带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、图图 2-2- 3 3 - - 9 9 4 4 4141 4 4 8 8 =8=8 5 5机 械 设 计设计说明书带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器起止日期： 2011 年 12 月 26 日 至 2012 年 1 月 3 日学生姓名班级学号成绩指导教师 (签字 )目目录录1 设计任务设计任务.11 课程设计的设计内容 .12 课程设计的原始数据.13 课程设计的工作条件.22.传动方案分析传动方案分析.23 原动件的选择原动件的选择.21.工作机有效功率.22.查各零件传动效率值 .33.电动机输出功率.34.工作机转速.35.选择电动机.34 确定总传动比及各级分配比确定总传动比及各

2、级分配比 .41 理论总传动比.42 传动比分配.45 传动装置运动和动力参数的计算传动装置运动和动力参数的计算.41 各轴转速.42 各轴输入功率.53 电机输出转矩.54 各轴的转矩.56 选择齿轮材料，热处理方式和精度等级选择齿轮材料，热处理方式和精度等级.67 齿轮传动校核计算齿轮传动校核计算.61 高速级.62 低速级.108 初算轴径初算轴径 .139 校核轴及键的强度和轴承寿命校核轴及键的强度和轴承寿命.141 输入轴.142 中间轴.183 输出轴.2410 选择联轴器选择联轴器.2811 润滑方式润滑方式 .2912 箱体结构的设计箱体结构的设计.2913 参考文献参考文献

3、.3211 设计任务设计任务1 课程设计的设计内容课程设计的设计内容设计任务如图 1.1 所示，为用于带式运输机上的双级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机单班制连续工作，工作时有轻度震动。使用寿命 10 年，每年按 300 天计算，轴承受命为齿轮寿命 3 年以上。图 1.1 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器2 课程设计的原始数据课程设计的原始数据已知数据：1)运输带的工作拉力: F=2350N2)运输带速度: V=1.06 m/s3)卷筒直径: D=300 mm4)使用寿命：10 年（其中带、轴承寿命为 3 年以上） ，单班制，每班 8 小时。23 课程设计的工作条件课程设计的工作条件设计要求：误差要求：

4、运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：用于码头云型砂，有轻微振动；制造情况：小批量生产。2.传动方案分析传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿

5、圆柱齿轮传动。3 原动件的选择原动件的选择按按照设计要求以及工作条件，选用一般 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。1.工作机有效功率工作机有效功率 KwvFPw491. 206. 12350式中：工作机所需的有效功率（KW）wP 运输带的工作拉力FV-运输带速度32.查各零件传动效率值查各零件传动效率值8504. 096. 097. 099. 099. 02424234221式中：联轴器99. 01轴承 99. 02齿轮 97. 03滚筒 96. 043.电动机输出功率电动机输出功率KwPPd9292. 285. 049. 24.工作机转速工作机转速min/67.515

6、930014. 306. 1100060100060rdvnw电动机转速的可选范围： min/2700540)408(52.67rinnwd5.选择电动机选择电动机符合这一范围的同步转速有 1000r/min，1500r/min电动机转速 n(r/min)方案电动机型号额定功率（kw)同步转速满载转速总传动比1Y100L2-431500142021.12Y132S63100096014.2综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。本设计中选电动机型号为 Y132S6，同步转速 1000r/min，满载转速 960r/min，额定功率 3Kw 4电动机外形尺寸中心高 H

7、外形尺寸hbbL)2/(121底脚安装尺寸BA底脚螺栓直径 K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD132315)2102/135(4752161401238801084 确定总传动比及各级分配比确定总传动比及各级分配比1 理论总传动比理论总传动比960=14.218967.52nin电机总工作机2 传动比分配传动比分配 故 ， 取ii4 . 1总又iii4617. 4i1869. 3i5 传动装置运动和动力参数的计算传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴。1 各轴转速各轴转速 min/960rindmin/1665.2154617. 4960ri

8、nn 5 min/5159.671869. 3215.1665rinn2 各轴输入功率各轴输入功率 KwPPd2.89991 KwPP2.784832 KwPP2.674232 KwPP2.647513 电机输出转矩电机输出转矩mmNnPTddd291391055. 964 各轴的转矩各轴的转矩mmNTTd6288481mmNiTT12360032mmNiTT37826032mmNTT3744801mmNTT34872034带表 5-1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率 P/Kw转矩 T/Nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴2.94129139.359960199

