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【JS046】链式输送机传动[二级圆柱-圆锥]齿轮减速器设计【F4000V0.87D540L550】【含7张CAD图+设计说明书】【机械类课程设计】

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A0-总装图.dwg

A0-箱体.dwg

A1-斜齿轮.dwg

A2-低速轴.dwg

A3-中间轴.dwg

A3-锥齿轮.DWG

A3-高速轴.dwg

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关键词：: 链式输送传动二级圆柱圆锥齿轮减速器设计 f4000v0 87 d540l550

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内容简介：: 1 第 1章设计任务计要求两级展开式圆锥传送带拉力 F(N) 传送带速度 V(m/s) 滚筒直径 D（ 4000 40 单班制；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳；作期限为 10年，每年按 300天，每班 6小时计；定；速机厂。动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为根据公式1000W ， F 为运输牵引力，此得出： 2 4 0 0 0 0 . 8 7 3 . 4 81000 w K w由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级串联总效率1 2 w 本题中：取带传动效率带，一对轴承效率 1 ，锥齿轮传动效率2 ，斜齿圆柱齿轮传动效率 3 ，联轴器效率 4 ，得到电动机到工作机间的效率： 421 2 3 4 0 . 7 9 2 带所以电动机效率 3 . 4 84 . 40 . 7 9 2P K w 根据表 8 2、确定电动机转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 8 73 0 . 8 m i 由表 2知，锥齿轮传动传动比为 1 23i : ，圆柱齿轮传动传动比2 36i : ，带传动传动比 3 24i : 则总传动比范围为 1 2 3 2 3 ( 3 6 ) 2 4 1 2 7 2i i i i : : :。电动机的转速范围为： 3 0 . 8 ( 1 2 7 2 ) / m i n 3 7 0 2 2 1 7 . 6 / m i n i r r : 由表 8知，符合这一要求的电动机同步转速有 750r/000r/500r/考虑到 1500r/以选用 1000r/满载转速为 960r/型号为级传动比的分配 1、传动装置总传动比 960 3 1 . 2 73 0 . 8n ，取带，则 3 1 . 2 7 / 2 . 5 1 2 . 5 6i 齿2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约1 齿，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 1 1/ 4 i i i 3 23、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） 10 9 6 0 / m i nn n r12 960 / m i n 3 8 4 / m i 5nn r 带231384 / m i n 1 3 0 / m i 9 5nn r 342130 / m i n 3 0 . 8 / m i 2 6nn r 4 3 0 . 8 / m i n r2、各轴输入功率 1 0 1 4 . 4 0 . 9 9 4 . 3 5 6P P k w k w 21 4 . 3 5 6 0 . 9 9 0 . 9 3 . 8 8P P k w k w 带3 2 1 2 3 . 8 8 0 . 9 9 0 . 9 6 3 . 6 9P P k w k w 4 3 2 3 3 . 6 9 0 . 9 9 0 . 9 7 3 . 5 4P P k w k w 43 3 . 5 4 0 . 9 9 0 . 9 9 3 . 4 7 k w k w 3、各轴转矩 1114 . 3 5 69 5 5 0 9 5 5 0 4 3 . 3960 m m N 2223 . 8 89 5 5 0 9 5 5 0 9 6 . 5384 m m N 3333 . 6 99 5 5 0 9 5 5 0 2 7 1130 m m N 4443 . 5 49 5 5 0 9 5 5 0 1 0 9 83 0 . 8 m m N 3 . 4 79 5 5 0 9 5 5 0 1 0 7 63 0 . 8 m m N 将计算结果汇总列表如下项目电动机轴高速级轴I 中间轴速级轴作机轴速 960 384 130 率（矩 ( 71 1098 1076 4 第 2章带传动设计计算 2表 8有： 1 . 1 4 . 4 4 . 8 4 择据2图 8用定带轮的基准直径1（ 1）初选小带轮的基准直径12表 8小带轮直径100 （ 2）验算带速 v，有： v=10 3 . 1 4 1 0 0 9 6 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =5.1 因为 5.1 5 30 间，故带速合适。（ 3）计算大带轮基准直径2 . 