二级圆柱齿轮减速器课程设计.

1、机械设计课程设计说明书设计题目：双级圆柱齿轮减速器设 计 者：学 号：指导老师：学院 : 机械科学与工程学院班级 :一、传动方案选择 2二、电动机选择 3三、总传动计算比及各级的传动比分配 4四、传动装置的运动和动力参数 5五、链传动设计 6六、斜齿圆柱传动设计及校核 8七、轴的机构设计及校核 17八、滚动轴承的选择及校核 29九、联轴器的选择及校核 35十、键的选择及校核 36十一、润滑与密封 37十二、箱体的结构设计 38十三、设计小结 40十四、参考文献 41- 1 -设计计算及说明结果带的最大拉力F=5200 牛；带的工作速度V=0.45 米/秒；传动比允许误差：i=二 4% ；减速器

2、加链传动的传动方案传动方案选择机械设计课程设计题目：设计带式运输机装置中的双级圆柱齿 轮减速器设计数据： 带的最大拉力F=5200牛； 带的工作速度V=0.45米/秒； 滚筒直径D=450毫米； 传动比允许误差：i= _4%；生产规模：中小批量生产；工作环境：多尘；载荷特性：轻振；工作期限：8年，2班制。为了确定传动方案，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为nw =60 1000v/D） - 60 1000 0.45/（二 450）】rmin= 19.10r ./min若选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动 装置的总传动比为78.53或52.36。根据此传动比

3、及工作机处于多尘 工作环境，拟定以下传动方案，如下图所示。-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果该方案尺寸紧凑，而且链传动能适应恶劣环境。-# -设计计算及说明结果二、选择电动机1电动机类型选择根据电源及工作机工作条件，选用 丫型三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择1）、工作机所需功率Pw=Fv/100 1000 k2.34kW-3 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果2）、电动机输出功率为Pd传动装置的总效率式中1、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果二 0.7745齿轮精度为8级）、滚动轴承、开始滚子链传动、滚

4、筒的效率。查机 械设计课程设计表 2-2 得：1=0.99，2=0.97, 3=0.99，4=0.925=0.96，则传动总效率为1 . 1 2 2 512345-# -设计计算及说明结果Pd =3.021kWPed = 4kw=0.992 0.972 0.995 0.92 0.96 = 0.7745c_R w2 34故 P d -=:kw = 3.021kw0.7745根据电动机输出功率Pd =3.021kW，查表选择电动机的额定功率Ped 二 4kw3）、电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min两种。根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为

5、Y1121M-4和Y132M1-6。两种电动机的数据和总传动比下表所示方案号电动机型号额定功率/kw同步转速 /(r/min)满载转速 /(r/min)总传动比1Y1121M-44.01500144078.532Y132M1-64.0100096052.36电动机型号为Y132M1-6H=132mmD=38mmE=80mm由上表可知，方案1中虽然电动机转速高、价格低，但总传动 比大。为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方 案2，即电动机型号 Y132M1-6。查表知，该电动机的中心高 H=132mm，轴外伸轴径为 38mm，轴外伸长度为80mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比

6、1、传动装置总传动比i= 52.36i =nJ52.36nw2、分配各级传动比取链传动的传动比为iv = 3，则两级减速器的总传动比为52.36从i齿轮二 17.45I 齿轮317.45设两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为i1，低速级齿轮传i厂 4.763 i2 = 3.664 i 3动比为i2，贝i,1.3i = J1.3 17.45 = 4.763i i / i,二 3.664-# -设计计算及说明-5 -设计计算及说明四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速 轴为3轴，则各轴转速分别为：山=nm 二 960r / minn2960-

7、ii - 4.763r /min 二 201.55r / minn3i2201.553.664r / m in =55.01r/m inn4 = n3 = 55.01r / min2、各轴输入功率p1=pd(3.021 0.99)kw =2.991kWp2=523 = (2.9910.970.99)kw= 2.872kWp3二p223 = (2.8720.970.99)kw =2.758kWp4二p331 =(2.7580.990.99)kw =2.703kW3、各轴转矩二 9550论旦=95502.991N m = 29.754 N mX960T2 二 9550P22 = 95502872N

