西安交通大学机械设计课程设计作品——展开式二级斜齿轮减速器设计说明书

1、西安交通大学机械学院精勤求学、敦笃励志、果毅力行、忠恕任事34机械设计课程设计说明书院业级号名师 专班学姓教西安交通大学机械学院机械设计制造机设051200501206李东旭张望中2007年12月21日目录一、设计数据及要求 3.1. 工作机有效功率3.2. 查各零件传动效率值3.3. 电动机输出功率4.4. 工作机转速.4.5. 选择电动机.4.6. 理论总传动比4.7. 传动比分配.4.8. 各轴转速5.9. 各轴输入功率： 5.10. 电机输出转矩：5.11客轴的转矩5.12.误差6.三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 6四、齿轮传动校核计算6.（一）、高速级6.（二）、低速级1.0

2、五、初算轴径14六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 1.5（一）、中间轴1.5（二）、输入轴21（三）、输出轴25七、选择联轴器 29八、润滑方式29九、减速器附件：.3.0H一、参考文献.30、设计数据及要求F=2500Nd=260mm机器年产量：大批； 机器载荷特性：平稳；v=1.0m/s机器工作环境：清洁；机器的最短工作年限：五年二班;传动装置尚图二、确定各轴功率、转矩及电机型号1. 工作机有效功率Pw = F v = 2500 1 =2.5Kw2. 查各零件传动效率值联轴器（弹性）=0.99,轴承。2 =0.99,齿轮 气=0.97 滚筒 气=0.96故：'=12 . ： . ；

3、 . 4 = 0.992 0.994 0.972 0.96 = 0.85405I 匕 33. 电动机输出功率P 2.5R = = = 2.94Kw'0.854054. 工作机转速60 1000vnw60 10003.14 260= 73.46r/min电动机转速的可选范围：nd =nw厂= 73.46x(840) =5872938r/min取10005. 选择电动机选电动机型号为 Y132S 6,同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw电动机外形尺寸中心局H外形尺寸L1 K (b2 /2 +b)X h底脚安装尺寸AK B底脚螺栓直径K轴伸尺寸DXE建联接部分

4、尺寸FX CD132475*135/2 + 210)*315216X1401238 X8010X 86. 理论总传动比960i总= 13.0773.467. 传动比分配取h =1.4n乂iz -in =、故 ii =4.263 , in =3.0668.各轴转速几=id =960r / minni96 0m = =225 9 4/minii 4.2 6 3nn225.1943.066=73.45r /m i n9. 各轴输入功率:Pi =Pd1 =2.94 0.99 = 2.9106KwP =R2 3 =2.9106 0.99 0.97 =2.7950KwPm =Pu 2 3 =2.7950

5、0.99 0.97 =2.6840KwPn =Pmi =2.6840 0.99 = 2.6306KwTd =9.55 106 Pdnd10. 电机输出转矩:= 9.55 106 2.940 = 29246.875N mm96011. 各轴的转矩Ti =Td1 =29246.875 0.99 = 28954.406N mmTu =Ti 2 3 ii = 28954.406 0.99 0.97 4.263= 118949.432 N mmT = tcc i1 m 1 n 23 m= 118948.432 0.99 0.97 3.066 = 348963.911 N mmTn =Tm 已=34896

6、3.911 x 0.99 = 345474.272N mmT带=Tn 4 3 = 345474272 0.96 0.99 = 328338.748N mm12.误差328338.748-2500 1302500 130100% =1.02%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Y /%电机轴2.94029246.875960199I轴2.910628954.4069604.26396n 轴2.7950118949.432225.403.06696m 轴2.6840348963.91173.46IV轴2.6306345474.27273.4

7、6198三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC,齿轮均为硬齿面，闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、高速级1 .传动主要尺寸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。由参考文献1P138公式8.13可得：2KTMYsY；Lz；刁F式中各参数为:(1) 小齿轮传递的转矩：T = 28954.406N mm(2) 初选乙=19,则 Z2 =iizi =4.263x19=81式中：Z2大齿轮数；ii 高速级齿轮传动比。(3) 由参考文献1 P144表8.6,选取齿

