二级展开式圆柱齿轮减速器d3说明书汇编

1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：带式运输机传动装置的设计 目录 一、设计任务书3 二、电动机的选择.4 三、计算总传动比及分配各级的传动比 5 四、运动参数及动力参数计算5 五、传动零件的设计计算 6 六、轴的设计计算17 七、滚动轴承的选择及校核计算佃 八、键联接的选择及计算 22 九、连轴器的选择28 十、润滑方式及密封设计 34 十-一、设计总结 35 十二、参考文献 35 43 机械设计课程设计任务书 题目：带式运输机传动装置的设计 1、已知条件： 1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境 最高温度 35 摄氏度； 2) 使用折旧期： 8 年；

2、3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4) 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V; 5) 运输带速度允许误差： 5%； 6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 2、设计数据： 1) 运输带工作拉力： F= 2300N； 2) 运输带工作速度： V= 1.1m/s ； 3) 卷筒直径： D= 300mm。 3、传动方案： 二级同轴式圆柱齿轮减速器 4、设计要求： 1) 减速器装配草图 1 张( A3)； 2) 设计说明书草稿 1 份； 3) 减速器装配工程图1张(A0或A1); 4) 输出轴零件图 1 张； 5) 低速级齿轮零件图 1 张； 6

3、) 设计说明书 1 份。 一.题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的减速器 给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为2300N运输带速度为1.1m/s，运输机滚筒 直径为300mm 自定条件：工作寿命8年（设每年工作300天），四年一大修，连续单向运转，载荷平稳,室 内工作,有粉尘。 减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。 整体布置如下： 齐X X 图示：1为电动机，2及6为联轴器，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为 低速级齿轮传动，7为输送机滚筒。 辅助件有：观察孔盖,油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位 销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。 .各主要部件选择

4、目的 过程分析 结论 动力源 提供带式运输机等一般机械的传动动力 电动机 齿轮 斜齿传动平稳 高速级，低速级 均为斜齿轮 轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 滚子轴承 联轴器 综合效果较好 弹性联轴器 三.选择电动机 目的 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用丫系列 （IP44）封闭式 三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 Pw= FX v= 2300NX 1.1m/s 圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为n 0.982 滚子轴承传动效率（三对）为n 2= 0.98 3 弹性联轴器传动效率（两个）取n 3= 0.992 电动机输出有效功率为 要求电动机输出 功率

5、为 P工乍=2.856kW P巳_2300灯2 856KW 作 1000 宀 xn30.982 汉0.993 汉0.992 型号 查得型号Y112M-4封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率kW=4 kW 满载转速 r/mi n=1440 r/mi n 选用 型号Y112M-4封 闭式三相异步电 动机 四.分配传动比 目的 过程分析 结论 传动系统的总传动比i=皿其中i是传动系统的总传动比，多级串联传 nw h =4.534 1 1 w i2 = 4 534 动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速， r/min ； nw为工作机输入轴的转速，r/min。 计算如下 一，.

6、60000v60心000心.1 分 nm 1440r/min nW -一70.0282r/min 配 兀 d3.14 汇 300 配 传 i =925（两级圆柱齿轮） 动 n = (9 25)汉 70.0282 = 630.2538 1750.705 r / min 比 1440 i-20.5631 70.0282 h “2 =莎= 4.534 五.传动系统的运动和动力参数计算 目的 过程分析 结论 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对 应于各轴的转速分别为 、1、；、1、宀；对应于0轴的输出 功率和其余各轴的输入功率分别为I、打、1、二、对应于 0轴的输出转矩和

7、其余名轴的输入转矩分别为】、1、I、 传动系统的运动和动力参数计算 相邻两轴间的传动比分别为 J、二、J、；相邻两轴间的传动 轴号 电动机 两级圆柱减速器 工作机 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速 n(r/mi n) no=144O m=1440 =317.5 5 n3=70.03 n 4=70.03 功率 P(kw) Po=2.856 0 R=2.827 F2=2.715 R=2.607 P4=2.530 转矩T (N mm) To=18941 =18748 E=81651 T3=35551 7 T4=34501 6 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比i i 01=1 i 12=