8、 m = 136.083 N mn?201.55T3 = 9550氏旦=95502.758 nm = 478.802 N mn355.01T4 二 9550P4 = 95502.703 N m 二 469.254 N mn455.01n =960/minrb =201.55/minrb =55.0r1/min4=55.01minp2.991kWP2 =2.872kWp3 =2.758kWp4 二 2.703kWT1 二 29.754N mT2 =136.083N mT3 =478.802 N mT；=469.25N m-# -设计计算及说明结果4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示:轴号123

9、4转速r/min960201.5555.0155.01功率kW2.9912.8722.7582.703转矩N m29.754136.083478.802469.254五、链传动设计已知： 主动轮的输入功率为P=2.703kW,主动轮转速为n1 =55.01r / min，传动比 i=3，从动轮转速为 n2 = 18.34r / min，载荷有轻微震动，链传动中心距不小于500mm中心距可调。(1) 选择链轮齿数传动比i二3由机械设计表5-14取小链轮齿数z25大链轮齿数z2 =3乙=75 <120,合适小链轮齿数z1 = 25大链轮齿数Z2 = 75-7 -设计计算及说明结果-# -设计

10、计算及说明结果(2) 确定计算功率取 KA =1.3，贝U Pc=KaP=1.3 2.703kw=3.514kw(3) 初定中心距a。，取定链节数Lpa° = (3050) p，取 a° =40pL = 2a° 乙 Z2 . Z2 -乙 $ p 故 p p 2. 2 二2 30P 25 75 /75-25、2P():P2230P-112.11链节数为114取Lp=114节(1) 确定链节距p查表知，Kz =1.34;Kl =1.04选双排链，Kp=1.7则所需传递的额定功率P。= 尺 =3.514 kwKZKLKp 1.34x1.04x1.7=1.48kw滚子链型

11、号为16A，链节距25.4mm由图5-15选滚子链型号为16A,链节距p=25.4mm.(2) 确定链长和中心距链长 L= Lp p/1000 =114 25.4/1000 m = 2.90m链长2.9mm25.4打 114_2575-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果中心距786.84mm=786.84mm中心距a>550mm符合设计要求中心距的调整量一般应大于 2p，即a 丄2p=2 25.4mm = 50.8mm则实际中心距实际中心距736.04mma= a r ；a 二(786.54 -50.8)mm 二 736.04mm(3) 静强度校核链速v =nzp6000

12、055.01*25*25.460000m/s 二 0.582m/ s-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果因链速为v<0.6m/s的低速链传动，其失效形式主要是链 条受静力拉断，故应进行静强度校核。-# -工作拉力F JOOOpv1000*2.7030.582N =4644.3N查表知，单排链的极限拉伸载荷 Q=55600N 静强度安全系数nQ 2*55600,S18 .8KAF 1.3*4644.3故静强度符合要求。（4）选择润滑方式根据链速v=0.582m/s，链节距p=25.4mm查图知，该链传动 应该选择滴油润滑。设计结果：滚子链型号16A-2X114GB124.3

13、-83，链轮齿数乙=25,Z2=75，中心距 a'=736.04mm六、斜齿圆柱齿轮传动设计（一）高速级齿轮设计1. 使用条件分析传递功率 R =2.991kW主动轮转速口 =960r/mi n齿数比 u=4.4.763工作条件单向运转，轻震，每天工作16小时转矩r2 991T； =9.55*106*9.55*106*N.mm = 29754.2N.mmn960属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动2. 选择齿轮材料及热处理方式（1）选用软齿面齿轮传动（2）小齿轮：钢40Cr,调质处理，硬度为241 286HBS ；大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230255HBS -9