5 1 0 0 2 5 0i d m m 定 )据 2式 8002)计算带所需的基准长度 2120 0 1 202()2 ( )22 5 0 1 0 03 . 1 42 4 0 0 2 5 0 1 0 0 1 4 0 62 4 0 0d a d 由 2表 8500 3）计算实际中心距 00 1 5 0 0 1 4 0 64 0 0 4 4 722a m m 算小带轮上的包角 5 215 7 . 31 8 0 ( ) 1 4 3 . 8 9 0a 算带的根数 z （ 1）计算单根 00dd 0 960n 2表 80n=960i=型带，查 28 2表 8=是： ( K=（ 2）计算 z z=取 4根。算单根由 2表 8型带的单位长质量 q kg m 。所以 20m i n( 2 . 5 )500 q vK z v =500 =133N 应使实际拉力算压轴力（ 2 z （ 2 4 133 1053N 轮设计 6 （ 1）小带轮设计由 d=38因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径 8 44 （ 2）大带轮设计大带轮轴孔取 30 44 7 第 3章齿轮传动的设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（ 1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 8 级精度（（ 2）材料选择由机械设计（第八版）表 10齿轮材料可选为 45钢（调质），硬度为 250齿轮材料取 45钢（调质），硬度为 220者材料硬度相差 30 2、按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度进行设计，其设计公式为： 2131 24 ()0 . 8 5 ( 1 0 . 5 ) K T Z 6500T N m m3.因 v 值未知， K 值不能确定，可初步选载荷系数得弹性系数 1 8 9 p a图 9 查图 10齿轮的接触疲劳强度极限 580大齿轮的接触疲劳极限 390小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 8116 0 6 0 3 8 4 1 . 0 2 6 3 0 0 1 0 8 . 3 1 0hN n a L 8 812 1 8 . 3 1 0 2 . 8 1 02 . 9 5NN i 由图 8 ， 2 ；由表 8 ，则有 8 1 l i m 11 1 . 0 5 8 0 5801Z M p a M p 2 l i m 22 1 . 0 5 3 9 0 4 0 9 . 51Z M p a M p 取初算小齿轮的分度圆直径 1有 2131 24 ()0 . 8 5 ( 1 0 . 5 ) R Z 23 24 1 . 3 9 6 5 0 0 1 8 9 . 8 2 . 5()0 . 8 5 0 . 3 2 . 9 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 4 0 9 . 5 （ 1）设计计算（ 1）计算载荷系数：由表 8齿宽中点分度圆直径为 11 ( 1 0 . 5 ) 1 0 7 . 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 9 1 . 3m t t Rd d m m 故 111 9 1 . 3 3 8 4 1 . 8 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 由图 8级精度，按 9级精度查得动载荷系数，由图 8齿向载荷分配系数，则载荷系数 1 K K 。（ 2）对1行修正：因 K 与较大的差异，故需对算出的 1行修正，即： 3311 1 . 41 0 7 . 4 1 1 01 . 3d m （ 3）确定齿数：选齿数1 23z ， 21 2 . 9 5 2 3 6 7 . 8 5 ，取 2 68z ，则68 ， 2 . 9 6 2 . 9 5 0 . 3 %2 . 9 5，在允许范围内。（ 4）大端模数 m ：11110 4 23dm m ，查表，取标准模数 5m 。（ 5）大端分度圆直径为： 11 5 2 3 1 1 5d m z m m 110 22 5 6 8 3 4 0d m z m m （ 6）锥顶距为： 221 1151 2 . 9 6 1 1 7 9 . 6 5 022dR m m （ 7）齿宽为： 0 . 3 1 7 9 . 6 5 0 5 3 . 8 9 5 m m 。 9 取 55b 3、按齿根弯曲疲劳强度设计齿根弯曲疲劳强度条件为： 0 . 8 5 ( 1 0 . 5 ) S （ 3） / / /RK b m 同前（ 4）圆周力为112 2 9 6 5 0 0 1974( 1 0 . 5 ) 1 1 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) （ 5）齿形系数应力修正系数 22 . 9 6c o s 0 . 9 4 7 41 2 . 9 6 1 2 2211c o s 0 . 3 2 0 11 2 . 9 6 1 则当量齿数为 11123 2 4 . 3c o s 0 . 9 4 7 4v 22268 2 1 2 . 4c o s 0 . 3 2 0 1v 由图 8 ， 2 ；由图 8 ， 2 。（ 6）许用弯曲应力：由图 8应力 215F M ， 170F M 。由图 821，由表 8 ，故： 1 l i m 11 1 2 1 5 1721 . 2 5Y M p a M p 2 l i m 22 1 1 7 0 1361 . 