8、4.53 4 i 23=4.534 i 34=1 传动效率 n n 01=0.99 n 12=0.96 n 23=0.96 n 34=0.97 效率分别为5、二、灯、1。 六.设计低速级齿轮 目的 过程分析 结论 选 精 1)选用斜齿圆柱齿轮传 2)选用7级精度 度 等 3)材料选择。小齿轮材料为4 0Cr (调质)，硬度为2 8 0 HB 级 S,大齿轮材料为4 5钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬 、 度差为4 0 HBS 4)选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i 1Z 1= 4.534 X 24=108.816,取 乙=109。 选取螺旋角。初选螺旋角B =14：

9、 过程分析 结论 1、按式(10-24)试算，即 dit - 3 2kHtTt U 1 ZHZEZ 2 (zZ) ： ：d U 二 h (1)确定公式内的各计算数值 1) 试选 kHt =1.3 2) 计算小齿轮的转矩T1 -81651N mm 3) 由表10-7选取齿宽系数：-1 4) 由前面有u =4.534 5) 由图10-20查得区域系数ZH =2.43 6) 由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2 7) 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 Z； 按齿面接触强度设计 :-一t = arctan(tan :- n / cos : ) = arctan(tan

10、 20 * / cos14 ) = 20.562 ：t1 = arccos Z1 cos t / ( Z12 h - n cos :) 二 arccos24 cos 20.5621 / (2421cos14，) = 29.974 爲二t2 二 arccos Z 2 cos ： t/ (Z 22 h - ncos：) =arccos109 cos 20.562c / (10921cos14：；) = 23.086 二=Ztan ：*-tan ： ；) Z?(tan ：:吃-tan : ；)/2二 =24 (ta n 29.974”-ta n20.562；) 109 (ta n 23.086-ta

11、 n 20.562计 / 2二 = 1.657 ；-：=:Z1 tan / 二=1 24 (tan14)/二=1.905 ,;4 -1.657 (1 -1.905) 1.905 1.657 8) 由式10-23可得螺旋角系数 Z cos ：二，cos14 “ = 0.985 9) 计算接触疲劳许用应力二H 由图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限 呵血=650MPa，大齿轮 的接触疲劳强度极限 6讪2 =550MPa 由式10-15计算应力循环次数 N, =60mjLh =60 汉317.55灯2 汉8汇300汉8) = 7.316灯08 N2 =汕/口=7.316咒108/(109/24

12、)=1.61似108 由图10-23查得接触疲劳强度寿命系数 K hn 1 = 0.93 K hn 2 = 0.98 取失效概率为1%,安全系数为 S=1，由式10-14得 1K HNH lim193 沃650 nqcxlrmCc crH1 -MPa 604.5MPa S1 K HN H lim20.98 汉 550 d03N KAFt1 / b = 1 汉 4.940 x 103 / 33.054 = 149.45 N / mm a 100 N / mm 由表10-3查得齿间载荷分配系数Kh口 = 1.2 4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 心阡1.415 故载

13、荷系数Kh =心仏心小盯=1.051.415 = 1.783 （3）由表10-12可得按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 目的 过程分析 结论 按齿面接触强度设计 1 k783 h =33.054 齐=36.725mm Y g 1.3 （4）计算模数mn dosP 36.725汇 cos1.“厂 mn = 1.485mm 乙24 4 = 36.725mm = 1.485mm 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式10-20试计算齿轮模数，即 m 打2GTY加cos2B YYsc nt7 dZ；斤 确定公式中的计算参数 1）试选载荷系数 Kh =1.3 2

14、） 由式10-18,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y Pb = arctan（tan P cos at） = arctan（tan14 cos 20.562 ） = 13.140 0 j = Za/cos 0b =1.657 / COS213.140 =1.747 Y呂= 0.25 +0.75= 0.25 + 0.75 /1.747= 0.679 3）由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Yp P14 Y0=1 呂1 1.905 汉= 0.778 4）计算当里齿数 ZZ12426 27 乙严 腐二COS3而=26.27 rZ2109 ccc Zv2COS弔一 cos3149.32

15、 5）由图10-17可得齿形系数 Yf 症=2.62丫卩叹=2.18 6）由图10-18可得应力修正系数 Yo =1.6Ysoc=1.82 7）由图10-24C查得小齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限 Flim1 =54MPa 大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限rFlim2 =380MPa 8）由图10-22查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1 =0.83 KfN2=0.88 目的 过程分析 结论 按 齿 根 弯 9）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4，由式10-14得 KfN1 F lim10.83 x 540 fN1 Flim1 =320.14MPa S1.4 KFN2bFlim20.8

