二级减速器_机械仪表_工程科技_专业资料

机械设计课程设计说明书题目输送带传动装置设计学院班级姓名学号指导老师目录第1章机械设计课程设计任务书3第2章传动装置的总体设计31传动方案拟定32电动机的选择43总传动比各级传动比的分配54传动装置运动参数的计算5第3章传动零件的设计计算71V带传动设计102高速级齿轮传动设计153低速级齿轮传动设计21第4章轴的设计计算221、中速轴II的结构设计222、高速轴I的设计233、低速轴设计25第5章轴的校核271高速轴校核272中速轴校核293低速轴校核31第6章滚动轴承的选择及校核计算34第7章键联接的选择及计算361带轮与高速轴I的键连接362齿轮2、与中速轴II的键连接363齿轮3与中速轴II的键连接364齿轮4与低速轴III的键连接375联轴器与低速轴III的键连接37第8章减速器附件设计38第9章润滑方式及密封形式的选择39第10章箱体设计39第11章参考文献40计算及说明计算结果第1章机械设计课程设计任务书11设计条件1）机器功用由输送带传送机器的零、部件；2）工作情况单向运输、轻度振动、环境温度不超过35；3）运动要求输送带速度误差不超过5；4）使用寿命10年，每年365天，明天16小时；5）检修周期一年小修，两年大修；6）生产批量单件小批生产；7）生产厂型中型机械厂。12原始数据主动滚筒扭矩T1000NM主动滚筒速度V08M/S主动滚筒直径D340MM13设计任务1）设计内容A电动机选型；B带传动设计；C减速器设计；D联轴器选型设计；E其他。2）设计工作量A）传动系统安装图（说明书中）；B）减速器装配图1号图纸一张；C）零件图两张（齿轮类零件图、轴类零件图各一张3号图）；D）设计计算说明书一份。14设计要求1）减速器设计成分流式二级圆柱齿轮减速器；2）对所设计的减速器要求有两对斜齿轮传动，变位与否设计者自定第2章传动装置的总体设计传动装置的总体设计21传动方案的拟定1）输送带不需要立式结构，故采用卧式减速器；2）设计要求为分流式二级圆柱齿轮减速器；3）为加工方便，采用水平剖分式；4）由于传递功率不大，而且高速轴与中速轴之间采用斜齿轮传动，对称安装，轴向力相互抵消，故高速轴与中速轴采用深沟球轴承；中速轴与低速轴之间采用直齿轮传递，轴向载荷不大，故低速轴采用深沟球轴承；滚筒对称安装，轴向载荷不大，采用深沟球轴承5）传递功率不大，一般选用非金属弹性元件联轴器，滚筒与输出轴之间选用弹性套柱销联轴器（GB/T43231984）传动系统方案最后确定为下图所示22电动机的选择和计算1）电动机输出功率计算电动机至滚筒之间传动装置的总效率为，分别为传动系统中带传动，角接234567触球轴承，深沟球轴承，齿轮，联轴器，滚筒及油池内油的飞溅和密封摩擦的效率。由参考文献1机械设计课程上机与设计中表91（P102）查得096，099，097，099，096，0961234567高速轴上两齿轮并联，其并联总效率（）/（）B4P12P22135670990906B滚筒上作用力F2000T/D20001000/340NFV/100058823508/100007916KW对于输送带无过载，取K1,PK1595KWP2）确定电动机型号由参考文献1机械设计课程上机与设计中表162（P215）查得方电动机额定功率电动机转速N/R/MIN097B07916F588235N595KWPP595KW案型号（KW）同步转速满载转速额定转矩最大转矩1Y132S227530002900222Y132M47515001440223Y160M6751000970224Y160L87575072022方案1满载转速过高，会使传动比过大，方案4质量体积过大，且价格昂贵，故都不予考虑。最终选择方案2即Y132M4型电动机电动机的技术参数和外型、安装尺寸如下表所示型号ABCDEFGHY132M42161788938801033132KABACAD1228027021023总传动比及传动比分配1）总传动比输出轴转速为N60000V/（D）6000008/（314340）R/MININ/1440/44942）传动比分配外加带的传动比控制在1525之间，取带传动比220I为保证高低速级大齿轮浸油深度大致相近，取1312且I/1I20I故/324/1313133351I24494R/MINNI3204220I3352I435124传动装置运动参数的计算从减速器的高速轴开始命名为轴、轴、轴。1）各轴转速计算第轴转速N/1440/22R/MININ0I第轴转速N/1440/22435R/MIN1第轴转速N/（）1440/22435335R/MINI0I22）各轴功率计算第轴功率P595096099KWIP1373096第轴功率558099097KW24第轴功率528099097KWII3733）各轴扭矩计算65455R/MININ15047R/MIN4492R/MINI558KWIP528KWI501KW8141NMIT33511NM第轴扭矩9550558/65455NM950IIPTN第轴扭矩9550528/115047NMII第轴扭矩9550501/4492NM950IIN4）各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速（R/MIN）输出功率（KW）输出转矩NM传动比I效率电机轴144059539462209386545555881414350946150475283351133509494492501106513卷筒轴4492470100010938106513NMIT第3章传动零件的设计计算31V带传动设计已知数据额定功率P595KW；转速N1440R/MIN；传动比I022；每天工作16H311确定设计功率DP设计功率表达式为DAKP式中P所需传递的名义功率（KW）,即为电机功率595KW工作情况系数，按教材表87选取12。