二级斜齿减速器课程设计30.45%0.8%350%116%151 (2).doc
二级斜齿减速器课程设计30.45%0.8%350%116%151 (2)
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计30.45%0.8%350%116%151 (2),减速器课程设计
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课程设计说明书 设计题目 设计用于传动设备用的 二级圆柱斜齿轮减速器 机电工程 学院 04 机械设计制造及自动化 专业 1 班级 设 计 者 指导老师 年 月 日 nts目 录 一 设计题目 - 二 系统中体方案的确定 - 三 电动机的 选择 - 四 传动比的分配 - 五 各轴的转速 ,功率和转矩 - 六 齿轮的设计计算 - 七 轴的设计计算 - 八 轴的校核 - 九 轴承的校核 - 十 键的选择和校核 - 十一 减速器箱体的设计 - 十二 参考文献 - nts一 设计题目 ： 设计用于传动设备用的两级圆柱斜齿轮减速器 二 系统中体方案的确定 系统中方案：电动机 传动系统 执行机构 初选传动方案，如下 ： （ a） 为涡轮涡杆减速器 （ b） 为二级圆柱圆锥减速器 （ c）为二级圆柱斜齿轮减速器 系统方案总体评价： nts （ a）方案 为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。（ b）方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。 最终确定方案为（ c）方案。 三 电动机的选择 1 卷筒轴的工作转速 ：nw=Dv100060 = 35014.3 8.0100060 =43.68r/min 工作机的的功率： Pw=wTn 9550卷同的工作效率 w=0.96 T=450N.M 代入数据得 Pw=2.14 KW 电动机到运输带的总效率为4234221 1 为联轴器的传动效率， 2 为轴的传动效率， 3 为齿轮的传动效率 4 为卷筒的传动效率。 查 机械设计课程设计 表 3-4 99.01 ， 98.02 ，97.03 ， 4 =0.96 代入上式得 =0.82 所以电动机的效率 Pd=wP= 82.014.2 =2.61KW 查 机械设计课程设计 表 9-39 选择电动机型号为 Y132S-6，额定功率为 3KW，满载转速为 960r/min。 四 传动比的分配 1.计算总的传动比 i=wmnn= 68.43960 =21.98 2.传动比的分配取 51i ,12 iii =4.396 五 各轴 的转速 ,功率和转矩 转速： min/9601 rnn m Pw=2.14 KW =0.82 Pd=2.61KW i=21.98 51i 396.42 i nts m in/1 9 2/12 rinn m m in/68.43/223 rinn m in/68.4334 rnn 功率： 11 dPP 58.2109961.2 KW KWPP 45.297.098.058.23212 KWPP 33.297.098.045.23223 2134 PP = 26.298.099.033.2 扭矩 ： MNnPT .67.2596058.295509550111 222 9550n PT = MN .86.1 2 11 9 2 45.29 5 5 0 MNnPT .42.50968.4333.295509550333 MNnPT .11.49468.4326.295509550444 六 齿轮的设计计算 对高速级齿轮对： （一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1.类型：圆柱斜齿轮 2.精度： 8级 3.材料： 由 教材 表 10-1选择， 小齿轮均选用 40Cr（调质），小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮材料 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者相差 40HBS。 4选择小齿轮的齿数 201 Z ，大齿轮齿数 100512 ZZ 初选螺旋角 14 。 （二） 按齿面接触强度设计 由 教材 设计计算公式 10-9a进行 计算3 11 )(12HEHdtt ZZTKd min/9601 rn 2n =192r/min min/68.43min/68.4343rnrnKWPKWPKWPKWP26.233.245.258.24321MNTMNTMNTMNT.11.494.42.509.86.121.67.254321201 Z 1002 Z nts1确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数 6.1tK(2)由 教材 图 10-3 选取 433.2HZ (3)由 教材 图 10-26 查得 89.0,75.021 aa 64.189.075.021 aa （ 4）计算小齿轮转速 由前 面的计算可知 MNT .67.251 （ 5）查 教材 表 10-7得 1d（ 6）查 教表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.189 MpaZ E （ 7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaHlin 6001 ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH 5502lim (8)由教材式 10-13 计算应力循环次数 811 102 9 4 4.8)630081(19606060 hjLnN 8812 106 5 8 9.15/102 9 4 4.85/ NN （ 9）由教材图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 92.01 HNK，96.02 HNK (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式 10-12得 M paSK HHNH 55260092.01l i m11 M paSK HHNH 52855096.02l i m22 M paHHH 5402/)528552(2/)( 11 2.