说明结果一电动机的选择1. 原始数据如下：螺旋筒轴上功率 PW = 5.2 kW螺旋筒轴的转速 nW = 37.5 r/min2. 电动机型号选择：螺旋轴所需功率为 PW = 5.2 kW取1= 0.97（高速级齿轮）；2=0.97（低速级齿轮）；3=0.90（开式齿轮）；4=0.99（轴承）；5=0.99（联轴器）。 =1234352= 0.81，电动机功率 Pd = PW = 5.20.81 = 6.42 kW，故选取额定功率为7.5 kW 的电动机。螺旋轴的转速nw = 37.5 r/min，电动机转速 nd=nwi总，已知 i总=8 40 ，故电动机转速可选范围是 nd= 496 2480 r/min ，选 1500 r/min 。股选电动机型号为Y132M -4 其主要参数为：nd = 1500 r/min ; P额= 7.5 kW ; nm= 1460 r/min.二总传动比的确定及各级传动比分配 分配原则：各级吃醋协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近一边润滑。 nm= 1460 r/min ; ia= nmn = 146037.5 = 38.93。 ia= i开式 i减 ， i开式= 4 8 ，取i开式= 4，所以i减= iai开式= 9.73 ， i减=1.21.3 i低2=9.73 ，所以i低=2.74 ，所以i高=1.21.3i低=3.56三 运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）1 各轴转速：n1=nm=1460 rminn2=n1i高=14603.56=410.1rmin n3=n2i低=410.12.74=149.7rminn4=n3i开式=149.74=37.43rmin2 各轴输入功率：P1=Pd45=6.36kWP2=P114=6.360.970.99=6.11kWP3=P224=6.110.970.99=5.87 kWP4=P33=5.870.90=5.28 kWP5=P45=5.22 kW3. 各轴输入转矩：Td=9550Pdnm=95506.51460=42.52NmT1=Td45=42.520.990.99=41.67NmT2=T1i高14=41.673.560.970.99=142.46NmT3=T2i低24=142.462.740.970.99=378.84Nm T4=T3i开3=378.8440.90=1363.82Nm。运动和动力参数计算结果整理与下表轴名功率P（kW）转矩T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴7.56.4242.5242.521460.010.981轴6.366.1141.67142.4614603.560.962轴6.115.87142.46378.84410.12.740.963轴5.875.28378.841363.8149.740.904轴5.285.221363.81350.137.43四 传动零件设计计算1. 高速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。 由书1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=3.562485 选取螺旋角。初选螺旋角=142 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：d1t=32KT1du1uZHZEH21 确定公式内各计算数值 载荷系数 K=1.6。 由书1 图10-30 选取区域系数为ZH=2.433。 由书1 图10-26 查得1=0.78 ， 2=0.85，则=1+2=1.63。 小齿轮传递转矩：T1=41.67Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n1jLh=601460140000=5.25109，N2=N1i1=3.41093.56=1.5109。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9，KHN2=0.94。 计算接触疲劳许用应力，取S=2H1=Hlim1KHN1S=6000.92=270MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.942=260MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=270+2602=265MPa.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=32KT1du1uZHZEH2=321.641.6710311.633.5613.562.43189.82652=68.4mm 计算圆周速度v=d1tn1601000=3.1468.41460601000=5.23ms 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=168.4=68.4mmmnt=d1tcosZ1=68.40.9724=2.76 mmh=2.25mnt=2.252.76=6.21mmbh=68.46.21=11.01 计算纵向重合度 =0.318dZ1tan=0.3181240.25=1.908 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=5.23ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.1；由书1表10-4查得KH的值与直齿轮相同，故KH=1.42;由书1图10-13查得KF=1.29；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.41.42=2.19 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=68.432.191.6=75.9mm 计算模数mn mn=d1cosZ1=75.90.9724=3.07mm3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.11.291.4=1.99 根据纵向重合度=1.908，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数ZV1=Z1cos=240.97=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齿轮的YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.855002=212.5MPa F2=FE2KFN2S=3800.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.6691.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.2101.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算 mn321.9942.521030.88cos212421.630.02346=1.52mm 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=75.9mm来计算相应的齿数于是由Z1=d1cosmn=760.972.530Z2=3.5630=106.8，取Z2=1064 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=30+1062.520.97=172.26mm将中心距圆整为175mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-113622175=134345因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=302.50.9714=77.3mmd2=Z2mncos=1062.50.9714=273.1mm 计算齿轮宽度 b1=dd1=177.2=77.2 圆整后取B2=77，B1=83.2. 低速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。 由书1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=2.742466 选取螺旋角。初选螺旋角=142 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：d1t=32KT1du1uZHZEH21 确定公式内各计算数值 载荷系数 K=1.6。 由书1 图10-30 选取区域系数为ZH=2.433。 由书1 图10-26 查得1=0.78 ， 2=0.84，则=1+2=1.62。 小齿轮传递转矩：T2=142.46Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n2jLh=60410.1140000=9.9108，N2=N1i1=6.61082.74=3.6108。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9，KHN2=0.94。 计算接触疲劳许用应力，取S=2H1=Hlim1KHN1S=6000.92=270MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.942=260MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=270+2602=265MPa.