AKA所以12595KW。DAP312选择V带型号V带的型号看根据设计功率和小带轮转速选取。根据DP1N教材图811普通V带选型图，可知应选取A带。313确定V带的基准直径和D12一般取大于等于许用的最小带轮基准直径,所选带D1DMIN轮直径应圆整为带轮直径系列表。根据教材表86知MIN1D故根据教材表88对小带轮直径圆整可取125MM。D1于是021257DI故根据教材表88对大带轮直径圆整可取280MM。D2314验算带的速度D74P1KW125MMD1280M/S2D由可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈FP10小，所需带的根数愈少，设计时应使。MAX对于A型带25M/S，根据带的公式可求得MAXM/S125140606DNV小于25M/S，故符合要求。315确定中心距和V带基准长度ADL根据初步选取中心距2102170DD0A58580根据上述要求应取380MM0A计算V带基准长度1422MM2D1D0D120L24A（）（）由教材表82选V带基准长度1430MM。DL则实际中心距为0143028842LDAM按式（824）算得中心距变化范围为MIN15340153DAX08LA362554269316计算小轮包角2180573DA317确定V带根数Z带的根数Z愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般Z25D253895MM，DD1300MM（其中D为电动机输出轴的直径）大带轮DD2280MM因此大、小带轮均采用腹板式。32高速级齿轮传动设计已知数据额定功率P1558KW；转速N165455R/MIN；传动比I1435。1）选择精度等级、材料及齿数1按图示传动方案，压力角取20；2带式传输及为一般工作机器，参考表106，选用7级精度；3材料选择由表101，选小齿轮材料为40CR调质，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4初选小齿轮齿数Z126，大齿轮齿数Z2I1Z11131,取Z21135初选螺旋角142）按齿面接触疲劳强度设计1试算小齿轮分度圆直径（1）2131HEHTTDZKTUA确定公式中各参数值207级精度小齿轮40CR（调质）大齿轮45钢（调质）Z121Z28514A试选载荷系数13HTKB由图1020查取区域系数243HZC由表107选取齿宽系数DD重合系数计算Z413AARCTN/COSARTN20/COS14T111SSRO26052/6TTZZH2ACCORS13/13S14TTAN1212TANTTAT/26940568N03TA256TTZZ1T/T14/DZA3468206318ZAE计算螺旋角系数ZCOS4ZF由表105查得材料的弹性影响系数1/289EZMPAG小齿轮传递的转矩1T/2075INMH计算接触疲劳许用应力H由图1025D查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，应力循环次数分别为LIM1LIM260,5HHMPAPA164163501HNNJL92/0/U由图1023查取接触疲劳寿命系数,取失效概率为1，安全系数S1，120934,58HNHNK则1LIM3461MPASA2LI09NH2056T1934T2T1682030641Z0985Z1/2EMPA147TNM912085615604HMPA29取、中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应1H2力，即569MPA计算小齿轮分度圆直径213123240753418906485HEHTTDZKTUA2调整小齿轮分度圆直径A圆周速度V134160560TDNAB齿宽B1DTC计算实际载荷系数KH由表102查得使用系数KA125根据V1171M/S，7级精度，由图108查得动载荷系数KV1049齿轮圆周力，112/405/316TTFTD，1/538620/ATBNM查表103的齿间载荷分配系数HK由表104线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时07HK则载荷系数1250491307AVH3按实际载荷系数算得分度圆直径为33146THTDK相应齿轮模数为11COS/92COS14/6NMZ3）按齿根弯曲强度设计1试算齿轮模数2312SFTFSNTDKTYYZAA确定公式中各参数值A试选载荷系数3FTB计算弯曲疲劳强度的重合度系数YARCTNOSARCTN14COS2056BTA22/168/VB5269HMPA13460TDM17/VS3460BM251AK049V1238TFNH07K24119DM564N1340B0750752219VYC计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y416300AD计算FSY当量齿数3312/COS2/CS14286O70VZ由图1019的齿形系数1259,FFY由图1018得应力修正系数SSY由图1024C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲强度疲劳极限分别为LIM1LIM250,380FFMPAPA由图1022查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳强度安全系数129,97NNKS14，则1LIM054FS2LI97381N1563FSYA2849SF因为大齿轮的大于小齿轮，所以FSYA20156FSF试算模数为231232COS2407560759CS14056TFSNTDKTYYMZAA2调