14、-设计计算及说明3.计算许用应力(1)确定极限应力 dim和二Flim齿面硬度：小齿轮按260HBS大齿轮按230HBS根据机械设计图3-16和3-17查得匚Hiimi =615MPa，；Hlim2 =580MPa ;二Flim1 = 254MPa，二Flim2 = 220MPa。(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn,YnN1 =60a=60 1 960 (8 300 16)=22.12 108N2N122.12*104.7638= 4.64 10查得 ZN1 ZN2 1,YN1 YN 2 1(3)计算许用应力由表 3-4 取 SHmi n - 1，SF min 二1*4则有&H

15、P1615*1卜 HP2卜 FP1；-FP2SH min°H lim2 ZN2SH minMPa =615MPa 1580*1MPa -580MP, 1-F lim1 YStYn1254*2*1SF min1.4MP-362Pa二 F lim2 YstYN2220*2*1SFmin4.初定齿轮的基本参数选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度;初选参数为1 =12；Z2 Fu =30*4.763 =142.9,圆整为 143二 Himi =615MPa；Hlim2 =580 MPa；Flim1 =254MPa；Flim2 = 220 MPa接触强度计算寿 命系数：Z 弘=ZN 2 = 1

16、弯曲强度计算寿 命系数：YN1 二 Yg =1二 HP=615MPa二 hp2 =580MPa二 FP1=362.9MPa匚 FP2=314.3MPaN = 30z2 = 143-11 -设计计算及说明结果齿宽系数d 0.9d1ZH ZEZ ;Z |.：'HP22KTi u + 1X X 丿 ®d u齿宽系数d =0.95.初算齿轮的主要尺寸由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。 确定系数：因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取 KA =1； 齿轮转速不高，取Kv =1.05;因非对称布置，轴的刚度较小，取K，1.13 K：.=1.2;故 K=KAKvK K-=1*1.05*

17、1.13*1.2 =1.78QZh =2.45;Ze =189.8 . MPa ;取 Z.；.=0.8；Z =,COS2 =：話 cos12°=0.989齿轮的分度圆直径-13 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果模数mn = 2mm=37.076mmdCOsB37.076汇 cos12,mn1mm = 1.209mm模数z130取标准模数mn = 2mm中心距180mm中心距a= (4 +z2 尸2_ (30+143 )mm = 176.86mm2cos ：2cos12圆整后，取a=180mm-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果修改螺旋角P =arccoS

18、nZ = arccos(31416.031°32a2*180则分度圆直径.gZi2*3U“。d1.mm 二 62.428mmcos ：cos16.0313d2 = 2a-dj = (2*180 -62.428)mm = 297.572mm齿宽b= 0.9*62.428 mm = 56.19 mm取 b2 二 58 mm则 b b2(5 10) = (58 6)mm = 64 mm螺旋角- =16.0313°分度圆直径d1 =62.428mmd2 =297.572mm齿宽b2 = 58mmd = 64mm6.验算轮齿弯曲强度条件Z130cos3 :-cos316.0313Z2

19、143cos3 :"cos313.0313=35.5= 170.3当量齿数Z/i又查表得YFa1YFa1Ysa1Ysa2= 2.5;= 22、= 1.65;= 1.97取 丫；：=0.7,丫2=0.9则弯曲应力CF1-15 -设计计算及说明结果*2.5*1.65*0.7*0.9MPa2*1.78*29754.264*62.428*2=83.86MPav；fpiF22YSa2YFa1YSa1-83.86*2.2*1.972.5*1.65MPa88.11 MPa ： - fp2故弯曲强度满足要求设计结果：中心距a=180mm，模数 m=2mm，螺旋角B =16.0313齿数分度圆 直径/

20、mm齿宽/mm齿顶圆 直径/mm全齿 高/mm齿根圆直径/mm小齿 轮3062.4286466.5174.557.517大齿 轮143297.57258301.9974.5292.997（二）低速级齿轮设计1. 使用条件分析传递功率 P =2.872kW主动轮转速m = 201.55r / min齿数比u=3.664工作条件单向运转，轻微震动，每天工作16小时转矩:6 p62 872T1 =9.55*10 *9.55*10 *N.mm = 136083.4N.mmn201.55属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动2. 选择齿轮材料及热处理方式（1）选用软齿面齿轮传动（2）小齿轮：钢