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=32KT1du1uZHZEH2=321.6142.4610311.623.5613.562.43189.82652=102.2mm 计算圆周速度v=d1tn2601000=3.14102.21460601000=7.81ms 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1102.2=102.2mmmnt=d1tcosZ1=102.20.9724=4.13mmh=2.25mnt=2.254.13=9.29mmbh=102.29.29=11 计算纵向重合度 =0.318dZ1tan=0.3181240.25=1.908 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=7.81ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.15；由书1表10-4查得KH的值与直齿轮相同，故KH=1.431;由书1图10-13查得KF=1.29；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.151.41.431=2.30 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=102.232.301.6=115.34mm 计算模数mn mn=d1cosZ1=115.340.9724=4.66mm3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.151.291.4=2.08 根据纵向重合度=1.908，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数ZV1=Z1cos=240.97=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齿轮的YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.855002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=3800.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.6691.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.2101.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算mn322.08142.461030.88cos212421.620.02346=2.31mm 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=4mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=115.34mm来计算相应的齿数于是由Z1=d1cosmn=115.240.97428Z2=2.7428=82.2，取Z2=824 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=28+82420.97=226.80mm将中心距圆整为227mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-111042227=141557因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=2840.9714=115.3mmd2=Z2mncos=8240.9714=337.66mm 计算齿轮宽度 b1=dd1=1115.3=115.3圆整后取B2=115，B1=121.3. 开式齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用8级精度。 材料选择。 由书1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿芯部硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）齿芯部硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=424=962 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-9a：d1t=2.323KT1du1uZEH23 确定公式内各计算数值 初选载荷系数Kt=1.3。 小齿轮传递转矩：T3=378.84Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n3jLh=60149.7140000=5.4108，N2=N1i3=6.61084=1.35108。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95，KHN2=0.99。 计算接触疲劳许用应力，取S=1H1=Hlim1KHN1S=6000.951=570MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.991=544.5MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=570+544.52=577.25MPa.4 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=2.323KT1du1uZEH2=2.3231.3378.84103154189.8577.252=94.02mm 计算圆周速度v=d1tn3601000=3.1494.02149.7601000=7.36ms 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=194.02=94.02mmmt=d1tZ1=94.0224=3.91mm h=2.25mnt=2.253.91=8.81mmbh=94.028.81=10.67 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=7.36ms，8级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.24；由书1表10-4查得KH的值KH=1.467;由书1图10-13查得KF=1.32；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.241.41.467=2.55 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=94.0232.551.3=117.7mm 计算模数m mn=d1Z1=117.724=4.9mm3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT3dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.251.41.32=2.31 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.188 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.786 查取大小齿轮的YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.855002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=3800.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.651.588212.5=0.01980MPaYFa2YSa2F2=2.1881.786167.2=0.02337MPa大齿轮数值大 设计计算m322.31378.8410312420.02337=4.14mm取m=4.5，于是由Z1=d1m=117.74.526Z2=426=104，取Z2=1044 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2m2=26+1044.52=292.5mm将中心距圆整为227mm 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1m=264.5=117mmd2=Z2m=1044.5=468mm 计算齿轮宽度 b1=dd1=1117=117圆整后取B2=117，B1=123. 验证传动系统速度误差nw=37.43rmin n理=37.5rmin n理-nwn理100%=37.5-37.4337.5100%=0.019%5% 满足要求4. 轴的设计和计算1 第一根轴的设计已知条件：轴上的功率P1=6.36 kW，转速n1=1460rmin，转矩T1=41.67Nm 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dA03Pn轴为外伸轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取A0=112。dmin=A03P1n1=11236.361460=18.3输出轴最小直径显然是联轴器处直径，为使所选的直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩Tca=KAT1,查书1 表14-1，考虑到转变变化很小，故取KA=1.3，则：Tca=1.341670=54171Nmm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器的孔径d1=20，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合毂孔长度L1=38mm。 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左侧的直径 d-=23mm，；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=36mm。2 初步选择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=23mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为dDT=25mm52mm16.25mm。故d-=d-=25mm。而l -=32mm。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取d-=33mm。3 小齿轮直接做在在-轴段上，齿顶圆直径为82.4mm，所以d-=35mm。