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备A圆周速度V11/COS05726/COS14NTDMZA83601759V06Y132FMPA48910FSYA256FS01FSYA1057NTM1283D097/VMSBB齿宽B1283DAC齿高H及宽高比B/H10257NNTCM/79BD计算实际载荷系数FK根据V0971M/S，7级精度，由图108查得动载荷系数KV1038齿轮圆周力，112/4075/283TTTD，1/5843610/ATFBNM查表103的齿间载荷分配系数2由表104线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时，结合B/H1191查图1013得306H128FK则载荷系数12503812HAVFK按照实际载荷系数算得齿轮模数339671FNTTM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大NM于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近选取。为了同时满足接2NM触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的模数。即1492DM，取，COS/419COS4/03NZ123Z则，取，Z1和Z2互为213505IA2质数。4）几何尺寸计算A计算中心距123102COSCOS4NZMA将中心距圆整为130MM。B按圆整后的中心距修正螺旋角122310ARSARSNZC计算大小齿轮的分度圆直径13COS745NMDA2378HM10VK12874TFN128FK96H12NM123Z012796AM045187D24M817B2402102COS745NZMDAD计算齿轮宽度18DB取,取2240,10450BM。165）圆整中心距后强度校核齿轮副的中心距在圆整后，等均发生改,HFKZY变。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。A齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（1）中各参数，为节省篇幅，在此不一一赘述。这里仅给出计算结果。237,40,97,405HHKZTNMA1/2108316,89DEMUZMPA故B31327405924071896078EDTAA弯曲疲劳强度校核11,2FFSKTNMYA221,6545SY故1083,3,DNZ1121232COS274560857COS145FFSDNA223122COS7405806571COS45FFSDNKTYYMZAA齿根弯曲强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力大于大齿轮。6）主要设计结论齿数模数压力角，螺旋123,01,Z2,M20角变位系数中心距74581X齿宽小齿轮40CR（调质），大0,AM126,4,B齿轮45钢（调质），齿轮按7级精度设计146BM4789HMPA194086FMPA127F232低速级齿轮传动设计已知数据额定功率P2528KW；转速N215047R/MIN；传动比I23281；33511NMIT1）选择精度等级、材料及齿数按图示传动方案，压力角取20；带式传输及为一般工作机器，参考表106，选用7级精度；材料选择由表101，选小齿轮材料为40CR调质，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。初选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2I1Z178735,取Z2782）按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径（1）2131HTHETDKTZUA确定公式中各参数值I试选载荷系数3TJ由图1020查取区域系数25HZK由表107选取齿宽系数1DL重合系数计算Z413AARCTN/COSARTN20/COS14T111SSRO240562/4TTZZH2ACCORS78/781S4TTAN12TNTTT/4A9056AN36T205ZZ41723ZM由表105查得材料的弹性影响系数1/289EZMPA207级精度小齿轮40CR（调质）大齿轮45钢（调质）Z124Z2782056T1984T236T170873Z1/29EMPAN计算接触疲劳许用应力H由图1025D查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，应力循环次数分别为LIM1LIM260,50HHMPAPA147135016HNNJL82/U由图1023查取接触疲劳寿命系数,129,07HNHNK取失效概率为1，安全系数S1，则1LIM09561HNKPASA2LI70M取、中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应1H力，即253PA计算小齿轮分度圆直径213123250385198073HTHETDKTZUA4调整小齿轮分度圆直径A圆周速度V1761054760TDNAB齿宽B12DTC计算实际载荷系数KH由表102查得使用系数KA125根据V0600M/S，7级精度，由图108查得动载荷系数KV1026齿轮圆周力，112/350/761TTFTD，1/58064/ATBNM查表103的齿间载荷分配系数HK由表104线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时3HK则载荷系数1250613AVH按实际载荷系数算得分