9、轴2.90028847.9669604.461796 轴2.785123600.05215.17 轴2.674378263.1873.4667.5296 轴2.647374480.5573.4619866 选择齿轮材料，热处理方式和精度等级选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45Cr(调质)，硬度 280HBS。高速级大齿轮选用 45 钢(调质） ，齿面硬度为大齿轮 240HBS 。 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。7 齿轮传动校核计算齿轮传动校核计

10、算1 高速级高速级 1） 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由机械设计教程 P216 可得： 3F2121ncos2zYYYKTmdSaFa式中各参数为：（1）载荷系数K 74. 113. 14 . 11 . 10 . 1KKKKKvA式中：由机械设计教程 P193 表 10-2 可得使用系数=1.0AK由机械设计教程 P194 图 10-8 可得动载系数=1.1vK由机械设计教程 P195 表 10-3 可得齿间载荷分配系数=1.4K由机械设计教程 P196 表 10-4 可得齿向载荷分布系数=1.13K

11、（2）小齿轮传递的转矩：mmNT004+2.8848e7（3）由机械教程 P217 图 10-28 查得螺旋角系数95. 0Y（4）由机械设计教程 P214，初取螺旋角12（5）斜齿轮的齿形系数：aFY初选=19, 则1z8512ziz 式中： 大齿轮数； 2z 高速级齿轮传动比。i齿轮当量齿数为 ，303.2012cos19cos3311zzv90.825112cos85cos3322zzv由机械设计教程 P200 表 10-5 查得=2.79，=2.191aFY2aFY（6）斜齿轮的应力修正系数：aSY 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得查得=1.56，=1.781aSY2aSY

12、（7）由机械设计教程 P205 表 10-7，选取齿宽系数。5 . 0d（8）选取=19.1z（9）轮传动端面重合度由机械设计教程 P214，初取螺旋角；由机械原理教程1285z19z21；P207 或机械设计教程 P215 图 10-26 可计算齿轮传动端面重合度：由图分别查得=0.756，=0.853，得12609. 10.8530.75621（10）许用弯曲应力F由机械设计教程 P205 式 10-12 得：SFNlimFK8 由机械设计教程 P207-P209 的图可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。3401limFMPa3402limFMPa 由机械设计教程 P206，取安全系数

13、=1.25。S 小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为：911101.3824 10300819606060haLnN 812100984. 3iNN 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a 齿轮工作时间。 kL由机械设计教程 P206 得弯曲强度寿命系数为：0 . 121NNYY 故许用弯曲应力为 MPaSFN27225. 13400 . 1Klim11F =25. 13400 . 1K2lim22FSFNMPa272 01600. 027256. 179. 2111FSFYY 01440. 027278. 120. 2222FSFYY 所以 01440. 0222FSFFFYYY

14、Y 初算齿轮法面模数tnm 1.5877cos232121nFdSaFazYYYKTm（11）对进行修正，并圆整为标准模数tm由机械设计教程 P204 式 10-10b 可得 74. 13 . 174. 1579. 133ttnnKKmm 取整为 mmm29 2）计算传动尺寸。）计算传动尺寸。中心距 mmzzman106.323412cos2)8519(2cos2)(21 取整为 107mm修正螺旋角6 .1312cos2)8519(2cos2)(arccos21zzmn 小齿轮分度圆直径 mmzmdn 39.09626 .13cos192cos11大齿轮分度圆直径 mmzmdn174.903

15、86 .13cos812cos22 mmdbd19.548139.09625 . 01 圆整 b=20mm 考虑安全系数 取 ， mmb252mmb271 式中： 小齿轮齿厚；1b 大齿轮齿厚。2b3）校核齿面接触疲劳强度）校核齿面接触疲劳强度由机械设计教程 P218 式 10-20 可得 EHHZZuubdK1F1t式中各参数：（1）载荷系数74. 1K（2）齿数比。4.4617iu （3）由机械设计教程 P216 图 10-29 可得弹性系数。MPaZE8 .189 （4）由机械设计教程 P217 图 10-30 可得区域系数。38. 2HZ （5）由机械设计教程 P218 可得Mpa11