16、8 汉 380 uF2 = FN2 Flim2 =238.86 MPa S1.4 10）计算大小齿轮的YFaYSa 2f 齿数 乙=20 Z2 =91 曲强度设计 齿 。 由 m 由 度 99宀强仝是 M9大曲ft直 14m sHa于 込Z。 1 攵 W 牛 00已的数 t X 面 m 算 14法55収 齿 DS甘 2鬥 3 C 噌 一一炒的=1 严 讣 n 狼 2 677gimKj 116.7灿 接有 92M 心 品知冷 吋取w应 4131 2- 022呱数 -2=1 *.836取 P 7 況 接 模度算1433 x0.83s斤)6o OJD去 存 C 5 1 逍33222 Qow2C乙窗由

17、:计5520=4. a2眦=0邛88凫；来82Z 馄小沁FF数b算心33结度血=1 沿宙杀 b g Mm 皿r勺X 1m :4m n 乙 M Y一一 如 伽.com则 从Ysa訂刀 m -对轴 m=5d 一33 用浪 段山 乙 取 几何尺寸计算 O 。 O o Ko c 7 1 + V 2 2+213汉 H 33+2 z 一一33、 G Dp 叫 沁 K 乙s 询 rc 、 z o 克 a a + c Ta一一 比 1 2 ms z)m正 m (Jo修沥 数 a 距 z2a参 巨为H + 2故 w的 J 多 汕 时后cc不 代卫整arc变 i 和圆 改 将按 B 值 、 P 1 )2)因 距1

18、4角13 心=旋 - 中久螺目 目的 分析过程 结论 I) 计算大、小齿轮的分度圆直径 分度圆直径 dj = 41.08mm d2 = 186.92mm 几何尺寸计 - 2 m 3 z d 径 直 圆 根 齿 5 j - - Rr s o c - 3 5 1 f d - nm 4 z - d 2 f d F 2 - - Rr s o c - 4 5 算 2 度 宽 轮 齿 n 1 d - 1 f d n 2 d - 2 f d 3 度 宽 轮 齿 算 计 1 d d - b U ? m m 5 00 - 2 B n +L 22- - 适 合 A K / / KI Q d. b / w 5 u

19、/ -f - - - 适 合 七.设计高速级圆柱斜齿传动 目的 过程分析 结论 选 10）选用斜齿圆柱齿轮传 精 II）选用8级精度 度 等 12）材料选择。小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为2 8 0 HB 级 S,大齿轮材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0 HBS二者材料硬 、 度差为4 0 HBS 13） 选小齿轮齿数Z i =2 4，大齿轮齿数Z2iZ 1= 4.1 X 24=98.4,取乙=98。 选取螺旋角。初选螺旋角B =14： 目的 过程分析 结论 按 齿 面 接 触 按式（10 21）试算，即 、（2ktTt u+1,ZhZe、2 d1t 弓母（ J 计d电 U 叭

20、1）确定公式内的各计算数值 （1）试选 Kt =1.6 强 度 设 计 (2) 由图10 30，选取区域系数Zh =2.43 (3) 由图10 26 查得 i=0.78 眩=0.86 呂 a 邑&+ 呂 2 =1.66 (4) 计算小齿轮传递的转矩 =241.97N m =61420N mm (5) 由表10 7选取齿宽系数d = 1 (6) 由表10 6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa1/2 (7) 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 %讪1 =600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 叭吩=550MPa (8) 由式10 13计算应力循环次数 N“ =60

21、n2jLh =60 x1460 x1x (16x300 x8) = 3.36x109 N2 =3.36X109 /4.1=8.2X108 (9) 由图1 0 1 9查得接触疲劳强度寿命系数 Khn1 =0.88 Khn2 =0.92 (10) 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为1%,安全系数为 S=1，由式10 12得 JH1 = KHN1CrH lim1 =0.88X 600MPa =528MPa S kq- erH2= HN2 Hiim2 =0.92 H550MPa =506MPa S Jh =(H1 +bH2)/2=(528 + 506)/2MPa =517MPa 目的 过程分析 结