计算 （ 1）计算试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得 64.1 MPaHlin 6001 MPaH 5502lim 81 102944.8 N 82 106589.1 N MpaH 5521 MpaH 5282 MpaH 540 nts mmd t 29.35)540 8.189433.2(5664.11 10567.26.123 241 (2)计算圆周速度 smsmndv t /77.1/100060 96029.35100060 11 （ 3）计算 齿宽 b 及模数ntmmmdb td 29.3529.3511 mmzdm tnt 7.120/97.029.35/cos 11 mmmh nt 85.371.125.225.2 17.985.3/29.35/ hb （ 4）计算纵向重合度586.125.0201318.0t a n318.0 1 zd （ 5） 计算载荷系数 K 已知使用系数 1AK 。 根据 smv /77.1 ， 8 级精度，由教材图 10-8 查得动载荷系数05.1vK ，由教材表查得 HK 的计算公式： 45.129.351031.01)16.01(18.015.11031.0)6.01(18.015.13322 bK ddH 查教材表 10-13得 33.1FK查 教材表 10-3得 4.1 FH KK，所以载荷系数 13.245.14.105.11 FFVA KKKKK （ 6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（ 10-10a）得 82.386.113.229.3511 Tt KKdd （ 7）计算模数 88.120/97.082.38/14c o s11 zdm n （三）按齿根弯曲强度设计 mmd t 29.351 smv /77.1 mmb 29.35 mmmnt 7.1 mmh 85.3 17.9/ hb 586.1 45.1HK 13.2K 82.381 d nts 3 2121c os2FSFdnYYzYKTm 1.确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 95.133.14.105.11 FFVA KKKKK （ 2）根据纵向重合度 586.1由教材图 10-28 查得螺旋角影响系数 88.0Y（ 3） 计算当量齿数 52.10914c os100c os91.2114c os20c os33223311zzzzvv （ 4）查取齿形系数 由教材表 10-5查得 1 7 2.2,7 4 4.221 FaFa YY（ 5）查取应力校正系数 由教材表 10-5查得 7 9 8.1,5 6 5.121 SaSa YY（ 6）由教材图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE 5001 ，大齿轮为 MpaFE 3802 由 教 材 图 10-18 查 得 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 86.01 FNK ， 9.02 FNK ； 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由教材式 10-12得 M P aM P aSK FEFNF 14.3074.1 50086.0111 M P aM P aSK FEFNF 29.2444.1 3809.0222 （ 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY01479.014.307 656.1744.2111 FSaFa YY 88.1nm 95.1K 52.10991.2121 vvzz MPaF 14.307 1 MPaF 29.244 2 nts01599.029.244 798.1172.2222 FSaFa YY 大齿轮数值大 2.设计计算 mmm n32.101599.064.1201 14c o s88.010567.295.123 224 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 mz 有关，可取弯曲强度算得摸数 1.5mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度 圆直径 mmd 82.381 ，算出小齿轮齿数 11.255.1 14c o s82.38c o s11 nmdz 取 251 z 12 525512 zz 3.几何尺寸计算 计算中心距 mmmzzan 98.11514c o s2 5.1)12525(c o s2 )( 21 将中心距圆整为 116mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 21 614162 5.1)12525(a r c c os2 )(a r c c os a mzz n 因 值改变的不多，故参数HZK , 等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 mmmzdmmmzdnn1.193614c os5.1125c os66.38614c os5.125c os2211 （ 4）计算齿轮宽度 mmdb d 66.3866.3811 圆整后取 mmBmmB 45,40 12 01479.0 111FSaFa YY 01599.0 222FSaFa YY mmmn 5.1 251 z 1252 z mma16 mma 116 614 mmdmmd1.19366.3821 nts计算第二对齿轮： （一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1.类型：圆柱斜齿轮 2.精度： 8级 3.材料：由教材表 10-1选择， 小齿轮均选用 40Cr（调质），小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮材料 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者相差 40HBS。 