8、宽系数 =0.5。(4) 初取螺旋角P =12'。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：1111；一 =1.88-3.2() cos 1.88-3.2 () cos12 =1.636z1 z219 81由参考文献1 P140图8.21取重合度系数 Y=0.72由式 8.2 得邛=0.318 牝 ztanE =0.318 0.5乂 19乂 tan12'= 0.642由图8.26查得螺旋角系数 丫日=0.95(5) 初取齿轮载荷系数 Kt=1.3。(6) 齿形系数YF和应力修正系数 YS :齿轮当量齿数为。1 = V: = 20.303,。2 = -= v三=86

9、.551cos - cos 12cos - cos 12由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数 YF1 =2.79 , YF 2=2.20由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数 Ys1=1.56, Ys2=1.78(7)许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得：oF =YN"imSf由参考文献1 P146图8.28 (h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：bFlim1 =340 MPa 和bFlim2 =340 MPa 。由参考文献1 P147表8.7,取安全系数 Sf=1.25。小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为N1= 60n1aL 60

10、960 1 2 8 250 5 = 2.304 108N2Ni 2.304 10875.404 10 4.263II式中：a齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数;Lk 齿轮工作时间。由参考文献1P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:YN1 =YN21.0故许用弯曲应力为VfiYN1"m1.0 340N1 Flim = 272MPa1.25Sf所以-F2YF1YS1刁F1Yf2Ys2句F2YfYYN2F lIm 2Sf1.0 340=272 MPa1.252.79 1.56= 0.01600 2722.20 1.78 =0.01440272；F ；F2yF2yS22 = 0.01440初

11、算齿轮法面模数mntmnt _3dZ12Ef0.5 1922 1.3 28954.406 0.72 0.95 cos 120.01440 = 1.5792 .计算传动尺寸(1)计算载荷系数 K由参考文献1P130表8.3查得使用Ka =1.0v _ 兀dm_丸mntzc= 3.14勺.579勺9尺960 _ 1 541m/s60 1000 60 1000 cos12 60 1000 cos12由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 Kv=1.1;由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数K£ = 1.13;由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数K。= 1.4

12、 ,则K = KaKvK K. =1.0 1.1 1.13 1.4=1.74(2)对mt进行修正，并圆整为标准模数K1.74mn = mq1.579 31.74n nt Kt1.3由参考文献1 P124按表8.1，圆整为m = 2mm(3)计算传动尺寸。中心距a = mn(z1 Z2)= 2 (19 81) = 102.23mm2 cos -2 cos12圆整为105mmmn(z1 z2)2 (19 81)修正螺旋角 -=arccos-1= = 17 45 102 192cos ：2 cos12小齿轮分度圆直径d1 = T_- = 39.900mmcos - cos17 45 10大齿轮分度圆

13、直径d2mnZ22 81-=:=170.100mmcos - cos17 45 10b = dd1 =0.5 39.900 = 19.95mm圆整b=20mm取 b2 =b = 20mm ,b1 = 25mm式中： b小齿轮齿厚；b2 大齿轮齿厚。3. 校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7h hZeZhZEbJ2 虹1'. bd1u式中各参数：(1) 齿数比 u =ii =4.263。(2) 由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数 ZE=189.8/MPa 。(3) 由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数 Zh =2.38。(4) 由参考文献1 P136图

14、8.15查得重合度系数 Z =0.8S-(5) 由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 Zg = 0.97(5)由参考文献1 P145公式8.26" =ZN；Him计算许用接触应力式中：cth lim接触疲劳极限，由参考文献1 P146图 8.28 ()分别查得 bHlim1 =1100MPa ,<THlim2 =110°MPa ；Zn寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得Zn1 =1, Zn2=1；安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得SH =1.0。1.0 1100故 ；H1= 1100MPa =；H21.07 7 7 72KT1 u 1J H

15、1 =ZeZhZ Z :.bd u= 189.8 2.38 0.8 0.972 1.74 28954.406 4.263 1X4.263220 39.92= 692.87Ma <h1满足齿面接触疲劳强度。(二)、低速级1.传动主要尺寸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。由参考文献1P138公式8.13可得：m 32KTMYsY；dzHf式中各参数为:(1)小齿轮传递的转矩：L =118948.432N mm(2)初选 z3 =23,则 z4 =Lz3 =3.06623 = 71式中：Z4大齿轮数;in 低速级齿轮传动比。(3)(4)由参考文