21、40Cr,调质处理，硬度为241 286HBS ； 大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230255HBS；3. 计算许用应力（1）确定极限应力；Hlim和二Flim齿面硬度：小齿轮按260HBS大齿轮按230HBS根据机械设计图3-16和3-17查得二Hlim1 =615MPa，Hlim2 =580MPa ；- f lim1 - 254MPa，:- f lim2 - 220MPa。(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn,YnN1 =60a门讥=60 1 201.55 (8 300 16)=4.64 108-17 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果N2N14.64*103.664

22、= 4.64 10查得 ZN1 = ZN2 = 1,YN1 = YN2 =1(3)计算许用应力由表 3-4 取 SHmi n =1， Sf min =1.4QH lim1 Z叫615*1SH min_ 1GH lim2 Zn2580*1SH min1MPa =615MPa卜 HP2MPa =580MP则有二HP1F lim1 YSTYN1254*2*1卜 FP1SF minMPa =362.86MPa1.4-19 -设计计算及说明-# -设计计算及说明二 FP2二匚 F lim2 YstYn2SFmin220*2*11.4MPa =314.29MP-# -设计计算及说明4. 初定齿轮的基本参数

23、选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度;初选参数为一 12 乙=26-# -设计计算及说明z2 =3 =26*3.664 =95.264,圆整为 96z<)= 26z2 = 96“ 0.9-# -设计计算及说明齿宽系数d =0.95. 初算齿轮的主要尺寸由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。 确定系数：因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取 KA =1；齿轮转速不高，取 仏=1.05;因非对称布置，轴的刚度较小，取K，1.13 K：.=1.2;故 K=KAKvK K. =1*1.05*1.13*1.2 =1.78QZh =2.45;ZE -189.8. MPa ;取 Z.；：=0.8；Z

24、二 “os：? =；:；cos12o=0.989齿轮的分度圆直径d1、.2ZhZeZI'二 HP2K u 1du-# -设计计算及说明二 62.592 mmd1 co62.592 cos12 小 “lmn = 1=mm = 2.355mmmn =3模数z126取标准模数mn = 3-21 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果中心距2cos Pz1 z2 -326 96 mm = 187.088mm2cos12o圆整后，取a=190mm修改螺旋角WZ+ZJ3(26*96)二 arccos二 arccos=15.6012a2*190d1 = gZ； =3-26 mm = 80.9

25、84mm 则分度圆直径cos：COS15.601d2 = 2a=(2*180 -62.428)mm = 299.016mm齿宽b= 0.9*80.984 mm = 72.89 mm取 b2 二 74 mm则 d = b2(5 10) = (74 6) mm 二 80 mm6.验算轮齿弯曲强度条件当量齿数Z/i二 Z1cos3 :26cos315.601-30.03=Z2cos3 :96cos315.601= 110.87中心距190mm= 15.601°分度圆直径：d1 = 80.984mmd2 =299.016mm-23 -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果又查表得Ypa

26、1 =2.55;YFa1 =2.2;Ysa1 =1.63;-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果YSa2=1.8-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果取 Y； =0.7,Y =0.9-# -设计计算及说明结果则弯曲应力F12KT1bd1mnYFalYsa" Y ：2*1.78*136083.468*80.984*3*2.55*1.63*0.7*0.9 MPa =92.1MPa FP1F2YFa 2Ysa2YFa1Sa1= 92.1*2.2T.82.55*1.63MPa= 87.6MPa ：；Fp2故弯曲强度满足要求设计结果：中心距a=190mm，模数 m=

27、3mm，螺旋角B=5.601°齿数分度圆 直径/mm齿宽/mm齿顶圆 直径/mm全齿 高/mm齿根圆直径/mm小齿 轮2680.9848086.9846.7573.484大齿 轮96299.01674305.0166.75291.516-# -设计计算及说明结果七、轴的结构设计及校核（一）高速轴的设计及校核1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表轴的材料为45/曰号钢得 ：码=650MPa,j =360MPa=300MPa,=155MPa;查表得 L1lb=60MPa2）初步计算轴径选 c=110, dmin=110 T2991 = 16.1mm¥

