二减速器机械实施方案课程实施方案计算说明书

1、个人收集整理 -仅供参考学 号：机械设计课程设计题目热处理车间清洗零件输送设备地 传动装置教学院机电工程学院专业机械设计制造及其自动化班级姓名指导教师年 月日目录目 录 1b5E2R。一、传动方案拟定 2p1Ean。二、电动机选择 3DXDiT。1.电动机功率选择 3RTCrp。2.确定电动机转速 35PCzV。3.确定电动机型号 3jLBHr 。 三、理论总传动比及各级传动比分配4xHAQX。四、运动参数及动力参数计算4LDAYt。五、传动零件地设计计算4Zzz6Z。1.皮带轮传动地设计计算4dvzfv 。2.齿轮传动地设计计算6rqyn1 。2.1 高速级齿轮设计计算及校核6Emxvx。2

2、.2 低速级齿轮设计计算11SixE2。3.轴地设计计算 146ewMy。3.1 中间轴地设计计算 14kavU4。3.1.1 初算轴径 14y6v3A。3.1.2 键连接 15M2ub6。3.1.3 轴地受力分析 150YujC。3.1.4 校核轴地强度 16eUts8。3.1.5 键校核 18sQsAE。3.1.6 校核轴承寿命 18GMsIa。3.2 高速轴地设计计算 19TIrRG。3.2.1 初算轴径 197EqZc。3.2.2 键连接 21lzq7I 。3.2.3 轴地受力分析 21zvpge。3.2.4 校核轴地强度 21NrpoJ。3.2.5 校核键连接地强度241nowf。3

3、.2.6 校核轴承寿命 24fjnFL 。3.3 低速轴设计计算 26tfnNh 。3.3.1初算轴径及联轴器地选择 26HbmVN3.3.2键连接 27V7l4j 。3.3.3 轴地受力分析 2783lcP。3.3.4 校核轴地强度 28mZkkl。3.3.6 校核键地强度 30AVktR。3.3.7 校核轴承寿命 30ORjBn。六、润滑方式及密封装置地选择312MiJT。1. 润滑方式 31gIiSp 。2. 密封装置 32uEh0U。七、箱体地结构设计32IAg9q。八、参考文献34WwghW计算过程及计算说明V=0.9m/sD=380mmT=950N.m一、传动方案拟定第六组：热处理

4、车间清洗零件输送设备地传动装置工作条件：该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使 用期限5年(每年按300天计算)，输送带速度容许误差为土 5% .(1)原始数据：滚筒直径 D=380N ;带速V=0.9m/s 滚筒轴转矩T=950N.m.26 / 3861 电动机2 V带传动3 减速器4 联轴器5 滚筒6 输送带图1清洗零件输送设备地传动装置运动简图二、电动机选择1. 电动机功率选择(1)传动装置地总效率：32n总=n带Xq轴承x n齿轮Xq联轴器Xn滚筒=0.96 X 0.99 3 X0.98 X0.99 X0.96=0.84(2)电机所需地工作功率P 工作=FV/1000 n

5、总=5000 X 0.9/1000 X0.84=5.36KW2. 确定电动机转速计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=60 X 1000 X 0.9/3.14X380=45.3r/min按手册P7表1推荐地传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级级减速器 传动比范围l'=840.取V带传动比I 1=24，则总传动比理时范围为 I a=624.故电动机转速地可选范围为n 'd=l 'a Xn 筒=(16160 ) X45.3=724.87248r/min 符合这一范围地同步转速有 750、1000、和1500r/min.根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用

6、地电动机型号：因此 有二种传支比方案：如指导书P15页第一表.综合考虑电动机和传动装置 尺寸、重量、价格和带传动、减速器地传动比，可见第3方案比较适合，则选 n=1500r/min .3. 确定电动机型号根据以上选用地电动机类型，所需地额定功率及同步转速，选定电 动机型号为Y132S-4.其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min ，额定转 矩2.2.质量68kg.n 滚筒=45.3r/min n 总=0.84P 工作=5.36KW电动机型号Y132S-4三、理论总传动比及各级传动比分配1. 总传动比：i总=门电动/n筒=1440/45.3=31.792. 分配各级伟动比（1