4 选 择 小 齿 轮 的 齿 数 221 Z ，大齿轮齿数71.9639 6.4222 Z ，取 972 z ，初选螺旋角 14 （ 二） 按齿面接触强度设计 由 教材 设计计算公式 10-9a进行计算 3 11 )(12HEHdtt ZZTKd 1确定公式内的各计算数值 （ 1）试选载荷系数 6.1tK（ 2）由 教材 图 10-3选取 433.2HZ （ 3）由 教材 图 10-26查得 88.0,77.021 aa 65.188.077.021 aa （ 4）计算小齿轮转速 由前面的计算可知 MNT .86.1211 （ 5）查 教材 表 10-7得 1d（ 6）查 教表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MpaZ E （ 7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaHlin 6001 ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH 5502lim (8)由教材式 10-13 计算应力循环次数 811 106589.1)630081(11926060 hjLnN 7812 107736.3396.3/106589.1396.4/ NN mmBmmB454012 221 Z 972 z 65.1 MPaHlin 6001 MPaH 5502lim 81 106589.1 Nnts（ 9）由教 材图 10-19查得接触疲劳寿命系数， 96.01 HNK，07.12 HNK (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式 10-12得 M paSK HHNH 57660096.01l i m11 M paSK HHNH 5.58855007.12l i m22 M paHHH 25.58 22/)5.58 857 6(2/)( 11 2计算 （ 1）计算试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得 mmd t72.56)25.582 8.189433.2(396.1 396.564.11 102186.16.123 251 (2)计算圆周速度 smsmndv t /57.0/100060 19272.56100060 11 （ 3）计算齿宽 b 及模数ntmmmdb td 72.5672.5611 mmzdm tnt 50.222/97.072.56/c o s 11 mmmh nt 625.550.225.225.2 08.10625.5/72.56/ hb （ 4）计算纵向重合度74.125.0221318.0t a n318.0 1 zd （ 5）计算载荷系数 K 已知使用系数 1AK 。 根据 smv /57.0 ， 8 级 精度， 由教材图 10-8查得动载荷系数7.0vK ，由教材表查得 HK 的计算公式： 72 107736.3 N MpaH 5761 MpaH 5.5882 MpaH 25.582 mmd t 72.561 smv /57.0 mmb 73.56 mmm nt 50.2 mmh 625.5 08.10/ hb 74.1 nts46.172.561031.01)16.01(18.015.11031.0)6.01(18.015.13322 bK ddH 查教材表 10-13得 36.1FK查教材表 10-3得 4.1 FH KK，所以载荷系数 43.146.14.17.01 FFVA KKKKK （ 6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直 径由教材（ 10-10a）得 mmKKdd Tt 64.546.14.172.5611 （ 7）计算模数 41.222/97.072.56/14c o s11 zdm n （三）按齿根弯曲强度设计 3 2121c os2FSFdnYYzYKTm 1.确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 33.136.14.17.01 FFVA KKKKK （ 2）根据纵向重合度 74.1由教材图 10-28 查得螺旋角影响系数 88.0Y（ 3）计算当量齿数 22.10 614c os97c os08.2414c os22c os33223311zzzzvv （ 4）查取齿形系数 由教材表 10-5查得 1 7 1.2,6 4 7.221 FaFa YY（ 5）查取应力校正系数 由教材表 10-5查得 7 9 7.1,5 8 1.121 SaSa YY（ 6）由教材图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE 5001 ，大齿轮为 MpaFE 3802 由教材图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 9.01 FNK，46.1HK 43.1K mmd 64.541 41.2nm 33.1K 22.10608.2421 vvzz nts94.02 FNK ； 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲 劳安全系数 S=1.4,由教材式 10-12得 M P aM P aSK FEFNF 43.3214.1 5009.0111 M P aM P aSK FEFNF 14.2554.1 38094.0222 （ 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY013 02.043.321 581.1647.2111 FSaFa YY 01539.014.255 797.1171.2222 FSaFa YY 大齿轮数值大 2.设计计算 mmm n73.101539.065.1221 14c o s88.0102186.133.123 225 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模 数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 mz 有关，可取弯曲强度算得摸数 2.0mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度 圆直径 mmd 64.541 ，算出小齿轮齿数 51.262 14c o s64.54c o s11 nmdz 取 271 z 119396.42712 zz 3.几何尺寸计算 计算中心距 mmmzzan 57.15014c o s2 2)11927(c o s2 )( 21 将中心距圆整为 151mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 MPaF 43.321 1 MPaF 14.255 2 01302.0 111FSaFa YY 01539.0 222FSaFa YY mmmn 2 271 z 1192 z mma 151 nts21 8141512 5.1)11927(a r c c os2 )(a r c c os a mzz n 因 值改变的不多，故参数HZK , 等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 mmmzdmmmzdnn1.246814c os2119c os84.55814c os227c os2211 （ 4）计算齿轮宽度 mmdb d 84.5584.5511 圆整后取 mmBmmB 65,60 12 验算传动比 ： 04.222527 1 251 19 i %5%23.0%10004.22 98.2104.22 i 所以满足设计要求。 