16、献1 P144表8.6,选取齿宽系数 牝=0.5 初取螺旋角 E=12 '。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度:1111;一 =1.88-3.2( )cos .n1.88-3.2 () cos12 -1.659Z3 Z423 71由参考文献1 P140图8.21取重合度系数 Y=0.71由式 8.2 得耳日=0.318轧乙 tanE = 0.318尺 0.5尺 23乂 tan12'= 0.777由图8.26查得螺旋角系数 丫臼=0.93(5)初取齿轮载荷系数Kt=1.3。(6)齿形系数Yf和应力修正系数 Ys :齿轮当量齿数为Zv3Z323-=3: = 24

17、.039， Zv4 cos - cos 12_ Z4 cos"71 cos312=72.586由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数 YF3=2.65 , YF4=2.28由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数 Ys3=1.57, Ys4=1.76(7)许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得：bF =YN；Flim由参考文献1 P146图8.28 (h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:%iim3 =340 MPa 和 Jiim4 =340 MPa 。由参考文献1 P147表8.7,取安全系数 SF =1.25。小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循

18、环次数分别为：N3 =60nu aLh =60 225.194 1 2 8 250 5 = 2.693 108K1 N32.693 108c c“7N4 = = = 8.724 10in 3.066式中：a齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数;Lk 齿轮工作时间。由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：YN3 = YN4 =1.0故许用弯曲应力为。F 3YN3；;Flim1.0 340n3 Flim =272M Pa1.25Sf所以Vf4YF3YS3F3YF 4YS4二F4YfYYN4；- F lim 4Sf1.0 340= 272MPa1.252.65 1.57 =0.015302

19、722.28 1.76 =0.01475272ofo】F4土 =0.01475初算齿轮法面模数mntmnt 325 "cos""%dZ2；f20.5 232 1.3 118949 0.71 0.93 cos12 0.01475 = 2.2172 .计算传动尺寸(1)计算载荷系数 K由参考文献1 P130 表 8.3查得使用 Ka =1.060 1000：mntZ3m60 1000 cos123.14 2.217 23 225.19460 1000 cos12= 0.614m/s由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 Kv=1.07；由参考文献1 P132图8.

20、11查得齿向载荷分布系数Kp=1.14;由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数K© = 1.4 ,则K =KAKvK K . =1.0 1.07 1.14 1.4 =1.7077(2)对mnt进行修正，并圆整为标准模数Kmn=mntV/=2.217F 1.31.7077=2.428由参考文献1 P124按表8.1,圆整为 (3)计算传动尺寸。m = 3mm中心距mn(Z3 Z4) a =2 cos :2 (23 71)144.150mm2 cos12圆整为145mm修正螺旋角:=arccosmn(z3 Z4)2 (23 71) =13 29 .21.2 cos12小齿轮分

21、度圆直径mnz3dn3 cos 12 23=70.957mm cos13 29 21大齿轮分度圆直径d4mnZ4cos :2 71219.043mmcos13 29 21b = dd3 = 0.5 70.957 = 35.478mm圆整b=35mm取 b4 =b = 40mm ,b3 = 35mm式中：b3 小齿轮齿厚；b4 大齿轮齿厚。3. 校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 oH =ZeZhZ#Zb |竺上虹1'bd3 u式中各参数：(1) 齿数比u =上=3.066。(2) 由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数Ze =189.8垃MPa 。(3) 由参考文

22、献1 P136图8.14查得节点区域系数 Zh =2.44。(4) 由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 Z = 0.815(5) 由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 Z& =0.984Sh(5)由参考文献1 P145公式8.26sh =*：理 计算许用接触应力式中：Hlim 接触疲劳极限，由参考文献1P146图 8.28 ()分别查得 bHlim1 =1100MPa ,Zn Hlim2 =11O0MPa ；寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得Zn3=1, Zn4 =1；Sh 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得Sh =1.0。故oH30 1100