2 5Y M p a M p 1 1 10 . 8 5 (1 0 . 5 ) 1 . 4 1 9 7 4 2 . 6 5 1 . 5 80 . 8 5 5 5 5 (1 0 . 5 0 . 3 ) 15 8 M p a 222112 . 1 3 1 . 8 85 8 . 2 2 . 6 5 1 . 5 8 p 25 5 M p a 10 4、计算锥齿轮传动其他几何尺寸 5ah m 1 fh m m m c m m m 1 22 2 . 9 6a r c c o s a r c c o s 1 8 . 6 6 71 2 . 9 6 1 2 2211a r c c o s a r c c o s 7 1 . 3 3 31 2 . 9 6 1 1 1 12 c o s 1 1 5 2 5 0 . 9 4 7 4 1 2 4 . 4 7 4ad d m m m m m 2 2 22 c o s 3 4 0 2 5 0 . 3 2 0 1 3 4 3 . 2 0 1ad d m m m m m 1 1 12 . 4 c o s 1 1 5 2 . 4 5 0 . 9 4 7 4 1 0 3 . 6 3 1fd d m m m m m 2 2 22 . 4 c o s 3 4 0 2 . 4 5 0 . 3 2 0 1 3 3 6 . 1 5 9fd d m m m m m 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数大、小齿轮均采用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 8 1 7 2 5 5H B W : ， 2 1 6 2 2 1 7H B W : 。平均硬度 1 236 ， 2 190 。 1246H B W H B W。在 30 50之间。选用 8级精度。 2、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，其设计公式为： 2333 2 1 ()Z Z Z 1）小齿轮传递的转矩3 271000T N m m2）因 K 值不能确定，可初步选载荷系数）由表 8得弹性系数 1 8 9 p a 4）初选螺旋角 12，查得节点区域系数 5）齿数比2 6）取齿宽系数 7）初选3 23z ，则 43 4 . 2 6 2 3 9 7 . 9 8 ，取 4 98z ，则端面重合度为341 1 1 11 . 8 8 2 . 3 ( ) c o s 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 2 1 . 6 72 3 9 8a 11 轴向重合度为 30 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 . 1 2 3 t a n 1 2 1 . 7 1d z 由图 8 8）查得螺旋角系数 9）许用接触应力可用下式计算查图 10面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 H 580M ，大齿轮的接触疲劳极限H 390M p a 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 8326 0 6 0 1 3 0 1 . 0 1 6 3 0 0 1 0 1 . 4 1 0hN n a L 8 734 21 . 4 1 0 3 . 3 1 04 . 2 6NN i 由图 8得寿命系数 3 ， 4 ；由表 8安全系数，则有 3 l i m 33 1 . 0 5 5 8 0 6091Z M p a M p 4 l i m 44 1 . 1 3 3 9 0 4 4 0 . 71Z M p a M p 取 4 4 0 p a 初算小齿轮的分度圆直径 3得 2333 2 1 ( ) 7 8 . 5 3Z Z Z m m 3、确定传动尺寸 1）计算载荷系数：由表 8因 32 7 8 . 5 3 1 3 0 0 . 5 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ，由图 8 ，由图 8 ，由表 8 ，则载荷系数为 1 . 4 5 K K K 2）对3行修正：因 K 与较大的差异，故需对算出的 3行修正，即：3333 1 . 4 57 8 . 5 3 7 9 . 4 51 . 4d m 3）确定模数 12 33c o s 7 9 . 4 5 c o s 1 23 . 3 823n dm m ，取 4。 4）计算传动尺寸：中心距为34() 4 ( 2 3 9 8 ) 2 4 7 . 42 c o s 2 c o s 1 2nm z za m m 圆整， 250a ，螺旋角为 34() 4 ( 2 3 9 8 )a r c c o s a r c c o s 1 4 . 5 3 42 2 2 5 0nm z 因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图 9 ，端面重合度为： 341 1 1 11 . 8 8 2 . 3 ( ) c o s 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 4 . 5 3 4 1 . 6 52 3 9 8a 轴向重合度为 30 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 . 1 2 3 t a n 1 4 . 5 3 4 2 . 0 8d z 。