7、） V带传动比i带=24 ，取V带传动比i带=2.5（2）/ i 总=i 二级 xi 带i 二级=i 总/i 带=31.79/2.5=12.716齿轮传动 i1= （1.31.5 ） i2 取 i1=1.4 i 2故 i1=4.2i2=3.02四、运动参数及动力参数计算1. 计算各轴转速（r/min ）nI= n w/i 0=1440/2.5=576r/minnII =n I/i 1=576/4.2=137r/minn 111 =n 11/i 2=137/3.02=45.4r/mi n2. 计算各轴地功率（KW）Pi=P d Xni=5.36 x 0.96=5.28KWPii =P i Xn=

8、P d xn XnI=5.36 x 0.96 X0.98=5.12KWPiii =P ii Xtiiii =5.12 x 0.98=4.97KW3. 计算各轴扭矩（N -mm ）TI=9.55 x 10 6P|/n |=9.55 x 106x5.28/576=87.6N - mTii =9.55 x 106Pii/n ii=9.55 x 106 X5.12/137=356.88N - mTin =9.55 x 106P|/n 111 =9.55 x 106 X4.97/45.4=1045N - m五、传动零件地设计计算1.皮带轮传动地设计计算i 总=31.79 据手册得i 带=2.5 i1=4

9、.2 i2=3.02ni =576r/m in n ii =137r/min n in =45.4r/minPi=5.28KW Pii=5.12KWPiii =4.97KWTi=87.6N - mTii =356.88N - m Tiii =1045N - mdd2 =224mm(1) 选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X 5.5=6.05KW由课本图5-8得：选用A型V带 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐地小带轮基准直径为 75100mm则取 ddi =90mm>dmin=75dd2= i 带 dd1 =2.5 X90=225

10、mm由课本 P74 表 5-4，取 dd2=224mm实际从动轮转速 n2 ' =ndd1/d d2=960 X 100/200=480r/mi n验算带速 V: V=nd d1n 60 X1000=n X90 X 1440/60 X 1000=6.78m/s在525m/s 范围内，带速合适.(2) 确定带长和中心矩根据课本P84式(5-14 )得0. 7(d d1 +d d2) Wa w 2(dd1 +d d2)0. 7(90+224) <a0 W 2 X 90+224)所以有：332.5 mnWa 0 W950mm初定中心距a°=500由课本P84式(5-15 )得

11、：Ld0 =2a °+1.57(d d1 +d d2 )+(d d2-d d1 )/4a 02=2 X 500+1.57(90+224)+(224-90)2/4 X500=1546mm根据课本P71表(5-2 )取Ld=1600mm根据课本P84式(5-16 )得：aa°+L d-L°/2=500+1600-1546/2=527mm(4)验算小带轮包角a1=180 0-(d d2-d d1)/a X57.3 0=180 °-(224-90)/462X57.3 0=165.4 °>120 0 (适用)V=6.78m/s332.5 mnWa

12、0 <950 mm取 a°=500Ld0=1546mmLd=1600 mma0=500mma1=165.4 0（5）确定带地根数根据课本P78表（5-5 ）Pi=1.064KW根据课本P79表（5-6） P1=0.169KW根据课本P81表(5-7 ) Ka =0.9 5根据课本P81表（5-8 ） Kl=0.99由课本P83式（5-12 ）得Z=P c/P ' =R(P 1+ P1)K aKL=6.05心.064+00.169)X0.9552 X0.99=5.17取Z=6根(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m ，由式(5-18 )单根 V带地初