23、 =1100MPa =；H41.02KTu U 1F =ZeZhZ Z ： .bd3 u=189.8 2.44 0.815 0.984_2350.795 722 1.7077 118949.432 3.066 13.066= 648.85Ma< ghi满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径：di芝C3兰=1063：2.9106 =15.34mm。考虑到键对轴强度的削n】 960弱及联轴器对轴径的要求，最后取d =25mm。中间轴的最小直径：dn芝C3.旦=10631 2.7950 = 24.54mm。考虑到键对轴强度的,nu- 225.1

24、94削弱及轴承寿命的要求，最后取 du =35mm输出轴的最小直径：d m >c4P =1063Y nm 12.6840 = 33.24mm。考虑到键对轴强度的72.947削弱及联轴器对轴径的要求，最后取dm =35mm。106式中：C由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193表10.2,取C六、校核轴及键的强度和轴承寿命:（一）、中间轴中间轴及其零件简图1. 齿轮2 （高速级从动轮）的受力计算:由参考文献1P140公式8.16可知t22Ld22 118949.432170.100310 =139858NFr2 =Ft2tan：t2 =1398.58 tan20=534.49 N c

25、os17 45 10Fa2 =F2tan ： =534.49 tan17 4510 = 171.12N a2I 2式中：Ft 2 齿轮所受的圆周力，N;Fr2齿轮所受的径向力，N；Fa2齿轮所受的轴向力，N；7 3B7.51510S556. 0911山川川川I川中同辑哽力网弯拒分析图2. 齿轮3 （低速级主动轮）的受力计算:由参考文献1P140公式8.16可知= 3352.72Nl2Tu2 118949.432 “3Ft310d370.957r3= Ft3 tan： t3= 3352.72tan 20cos13 29 21= 1254.91NFa3 =Fr3tan :2 =1254.91 ta

26、n13 29 21 = 301.03N式中：Ft3 一一齿轮所受的圆周力，N；Fr3 -齿轮所受的径向力，N；Fa3 -齿轮所受的轴向力，N；3. 齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为d2170.100MH2 = Fa2 二=171.12-14553.756N mm22MH3 = Fa3 也=301.03 70'57 =10680.093N mm 224.轴向外部轴向力合力为:Fa =Fa3 - Fa2 =301.03-171.12 = 129.91N5. 计算轴承支反力竖直方向，轴承1 RvFt 3 73.3 Ft2 33.3116.6= 2507.09N轴承2 R2v尝53=224

27、4.21N116.6Fa3 73.3 Fa2 33.3 M H3 一 MH2水平方向，轴承 1 Rih =a2空=76.04N ,与所设116.6方向相反。轴承2 R2H=-205.95N ,与所设116.6Fa2 83.3 -Fa3 43.3 - M H3 - M h2方向相反。轴承 1 的总支撑反力：R1 =Jr,h2 +R1V2 = J76.042 +2507.092 =2508.24N轴承 2 的总支撑反力：R2 =i?R2h2 + R2v2 = V205.952 +2244.212 =2253.46N6. 计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向Mva=Rv 43.3 = 2507.

28、09x 43.3= 109556997N mm水平方向 MHa =Rh 43.3 = 76.04 43.3 =3292.532N mmb-b 剖面右侧，竖直方向 MVb=R2V 33.3 = 2244.21 x 33.3= 74732.193N mm水平方向 M Hb =R2ih 33.3 =205.95 33.3 = 6858.135N mma-a剖面右侧合成弯矩为Ma = MVa2 (MH3 -MHa)2 = 109556.9972 (10680.093 - 3292.532)2 =109805.79N mmb-b剖面左侧合成弯矩为Mb = Mvb2 (MHb - Mh2)2 = 7473

29、2.1932 (6858.135 -3292.532)2 =75127.38N mm故a-a剖面右侧为危险截面。7. 计算应力初定齿轮2的轴径为d=38mm,轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135表11.28 选择 bxh=10X 8, t=5mm, b=25mm。齿轮 3 轴径为 d3=40mm，连接键由 P135 表 11.28 选 择 bxh=12 X 8, t=5mm, l3=32mm，毂槽深度 t1=3.3mm。由(d3 -d3)/2 -(1 0.25)m2/cos-t1= (70.957 -40)/2 -1.25 3/cos13 29 21 - 3.3 =8.32mm2.5