由图 8 ，由图 11 2333 2 1 ( ) 7 8 . 8 3Z Z Z m m 因 32 7 8 . 8 3 1 3 0 0 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ，由图 8得动载荷系数，载荷系数 K 值不变。 33c o s 7 8 . 8 3 c o s 1 4 . 5 3 4 3 . 3 223n dm m ，取 4nm ，则中心距为 34() 4 ( 2 3 9 8 ) 2502 c o s 2 c o s 1 4 . 5 3 4nm z za m m 螺旋角为 34() 4 ( 2 3 9 8 )a r c c o s a r c c o s 1 4 . 5 3 42 2 2 5 0nm z 修正完毕，故 33 4 2 3 9 5 . 0 4 1c o s c o s 1 4 . 5 3 4m m 44 4 9 8 4 0 4 . 9 5 9c o s c o s 1 4 . 5 3 4m m 3 1 . 1 9 5 . 0 4 1 1 0 4 . 5db d m m ，取 4 105b ， 3 110b 4、校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度为 332F F Y Y Yb m d （ 1）33/ / / m d 同前 13 （ 2）齿宽3 105b b （ 3）齿形系数应力修正系数当量齿数为：33 33 23 2 5 . 4c o s c o s 1 4 . 5 3 4v 44 33 98 108c o s c o s 1 4 . 5 3 4v 由图 8 ， 4 ；由图 8 ， 2 。（ 4）由图 8（ 5）由图 11（ 6）许用弯曲应力 Y S 由图 8 215F ， 170F 由图 841，由表 8 ，故 3 3 l i 2 1 5 1721 . 2 5Y M p a M p 4 4 l i 1 7 0 1361 . 2 5Y M p a M p 33 3 3 332 2 1 . 4 5 2 7 1 0 0 0 2 . 6 1 1 . 5 9 0 . 7 2 0 . 8 7 5 4 2 . 6 61 0 5 4 9 5 . 0 4 1F F S Y Y Y M p a M p ab m d 4443 433 2 . 2 3 1 . 8 14 2 . 6 6 4 1 . 9 92 . 6 1 1 . 5 9 p a M p 5、计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 44 . 1 3 2 3 5c o s c o s 1 4 . 5 3 4nt mm m m 齿顶高 * 1 4 4a a nh h m m m m m 齿根高 *( ) ( 1 0 . 2 5 ) 4 5f a nh h c m m m m m 全齿高 4 5 9h h m m 顶隙 * 0 . 2 5 4 1nc c m m m m m 齿顶圆直径为 33 2 9 5 . 0 4 1 2 4 1 0 3 . 0 4 1d h m m 44 2 4 0 4 . 9 5 9 2 4 4 1 2 . 9 5 9d h m m 齿根圆直径为 33 2 9 5 . 0 4 1 2 5 8 5 . 0 4 1d h m m m m 44 2 4 0 4 . 9 5 9 2 5 3 9 4 . 9 5 9d h m m m m 14 轮上作用力的计算 1、高速级齿轮传动的作用力（ 1）已知条件：高速轴传递的转矩2 96500T N m m，转速 1 384 / ，小齿轮大端分度圆直径 1 115d ， 1 ， 1 ， 1 。（ 2）锥齿轮 1的作用力，圆周力为 111 22 2 9 6 5 0 0 1974( 1 0 . 5 ) 1 1 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为： 1 1 1t a n c o s 1 9 7 4 t a n 2 0 0 . 9 4 7 4 6 8 0 . 7 N N 其方向为由力的作用点指向轮 1的转动中心。轴向力为： 1 1 1t a n s i n 1 9 7 4 t a n 2 0 0 . 3 2 0 1 2 3 0 N N 其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端。法向力为： 11 1974 2100c o s c o s 2 0F N N （ 3）锥齿轮 2的作用力，锥齿轮 2上的圆周力、径向力和轴向力与锥齿轮 1上的元周丽、轴向力和径向力大小相等，作用方向相反。 2、低速级齿轮传动的作用力（ 1）已知条件：中间轴传递的转矩3 271000T N m m，转速 2 130 / ，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角，为使斜齿圆柱齿轮 3的轴向力与锥齿轮 2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径3 。（ 2）齿轮 3的作用力圆周力为 23 32 2 2 7 1 0 0 0 57039 5 . 0 4 1t 其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为：33 t a n t a n 2 05 7 0 3 2 1 4 4c o s c o s 1 4 . 5 3 4 N N 其方向为由力的作用点指向轮 3的转动中心。轴向力为： 33 t a n 5 7 0 3 t a n 1 4 . 