13、 拉力：F0=500P C/ZV (2.5/K a-1 ) +qV 2=500 X 6.05/6 X6.78 x(2.5/0.95-1)+0.1)6078 2=124.9N则作用在轴承地压力Fq,由课本P87式(5-19 )Fq=2ZF 0sin a/2=2 X 4 X124.9sin162.6/2=1481.5N2.齿轮传动地设计计算2.1高速级齿轮设计计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面.小齿轮选用40Cr调质， 齿面硬度为280HBS.大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS ;根据课本P139表6-12选7级精度.齿面精糙度Ra <

14、 1.63.2 叩（2）按齿面接触疲劳强度设计2KT1 u 1(ZeZh Z ；)26Z=6根F0=124.9NFq =1481.5NI1=4.2 乙=21 Z2=89T1=87540N mm确定有关参数如下：传动比i1=4.2取小齿轮齿数Zi=21.则大齿轮齿数：Z2=iZ i=4.2 X 21=88.2 取 Z?=89初取B =14 0由课本 P138 表 6-10 取 ©d=1k t=1.6转矩T1T1=9.55 X 106xp/n 1=9.55 X 106 X5.28/576=87540N mm(4) 载荷系数k由课本P128表6-7 取k=1(5) 许用接触应力chc=0H

15、limZNT/SH 由课本 P134 图 6-33 查得：CHlimZ1 =600 MpacHlimZ2 =550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NlNL1 =60n1rth=60X 576 X 1 X(2 X8 X300 X 5)=8.294 X 108Nl2=N L1/i=8.294X108/4.2=1.97X108由课本P135图6-34查得接触疲劳地寿命系数：Znt1 =0.9 Z nt2 =0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数Sh=1.0c 1 = cHiim1 Znt1 /S h=600 X 0.9/1.0Mpa=540Mpach 2= cHl

16、im2 Znt2/S h=550 X 0.95/1.0Mpa=522.5Mpac= cH 1+ C 2/2=531.25 Mpa故d 、.2Ku+1,Ze Zh 送心d1td1'(-_)®dU6 .*2江1.6汇87540 ,189.8 x 2.4332、2 (4.2+1),d1V()=54.15mmb1.65531.251.2V= nd d1t n60 X 1000=3.14x54.15x576/60x1000=1.63 m/s计算齿宽B及模数m ntb=% Gtmin =154.15 =54.15模数 mnt= d 1t xcos B / Z 1=54.15xcos14

17、0/21=2.5mmh=2.25m nt =2.25x2.5=5.625 mmaHlimZ1 =600Mpa aHlimZ2 =550MpaNl1 =8.294 X 108NL2=1.97 X 108 Znt1 =0.9 Z NT2 =0.95ch 1 =540Mpa ch 2 =522.5MpacH=531.25Mpad1t =54.15mm m nt=2.5mmV= =1.63 m/s m nt=2.5mm h=5.625 mm£ b=1.989 b/h=9.62K A = 1m 3 2Kcos2 ： Yf：Ys;.2dZ1pKV=1.15K ； =1.455K =2.34d1=

18、61.46 mmm n=2.84Zv1 = 22.98zv2 =97.42(TFlim1 =500Mpa(TFlim2 =380MpaYn1 =0.85丫 N2 =0.88Sf=1.421.二 22.98Zv2Z2cos3 :cos31489 二 97.42许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得：二fYNF limSfb/h=54.15/5.625=9.62计算纵向重合度 c b =0.318© d x Z1 xtan B=0.318x1x21xta n140=1.989计算载荷系数K查表10-2使用系数KA=1查图10-8动载荷系数KV =1.15查表10-4齿向载荷

19、分布系数K =1.455查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数K K 二Ka Kv K K： =1x1.15x1.4x1.455=2.34由实际地载荷系数校正所得地分度圆直径d1 = d 1t (K/k t)1/3 =54.15x(2.34/1.6)1/3 =61.46 mmmn =d1cos B / Z 1=61.46x cos140/21=2.84(6)按齿根弯曲强度设计查机械设计基础表11-6,得齿宽系数'd =1小齿轮上地转矩T87.6N m齿形系数Zv1二3 ：3cos P cos 14刁F1 =303.57MPa刁F2 二 238.86MP由参考文献1 P146图8