度圆直径为331746THTDK8150621570HMPA23H1760TDM06/VMS91328B25AK1026V18TFNH36K1745H180DM相应齿轮模数为1/8470/2MDZ7）按齿根弯曲强度设计试算齿轮模数321FTFSTDKTYZA确定公式中各参数值A试选载荷系数3FTB计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y075075221YC计算FSA由图1019的齿形系数1265,3FFY由图1018得应力修正系数8176SSY由图1024C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲强度疲劳极限分别为LIM1LIM250,0FFMPAPA由图1022查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳强度安全系数12937,9NNKS14，则1LIM03754FS2LI9281N16534FSYA278SF因为大齿轮的大于小齿轮，所以FSYA20152FSF试算模数为3213250681524TSTDFKTYMZA调整齿轮模数3529M068Y1346FMPA258F101SFYA252SF01SFYA216TM15983D04/VS计算实际载荷系数前的数据准备A圆周速度V1264TDMZA51983070NB齿宽B12DAC齿高H及宽高比B/H10256TCM/638/4798BD计算实际载荷系数FK根据V041M/S，7级精度，由图108查得动载荷系数KV1018齿轮圆周力，112/350/1983TTTD，1/58966/ATFBNM查表103的齿间载荷分配系数FK由表104线性插值的7级精度、小齿轮支撑对称布置时，结合B/H12798查图1013得3HK156F则载荷系数125081356AVF按照实际载荷系数算得齿轮模数33761FNTTKM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大NM于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近选取。为了同时满足25NM接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的模数。即18470DM，取，则/1/25380Z134Z，取，Z1和Z2互为234IA2质数。几何尺寸计算A计算中心距1234125ZMAB采用变位法将中心距就近圆整为180AM6238BM47H108VK1293TFN56F20FK38NM134Z21825AM01计算变位系数和12RCOS/1876345/2TAN02/M0AAZXINVIZY2）分配变位系数由图1021B可知，坐标点（,）/X（725,0001222）位于L11和L12之间，按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标12,Z分别是1023,05XC计算大小齿轮的分度圆直径24DMZD计算齿轮宽度185DBA取,取220,108590BM。1868）圆整中心距后强度校核齿轮副的中心距在圆整后，等均发生改,HFKZY变。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。A齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（1）中各参数，为节省篇幅，在此不一一赘述。这里仅给出计算结果。702,5,310HHKZTNM故1/219482,75,89DEUZMPA31327051258907948EDAB弯曲疲劳强度校核111,3,FFSKTNMYA227,SY故1094,54,DNZ11322277059094FSDA1023X518DM270B2816M50617HMPA1573FMPA1268F222312750750994FFSDKTYMZA齿根弯曲强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力大于大齿轮。9）主要设计结论齿数模数压力角，螺123,1,Z25,M20旋角变位系数中心距0030X齿宽小齿轮40CR（调质），大8,AM1286,B齿轮45钢（调质），齿轮按7级精度设计34浸油校核由以上计算可知，高速级大齿轮，低速级2174DM大齿轮。假设高速级低速级两张齿轮中心高度相275DM同，当浸油高度为高速级大齿轮没及一个齿高时，低速级大齿轮浸油高度为2/2571436NNHCDM浸油高度适合。第4章轴的设计计算1、中速轴II的结构设计中速轴的传递功率转速，转KW285PMIN/R47150N2矩，齿轮2和分度圆直径NMT1352，齿轮宽度，齿轮3分度圆直D74B径，齿轮宽度83M8631求作用在齿轮上的力1691N，2TTF1DCOS50T645N，1RCOSANT532N2AT7885N3TTFD2870N0TNR根据式A初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，MIN3P调质处理。查表153，取A112，得AMM3026MMMIND3该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为35MMMIN2D初步选取0组游隙，0级公差30207轴承，其尺寸为DDB35MM72MM17MM,轴段上安装齿轮2，轴段上安装齿轮2，为了便于齿轮的安装，和应分别大于和，可取2D51D6540D齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位，套筒外径取48MM。