30、m2/cosE2 =2.5乂 3/cos132921"=7.71mm<8.32mm，故齿轮 3 可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮 3处）危险，故: 抗弯剖面模量bt(d3 -t)2.2W/mm3 =0.1(d3)33 12 5 (40 -5)2-=0.1 403 (= 6373.752d32 40抗扭剖面模量WT / mm33 bt(d3 -t)2312 5 (40- 5)2= 0.2(d3)3 - ( 3) =0.2 403 ( =12773.752d2 40弯曲应力cbMaW109805.796373.75= 17.23MPaoa =cb =17.23MPa,；c =0扭

31、剪应力-=T2Wt118949.43212773.75= 9.31MPat 9.31a = m = 一 =一 =4.66MPa228. 计算安全系数对调质处理的45偕冈，由参考文献1P192表10.1知：抗拉强度极限c、=650MPa弯曲疲劳极限c-】=300MPa扭转疲劳极限.=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：巾 = 0.2, % = 0.1轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得日=0.92绝对尺寸系数由附图10.1查得：常如82,、0.78键槽应力集中系数由附表 10.4查得：Ke = 1.825, K, =1.625 （插值法）由参考文献1P201公式

32、10.5, 10.6得，安全系数迎 =7.1971.825 17.23 0.2 0 0.92 0.82155=14.067.m 1.6254.66 0.1 4.66s=%S0.92 0.787.197 14.067-6.4 .S2 S2. 7.1972 14.0672查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然S>S,故危险截面是安全的9. 校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力P2齿轮3处键连接的挤压应力P34Ed2h(l2 -b)4 118949.432104.3MPa38 8 (25-10)4T2d3h(l3 -b)4 118949.43274.343MP40 8 (

33、32-12)由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献1查得oP =120150MPa ,显然键连接的强度足够!10. 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C=23.5KN ,基本额定 静负荷 C0=17.5KNgHh L 毒轴承轴向力分析圈轴承 1 的内部轴向力为：Si =0.4Ri =0.4乂 2508.24 = 1003.3N轴承 2 的内部轴向力为：S2 =0.4R2 =0.42253.64 = 901.456N故轴承1的轴向力F& =& =1003.3N ,轴承 2 的轴向力 F =& + Fa =1003.3 十

34、129.9 = 1133.2N,F.11003.3F一 21133.2由 W = 7500 =0.057, =7500 =0。65 由参考文献1P220 表 11.12 可查得:10033F 一21133.2=0.4 :e,2 =0.503 eR2VR1V 2508.24R2V2253.64取 X1 =1,丫1 = 0； X 2 = 0.44, Y2 =1.3故R =R1 =2508.24N,P2 =X2R2 Y2F _ 2 =0.44 2253.24 1.3 1133.2-2464.6N取 P =P1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fT =1.

35、0,载荷系数fP =1.0,寿命系数8=3。由P218公式11.1c得轴承1的寿命6 r r c *86V.310 fT C10' 1.0 x 23500 ;只口只席 a =I = 6 0 8 61860n2、fp P ,60 X225.194 <1. 2508.24 )已知工作年限为 5年2班，故轴承预期寿命 Lh=8x2x300x5 = 24000hLhLh ,故轴承寿命满足要求（二）、输入轴ssx物尺寸段耳等件1. 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，方向相反。即：轴向力Fa1 =171.12N，径向力 Fri =534

36、.49N，圆周力 Ft1 =1398.58N2.平移轴向力所产生的弯矩为M1H =Fa也=171.12 陞 =3413.844N mm 223.计算轴承支撑反力Ft1 33 1398.58 33竖直方向，轴承1 R1v = = =397.87N116116轴承2 R2vFt1 83 1398.58 83=把。=1000.71 N116116水平方向，轴承1Fr1 33-Mhi 534.49 33-3413.844对=116=116=126.62N ,轴承 2R2H =Fr1 -R1H =534.49-126.62 =411.87N ,轴承 1 的总支撑反力：R1 =a/Rh2 +侦 =126.