20、.28 (h)可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为:匚Fim1 = 500 MPa 和二 F|im 2 二 380 MPa .由参考文献1 P147表8.7,取安全系数Sf=1.4.由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:YN1 - 0.85,Yn2 - 0.88故许用弯曲应力为二F1Yn1”J F limSf0.85 5001.4= 303.57MPa二F 2YN2；F Iim20.88 380 = 238.86MPSF1.4查机械设计基础图11-8得：丫巳.1二2.69 , 丫一2二2.2.19查机械设计基础图11-9得：Ys：.1 = 1.575 , Ys：.2 = 1.7

21、85因为Yf ：1 Ys：1fh2.69 1.575303.57= 0.01395 和Yf ：2 YS .2；十22.19 1.785238.86= 0.01636 比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算 法向模数mn -32KT1COS2丫已 Ys：mnJ 2 2.17： 87.54： 103： cos214：V1.65 沢 2120.01636 二 2.01mm取 mn = 2.0mm由 Z1 =d1cos B /mn=29.81 取 Z1=30 则 Z2=4.2x30=126 计算中心距a(Z1 Z2)mna =:2 cos P圆整为161mm.确定螺旋角：(30126) 32 cos14mm

22、 = 160.82 mm，arccos(W)mn = arccos(3°126)22T612a二 14 3'1"确定齿轮地分度圆直径:丫巳1 二 2.69 丫巳2 二 2.19Ys 卄 1.575Ys 1.785m 二 2.0mm乙=30Z2=126 a=161mm二 14 3'1"d厂 61.92mm d2 = 260.02mm召mn30汉2心d =n = 61.92mm1 cosBcos14%Tzn126 汉 2cccccd2 = f n = 260.02mm2 cosBcos14°3'1"齿轮宽度：b = *dd

23、V 61.4 61.46mm 圆整后取 B2 = 65mm ；= 70mm .b= 61.46mmB2 = 65mmB = 70mm11=3.02Z1=24Z2=73T1 =356000N mm2.2低速级齿轮设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面小齿轮选用40Cr调质， 齿面硬度为280HBS.大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS ；根 据课本P139表6-12选7级精度.齿面精糙度Ra < 1.63.2 叩(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d 1 =3 由式(6-15 )2KT1 U 2 比 J：dU '二 h确定有关参数如下：传

24、动比i1 =3.02取小齿轮齿数Z1=24.则大齿轮齿数:Z2=iZ 1=4.2 X 24=72.48 取 Z?=73初取B =14 0由课本P138表6-10 取机=1kt=1.6(3) 转矩T1=9.55 X 106XP/n 1=9.55 X 106 X5.12/137=356000N mm(4) 载荷系数k由课本P128表6-7 取k=1(5) 许用接触应力chc= CHlimZNT/SH 由课本 P134 图 6-33 查得:cHlimZ1 =600 MpacHlimZ2 =550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NlNl1 =60n1rth=60 X 137 X 1 X(

25、2 X8 X300 X 5)=1.972 X 108NL2=N L1/i=8.294X10 8/4.2=6.53X107由课本P135图6-34查得接触疲劳地寿命系数:ZNT1 =0.98 ZNT2 =1通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数Sh=1.0c 1 = cHlim1 Znt1 /S h=600 X 0.98/1.0Mpa=588Mpac2= cHlim2 ZNT2/S H=550 X 1/1.0MpaaHlimZ1 =600Mpa aHlimZ2 =550MpaNl1=1.972 X 108Nl2=6.53 X 107Z nt1 =0.98ZnT2 =1ch 1 =5

26、88Mpach 2=550Mpacci=569Mpad1t =84.56mm=550Mpaqh= oh 1 + 弔2/2=569 Mpa故d 一J2Ku+1/Ze Zh .2d it 亠di =31 ()ue2 如.6 汉 87540189.8 汉 2.4332 2 (4.2 +1 )d1t 兰() ''=84.59mm1.65531.251.2V= nd d1t n60 X 1000=3.14x84.59x137/60x1000=0.61 m/s计算齿宽B及模数m ntb = ®d 'd1tmin = 1 汉84.59 = 84.59模数 mnt= d 1t