28、 n 960轴的直径应大于 20mm考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加40°L|500,故取轴的直径应大于20mm.3）轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚 动轴承。选用弹性柱销 联轴器YA38 82 HL3JA30 607209C角接触球轴承，其尺寸d D B为 45*由于齿轮满足x込2.5mt，故可以做成齿轮轴；轴端联轴器选用弹性柱销联轴器HL3丫A38-82 GB5014 -85 ；JA30 60根据轴的受力选用7209C角接触球轴承，其尺寸d D B为45 85 19。85*19根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构

29、设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右 端装入，挡油盘及左端滚动轴承从轴的左端装入。-25 -设计计算及说明结果4) 按弯扭合成校核规定：1齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取咼速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1) 画受力简图如图所示Mhrhr.fX-c14743NJrn3&616N.mmRrbRhbYrTTrTnnTnT TrnrrTm-rr-# -设计计算及说明结果9754Mca41523Njnfn

30、-rfTTrTn II I I丨Wttti 智 F 糾留iiihi-# -设计计算及说明结果-# -设计计算及说明结果(2) 轴上受力分析轴传递的转矩:-# -Ti二 9.5510(9.5510 62.991) N2.97541029.754齿轮上的圆周力:Fdd 12*29754齿轮上的径向力:an960N mmN = 954 N62.428954*tan 20 N二 362 NCOS16.313-27 -齿轮上的轴向力:N =280NFa =Ft tan 1： =954*tan16.313(3) 计算作用轴上的支反力 水平面内支反力：Rha = Ftl2=954*l1 l2145 5145

31、.5一 N=687N56.5 145.5-# -# -l156.5Rhb =Ft1 =954*N=267NI1+I256.5+145.5垂直面内支反力：1RVA(斤匕-Fa*d,2)l1 l21 (362*145.5 -280*62.428 /2)N 56.5 145.5= 261N结果设计计算及说明1R/B(Fr*h -Fa*dJ2)h 121(362*56. -280*62.428 /2)N56.5 145.5(5)计算轴的弯矩，并画弯转矩图=58N-29 -(6)按MMh2 M；进行弯矩合成，并画转矩图。 计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取=0.6，则:T 0.6*29754

32、N.mm = 17853N.mm(7)按Mca二,M 2 CT）2计算，并画当量弯矩图。 校核轴的强度取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。由图可知，该处的当量弯矩为Wca =48753N.mm抗弯截面系数:W =0.1d3 =0.1*57.5173mm3 =19cm3所以,；ca = Mca = 48.753 MPa =2.57MPaca W 19小于 k-1 I =60MPa，故安全。（4）按安全系数校核（1）判断危险截面此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。（2）疲劳强度校核a. 危险截面上的应力： 弯曲应力幅：M J23.4832 +38.8162 -aMPa 二 2.4MPaW19扭

33、转应力幅：-# -# -T2WT29.7542*9.5MPa =1.7MPa-# -31 -弯曲平均应力：6=0扭转平均应力：.m a =1.7MPab. 材料的疲劳极限：根据匚b =650MPa,6 =360MPa , 查表得：a =02=0.1c. 应力集中系数：查表得ka = 2,k = 2d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得-=0.94, ；- = 0.81, ； =0.76e. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：故安全Sc匚J= 48.5caS二 38.4 : s =1.4（二）高速轴的设计及校核1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表得 ：二b = 65

34、0MPa,二=360MPa,二 4 = 300MPa,y =155MPa;查表得 ：1】b=60MPa2）初步计算轴径f pJ 2 872选 c=110, dmin 二 c®110 335.6mmYnV 201.55轴的材料为45 号钢，经调质处 理dmin二 35.6mm3)轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮及滚动轴承。由于低速级小齿轮满足x乞2.5mt，故可以做成齿轮轴；根据轴的受力选用7210C角接触球轴承，其尺寸d D B为50 90 20。选用7210C角接触球轴承，其 尺寸d D B为 50*90*20根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参