5 3 4 0 . 3 2 0 1 4 7 3 N N 其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮 3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向。 15 法向力为： 33 5703 6270c o s c o s c o s 2 0 c o s 1 4 . 5 3 4tn N （ 3）齿轮 4的作用力从动齿轮 4各个力与主动齿轮 3上相应的力大小相等，作用方向相反。 16 第 4章减速器高速轴的设计计算（ 1）已知条件：高速轴传递的功率1 ，转矩 1 96500T N m m，转速1 384 / ，小齿轮大端分度圆直径 1 115d ，齿宽中点处分度圆直径11(1 0 . 5 ) 9 7 . 7 5d m m ，齿轮宽度 55b 。（ 2）选择轴的材料因传递的功率不大，并对和重量及结构尺寸无特殊要求。故选用常用的材料45钢，调制处理。（ 3）初算轴径查表 906 135C : ，取中间值 118C ，则 1 33m i 8 81 1 8 2 5 . 5384 m m m 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径 1 2 5 . 5 2 5 . 5 ( 0 . 0 3 0 . 0 5 ) 2 6 . 2 6 5 2 7 . 7 7 5d m m m m m m : （ 4）结构设计 a. 轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。 b. 联轴器与轴端 I：轴段段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 8载荷系数，计算转矩为 1 1 . 5 9 6 5 0 0 1 2 5 4 5 0 T N m m N m m 由表 8得的联轴器符合要求：公称转矩为 560用转速为6300r/孔范围为 2035虑 1 ，取联轴器毂轮直径为 28孔长度 62L ，轴器从动端代号为 8 62 5014应的轴段 28d 。其长度略小于毂孔宽度，取 1 60L 。 17 c. 轴承与轴段确定轴段考虑联轴器轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度为1( 0 . 0 7 0 . 1 ) 2 . 1 3h d m m:。轴段轴径 21 2 ( 2 . 1 3 ) 3 4 . 1 3 6d d m m m m :，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，初选毡圈35 2 35d ，轴承段直径为 40过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为 28径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承 30207，由表 9轴承内径 35d ，外径72D ，宽度 17B ，，内圈定位直径 42ad ，外径定位直径65aD ，轴上力作用点与外圈大端面的距离 3 ，故 2 35d ，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面。则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取 2 16L 。该减速器锥齿轮的圆周速度大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 4 35d ，其右侧为齿轮 1 的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取 4 16L 。 d. 轴段：该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即 3 42d ，该处长度与轴的悬臂长度有关，故先确定其悬臂长度。 e. 齿轮与轴段段锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构， 5d 应小于 4d ，可初定 5 32d 。小锥齿轮齿宽和总店分度圆与大端处径向端面的距离于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取 1 10 ，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚 8C ，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为 5 1 45 6 0 . 7 5 ( 5 6 1 0 8 1 8 . 2 5 1 6 0 . 7 5 ) 7 5 . 5L C T L m m m m f. 轴端轴端与轴承端盖等零件有关。由表 4箱座壁厚 0 . 0 2 5 3 0 . 0 2 5 2 5 0 3 9 . 2 5a m m ， 18 取壁厚 10 ， 1 7 9 . 6 5 2 5 0 3 2 9 . 6 5 6 0 0R a m m m m ，取轴承旁连接螺栓为体凸缘连接螺栓为脚螺栓为 24 ，则有轴承端盖连接螺钉为0 . 4 0 . 4 2 4 9 . 