二级同轴圆锥圆柱齿轮减速器

1、工业学院机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动装置中）专 业：机械电子工程班 级：姓 名：学 号：指导教师：2016年1月3日设计计算说明书设计任务书3电动机的选择4高速轴齿轮传动的设计6低速级圆柱齿轮传动的设计14设计轴的尺寸并校核19轴的校核（中间轴）22滚动轴承的选择及计算27键联接的选择及校核计算29联轴器的选择29润滑与密封3030设计小结30参考文献机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图：原始数据：运输带拉力F=4800N,运

2、输带速度v = 1.25ib/ ,卷筒直径D=500mm工作条件：1、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 C；2、使用折旧期：8年；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；3、运输带速度允许误差：5%；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量生产;主要结果计算与说明一设计步骤:电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：2.c FV 4800x1.25P. =6kw1000 1000各机械传动效率的参数选择:7/, =0.99 （弹性联轴器）,;72=0.98 （圆锥滚子轴承）,仏二

3、0.96（圆锥齿轮传动），=0.97（圆柱齿轮传动），仏=96（卷筒）.所以总传动效率:=0.992 x 0.984 x 0.96 x 0.97 x 0.963.计算电=0.808动机的输出功率：0.808 kw43kw4. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范圉0=1025,工作机卷筒的60xl000v60x1000x1.253.14x500=47J7nd =ir7n = (10 25)x76.43 = (477.7 1194.28) r/nino则电动机同步转速选择可选为750r/min, lOOOr/mino考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、 及结构紧凑和满足锥齿轮

4、传动比关系，故首先 选择750r/mim电动机选择如表所示同步转速为750r/min确左电机Y系列三 相异步电动机， 号为 Y160L-8, 定功率7. 5kW 载 转型 额 满 速，i,ft 720r/min型号额定功率/kw满载转速r/min启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160L-87.57202.02.0计算传动比：2.总传动比:= n720 ,15.07247.77A = 3=5.0243.传动比的分配:爲=il Xi2，ii =025i“二 0.25x15.072 = 3.7683,不成立。所以 i】=3i 一。一h厶115 072 =5.0243讣算各轴的转速：I 轴 n,=n

5、m = 720i/minII 轴 n2 =叫 _720 - i. 3240 r/minIII轴 n3 =n? 240 i2 5.024= 47.77 r/min计算各轴的输入功率：I轴砖7.43 x 0.99 = 7.356 kwII 轴 P2 =呂23 = 7.356 x 0.98x0.96 =6.92kwIII轴 P3=PEh =6.92X0. 98X0. 97=6. 714kw卷筒轴P卷= A21=6.714 x 0.98 x 0.99 = 6.514 kw各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩rd=9.55xlOf； =9.55x10 77206 =9.76 x IO” N mm故1轴7 =

6、7； =9.76 x 0.99 = 9.6624 x 10 N mmII轴T2 =劭2加1 = 9.6624 X 0.98 x 0.96 x 3x 104 = 2.72711577 6xIO5N mmIII轴T3 =爲俪2 = 2.72711577 6 x 0.98 x 0.97 x 4xl05 = 4.602xlO5/V nw 卷筒轴T卷=T2rj2tJi 4.602 x 0.98 x 0.99 x 10s = 2.66 x 10 N mm二、高速轴齿轮传动的设计1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。3. 材料选择由机械设计选择小齿轮材料和

7、大齿轮材料如下：45号钢调质。小齿 轮齿而硬度为 236HBS,大齿轮齿 面硬度为 189.5HBS齿轮 型号材料 牌号热处理 方法强度极限/MP屈服极 限itr5 / MP硬度(HBS)平均 硬度(HBS)齿 i芯部齿面 部小齿 轮45调质处理650360217-255236大齿 轮45正火处 理580290162-217189.5二者硬度差约为45HBSo4. 选择小齿轮齿数z, = 25,贝ij： z2=i1Z,=3x25 =75 ,取z75z. -75 .实际齿比u J - 一3-Z) 255. 确定当量齿数6. u = cot J, = tan J2= 3/.= 18.44, 6=7

8、1.56 zvl = = = 26.34 ,cosJj 0.921zv2 = = 7= 237。2 cosJ. 0.390（-）按齿而接触疲劳强度设计峡2.92何（4吐5丿,1-0.5Ju其中1）试选载荷系数=1.82）教材表10-6査得材料弹性系数乙=1898jM內3）小齿轮传递转矩7； = 9.6624xlO4/V*mm4）锥 齿 轮 传 动 齿 宽 系 数0.25S% =囂50.35,取 =0.33。5）教材査得小齿轮的接触疲劳强度极限= 570MPa :按齿而硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限o-/hm2 =390MPa o6)循环次数M =60nJ 厶=60x720xlx(2 x 8 x