22、论 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径dt，由计算公式得 按齿面接触强度设计 d3 2 x1.6x614205.1(2.43如89.8、 “一” d_!t _3 XX 1 -49.14mm *1 x 1.644.1 i 517丿 (2) 计算圆周速度 叽八鬻监462 3.76m/s 60 x1000 (3) 计算齿宽b及模数mnt b=6dd1t =1 x 49.14 =49.14mm d1t cosB 49.14x cos14 “ mnt = 1.99 mm Z124 h =2.25mnt =2.25 =1.99 =4.48mm b/h =49.14/4.48 =10.97 (4) 计算纵

23、向重合度 邛 sp = 0.318d Z1 tan 0 = 0.318 x 1汇 24 x tan14 =1.903 (5) 计算载荷系数K 由表10 2查得使用系数Ka=1 根据v=3.76m/s , 8级精度，由图10 8查得动载荷系数 Kv =1.15 由表10 4查得 Kh 目=1.343 由图10 13查得K f目=1.24 假定 A t 100N/mm，由表10 3 查得 KHa - Kf -1.4 d1 故载荷系数 K =KAKvKHcxKHp=1 沃 1.15沢1.4沃1.343 = 2.16 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a 得 目的 过程分析

24、按 齿 面 d1 =d1t3/K / Kt =49.14爭2.08/1.6 =54.31mm 结论 接触强度设计 (7)计算模数mn dicos054.31 xcos14 mn 一一 2.7mm Zi24 d1 =54.31mm mn = 2.7mm 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 由式10-17mnT2嘗 dZi%Ef 4)确定计算参数 (1) 计算载荷系数 KAKVKK=2 (2) 根据纵向重合度=1.568，从图10 28查得螺旋角影响 系数 Yp =0.89 (3) 计算当量齿数 Z 一 乙 一 24- 26 27 V1cos3Bcos314。. Z298 ZV2

25、-3 R -107.28 cos 戸 cos 14 (4) 查取齿形系数 由表10 5 查得 YFa1 = 2.592 YFa2 = 2.186 (5) 查取应力校正系数 由表10 5 查得 YSa1 = 1.596 YSa2 = 1.796 (6 )由图10 20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe1 =500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限TFE2 =380MPa (7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1 =0.83 KfN2 =0.86 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4，由式10 12得 齿数 Z1 =40 Z2 =164 按 齿 根 弯 曲 强

26、 度 设 计 r Kfn2fei 0.850Mpa 升山 一296.43MPa S1.4 F】2 KfnSe2 _0.86汇 38 _233.43MPa S1.4 YFaYsa (9)计算大小齿轮的jf YFaiYsai2.592 .596 =0.01396 f1296.43 YFa2Ysa22.186 x 1.796 Sa2 0.01682 r Pi 1 Fa V2 MV2 iMvi 1 IlTnimrnTn M2 iMniTTTrr T 输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 2）计算支承反力 在水平面上 Ft 1492 Fih = F2H746 N 2 2 在垂直面上 Fr L3 + Fa5

27、59 x 73 + 365 x 陀35 X M2 =0,F2v= = 382.44N L2+L373+73 故 = Fr - F?v = 559 - 382.44 = 176.56N 总支承反力 F FiHF12 = i7462 176.562 =766.6N F . F2H - F2： = 7462 382.442 =838.32N 1)画弯矩图 M1 h = M 2h 二 Fh L2 二 746 73 二 54458N.mm Miv = F2V L2 =382.44 73 = 27918.12N.mm M2v 二 F2v L2 -Fad 2 =12889.25N .mm 故 M M 12h

28、 M 1 = 54458227918.122 =61197.18N mm M2 = M；hM = . 544582 12889.252 = 55962.55N mm 4) 画转矩图 输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 6按弯矩合成应力校核轴的强度 对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a =0.6 ,则 Me = (M max2 +(gTi)2 =71436.44mpa 查表 15-1 得cr 二=60mpa d A： M e-23mm 0.1 Hl 考虑到键对该段轴的削弱作用将d增大5% d =23(1+5%)24.15 cd4 =55 故安全。 7校核键连接强度 评血口