27、 xcos B / Z 1=84.59xcos140/24=3.42mmh=2.25m nt =2.25x3.42=7.69 mmb/h=84.59/7.69=11计算纵向重合度 c b =0.318© d x Z1 xtan B=0.318x1x24xta n140=1.903计算载荷系数K查表10-2使用系数KA=1查图10-8动载荷系数KV =1.05查表10-4齿向载荷分布系数K p=1.465查表10-3齿向载荷分布系数Ka =1.4则载荷系数K K = Ka Kv Kp Ka=1x1.05x1.4x1.465=2.15由实际地载荷系数校正所得地分度圆直径d1 = d 1t

28、 (K/k t)1/3 =84.59x(2.15/1.6)1/3 =93.35 mmmn =d1cos B / Z 1=93.35x cos140/24=3.8(6)按齿根弯曲强度设计m 打2KT1cos2B YfoYs.mn a2V*dZ1Hf查机械设计基础表11-6,得齿宽系数 =1小齿轮上地转矩T, =3.56N mz124齿形系数Zs -3R 一3 q - 2627cos P cos 14V=0.61 m/s m nt=3.42mm h=7.69 mmc b=1.903 b/h=11Ka=1Kv=1.05K 目=1.465K =2.15d1=93.35 mmm n=3.8zv1 = 2

29、6.27zv2 = 79.91(rFlim1 =500Mpa0Flim2 =380MpaZv2Z273COS3 :cos314二 79.91Yni =0.91 Y n2 =0.97 Sf=1许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得：；f二丫N“limSf由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为：；Fimi =500 MPa 禾口二 Fiim2 - 380 MPa .由参考文献1 P147表8.7,取安全系数Sf=1.由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:Yn1 =0.91,Yn2 =0.97故许用弯曲应力为专09严=455MPa；小

30、2YN2；- F Iim2SF0.97 3801= 368.6MP查机械设计基础图11-8 得: Yf i =匸62， Yf ： 22.21查机械设计基础图11-9得：Ys：i = 1.595，Ys： 21.77因为YfYS：1pi1.62_1.595455二 0.0057 和二2".01061 比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算 法向模数mn3 2KTiCOS2 Yf：Ys：''；dZi21mn3 2 1.98 3.56 103 cos214V1.65 江 2420.01061 二2.35mm取 mn 二 2.5mm由 Zi =d1cos B /mn=36.23二f1

31、 = 455MPa匚F2 = 368.6MPYfm=1.62Yf：2 二 2.21Ys 十 1.595Ys：2 二 1.77mn 二 2.5mmZ1=36Z2=110a=188mm取 Z1=36 则 Z2=3.02x36=109.4取 Z2=110计算中心距a（乙 Z2）mn（36 110） 2.5amm = 188.08mm2 cos 卩圆整为188mm.确定螺旋角：2 cos14一 arccos互32a确定齿轮地分度圆直径:= arccos（36 110）込 13 89'2 188.08,Zjmn36 汇 2.5cos-92.71mmcos13 89'd2二补os110 2

32、.5cos13 898338mm:二 13 89'd厂 92.71mm d2 = 283.38mmb = 93.35mmB2 二 95mmB 100mm齿轮宽度:1 93.35 二93.35mm圆整后取B2二 95mm ； B1-100mm3.轴地设计计算3.1中间轴地设计计算3.1.1初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P235 ( 10-2 )式，并查表10-2，取c=112 d > 112 (2.304/458.2)1/3 mm=37.42mm确定轴各段直径和长度轴段1与轴段5上要安装轴承，故其直径既便于安装轴承，又要复合 轴承内径系列，初选轴承为7310