37、622 +397.872 =417.53N轴承 2 的总支撑反力：R2 =v：R2H2 +R2V2 =<411.872 +1000.712 =1082.15N4. 计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向 Mvi=Riv 83 = 397.8x83 = 33017.4N mm水平方向 Mhi=Rh 83=126.62 83 =10509.46N mm其合成弯矩为 Mi = .Mvi2Mhi2 = 33017.42 10509.462 = 34649.46N mma-a剖面右侧，竖直方向 MV2 =M V1 =33017.4N mm水平方向MH2=MH1 -M1H =10509.46-34

38、13.84 =7095.616N mm其合成弯矩为 M2 = ,Mv22 Mh22 = 33017.427095.6162 =33771.2N mm危险截面在a-a剖面左侧。5. 计算截面应力由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量 W/mm3 =土 =39旦 =6352.121010cd,339 93抗扭剖面模量Wt / mm3 =叫=39 =12704.2455M134649.6415.45MPa6352.12oa =cb =5.45MPa,L =0Ti28954.406扭剪应力.T=2.28MPaWT12704.24-t 2.28=1.14MPa226. 计算安全系数对调质处理的

39、45蹦，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限oB=650MPa弯曲疲劳极限二 1 =300MPa扭转疲劳极限.=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：巾。=0.2,巾丁 = 0.1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P =0.92绝对尺寸系数由附图10.1查得：&r = 0.84, j = 0.8300由参考文献1P201公式10.5, 10.6得，安全系数=42.540.92 0.845.45 0.2 0155a ".m0.92 0.811.14 0.1 1.14= 93.242.54 93.2S =,s" S2. 42.

40、54 293.22= 39.3查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然S>S,故危险截面是安全的7.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 bxh=8 X 7, t=4mm, l =40mm。轴径为 d =25mm联轴器处键连接的挤压应力4Ti4 28954.40620.68MPa dh(l -b) 25 7 (40 -8)由于键，轴的材料都为45号钢,由参考文献1查得bp =120150MPa ,显然键连接的强度足够！8. 计算轴承寿命由参考文献2P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 Cr =17.8KN ,基本额定静

41、负荷C0=12.8KNr-jr siA= 111. 12 S2gK轴承轴向力分析图轴承 1 的内部轴向力为：S1 =0.4R1 =0.4X417.53 = 167.01N轴承 2 的内部轴向力为：S2 =0.4R2 =0.4x1082.15 = 432.86N由于 S1Fa1 =167.01 171.1 =338.11N : S2故轴承 1 的轴向力 F& =S2 Fa1 =432.86171.1 = 261.76N ,轴承2的轴向力F& =S2 =432.86N 一2 2,F.1 338.11F.2432.86由 =0.02, = =0.034 由参考又献1P220 表 11

42、.12 可查得:Co12800Co12800e1 =0.38,e2 =0.40又旦1 =坦业R1V417.53= 0.63 e1,F：2 _ 432.86R2V - 1082.15=0.4=巳取 X1 =0.44,Y1 =1.47; X2 =1,Y2 =0故P2 =R2 =1082.15N,P1 =XR Y1F：=0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N取 P = P2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fT =1.0,载荷系数fP =1.0,寿命系数8=3。由P218公式11.1c得轴承2的寿命106气C、谷106/60n1

43、PJ一 60 x 960<1Lh31.0 17800.0 1082.15=7 7 2 h3已知工作年限为 5年2班，故轴承预期寿命 Lh=8x2x300x5 = 24000hLh a Lh ,故轴承寿命满足要求（三）、输出轴成出抽示竟131.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 Fa4 =301.03N，径向力 F4 =1254.91N，圆周力 Ft4 =3352.72N2. 平移轴向力所产生的弯矩为：d4219.043M4H =Fa4 二=301.03 =32969.26N mm223. 计算轴承支撑反力Ft4 7