29、口4T14 61420小 联轴器： P =J= = 7.8m pa d1hl 42 汉8 汇(100_1%) 查表得Lp】=120 150mpa. bp成.p故强度足够. 上从4T14汇6142 齿轮: p = 7mpa p d4hl 3655 如0(80-16) 查表得Lp】=120 150mpa. cTp .p故强度足够. 8.校核轴承寿命 轴承载荷轴承1 径向：Fr1=766.6N 轴承 2 径向：Fr2 =F2 =838.32N 两角接触球轴承反装，由此产生的派生轴向力为：Fd =e* Fr Fd1 =e* Fn =521.3N Fd2 =e* Fr2 =570N Fae =365N

30、Fae * Fd2 =935Fd1 压紧端：Fa1 =Fd2 +Fae =935N 轴校核安全 键校核安全 输入 轴的 设计 及其 轴承 装置、 键的 设计 放松端：Fa2 = Fd2 =570N 计算当量动载荷Pi2和P2 Fai935. _ =1.22 a e Fr1 766.6 Fa2570 =0.679 c e Fr2838.32 +宀士r/曰X! =0.41X2 =1 按表13-5可得, 策=0.87Y2=0 查表13-6可得fp=1 故 R = fp(XFr1 +YFa1) =1.0 x(0.41x1766.6 + 0.87x935)=1127.76 P2 = fp(XFr2 +Y

31、Fa2)=1.0天(838.32%1) =838.32 P- P?按1受力人小验孙算。 6 6 ,10 Cr x310/ 25200 3 . Lh _ (r )x() -127364 h 60n P60如460112776 预期计算寿命 Lh = 16 汉 300 汉 4 = 19200h c Lh = 127364h 所选轴承满足寿命要求。 轴承选用 7010AC角接触 球轴承，校核安 全 寿命（h）为 Lh =127364 2. 3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 目的 过程分析 结论 1.输入轴上的功率 选轴的材料为 R =8.66kw,转速山=86.85r/min=953150N m

32、m 4 5钢，调质处 理 中 2 求作用在齿轮上的力 间 轴 l2T12953150 Ft = 5648 N d1337.54 的 设 tan antan 20 Fr =Ft=5648 汇=2119N cos Pcos 14.01 计 及 Fa = Ft tanP =5648 an 14.01 = 1409N 其 /、 3 .初定轴的最小直径 轴 承 选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3，取A-112于 装 是由式15 2初步估算轴的最小直径 置、 键 的 设 计 dmin = a HTn； =1123/8.66/86.85 = 52mm 这是安装联轴器处轴的最小直径d2，由于此处开

33、键槽，校正值 =20.83x(1 +5%) = 54.6mm，联轴器的计算转矩 Tca = KAT| 查 表 14-1 取 Ka=1.3，则 Tea =Ka=1.3x953150 = 1239095N mm 查机械设计手册(软件版)，选用GB5014-2003中的LX4型弹性 柱销联轴器，其公称转矩2500000N -mmo半联轴器的孔径55mm， 轴孔长度L= 112mm ,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为LX4 55*112 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径d“ =55mm,轴段1的长 度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取h = 110mm 目的 过程分析 结论 4.轴的

34、结构设计 选用型弹性柱 1)拟定轴上零件的装配方案(见前图) 销联轴器 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴的尺寸(m (1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制处 m): 一轴肩，轴肩高度h=0.070.1d,故取2段的直径d 63mm d1 = 55 (2)初选型号7013AC的角接触球轴承参数如下 d2 =63 中 d 汉 D 汉 B =65X0018 da = 72mm Da = 93mm 基本额定动载 d3 = 65 间 荷 轴 的 =38KN 基本额定静载荷C甲= 33.8KN d4 =70 设 计 故dd65mm轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l18mm

35、d5 =80 及 d6 = 72 其 轴 承 装 (3 ) 轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大与da,可 取d4 = 70mm.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面 d7 = 65 置、 h = 110 键 的 设 上,即卩靠紧,轴段 4 的长度打应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b=85mm,故取l4 =83mm 12 =99 13 =40 计 (4 )齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段 5的直径，轴肩咼度 l4 =83 h =0.07 0.1d4,取 d5 =80mm, I5 =1.4h ,故取 I5 = 7mm 5=7 6=13 为减小应力集中，并考虑右轴

36、承的拆卸，轴段6的直径应根据 l7 =18 7013AC的角接触球轴承的定位轴肩直径 da确定,即d6 = da = 72mm (5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取H =12mm ,取轴 承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm取轴承宽度 C=95mm由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=10mm取联轴器 轮毂端离K=20mm. I2 =(Cs B) +e + K = 99mm 故 l3 = B+s + H +(b-14) = 40mm 怯=(H +s) -15 =13mm 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L 163mm, L2 = L3 = 71.5mm 目的 过程