33、C ,由表11-9 查得轴承内径45钢调质c=112轴承为7310Cd=50mm,B=27mm故 d1=d5=50mm轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于安装，d2和 d4应分别略大于di和d5，可初疋d2=d4=55mm，齿轮左端米用轴肩固定，右端采用套筒固定，为使套筒能够顶到齿轮端面，轴段 2和轴 段4地长度应比相应齿轮轮毂略短，故取 L2=92mm,L4=62mm.轴段3为中间轴两个齿轮提供定位，其轴肩咼度范围为(0.070.1)d2=3.855.5，取其咼度 h=5 故 d3=62mm.齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均 取为10mm，齿轮2与齿轮

34、3距离初取为10mm，则像体内壁之间地 距离 Bx=2x10+10+100+(65+70)/2=197.5mm，去齿轮 2、3 距离为10.5mm ，贝U Bx=198mm ，轴段3地长度为L3=10.5mm该减速器地圆周速度小于 2m/s，故采用脂润滑，需要挡油环防止箱 体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁地距离取为12mm ，则轴段1地长度为 L仁52mm，轴段5地长度为L5=(27+12+12.5+3)mm=54.5mm轴上力作用点地间距轴承反力地作用点距轴承外圈大端面地距离a3=22mm,则轴地支撑点及受力点地距离为h =(52+100/2-22-3)mm=76mm12 =(1

35、0.5+65+100/2)mm=93mm13 =(54.5+65/2-22-3)mm=62mm3.1.2键连接齿轮与轴间采用 A型普通平键连接，查表 4-1 ,地键地型号分别为键 16X10X90GB/T 1096-1990和键 16X10X56GB/T 1096-19903.1.3轴地受力分析2Tn2 汉 356.883Ft2 -勺0 -2745Nd2260.02Fr2Ft2ta not2 2745 汇 伽2° 1031Ncos14.31Fa2 =Ft2tan B =2745 汇 tan14.31 = 700.2Nd1=d5=50mmd2=d4=55mmL2=92mmL4=62mm

36、 d3=62mmL3=10.5mmL1= 52mmL5=54.5mm l1=76mm b=93mm l3=62mm键 16X10X90键 16X10X56Ft2 = 2745NFr2 =1031NFa2 =700.2NFt3 = 7698NFr3 = 2891NFa3 =1963N2 356.88 10392.71= 7698NR1H=2406N，与所设方向相R1H - -2406NR2H =546NRw 二 5862NR2v =4581NR1 =6336NR2 =4613NM Va 二 466615 N mmM Ha - -191517 N mmM Vb 二 295932 N mmM Hb

37、二 35271 N mmM a =504389 N mmM b =301139 N mmFr3 二 Ft3tan： t3 =7698tan20= 2891Ncos13 89"Fa3 =Fr3tan-7698 tan 13 89 = 963N水平方向，轴承1F2 62 Fr3 155-Fa3.130.01 - Fa3.46.3231反.轴承2 R2H =九_帀_卩3 =546".竖直方向，轴承 1 R = Ft3155+Ft262 =5862" 231轴承 2R2v = Ft343.3 Ft283.3 =458使231轴承 1 地总支撑反力：R R1H2 R1V2

38、二 24062 58622 = 6336 N轴承 2地总支撑反力：R2二.R2H2 R2V2二546245812=4613N3.1.4校核轴地强度a-a剖面左侧，竖直方向 M Va =R1V1 =5862X76 =466615N mm水平方向 MHa = R1H 76 =-2406 76 二-191517N mmb-b 剖面右侧，竖直方向 M Vb 二 R2v3 二 4581X 62 = 295932 N mm水平方向 MHb 二 R2H 62 =546 62 =35271N mma-a剖面右侧合成弯矩为Ma = ,MVa2 MHa2 八 191517.624666占2 = 504389N m