44、3 3352.72 73竖直方向，轴承 1 R1v =圣 = =2109.9N116116轴承 2 R2v =孔=% =3352.72 - 2109.9 = 1242.82N116一 F4 73 MH4水平方向，轴承1 Rh =H±1161254.91 73 32969.26 “一“， = 1073.65N ,轴承 2R2H =Fr4 -R4H =1254.91 -1073.65 = 181.26N ,轴承 1 的总支撑反力：R1 = (Rh2 十 Rv2 = J2109.92 + 1073.652 = 2367.36N轴承 2 的总支撑反力：R2 =<R2h2 + R2V2

45、=*1242.822 十 181.262 =1255.97N4. 计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MviR1V 43 = 2109.9 43 = 90725.7N mm水平方向Mhi = R1H43 =1073.65 43 = 46166.95N mm其合成弯矩为 M1 = MV12 MH12 = 90725.7246166.952 =101796.56N mma-a剖面右侧，竖直方向 Mv2 =M vi =90725.7N mm水平方向 MH2=R2H 73 = 181.26 73 = 13231.98N mm其合成弯矩为 M2 = Mv22 M H22 = 90725.721323

46、1.982 =91685.54N mm危险截面在a-a剖面左侧。5. 计算截面应力初定齿轮4的轴径为d；=44mm ,连接键由参考文献2P135表11.28选择b 乂 h=12X 8,t=5mm, l 2=28mm。由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量西安交通大学机械学院精勤求学、敦笃励志、果毅力行、忠恕任事W/mm3 =0.1(d4)37481.35bt(d4-t)23 12 5 (44-5)2=0.1 X 44 2d42 44抗扭剖面模量WT / mm3=0.2"一¥=0.2 443 12 5(44一5)22 44=15999.75弯曲应力c-bMi W10

47、1796.567481.35= 13.61MPaoa =cb =13.61MPa,；c =0扭剪应力TT3348963.911叫 一 15999.75= 21.81MPaT 21 81a f =口 = JEOMPa 226. 计算安全系数对调质处理的45#!冈，由参考文献1P192表10.1知：抗拉强度极限c-B=650MPa弯曲疲劳极限c-】=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：巾。=0.2, % = 0.1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E =0.92绝对尺寸系数由附图10.1查得：8 = 0.82=0.78kJ¥键

48、槽应力集中系数由附表 10.4查得：K = 3.6, Kt=3.2 （插值法）由参考文献1P201公式10.5, 10.6得，安全系数300=6.493.2 10.9 0.2 0 0.92 0.823.20.92 0.7815510.9 0.1 10.9。项款 6班 * 3.12_2 8S： S26.4923.122查P202表10.5得许用安全系数S=1. 51.8，显然S>S,故危险截面是安全的7. 校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献径为d =35mm2P135 表 11.28 选择 bxh=10 x 8, t=5mm, l =70mm。轴一4To4 348963 911联轴器

49、处键连接的挤压应力 二P =4 348963911 = 83.08MPadh(l-b) 35 8 (70 -10)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4T3-P 一 2dh(l - b)4 348963.9112 44 8 (28 -12)= 123.92MPa由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得sp =120150MPa，显然键连接的强度足够！8. 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Cr =26.8KN ,基本额定 静负荷C0=20.5KNA= 301. 03轴承轴向力分析图轴承 1 的内部轴向力为：S1 =0.4R

50、1 =0.4X 2367.36 = 946.94N轴承 2 的内部轴向力为：S2 =0.4R2 =0.4 x 1255.97 =502.36N由于 S2 Fa4 =502.36 301.03 = 803.39N : S1轴承1的轴向力F& =§ =946.94N故轴承 2 的轴向力 F =S Fa4 =946.94301.03= 645.91N,F.1 946.94F-2 645.91 由 =0.046,二=0.0314由参考文献1P220表11.12可查C。20500C。20500得：e =0.43® =0.4036西安交通大学机械学院精勤求学、敦笃励志、果毅力行、忠恕任事946.942367.36F 2= 0.4 ：e,=R2V645.911255.97= 0.512 e2取 X1 =1,Y =0;X2 =0.44,Y2 =1.4故R =R1 =2367.86N, P2 =X2R2 Y2F_2 =0.44 1255.97 1.4 645.91 =1456.9N取 P =P