35、考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形式，低速级大齿轮、套筒及左端轴承分别从轴的 坐端装入，右端滚动轴承从轴的右端装入。-33 -# -高速级小齿轮 为右旋，大齿轮 为左旋；低速级 小齿轮为左旋， 大齿轮为右旋4)按弯扭合成校核规定：1齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取咼速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1) 画受力简图如图所示Mh T脚rrnTnUIIIWnr*mnnmnn(2) 轴上受力分析a. 高速轴大齿轮处轴上受力分析 轴传递的转矩：

36、T =136.083N.m =136083N.mm一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等 值、反向。所以有，齿轮上的圆周力：Ft厂 954 N齿轮上的径向力：Fr1 = 362 N齿轮上的轴向力：Fa1 =280Nb. 低速轴小齿轮处轴上受力分析T 二 136083 N mm二 136.083 N m齿轮上的圆周力：-# -35 -Ft2 = 2 Ti = 2*di13608380.984N = 3361 N齿轮上的径向力:r2Fttan ancos二 3361*tan 20cos15.601-# -# -齿轮上的轴向力：Fa2 =Ft tan 1 =3361*tan15.601 N

37、 =939N(3) 计算作用轴上的支反力 水平面内支反力：Kha =12l3丄片也足157 81 65(81 65)*954+65*3361N=1763NJ 知1占1+(12+11)划l1 l2 l3=57*954+(57 81)*3361N57 81 65=2553N垂直面内支反力：1Rva 丨(Fr1*(l2 13)Fa1*d1/2-Fr2*l3 Fa2*d2/2) l1 l2 l31-(362*(8165) 280*297.572/2-1271*6557 81 65939*80.984/2) N= 246N1RvB(Fr1 * l1 - Fa1 * d1 / 2 - Fr2*( l1 l

38、2)- Fa2* d2 / 2)l1 l2 l31(362*57 -280*297.572 /2-1271*(57 81)57 81 65939*80.984/2) N-1152N(8) 计算轴的弯矩，并画弯转矩图按M Mh2 'M；进行弯矩合成，并画转矩图。(9) 计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取a =0.6，则:T = 0.6*136083N.mm = 81650N.mm按Mca二,.M 2 (：T)2计算，并画当量弯矩图(10) 校核轴的强度取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。由图可知，该处的当量弯矩为Wca =199621N.mm抗弯截面系数:W = 0.1d3

39、 二 0.1*67.4843mm3 二 30.7cm3所以，Mca 199.621 仆ci仆ca =MPa =6.6MPaca W30.7小于 =60MPa，故安全。(5)按安全系数校核(3) 判断危险截面此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。(4) 疲劳强度校核a.危险截面上的应力：弯曲应力幅：M J75.126齐165.9452二 aMPa =6MPaW30.7扭转应力幅：T2Wt136.0832*61.4MPa =1.2MPa弯曲平均应力：二m =0扭转平均应力：= a =1.2MPab. 材料的疲劳极限：根据 "650MPaFs =360MPa查表得02 ： =0.1应力集中系

40、数：查表得-# -ka = 2,k = 2d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得= 0.94, ;；- - 0.81, ； = 0.76e. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数:Sc= 18.2S；：.-SSca= 17.8 : s =1.4故安全（三）低速轴的设计及校核1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表得 ：沅=650MPa,J =360MPa =300MPa,、=155MPa;查表得 Lb=60MPa2）初步计算轴径选 c=110, dmin = c3 P =110 3 彳785 二 40.6mmY nV 55.01考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加4

41、0°Ll500,故取轴的直径应大于45mm.3）轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚 动轴承。轴端联轴器选用弹性柱销联轴器YA40 112HL3GB5014-85 ；JA4084根据轴的受力选用7210C角接触球轴承，其尺寸轴的材料为45 号钢，经调质处 理dmin = 45mm弹性柱销联轴HL3-YA40 112JA40 847210C角接触球轴承，其尺寸d D B为 50*90*20-37 -d D B为50 90 20 o根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形