39、m b-b 剖面左侧合成弯矩为Mb njMVb2 M Hb2 h；'5576222959322 301139 N mmW = 14230mm3抗弯剖面模量W/mm3= 0.1(d3)3bt(d3 -t)22d3-0.1 40316 6 (55-6)22汉55-14230州=30555 mm3抗扭剖面模量WE"©八豊；I.2 55316 6 (55-6)22汇55= 30555叭=32.2MPa弯曲应力二b45843314230= 32.2MPa扭剪应力T雹35688030555= 11.6MPat =11.6MPa(re -36.18MPa兀 6-e 匕 Jb 1

40、轴地强度满足要求3.1.5键校核轮 24Tnd2h(l2 -b)处 键 连4 35688055 10 (56 -16)接 地= 64.8MPa<iP =120150MPa力 crP2=64.8MPaO' P 2 < cr P(Te = Mb24(: T)2 =36.18MPa(Te> (T b查表16.3得卜b】 = 60MPa，满足匚e卜辿1地条件，故设计地轴有足够地强度，并有一定地裕度键地强度满足要求7207C轴承Cr =53.5KNC。=4.72KN3 =2534.4NS2 二1845NA =1262.8NF. 3107.8NF：2 =1845NR1>R2

41、,Fa1>Fa2F1 =0.066,C0e = 0.46又 F 工二3107.8R1V6336= 0.49 >e,R2V1858.44646= 0.4 ： e取 X1 =0.44" =1.23;故 P1 -0.44 6336 1.23 3407.8 =6610.4NF： 1R1VR2Ve,取键及齿轮材料都为钢，由表 8-33查得；p =120150MPa，显然 键地强度足够齿轮3处地键大于齿轮2处地键，故其强度也足够3.1.6校核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G=53.5KN，基本额定静负荷C°=4.72KN轴承1地内

42、部轴向力为：S)=0.4尺=0.4 6336 = 2534.4N轴承2地内部轴向力为：S2 -0.4R2 =0.4 4613-1845NA=Fa3-Fa2=1262.8NS2+A>S1故轴承1地轴向力F = S2 A二3107.8N，轴承2地轴向力F：2 =S2 =1845NR1>R2,Fa1>Fa2故只需要校核轴承1地寿命由 * =3107.8 =0.066,由参考文献1P220表 11.12可查得：e = 0.46 C047200X1 =0.44,丫1 =1.23;P 二 P根据轴承地工作条件，查参考文献1P218219表11.9, 11.10得温度系 个人收集整理-仅供

43、参考数仃=1.0，载荷系数fp =1.3，寿命系数；-3.由P218公式11.1c得轴承1地寿命106'fT C '1060n2f 'P丿60x137Lh1.3 6610.41.0 x53500 丫= 29354hR =6610.4N=1.0fP = 1.3Lh 二 29354hLh -Lh，故轴承寿命满足要求Lh =24000hLh - Lh轴承寿命满足要求已知工作年限为5年2班，故轴承预期寿命Lh =8 2 300 5 =24000h28 / 383.2高速轴地设计计算3.2.1初算轴径选取45号钢作为轴地材料，调质处理根据公式d = A计算轴地最小直径，并加大3%

44、以考虑键槽地影响.查表取A=112高速轴45号钢调质处理d > 112 (5.28/576)1/3 mm=24.6mm取 dmin =25mmA=112d >24.6mm dmin =25mmd1=30mm L带轮=50mm个人收集整理 -仅供参考轴段1上安装带轮，此段轴地设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行初定 d仁30mm ，带轮轮毂地宽度为(1.52.0 )d仁45mm60mm ，结 合带轮结构，取带轮轮毂宽度为 L带轮=50mm ，轴段1地长度应略小于 轮毂孔地长度，取L仁48mm ，键选择8X7X45在确定轴段2地轴径时，应考虑带轮地轴向固定及密圭寸圈地尺寸、带 轮用轴肩定位