37、分析 结论 中间轴的设计及其轴承装a键的设计 键连接： 联轴器：选单圆头平键 键C 16X10X100 GB/T1096R=8mm h=10mn 齿轮由于轴径过大，齿轮分度圆直径过小故加工为齿轮轴。 5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图 1 Ll L2 円 L3 Fv2 FmFvi Fh2 MhiMh2 Fm rinTl r Fvi Fa Fv2 Ulf J 肚山山屮U1 一- 4vi 中 间 轴 的 结论 目的过程分析 2）计算支承反力 在水平面上 Ft 5648 Fih 二 F2H 二 J282N 2 2 在垂直面上 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 FrL3 Fad。21

38、19 71.5 1409 337.54 M2 =0,F2v22 = 2722N L2 +L371.5 + 71.5 故 F1v =Fr F2v =2119-2722=603N 总支承反力 i 2牙 p22 F1 二.F1H Fw =訝2824 (- 603) -2888N F2 = i F22h F爲二.28242 27222 =3922 N 2)画弯矩图 M1H =M2h =F1H L2 =2824 71.5 =201916N.mm M2v =F2v L2 =2722 71.5 =194623N.mm M 2v = F2v L2 Fa d 2 二-43173N .mm 故 Mj =佝席 M

39、： h2019122 (- 43173)2 =206480N mm M2 二，M；hM；v =1201912 2 1946232 =280443 N mm 4)画转矩图 中 间 轴 的 设 计 及 其 /、 轴 承 装 置、 键 过程分析纟吉论 6按弯矩合成应力校核轴的强度轴校核安全 对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6 ,则 M e = jMmax2 +(讥)2 = 636951 mpa 查表15-1得匚4】=60mpa ,；Me d 兰 3= 48mm 0.-1 考虑到键对该段轴的削弱作用将d增大5% d =48 (1 5%) 51 ：d4 =70 故安全。

40、键校核安全 轴承选用 7校核键连接强度 联轴器： 二p二4T3 p d1hl 4 953150 =75.35mpa 55 10 (100 -162) 查表得J p 1-120 150mpa.：叽故强度足够. 齿轮:；4T3=4 953150. 75.65mpa p d1hl70280-20) 查表得Jp】=120150mpa.： % 故强度足够. 8.校核轴承寿命 轴承载荷轴承1 径向：Fr1 =F| =2888N 轴承2 径向：Fr2 =F2 =3922N 两角接触球轴承反装, 由此产生的派生轴向力为：Fd二e Fr F d1 二 e Fr1 =1964N F d2 =e Fr2 = 266

41、7N Fae =1409N Fae =4076 Fd1 压紧端: Fa1 = Fd2 - Fae = 4076N 放松端: Fa?二 Fd2 =2667N 计算当量动载荷Pi2和P2 Fa1 Fr1 4076 =1.4 e 2888 Fa2 Fr2 -3922 按表13-5可得，二需 X2 =1 Y =0 查表13-6可得fp=1 故 P = fp(XFr1 +YFa1) =1.0 x (0.41x2888 + 0.87x4076) = 4730.2 7013AC角接触 球轴承，校核安 全 寿命（h）为 Lh =99492 p2 =fp(XFr2 +YFa2) =1.0X3922) =3922

42、 R按1受力大小验孙算。 6 6 ,10 Cr x31038000 . ccc Lh =() =X) = 99492 h 60n P60 x86.854730.2 预期计算寿命 Lh=16C00M4=19200hLh=99492h 所选轴承满足寿命要求。 3.2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 目的 过程分析 结论 1.输入轴上的 功率 R =9.02kw,转速m =356r/minT1 =242200N mm 2 求作用在齿轮上的力 高速级大齿轮： 2T22 汉 242200 匚一 2 1 AA RO KI Ft I434 62N d2337.65 输 FF tanan14346 tan 20 出 cos Pcos14.01 轴 Fa =Ft tanE =1434.62 San 14.01 =358N 及 其 低速级小齿轮： /、 轴 承 l 2T22 汉 242200 Ft 5875 N d382