16、0022H1HH EHHZZuubdK1F1t1713.7443 HMa10 满足齿面接触疲劳强度。2 低速级低速级1） 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由机械设计教程 P216 可得： 3F2122ncos2zYYYKTmdSaFa式中各参数为：（1）载荷系数K 74. 113. 14 . 11 . 10 . 1KKKKKvA式中：由机械设计教程 P193 表 10-2 可得使用系数=1.0AK由机械设计教程 P194 图 10-8 可得动载系数=1.1vK由机械设计教程 P195 表 10-3 可得齿

17、间载荷分配系数=1.4K由机械设计教程 P196 表 10-4 可得齿向载荷分布系数=1.13K（2）小齿轮传递的转矩：mmNT 236001（3）由机械教程 P217 图 10-28 查得螺旋角系数95. 0Y（4）由机械设计教程 P214，初取螺旋角12（5）斜齿轮的齿形系数：aFY初选=19, 则3z73233.186934ziz 式中： 大齿轮数； 4z 低速级齿轮传动比。i齿轮当量齿数为11 ，24.576212cos23cos3333zzv78.002712cos73cos3344zzv由机械设计教程 P200 表 10-5 查得=2.65，=2.283FY4FY（6）斜齿轮的应力

18、修正系数：aSY 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得查得=1.57，=1.763SY4SY（7）由机械设计教程 P205 表 10-7，选取齿宽系数。5 . 0d（8）选取=23,3z（9）轮传动端面重合度由机械设计教程 P214，初取螺旋角；=23,，123z734z由机械原理教程P207 或机械设计教程 P215 图 10-26 可计算齿轮传动端面重合度：由图分别查得=0.7663，=0.8936，得346599. 10.89360.766321（10）许用弯曲应力F由机械设计教程 P205 式 10-12 得：SFNlimFK 由机械设计教程 P207-P209 的图可得两齿轮

19、的弯曲疲劳极限应力分别为：和。3403limFMPa3404limFMPa 由机械设计教程 P206，取安全系数=1.25。S 小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为：83100984. 360haLnN 7834107223. 9066. 310693. 2iNN 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a12 齿轮工作时间。 kL由机械设计教程 P206 得弯曲强度寿命系数为：0 . 143NNYY 故许用弯曲应力为 MPaSYFFNF27225. 13400 . 1lim33 =25. 13400 . 14lim44FFNFSYMPa272 01530. 027257. 165.

20、2333FSFYY 01475. 027276. 128. 2444FSFYY 所以 01475. 0444FSFFFYYYY 初算齿轮法面模数tnm 2622. 2cos232121nFdSaFazYYYKTm（11）对进行修正，并圆整为标准模数tm由机械设计教程 P204 式 10-10b 可得 74. 13 . 174. 1579. 133ttnnKKmm 取整为 mmm2 2）计算传动尺寸。）计算传动尺寸。中心距 mmzzman147.217012cos2)7323(2cos2)(43 取整为 148mm修正螺旋角13.351 12cos2)7323(2cos2)(arccos43zz

21、mn 小齿轮分度圆直径 mmzmdn70.9167cos3313大齿轮分度圆直径 mmzmdn225.0833cos44 mmdbd35.45833 圆整 b=35mm 取 ， mmb374mmb403 式中： 小齿轮齿厚；3b 大齿轮齿厚。4b3）校核齿面接触疲劳强度）校核齿面接触疲劳强度由机械设计教程 P218 式 10-20 可得 EHHZZuubdK1F1t式中各参数：（1）载荷系数74. 1K（2）齿数比3.1869iu （3）由机械设计教程 P216 图 10-29 可得弹性系数。MPaZE8 .189 （4）由机械设计教程 P217 图 10-30 可得区域系数。44. 2HZ

22、（5）由机械设计教程 P218 可得Mpa110022H1HH EHHZZuubdK1F1t1526.323 HMa 满足齿面接触疲劳强度。8 初算轴径初算轴径由机械设计教程 P370 式 15-2 可得：齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强mmnPd15.32309602.8999106A33014度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd25。中间轴的最小直径：。考虑到键对轴mmnPd24.8873194.2252.7848 106A330强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取mmd30输出轴的最小直径：。考虑到键对轴mmnPd36.132967.51592.6742 106A330强度的削弱及