45、，轴肩高度 h= (0.040.1) d1=2.1mm3mm，轴段2地轴径d2=d1+2h=34.1mm36mm,，最终由其密圭寸圈确定.该出地圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12，选毛毡圈35， 则 d2=35mm.考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7308C,其内径d=40mm ，宽度B=23mm 外径D=80mm ，轴承反力地作用点 距轴承外圈大端面地距离a3=18.5mm ，则d3=40mm.轴承米用脂润 滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内 壁地距离取为12mm，挡油环地挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12mm ，挡油环轴孔宽度初定为

46、B仁18mm，则L3=B+B1=(23+18)mm=41mm.通常一根轴上地两个轴承应取相同型号，则d7=40mm ，L7=B+B1=(23+18)mm=41mm.轴段5上安装齿轮，为便于安装d5应略小于d3，可初定d5=42mm，由表4-1知该处键地截面尺寸为bXh=12mmX8mm ，则该出齿轮上齿 根 圆 与 轮 毂 键 槽 底 部 地 距 离 e=d f/2-d 3/2-t 1=(56.69/2-42/2-3.3)=4.16<2.5mn=5,故该轴设计成齿轮轴，则有d5= d f1L5=b1轴段4和轴段6地设计，该段轴径可取略大于轴承定位轴肩地直径， 则d4=d6=48mm,齿轮

47、右端距箱体内壁为10mm,轴段6地长度为L6= (14+12-18) mm=8mm ，轴段 4 地长度为L4= (198+12-10-18-70) mm=112mm轴段2地长度，该轴段地长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度键 8X7X45L1= 48mm d2=35mm轴承为7308Ca3=18.5mmd3=40mmL3=41mmd7=40mmL7=41mm.d5= d f1 =56.92mmL5=b 仁70mmL6=8mmL4=112mmL2=83.5mm32 / 38及轴承端盖等零件有关轴承端盖地宽度为 L=8+24+20+(58 )=(5760 )mm，取L=58mm ，可取端盖连接螺

48、钉为 M10X25，为方 便在不拆携带轮地条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端 面距离轴承端盖表面地距离 K=28mm ，带轮采用腹板式，螺钉地拆装 空间足够.则 L2=58+8+28+2+( 95-50)/2-12-23=83.5mm.轴上力作用点地间距轴承反力地作用点距轴承外圈大端面地距离a3=18.5mm，则轴地支点及受力点地间距为li =(50/2+83.5+18.5)mm=127mml2=(41+112+70/2-18.5)mm=169.5mm l3=(70/2+8+41-18.5)mm=65.5mm3.2.2键连接带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查表4-1得其型号为键

49、8X7X45 GB/T 1096-19903.2.3轴地受力分析Ft12T1d1=2一8.76 103 =2829.45N61.92Fr1 二 Ft1tan ： t2 =2829.45：怡口201062.8Ncos14.31Fa1 =Ft1tanl： =2829.45 tan 14.31 "=721.6N竖直方向，轴承Ft1 65.5169.5 65.52829.45 65.5235-188.6N轴承 2=Ft1 -氐=2829.45 -188.6 =2040.85N水平方向，轴承1RhQ(l1 l2 13) -Fr1 65.Fa1.d1/2235= 1890.8N轴承 2 &

50、;H =Q - Fr1 - RH = 1472.1N ，I轴承1地总支撑反力：尺二.R, 八1890.82 788.62 =2048.6N轴承 2 地总支撑反力：R2 =*R2hR2V V1472.6 2040.85 =2516.3N3.2.4校核轴地强度a-a 剖 面 左 侧， 竖 直 方 向h=127mmI2=169.5mmI3=65.5mm键 8X7X45Ft1 =2829.45NFr1 =1062.8NFa1 = 721.6NR1v =188.6NR2v =2040.85NR1H =1890.8NR2H = -1472.1NR 2048.6 NR2 =2516.3NM V1133667.7N mmM H1 = -96422.55N mmM <1=188150.5“ mmMV2 = MV1 =T33667.7N M H2 = -74081.8N mmMV1 = R1V 169.5 =788.6 "69.5 = 133667.7N mm水平方向 MH1 =R2H.I3