宽度取B10MM，齿轮2左端采用轴肩定位右端采用套筒定位由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，由为了齿轮3便28M1691N21TTF645NR532NA35MMMIN2D于安装取。取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，351DMM86B3右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。2L3因为，M86B3M40B2L374025该减速器齿轮的圆周速度小于3M/S，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成1齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按，；240DML382，；35，。65查图表61取各键的尺寸为轴段和选键BHL12MM8MM32MM轴段选键BHL16MM10MM80MM滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为M6查指导书表96取轴端倒角为15，各轴肩处圆角半径为R1452、高速轴I的设计高速轴的传递功率转速，转矩KW581PMIN/R564N1，每个齿轮传递转矩NMT481NT70齿轮1和分度圆直径，齿轮宽度。D416B11691N，21TTF1COST645N，RSANT532N21AT先按式MN3PAD初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢R，调质处理。查3图表142，取A112，得1691N21TTF645NR532N21A，输入轴的最小直径是28M65412N33PAD安装大带轮处的直径。考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的直径D125MM。轴段的直径D125MM，带轮轮彀的宽度为（1520）D137550MM，取带轮轮彀的宽度L带轮47MM，轴段的长度应略小于彀孔的宽度，取L145MM该处轴的圆周速度小于3M/S，可选用毡圈油封，查参指导书1515选毡圈30，则轴段处D230MM由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，故选用圆柱滚子轴承。根据，查GB/T2761994初步取0组游隙，0级230M公差的深沟球轴承N207E，其尺寸为DDB35MM72MM17MM，内圈定位轴肩直径，外MD42A圈定位内径，故取轴段的直径。64DA35轴承用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，齿轮2左端面与箱体内壁距离与齿轮2右端面与箱体1M内壁距离均取为，则1BL413通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则735DM473该段、上安装齿轮1和1，为便于齿轮的安装，应略大于，4D3可初定，则由参考文献1中表41知该处键的截面尺寸为40MBH12MM8MM,而齿根圆的直径仅为43MM，故该轴设计成齿轮轴，轴承座的宽度为，由指导书中表151知，1250LC下箱座壁厚，M87383A25取。由指导书1中表151知地脚螺钉直径104606DF，取地脚螺栓为M20。15205DF1则取轴承旁螺栓直径为M16，查指导书中表152知，MC，则箱体轴承座宽度824261068MM150LC取L68MM。，2069813FDD则取机盖与机座连接螺栓直径为M10。，则取轴承端盖直径为M8。345742FM，则取轴承端盖凸缘厚度，取轴承端盖1E10E与轴承座间的调整垫片厚度为MM。为方便在不拆卸带轮的条件T下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离，带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。20LM带轮与轴段间采用C型普通平键连接，按L145MM125D查1图表41取各键的尺寸为轴段选键BHL8MM7MM40MM滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为M6查指导书表96取轴端倒角为15，各轴肩处圆角半径为R1453、低速轴设计已知低速轴的传递功率P3501KW，转速N34492R/MIN，转矩MNT10653齿轮4分度圆直径，齿轮宽度D274M80B4FTT8534NRR2703按式MNPAD初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢R，调质处理。查3图表142，取A112，得91354201N33D该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。