23、联轴器对轴径的要求，最后取。mmd40式中：由许用扭转应力确定的系数，由机械设计教程 P370 表 15-3 取0A106A09 校核轴及键的强度和轴承寿命校核轴及键的强度和轴承寿命1 输入轴输入轴1）计算齿轮上的作用力）计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴 1 所受的力与齿轮 2 所受的力大小相等，方15向相反。即：轴向力，径向力，圆周力NFa12.1711NFr49.5341NFt58.139812）平移轴向力所产生的弯矩为）平移轴向力所产生的弯矩为：mmNdFMaH844.341329 .3912.17121113）计算轴承支撑反力）计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承

24、1NFRtv87.3971163358轴承 2NFRtv71.10001168358水平方向，轴承 1 ， NMFRHrH62.126116844.34133349.53411633111轴承 2，NRFRHrH87.41162.12649.534112 轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH53.41787.39762.1262221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH15.108271.100087.41122222224）计算危险截面弯矩）计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 mmNRMVV4 .33017838 .397

25、831116 水平方向mmNRMHH46.105098362.1268311 其合成弯矩为mmNMMMHV46.3464946.105094 .330172221211 a-a 剖面右侧，竖直方向mmNMMVV4 .3301712 水平方向mmNMMMHHH616.709584.341346.10509112 其合成弯矩为mmNMMMHV2 .33771616.70954 .330172222222危险截面在 a-a 剖面左侧。5）计算截面应力）计算截面应力 由参考文献1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量12.6352109 .3910/3313dmmW抗扭剖面模量 24.127045

26、9 .395/3313dmmWT弯曲应力MPaWMb45. 512.635264.346491 0,45. 5cbaMPa扭剪应力MPaWTTT28. 224.12704406.28954 MPaTma14. 1228. 226）计算安全系数）计算安全系数对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限=650MPaB弯曲疲劳极限=300MPa1扭转疲劳极限=155MPa1由表 10.1 注查得材料等效系数：1 . 0, 2 . 0轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92. 017绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：8 . 0,84.

27、 0由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数54.4202 . 045. 584. 092. 0130011maS2 .9314. 11 . 014. 18 . 092. 0115511maS3 .392 .9354.422 .9354.422222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的7）校核键连接的强度）校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择=87，t=4mm, =40mm。轴hbl径为=25mmd 联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP68.20)840(725406

28、.289544)(4由于键，轴的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得，显然键连接MPaP150120的强度足够！8）计算轴承寿命）计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额rC定静负荷=12.8KN0C 轴承 1 的内部轴向力为：NRS01.16753.4174 . 04 . 011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS86.43215.10824 . 04 . 022 由于21111.3381 .17101.167SNFSa 故轴承 1 的轴向力，NFSFa76.2611 .17186.43212118轴承 2 的轴向力NS

29、F86.43222由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：034. 01280086.432,02. 01280011.3380201CFCF40. 0,38. 021ee又2221114 . 015.108286.432,63. 053.41776.261eRFeRFVV取0, 1;47. 1,44. 02211YXYX故NFYRXPNRP5 .56876.26147. 153.41744. 0,15.10821111122取2PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷0 . 1Tf系数，寿命系数。由 P218 公式 11.1c

30、 得轴承 2 的寿命0 . 1Pf3 hPfCfnLPTh7726315.10820 . 1178000 . 1960601060103616已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028，故轴承寿命满足要求hhLL192 中间轴中间轴1) 齿轮齿轮 2（高速级从动轮）的受力计算：（高速级从动轮）的受力计算：由机械设计教程 P213 式 10-14 可知 NdTFt3 .1413222 NFFttr514.4tan222NFa514.42式中：齿轮所受的圆周力，N；2tF 齿轮所受的径向力，N；2rF 齿轮所受的轴向力，N； 2aF202）齿轮）齿轮 3（低速级主动