9、 300xl0)=2.074xl09N、_2074xl(f=6.913xl087）查教材接触疲劳寿命系数K加=1.0, K庶2=1。8）计算接触疲劳许用应力0 取失效概率为1%,安全系数为 S=1,则 au 1 = 1.0 X 570 = 570A/Paorn 2 = *恥恤2 =1 0x390 = 390MPa=屮包 1m)M()=480Mpa 2.92Ji而)r(1-0.5JuKT、2)=102.56mm 计算圆周速度3)480丿1.8x9.6624 xlO4x；O.33x(l-O.5xO.33)-x3v = d = 3.14xl02.56x720=386m/s 60x100060000汁

10、算齿宽b及模数mvu2 +12=102.56 x 0.33x2= 53.51mminnl% _ 102.5625=4.1024 mm4) 齿髙 h = 2.25mnl = 2.25 x 4.1024 = 9.23nnn = 21 = 5.80 h 9.235) 计算载荷系数K由教材 心=1：根据v=3.09m/s、8级精度,动载系数Ky =1.18 :齿间载荷分配系数Ka=Ka=1 ：取轴承系数K如二1.25,齿向载荷分布系数K尸Khb = Kg=K】怦xl.5 = I.875所以：K = KaKvKua= 1 x 1.18 x 1 x 1.875 =2.2136）按实际载荷系数校正所算得分度

11、圆直径7）就算模数:叫旦= 112 = 4.4吨z1 25（二）按齿根弯曲疲劳强度设计nl_Z （1 0.5z| x u + 11. 确定计算参数1）计算载荷K = KAKvKEaKFfi =1x1.18x1x1.875 =2.2132）查取齿数系数及应了校正系数 丫阳=2.568 ,r5al = 1.601 : y帀2 =2.14 ,人门=1&。3）按齿而硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限b旳=400MPa： 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 OFE2 = 320 MPa。4）弯曲疲劳寿命系数KFm =0.91, K刑2 =0.92。5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。=

12、心胪阳=091x400 = 260MPal fJ, S1.4bj =仏日竺=（）92-2（）= 210.29MPaS1.4V V6）计算大小齿轮的4竽并加以比较，62568xl601260= 0.0158100,862 大齿轮的数值大。2.计算4KT、4x2.213x9.2264 x 10尺（1一05jO/Ji+i 0尸X 0.01862T 0.33 x （1 - 0.5 x 0.33）2 x 252 xV32+1=1797mm对比汁算结果，山齿面接触疲劳计算的模m大于山齿根弯曲疲劳强度的模数，乂有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承 载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有

13、关。所以可取弯曲强度算得的模数2.671 mm并就近圆整为标准 值m“ =4.4 mm而按接触强度算得分度圆直径d产110mm重新修 正齿轮齿数，z,- d, -110-25，取整Z.-25 ,则】几 4.4z2 =i)Zl =3 x 25 = 75,为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与可一般应互为质数。故取整z2 = 76 o则实际传动比h- 76-3.04,与原传动比相差1. 01%,且在5%Zj 25误差范围内。(三)计算大小齿轮的基本儿何尺寸1. 分度圆锥角：1) 小齿轮= arccot- = 18.26zi2) 大齿轮 J2 =90-J, =90-18.26 =71.732

14、. 分度圆直径：1) 小齿轮 dj =mnz1 =4.4x30 = 132mm2) 大齿轮 d2 = mnz2 = 4.4x76 = 334 nm3. 齿顶咼 ha = h* m “ = lx 4.4mni = 4.4mm4. 齿根高 hf = (ha* + c* )rin = (1 + 0.2)x 4.4mm = 5.28mm5. 齿顶圆直径：1) 小齿轮d;iI =d+2hcosq = 132 +2x4.4x0.9496 = 140 nun2) 大齿轮d.p= d, + 2hacosJ1 =334 + 2 x 4.4 x 0.3135 = 337 nin6. 齿根圆直径：1)小齿轮/ =

15、132 mm d2 = 334 mm=182666=713354“7? = 176Z?i = /?2 = 59 mmdrl =d -2hCosd = 132 -2x5.28x0.9496 = 122nm2)大齿轮dl2 = d2 -2hjCosJ2 = 334 -2x5.28 x0.3135 = 330.7nm7.锥距& 齿宽 b =rR = 0.333 x 176 = 58.6nm ,(取整)b=59mm=45 nun B2 = 40 nun9. 当量齿数zvl =26.32,cosq 0.9496zv7 = = = 242.4 cos 讯 0.3135八加n 3.14x4.4小.10. 分

16、度圆齿厚 s = 6.91mm2 211. 修正计算结果：1) : rFal= 2.441 , r5al =1.654； rFfl2 =2.122,=1.862。小d.nr 3.14x 132x720.n2) v =一=4.97m/s,再根据 860x100060000级精度按教材查得：动载系数Kv = 1.18：齿间载荷分配系 数2心=5=1;取轴承系数K加=1.25,齿 向载荷分布系数K严KU(S = KUa=KHpK xl.5 = 1.8753) K = K AKVK HaK = 1 x 1.18 x 1 x 1.875 = 2.2134) 校核分度圆直径5)=1032441xl6542