七 轴的设计计算 （一）高速轴的设计计算 1.确定轴的最小直径 先按教材式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr 调质处理。根据教材表 15-3，取 1060 A，于是得mmnPAd 74.14960 58.2106 33110m i n ，由于开了一个键槽，所以 mmd 77.15)07.01(74.14m i n 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时 选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查教材表 14-1 取3.1AK ，又 NT 41 10567.2 代 入 数 据 得mmNT ca .1034.3 4 查机械设计课程设计表 9-21（ GB/T4323-1984），选用TL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径 d=22mm,所以 814 mmdmmd1.24684.5521 mmBmmB656012 mmNT ca.1034.3 4ntsmmd 22min 2.轴的机构设计 （ 1） 根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在 12 段的右边加了一个轴套，所以 mmdd 22min12 2）初步选取轴承，因同时 受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994）选用 30205型轴承mmmmmmTDd 25.165225 所以， mmd 2523 ，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知 mmd 3034 ， 45断的直径为齿轮的齿顶圆直径 ，所以 mmd 66.4145 ，mmddmmdd 25,30 23673456 。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 381 ，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，所以长度应取短些，先取 mmL 361 。轴承的端盖的总宽为 25mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为 25mm，所以 12 段上的轴套长mmL 5025252 ，所以 mmL 882365012 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S=8mm，取齿轮距离箱体内壁 a=12mm。 所以， 25.2428225.1623 Lmm 取24mm ，34L可由中间轴算出来mmL 8321126521234 ， mmBL 45145 ，轴肩mmd 22min mmdmmdmmdmmdmmdmmd253066.41302522675645342312轴承的型号为30205 mmLmmLmmLmmL4583248845342312nts的高度 dh 07.0 ，轴环的宽度 hb 4.1 ，所以取 56 段 1 的长度为 mmL 1056 ， 所 以25.2628)1012(25.1667 L ，取 26mm。 （二）中间轴的设计计算 1.确定轴的最小直径 先按教材式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr 调质处理。根据教材表 15-3，取 1060 A，于是得mmnPAd 77.24192 45.2106 33110m i n ，由于开了一个键槽，所以 mmd 5.26)07.01(77.24m i n 2.轴的机构设计 （ 1）各段的直径： 因为轴的最小轴与轴承相配合 ，所以应该先确定 轴承的型号从而确定轴的最小值 ， 因同时 受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994） ，根据上面计算的 mmd 5.26min ，选择轴承的型号为 30206，其尺寸为 mmmmmmTDd 25.176230 所以， mmdd 306712 轴肩高度 1.207.0 dh 所以 23段的直径 mmhd 3530223 ， mmdd 352356 ， 34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径 mmd 84.5934 ， 45 段的轴肩高mmh 45.23507.0 ，所以 mmdhd 402 5645 。 （ 2）确定各段的长度 先确定 23段的长度 ： mmLmmL26106756 轴承的型号为30206 mmdmmdmmdmmdmmdmmd30354084.593530675645342312nts轴环的宽度 hb 4.1 ，取 b为 10mm即 mmL 1023 。 确定 12段的长度：因为安装轴承应距离箱体内壁为 8mm，齿轮距离箱 体内壁的距离为 16mm，所以 mmL 25.27)1012(825.1712 ，取 mmL 2712 。 确定 34的长度： 34的长度等于齿轮的宽度，所以 mmBL 65134 。 确定 45段的长度： 轴环的宽度 hb 4.1 ，取 b为 10mm即 mmL 1045 。 确定 56段的长度： 56的长度原本应该等于齿轮的宽度 B，但为了定位作用该段的轴应小于齿宽 B， mmL 3734056 确定 67段的长度： 75.432/)4045(312825.1767 L 取 mmL 4767 (三 )输出轴的设计计算 1.确定轴的最小直径 先按教材式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45 钢，调质处理。根据教材表 15-3，取 105，于是得mmnPAd 1.3968.43 26.2105 33110m i n ，由于开了两个键槽，所以 mmd 7.43)12.01(1.39m i n 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查教材表 14-1 取5.1AK ，又 NT 51 100942.5 代 入 数 据 得mmNT ca .106413.7 5 查机械设计课程设计表 9-21（ GB/T4323-1984），选用HL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径 d=45mm,所以 mmd 45min 2.