31、轮）的受力计算：（低速级主动轮）的受力计算： 由机械设计教程 P213 式 10-14 可知 NdTFt8 .3485233 NFFttr7 .1268tan333NFFra1 .301tan233式中：齿轮所受的圆周力，N；3tF 齿轮所受的径向力，N；3rF 齿轮所受的轴向力，N；3aF3）齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为）齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： mmNMH108832 mmdFMaHN1067723334）轴向外部轴向力合力为）轴向外部轴向力合力为：21NFFFaaA176.6632235）计算轴承支反力）计算轴承支反力： 竖直方向，轴承 1NFFRttv09.250

32、76 .1163 .333 .73231 轴承 2NFFRttv21.22446 .1163 .833 .43232 水平方向，轴承 1 ，与所设NMMFFRHHaaH04.766 .1163 .333 .7323231方向相反。 轴承 2，与所NMMFFRHHaaH95.2056 .1163 .433 .8323322设方向相反。 ：NRRRVH24.250809.250704.762221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH46.225321.224495.20522222226）计算危险截面弯矩）计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 mmNRMVVa997.1095563

33、 .4309.25073 .431 水平方向mmNRMHHa532.32923 .4304.763 .431 b-b 剖面右侧，竖直方向mmNRMVVb193.747323 .3321.22443 .332 水平方向mmNRMHHb135.68583 .3395.2053 .3321a-a 剖面右侧合成弯矩为mmNMMMMHaHVaa79.109805)532.3292093.10680(997.109556)(22232 b-b 剖面左侧合成弯矩为mmNMMMMHHbVbb38.75127)532.3292135.6858(193.74732)(22222故 a-a 剖面右侧为危险截面。7）

34、计算应力）计算应力 初定齿轮 2 的轴径为=38mm，轴毂长度为 10mm，连接键由参考文献2P135 表2d11.28 选择=108，t=5mm,=25mm。齿轮 3 选用整体式，毂槽深度=3.3mm。hb2l1t22抗弯剖面模量 75.6373402)540(512401 . 02)()( 1 . 0/23323333dtdbtdmmW抗扭剖面模量 75.12773402)540(512402 . 02)()(2 . 0/23323333dtdbtdmmWT弯曲应力MPaWMab23.1775.637379.109805 0,23.17cbaMPa扭剪应力MPaWTTT31. 975.12

35、773432.1189492 MPaTma66. 4231. 928）计算安全系数）计算安全系数对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限=650MPaB弯曲疲劳极限=300MPa1扭转疲劳极限=155MPa1由表 10.1 注查得材料等效系数：1 . 0, 2 . 0轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92. 0绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：78. 0,82. 0键槽应力集中系数由附表 10.4 查得：（插值法）625. 1,825. 1KK由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数197. 702 .

36、 023.1782. 092. 0825. 13001maKS067.1466. 41 . 066. 478. 092. 0625. 11551maKS234 . 6067.14197. 7067.14197. 72222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的9）校核键连接的强度）校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力MPablhdTP3 .104)1025(838432.1189494)(4222 齿轮 3 处键连接的挤压应力MPblhdTP343.74)1232(840432.1189494)(43323由于键，轴，齿轮

37、的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得，显MPaP150120然键连接的强度足够！10）计算轴承寿命）计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额rC定静负荷=17.5KN0C 轴承 1 的内部轴向力为：NRS3 .100324.25084 . 04 . 011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS456.90164.22534 . 04 . 022 故轴承 1 的轴向力，NSF3 .100311轴承 2 的轴向力NFSFA2 .11339 .1293 .100312由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：065. 0

38、175002 .1133,057. 0175003 .10030201CFCF43. 021 ee又eRFeRFVV503. 064.22532 .1133,4 . 024.25083 .10032211取3 . 1,44. 0; 0, 12211YXYX24故NFYRXPNRP6 .24642 .11333 . 124.225344. 0,24.25082222211取1PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷0 . 1Tf系数，寿命系数。由 P218 公式 11.1c 得轴承 1 的寿命0 . 1Pf3 hPfCfnLPTh60868

39、24.25080 . 1235000 . 1194.225601060103626已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028，故轴承寿命满足要求hhLL253 输出轴输出轴1）计算齿轮上的作用力）计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮 4 所受的力与齿轮 3 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力NFa03.3014NFr91.12544NFt72.335242）平移轴向力所产生的弯矩为）平移轴向力所产生的弯矩为：26mmNdFMaH26.329692043.21903.30124443）计算轴承支撑反力）计算轴承支撑反力 竖直方