齿轮轮毂的宽度为80mm，所以l-=80mm。左端轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，故轴环出直径为d-=43mm.轴环宽度b1.4h，取l-=6mm。4 轴承端盖总宽度为40mm。根据轴承端盖的装拆方面及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面余半联轴器左端面间的距离l=50mm，故取l-=90mm。5 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=8mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8.75mm，已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级小齿轮轮毂长L=121mm，则l-=T+s+a+=16.25+8.75+16+3=44mml-=L+c+a+s-l-=121+8+8+16-6-3=151mm至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位联轴器与轴周向定位采用平键连接。按d-由书1 表6-1查得平键为6mm6mm32mm，半联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。2 第二根轴的设计已知条件：轴上的功率P2=6.11 kW，转速n2=410.1rmin，转矩T2=142.46.Nm 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dA03Pn轴为不对称轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取A0=112。dmin=A03P1n1=11236.11410.1=27.56mm 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 初步选择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm。而l -=18mm。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取d-=38mm。2 小齿轮安装直在-轴段上，齿顶圆直径为123.7mm，所以d-=45mm。齿轮轮毂的宽度为121mm，所以l-=120mm。高速级大齿轮装在-轴段上，取d-=48mm；齿轮的右端轴承之间用套筒定位，已知齿轮轮毂长度为77mm，故取l-=75mm。左端轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，故轴环出直径为d-=58mm.轴环宽度b1.4h，取l-=8mm。3 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=30mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17.25mm，则l-=T+s+a+77-75+3=17.25+8.75+16+2+3=47mm l-=16+8+1=25mm至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位齿轮与轴周向定位采用平键连接。按由书1 表6-1查得平键为14mm9mm70mm，选择轮毂与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 求轴上的载荷查表得 a=14mm，简支梁轴的支承跨距为L=287mm，根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图如下图所示：从轴的结构图可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的弯矩列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1533N,FNH2=107NFNV1=684N,FNV2=-594N弯矩MMH=135.75NmMV=60.53Nm总弯矩M=MH2+MV2=148.63Nmm扭矩T2=142.46.Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，一级轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T22W=5.8MPa前已选定轴的材料为45刚，调质处理，由书1表15-1查得-1=60MPa，因此ca0.788=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=0.788kN Fa2=0.198kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.33X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=2.1128kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.6kN轴承的计算寿命 Lh=10660nCP=4105h4104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。2. 2轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=30mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30206，主要参数如下：D=62mm;B=16mm;a=17.25mm基本额定静载荷Co=50.5kN基本额定动载荷C=43.2kN极限转速nmax=6000rmin检验Fae=Ft1tan=0.521kN Fr1=FrV12+FrH12=1.68kNFr2=FrV22+FrH22=0.603kN取e=0.37Fd1=0.37Fr1=0.622kN Fd2=0.37Fr2=0.233kNFd2+Fae=0.7450.622=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=0.622kN Fa2=0.101kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.167X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=1.83kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.603kN轴承的计算寿命 Lh=10660nCP=2.5106h4104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。3. 3轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=45mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30209，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;a=18.6mm基本额定静载荷Co=83.5kN基本额定动载荷C=67.8kN极限转速nmax=4500rmin检验Fae=Ft1tan=2.69kN Fr1=FrV12+FrH12=8.05kNFr2=FrV22+FrH22=3.45kN取e=0.37Fd1=0.37Fr1=2.9785kNFd2=0.37Fr2=1.2765kNFd2+Fae=3.972.98=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=2.98kN Fa2=0.39kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.11X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=7.99kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=3.45kN轴承的计算寿命 Lh=10660nCP=6104h4104满足寿命要求6. 键连接的选择和计算1. 键的选择 1轴键槽部分的轴径为20mm，所以选择普通圆头平键6mm6mm32mm 2 轴键槽部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键14mm9mm70mm 3轴键槽部分的轴径为100mm，所以选择普通圆头平键28mm16mm100mm2. 2轴键的校验P=2T103kld=18.84MPa110MPa=pP=2T103kld=30.65MPa110MPa=pP=2T103kld=23.69MPa110MPa=p满足条件。7. 联轴器的选择计算 计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 TCa=KAT=1.5378840=568260Nm2型号选择根据计算转距选择弹性柱销联轴器LX3型主要参数如下：公称扭距 Tn=250000Nmm （满足要求）许用转速 n=4700rmin（满足要求）轴孔直径 d=40mm轴孔长度 L=112mm8. 润滑和密封说明1. 润滑说明因为滚动轴承速度脚底，所以轴承采用稠密度较小的润滑填入量为轴承空隙的1/2。齿轮浸入油的深度为一个齿高2. 密封说明防止外界的灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂的漏失，轴承的密封装置用“挡油盘”。在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。部分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂9. 拆准过和调整说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为4070mm。在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度