6d m m m m ，取其值为表 8取轴承端盖凸缘厚度为12dB ；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 2t ；高速轴轴承端盖连接螺钉，查表 8螺栓 35；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离为 10K ，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为 4 ，取轴段有 1 4 2 1 . 7 5 1 1 0 K B L T L m m m m 。轴段长度与该轴的悬臂长度 3L 有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 3 1 3 ( 3 2 . 9 1 0 8 1 5 . 3 ) 6 6 . 2l M C a m m m m 则两轴承对轴的力作用点间的距离为 23( 2 2 . 5 ) ( 2 2 . 5 ) 6 6 . 2 1 3 2 . 4 1 6 5 . 5l l m m m m : : : 3 2 32 2 ( 1 3 2 . 4 1 6 5 . 5 ) 2 1 5 . 3 6 2 1 8 . 2 5 1 2 6 1 5 9 . 1L l a T m m m m m m m m : 取 3 130L ，则有 2 3 32 2 1 3 0 2 1 8 . 2 5 2 1 5 . 3 1 3 5 . 9l L T a m m m m 在其取值范围内，合格。 g. 轴段由图 121 1 2 3 62 1 . 7 5 1 1 0 1 6 1 8 . 2 5 1 5 . 3 3 1 1 . 7 5 9 3 . 82l L L T a m m （ 5）键连接带轮与轴段型普通平键连接，查表 8 56，齿轮与轴段型普通平键连接，型号为键 10 63。（ 6）轴的受力分析 a. 画轴的受力简图轴的受力简图如图所示 b. 计算支撑反力，在水平面上为 11 3 1129 7 . 7 55 6 5 . 2 6 6 . 2 1 9 122 2 0 6 . 61 3 5 . 9l 2 1 1 5 6 5 . 2 2 0 6 . 6 7 7 1 . 8H r R N N N 19 在垂直平面上为 13121 6 3 9 . 1 6 6 . 2 7 9 8 . 41 3 5 . 9 2 1 1 1 6 3 9 . 1 7 9 8 . 4 2 4 3 7 . 5V t R N N N 轴承 1的总支撑反力为 12 2 2 211 2 0 6 . 6 7 9 8 . 4 8 2 4 . 7H R N N 轴承 2的总支撑反力为 22 2 2 212 7 7 1 . 8 2 4 3 7 . 5 2 5 5 6 . 8H R N N c. 画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上， 2 2 0 6 . 6 1 3 5 . 9 2 8 0 7 6 . 9a H l N m m 1 9 7 . 7 51 9 1 . 0 9 3 3 5 . 122 a N m m 在垂直平面上为 12 7 9 8 . 4 1 3 5 . 9 1 0 8 5 0 2 . 6a V l N m m 0 合成弯矩 2 2 2( 2 8 0 7 6 . 9 ) 1 0 8 5 0 2 . 6 1 1 2 0 7 6 . 4a M N m m 2 2 29 3 3 5 . 1 0 9 3 3 5 . 1b M N m m d. 画转矩图转矩图如图所示， 1 80110T N m m 20 （ 7）校核轴的强度因面弯矩大，同时作用有转矩，面为危险面，其抗弯截面系数为 3 3 34 35 4 2 0 7 . 13 2 3 2dW m m 抗扭截面系数为 3 3 34 35 8 4 1 4 . 21 6 1 6T dW m m 弯曲应力为 1 1 2 0 7 6 . 4 2 6 . 64 2 0 7 . 1 M p a M p 扭剪应力为 1 80110 9 . 58 4 1 4 . 2 p a M p 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为 2 2 2 24 ( ) 2 6 . 6 4 ( 0 . 6 9 . 5 ) 2 8 . 9ab a M p a M p a 由表 8得 45 钢调质处理抗拉强度极限 650b ，则由表 8得轴的许用弯曲应力 1 60b ， 1a ，强度满足要求。（ 8）校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 11 14 4 8 0 1 1 0 3 4 . 12 8 7 ( 5 6 8 )p T M p a M p ad h l 齿轮处键连接的挤压应力为 1254 4 8 0 1 1 0 2 3 . 63 2 8 ( 6 3 1 0 )p T M p a M p ad h l 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表 8 1 2 5 1 5 0p M p a M p a :，强度足够。（ 9）校核轴承寿命 a. 计算轴承的轴向力，由表 90207轴承得 54200， 0 63500，，。由表 90207轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、 2的内部轴向力分别为 21 11 8 2 4 . 7 2 5 7 . 72 2 1 . 6 22 2 5 5 6 . 8 7 9 9 . 02 2 1 . 6 外部轴向力，各轴向力方向如图所示，则 217 9

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