40、向，轴承 1NFRtv9 .21091167372.33521167341 轴承 2NFFRVtv82.12429 .210972.3352142 水平方向，轴承 1 ， NMFRHrH65.107311626.329697391.125411673441轴承 2，NRFRHrH26.18165.107391.1254442 轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH36.236765.10739 .21092221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH97.125526.18182.124222222224）计算危险截面弯矩）计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 mmNRMVV7 .

41、90725439 .21094311 水平方向mmNRMHH95.461664365.10734311 其合成弯矩为mmNMMMHV56.10179695.461667 .907252221211 a-a 剖面右侧，竖直方向mmNMMVV7 .9072512 水平方向mmNRMHH98.132317326.1817322 其合成弯矩为mmNMMMHV54.9168598.132317 .907252222222危险截面在 a-a 剖面左侧。5）计算截面应力）计算截面应力 初定齿轮 4 的轴径为=44mm，连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择4d=128，t=5mm,=28mm。hb

42、2l 由参考文献1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量 35.7481442)544(512441 . 02)()( 1 . 0/23424343dtdbtdmmW27抗扭剖面模量 75.15999442)544(512442 . 02)()(2 . 0/23424343dtdbtdmmWT弯曲应力MPaWMb61.1335.748156.1017961 0,61.13cbaMPa扭剪应力MPaWTTT81.2175.15999911.3489633 MPaTma9 .10281.2126）计算安全系数）计算安全系数对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度

43、极限=650MPaB弯曲疲劳极限=300MPa1扭转疲劳极限=155MPa1由表 10.1 注查得材料等效系数：1 . 0, 2 . 0轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92. 0绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：78. 0,82. 0键槽应力集中系数由附表 10.4 查得：（插值法）2 . 3, 6 . 3KK由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数49. 602 . 09 .1082. 092. 02 . 33001maKS12. 39 .101 . 09 .1078. 092. 02 . 31551maKS288 . 212. 34

44、9. 612. 349. 62222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的7）校核键连接的强度）校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择=108，t=5mm, =70mm。轴hbl径为=35mmd联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP08.83)1070(835911.3489634)(43齿轮选用双键连接，180 度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力MPabldhTP92.123)1228(8442911.3489634)(243由于键，轴的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得，显然键连接M

45、PaP150120的强度足够！8）计算轴承寿命）计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7208C 轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额rC定静负荷=20.5KN0C 轴承 1 的内部轴向力为：NRS94.94636.23674 . 04 . 011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS36.50297.12554 . 04 . 022 由于14239.80303.30136.502SNFSa轴承 1 的轴向力NSF94.94611 故轴承 2 的轴向力NFSFa91.64503.30194.946412由 由参考文献1P220 表 11.12 可查0314. 020500

46、91.645,046. 02050094.9460201CFCF得：40. 0,43. 021ee29又222111512. 097.125591.645,4 . 036.236794.946eRFeRFVV取4 . 1,44. 0; 0, 12211YXYX故NFYRXPNRP9 .145691.6454 . 197.125544. 0,86.23672222211取1PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷0 . 1Tf系数，寿命系数。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命0 . 1Pf3 hPfCfnLPTh536361

47、03 . 386.23670 . 1268000 . 1947.7260106010已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028，故轴承寿命满足要求hhLL10 选择联轴器选择联轴器1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器载荷计算.从动轴：公称转矩：mmNT531027. 5查课本,选取114343表P5 . 1aK所以转矩 mNmmNTKTaca5 .7905275 . 13因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册11222选取 LX3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nmm.最大转速为4750r/min.轴径为8030主动轴公

48、称转矩：mmNT5110118. 430查课本,选取114343表P5 . 1aK所以转矩 mNmmNTKTaca77.6118.415 . 11因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册11222选取 LX1 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 250Nmm.最大转速为850r/min。11 润滑方式润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于 2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986） ，牌号选 68 号。润滑油在油池中的深度保持在 6880mm 之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980） 。牌号为 ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间