轴的机构设计 mmL12 mmL 1023 mmL 6534 mmL 1045 mmL 3756 mmL 4367 mmd 45min nts（ 1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长 度 1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在 67 段的左 边加了一个轴套，所以 mmdd 45min67 2）初步选取轴承，因同时 受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994）选用 30210型轴承mmmmmmTDd 75.219050 所以， mmd 5012 ，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知 mmd 5523 ， 轴肩的高度 85.307.0 dh 取 4mm，所以 mmd 6334 ， mmddmmdd 50,55 12562345 。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 847 ，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，所以长度应取短些，先取 mmL 821 。轴承的端盖的总宽为 20mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为 30mm，所以 12 段上的轴套长 mmL 5030206 ，所以 mmL 1 3 5230208267 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S=8mm，取齿轮距离箱 体内壁 a=16mm。 23段的长度原本等于齿轮的宽 ， 但为了齿轮能够轴向定位应短一些，所以 mmL 5736023 ，所以 mmL 25.472/)6065(12875.2112 取 mmL 4712 轴 环 的宽 hb 4.1 取 b=11mm即 mmL 1034 mmd 5012 mmd 5523 mmd 6334 mmdmmd50555645 mmd 4567 轴承的型号为30210 mmL 13567 mmL 4712 mmL 5723 mmL 1034 nts45L可由中间轴确定 mmL 551022/)4045(2/)6065(12401045 mmL 75.2922875.2156 取 mmL 3056 八 轴的校核 （一）输入轴的校核 NFFNFFNdTFtantrt331t a n498c o st a n,1 3 2821111111 1画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； 2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。 将计算出的危险截面处的 MMMVH ,的值列入下表： mmL 5545 mmL 3056 NFNFNFart3314981328111 nts 载荷 水平面 H 垂 直面 V 支反力F NFNHNFNH93739121 NFNV NFNV 32017821 玩 矩 M mmNM H .51 18 4 mmNMmmNMVV .17560 .2334021 总弯 矩 mmNMmmNM.541411756251184.562582334051184222221 扭矩 mmNT .25670 3按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材 料为 40Cr 钢 调 质， 由 教材 表 15 1 查得 MPa701 ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。 根据 教材 式 15-5 以上表中的数据，并取 6.0 轴的计算应力M P aM P aWTMca7023.1491.341.0)256706.0(56258)(3222221 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。 （二） 中间轴的校核 NFFNFFNFFaarrtt 331 498,1328121212 NFFNFNDTFtanrt1088t a n1638c o st a n,43652333 1画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力， 并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； 2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。 NFNFNFart3314981328222 NFNFNFart108816384365333 nts23将计算出的危险截面处的 MMMVH ,的值列入下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F NFNHNFNH2458353223 NFNV NFNV 3134123 玩矩 M mmNMmmNMHH .1 3 5 5 2 0 .2 1 0 7 0 823 mmNM mmNMVV .3 2 2 3 0 .5 2 6 5 323 总弯矩 mmNMmmNM.13984032230135520.21753052653210708222223 扭矩 mmNT .121860 3按弯矩合成应力校核轴的强度 已 知 材料 为 40Cr 钢 调 质， 由 教材 表 15 1 查得 MPa701 ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。 根据 教材 式 15-5 以上表中的数据，并取 6.0 ntsM P aM P aWTMca7096.1384.551.0)12 1 86 06.0(13 9 84 0)(32222213 M P aM P aWTMca701.39351.0)12 1 86 06.0(13 9 84 0)(32222213 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够 （ 三 ） 输出轴的校核 NFFNFFNFFaarrtt 1088 1638,4365343434 1画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； 2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。 