42、式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右 端装入，套筒、左端滚动轴承及端盖从轴的左端装入。4)按弯扭合成校核规定：1齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取咼速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1) 画受力简图如图所示(2) 轴上受力分析轴传递的转矩：二 478702 N .mm一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等值、 反向。所以有，齿轮上的圆周力：Ft = 3361 N齿轮上的径向力：Fr 二 1271 N齿轮上的轴向力：Fa =939 N(3) 计算作用轴上的支反力 水平

43、面内支反力：l138Rha= Ft2=3361*N=2285Nl1 l2138 65l165Rhb =Ft 一1=3361*N=1076Nh I265 138垂直面内支反力：-39 -1RvA(Fr*l2 -Fa*d/2)l1 l21=(1271*138 -939*299.016 /2)N65 138=171N1'jFrj W2)(1271*65939*299.016 /2)N65 138=1101N(4) 计算轴的弯矩，并画弯转矩图按M,Mh2进行弯矩合成，并画转矩图(5) 计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取a =0.6，则:T 0.6*478802 N .mm = 287

44、282N mm按McaM 2 (： T)2计算，并画当量弯矩图。(6) 校核轴的强度取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。由图可知，该处的当量弯矩为Wca =357329 N .mm抗弯截面系数：-18.3cm3所以，caca357.32918.3MPa =19.5MPa-# -1-# -118.3小于l.c-1 lb =60MPa，故安全。(7) 按安全系数校核(1) 判断危险截面此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。(2) 疲劳强度校核a.危险截面上的应力：弯曲应力幅：/ 2 2MPa =11.7MPaM _151.965148.525-41 -扭转应力幅:2Wt287.2822*12.5

45、MPa =11.52MPa-# -# -弯曲平均应力：扭转平均应力：g h"a =11.52MPab. 材料的疲劳极限：根据2650MPa芒厂360MPa查表得鳥=°.2厂.=0.1c. 应力集中系数：查表得ka =2,k=2d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得-=0.94, ；- = 0.81, ； =0.76e. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：Sb = k= 107 CT +P CT_! a - m八、滚动轴承的选择及校核(1) 高速轴轴承的选用与校核高速轴轴承所受载荷有轻微震动，转速n=960r/min，受力情况如下图所示。轴颈直径 d=45mm要求使用寿命8年

46、，两班制Fr1根据工况，初选轴承7209C查机械设计手册，得Cr=38500NCor=28500N fp=1.2轴承7209CCr=38500N Cor=28500N fp = 1.2(1) 计算派生轴向力S, S2由高速轴的受力分析知，Frif Rva2 Rha2 = 2612 6872N=735NFr2 = RVB2 Rhb2= 5822672N=273NFa=280N查表得7209C型轴承的派生轴向力为：S=0.5Fr，则可 求得轴承的派生轴向力分别为S, =0.5Fr1 =0.5*735N=367.5NS2 =0.5Fr2 =0.5*273N=136.5N(2) 计算轴承所受的轴向载荷

47、因为S, Fa =367 280 =647 S2Fa2=S+Fa=647NFa1 =S =367NFa1 = 367C028500-0.013计算当量动载荷 轴承I :-43 -# -查表，用线性插值法可求得：0=0.38-# -Fa1Fr1367735 = 0.5$由ei查表，并用线性插值法求得：Xi =0.44, Yi=1.47. 由此得到，R二fp(XiFri+YiFai)=1.2* (0.44*735 +1.47*280 ) N=1049N轴承II :Fa2c。64728500= 0.023-# -# -查表，用线性插值法可求得：e>=0.39Fa2Fr2647 =2.3 e2272-# -# -由e2查表，并用线性插值法求得：X2 =0.44, Y2=1.43.由此得到,P2二fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.2*(0.44*272 +1.43*647)N=1280N(3) 轴承寿命Lh计算由于P2 >P，故按轴承2计算轴承寿命:10660n106岸严=(鬻)h=47242