查课程设计指导书（表146），则考虑到运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL5型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径D60MM，其轴孔长度L107MM取长度略小于毂空宽度取M104L8该处轴的圆周速度小于3M/S，轴段可选用毡圈油封，查机械设计指导书表1515选毡圈60，则D760MM根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承30213，其尺寸为DDB65MM120MM23MM，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径MD74AM1DA3轴段安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定3D2，轴段3的长度应比轮彀略短，故取0375L7885N4TF齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接M70D337L查1图表41取各键的尺寸为轴段选键BHL20MM1270MM滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为M6查指导书表96取轴端倒角为2，各轴肩处圆角半径为R245第5章轴的校核1高速轴校核已知数据，M931A571BM14C571D,NFR64NFTT691NFR6451TT9从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的的值列于下MVH，及，表。载荷水平面H垂直面V支反力F169N2H134NVF25弯距M19723HNMA1380VMNMA2467总弯距221973180163785MNMA244扭距T8140NMA其当量弯矩对危险截面进行校核，认为轴扭转切应力是脉动循环变应力，取折合系数06，轴的计算应力MPAWTCA132543108067252212根据前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表151得因此，故轴安全A6011CA2中速轴校核,MDA7502MCB722,NFTT169NFR645NFTT1692R45从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的的值列于下MVH，及，表。载荷水平面H垂直面V支反力F1563NH21790NVF2弯距M1569478HNMA198VMNMA总弯距2215694781603517NMA扭距T7905NMA其当量弯矩对危险截面进行校核，认为轴扭转切应力是脉动循环变应力，取折合系数06，轴的计算应力MPAWTCA294851079064637322212根据前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表151得因此，故轴安全A6011CA3低速轴校核MBA51321,NFTT784NFR287034NFTT78534R20从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的的值列于下MVH，及，表。载荷水平面H垂直面V支反力F139425NH21435NVF2弯距M15238HNMA19038VMNMA总弯距22153819038590NMA扭距T094NMA其当量弯矩对危险截面进行校核，认为轴扭转切应力是脉动循环变应力，取折合系数06，轴的计算应力MPAWTCA574170194659322212根据前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表151得因此，故轴安全A6011CA第6章滚动轴承的选择及校核计算由轴I的设计知，初步选用N207E，222113416903RVHFN0，10/3，转速65455R/MINAIN查机械设计指导书表133滚动轴承样本知的N207E基本额定动载荷465RCKN因为0，可得径向载荷系数X1，轴向载荷系数Y0，AF则243DRAPFXYKN因工作情况平稳，查教材表134取1TF0/3661004568172THIFCLHN所以,故所选用轴承满足寿命要求。HH5确定使用圆柱滚子轴承N207E由轴II的设计知，初步选用圆锥滚子轴承30207，由于受力对称，只需要计算一个，其受力222279056389VHFN0，10/3，转速A14/MININR查机械设计指导书表133知30207的基本额定动载荷542RCK因为0，径向载荷系数X1，轴向载荷系数Y0，则A6827DRAPFXFYKN因工作情况平稳，查教材表134取1TF0/36610054256878THIFCLHN,故所选用轴承满足寿命要求。H5确定使用圆锥滚子轴承30207由轴的设计知，初步选用圆锥滚子轴承30213，由于受力对称，只需要计算一个，其受力，2223314539416VHFN0，10/3AF12036RFN、46817HL25689FN10568HL34196F转速492/MININR查机械设计指导书表133知圆锥滚子轴承30213的基本额定动载荷KNCR10因为0，径向载荷系数X1，轴向载荷系数Y0AF则503DRAPFXYKN因工作情况平稳，查1表134取1TF0/3661024589495THIFCLHN故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴H5承30213145893HL第7章键联接的选择及计算1带轮与高速轴I的键连接由高速轴I的设计知初步选用A型键BHL8MM7MM40MM，814ITNM键和轴材料都是钢，查教材表111得许用应力，取02PMPA10PPA键的工作长度4832LLBM由式可得4PTDH01527AL10PMA可见连接的强度足够，选用键AA8MM7MM40MM2高速齿从动轮与中速轴II的键连接由中速轴II的设计知初步选用A型键BHL12MM8MM32MM21675TNM键、轴和轮毂的材料都是钢，查教材表111得许用应力，取。0PMPA10PPA键的工作长度32MLLB由式可得4PTDHL0167504282PA10PMPA可见连接的强度足够，选用键A12MM8MM32MM3低速齿主动轮与中速轴II的键连接由中速轴II的设计知初步选用A型键BHL16MM10MM80MM2351TNM814ITNM581PMPA1675TNM10472PMPA351TNM键、轴和轮毂的材