将计算出的危险截面处的 MMMVH ,的值列入下表： NFNFNFart108816384365444 nts 载荷 水平 面 H 垂直面 V 支反力F NFNHNFNH1614275121 NFNV NFNV 113175121 玩矩 M mmNM H .224650 mmNMmmNMVV .1 2 0 6 0 0 .1326321 总弯矩 mmNMmmNM.224650120600189530.19038013263189530222221 扭矩 mmNT .509420 3按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为 45钢调质，由 教材 表 15 1查得 MPa601 ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭 矩的截面的强度进行校核。 根据 教材 式 15-5 以上表中的数据，并取 6.0 M P aM P aWTMca608.22551.0)5094206.0(224650)(3222221 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够 九 轴承的校核 轴承的预期 计算寿命 hLh 480083002 1 输入轴上轴承的校核 （ 1） 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NFae 331 NFNFNFNFNVNVNHNH 320,178 937,3912121 所以 NFFFNVNHr 6.429178391 222 1121 NFFFNVNHr 1.990320937 222 2222 hL h 4800 NFr 6.4291 NFr 1.9902 nts（ 2）计算轴承的轴向力 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994）得 30205型号轴承 NCYe r 32 20 0,6.1,37.0 所以 NYFF rd 25.134)6.12(6.429)2(11 NYFF rd 41.309)6.12(1.990)2(22 NFFFFNFFFFaeddadaeda 41.309),m a x ( 41.64041.309331),m a x (122211 （ 3）求轴承的动载荷 eFFeFFrara31.01.99041.30949.16.42941.6402211查教材表 13-5得 对轴承 1 6.1,4.0 11 YX 对轴承 2 0,1 22 YX 查教材表 13-6取冲击载荷因数 2.1pf（四）计算轴的寿命 NFYFXfP arp9.1423)41.6406.16.4294.0(2.1)( 11111 NFYFXfP arp 12.11881.99012.1)( 22222 所以hh LhPCnL 595016)9.142332200(9606010)(6010 3106161 hh LhPCnL 1 2 3 0 8 4 7)12.118832200(9606010)(6010 3106162 所以轴承满足寿命要求。 2 中间轴的校核 （ 1） 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NF ae 7573311088 NFd 25.1341 NFd 41.3092 NFNFaa 41.309 41.64021 NP 9.14231 NP 12.11882 hLh 5950161 hLh 12308472 ntsNFNFNFNFNVNVNHNH 2 4 5 8,3 2 3 5 31,3 4 12121 所以 NFFFNVNHr 9.325 2323 5341 222 1121 NFFF NVNHr 2.24 5824 5831 222 2222 （ 2）计算轴承的轴向力 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994）得 30206型号轴承 NCYe r 41 20 0,6.1,37.0 所以 NYFF rd 5.1016)6.12(9.3252)2(11 NYFF rd 2.768)6.12(2.2458)2(22 NFFFFNFFFFaeddadaeda 2.768),m a x ( 2.1 5 2 52.768757),m a x (122211 （ 3）求轴承的动载荷 eFFeFFrara31.02.2 45 82.7 6847.09.3 25 22.1 52 52211查教材表 13-5得 对轴承 1 6.1,4.0 11 YX 对轴承 2 0,1 22 YX 查教材表 13-6取冲击载荷因数 2.1pf（四）计算轴的寿命 NFYFXfP arp8.4 4 8 9)2.1 5 2 56.19.3 2 5 24.0(2.1)( 11111 NFYFXfP arp 8.29492.245812.1)( 22222 所以hh LhPCnL 1 3 9 3 2 3)8.4 4 8 94 1 2 0 0(1926010)(6010 3106161 hh LhPCnL 5 6 4 5 8 3)8.2 9 4 94 1 2 0 0(1 9 26010)(6010 3106162 所以轴承满足寿命要求。 NFr 9.32521 NFr 2.24582 NFd 5.10161 NFd 2.7682 NFNFaa 2.768 2.152521 NP 8.44891 NP 8.29492 hLh 1393231 hLh 5645832 nts（三） 输出轴上轴承的校核 （ 1） 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NFae 1088 NFNFNFNFNVNVNHNH 113,1751 1614,27512121 所以 NFFFNVNHr 326 1161 4275 1 222 1121 NFFF NVNHr 16181131751 222 2222 （ 2）计算轴承的轴向力 查机械设计课程设计表 9-16（ GB/T297-1994）得 30210型号轴承 NCYe r 72 20 0,4.1,42.0 所以 NYFF rd 6.1164)4.12(3261)2(11 NYFF rd 9.577)4.12(1618)2(22 NFFFFNFFFFaeddadaeda 9.577),m a x ( 9.1 6 6 59.5771 0 8 8),m a x (122211 （ 3）求轴承的动载荷 eFFeFFrara36.016189.57751.032619.16652211查教材表 13-5得 对轴承 1 6.1,4.0 11 YX 对轴承 2 0,1 22 YX 查教材表 13-6 取冲击载荷因数 2.1pf所以NFYFXfP arp8.4753)9.16654.132614.0(2.1)( 11111 NFYFXfP arp 6.1941161812.1)( 22222
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