17、60= 0.01553,大齿轮的数值大,按大齿轮校核。6)尺(1一0.5Jz,Ju+l 刃3 4x2.213x9.2264 xlO4八x 0.01879V 0.33X(1-0.5X0.33)2 x332 xV32+l=269mm实际d, =132nun ,叫=4.4mm,均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。（四）轮结构设计 小齿轮1由于直径小，采用实体结构：大齿轮2采用孔 板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计 算，见下表；大齿轮2结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表名称结构尺寸及经验公式计算值锥角55 = arctan-Z!71.57锥距R176mm轮缘厚 度e =(

18、3 4)mn lOnin11 mm大端齿顶圆da337mm直径穀空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D,D =1.6D80mm轮毂宽度L厶= (11.2)D取 55mm腹板最大直径q由结构确定160mm板孔分布圆直径6_D（）+ D2 2120mm板孔直径5由结构确定12mm腹板厚度CC =（0l017 贮 10mm18mm高速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数4.4 mm锥角118.2671.73齿数Z1z22576传动比3.04分度圆直径d2132mm334mm齿顶圆直径dj =dj +2hjcosJI4尸屯+2肛0妙2140mm337mm齿根圆直径d:1 =dj -2hfcosJ

19、j df2=d2-2hcosJ292.382mm22864mm锥距R= mZ2sinJ 2、i二176mm齿宽d b245mm40mm三、低速级圆柱齿轮传动的设计(-)1.2.3.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。 齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为235HBS,大齿轮材料 为45刚正火，平均硬度为190HBS,二者材料硬度差为40HBS。4. 齿数选择选小齿轮齿数z3=24,根据高速级传动比h=3（M,得低速级传动比b=- = 5,则大齿轮齿数z4=z3i. =24 x 5 = 120 ,取 二 120。

20、实际传动比zg= = 5-24传动比误,= = a 一?X 100 % =0. 0001 %5% ,i5在允许误差范围内。5. 选取螺旋角。初选螺旋角B二14。（二）按齿面接触强度设计“231. 确定各参数的值:1）试选载荷系数二1.62）计算小齿轮传递的扭矩。T2二6. 923）查课本选取齿宽系数0=1。4）查课本得材料的弹性影响系数Ze=189.8MpJo5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限= 570MPa :按齿而硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 b,/iim2 = 390 MPa。6）计算应力循环次数7）N、=60nJ =60 x 720xlx（2x8x300xl0）=2.074x

21、l09；N、_ 2.074x1()9=6.913 x10s；8）接触疲劳寿命系数K阳=1.01, KHN2 = 1.05 o9）计算接触疲劳许用应力b取失效概率为1%,安全系数为S=1,贝ij CT/ i = L0! x 570 = 575.7MPabL = 竺 =1.05x390 = 409.5MPa575.7 + 409.52=492.6MRi1.23 确定计算参数计算载荷系数K = KAKvKhaK =1x1.03x1.4x1.4 = 2.019小齿轮传递的扭矩匚=1.199 x 10根据纵向重合度勺=1.903，螺旋角影响系数Yfi=Q. 88 o 计算当量齿数- = 106.18O查

22、取齿形系数rf(J和应力校正系数丫$yfa3 =2.590,3 =1.598；yffl4 =2.182a4 =1.796。计算弯曲疲劳许用应力齿轮弯曲疲劳强度极限rA3 = 380MPa,o-F4 = 325MPa 弯曲疲劳寿命系数K刖3 = 0.91, K刖 =0.92。取弯曲疲劳安全系数S二1.4,则=KfnSe、=()9 少()=247M 匕L 小 s1.4= 213.57ME2.El=2.590x1.598 =ool6?6247= 0.01835_2 182 x1.796E 213.57大齿轮的数值大，选用大齿轮。 设计计算x 0.01835 = 1.977mm2x2019xl199x

23、l0x088xcos2 14。1x242 x 1.653对比计算结果，山齿面接触疲劳强度计算的法面模数.大 于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，乂有齿轮模数m的大小 要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承 载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数1.977 mm并就近圆整为标准值m“ = 2.5mn ,而按接触强度算得分度圆直径山=71.626mm 重新修正齿轮齿数d.cos/3 无3 _=mn=1护= 27.799 ,取整，则z4 =i2z3 =4.038x28 = 113.064 ,为了使各个相啮合齿对磨损均匀,传动平稳，5与召一般应互为质数。故取整z4 =11

24、3 o实际传动比0. 2%o3.1)2會罟皿，与原分配传动比4皿基本一致,相差儿何尺寸计算计算中心距“= 7肌=(28 + 113)x2.5 讪=181 皿讪 2cos02 x cos 14 将中心距圆整为181mmo按圆整后的中心距修正螺旋角p =arccos 玄 丁隹=arccos-1 = 13.155 = ir9182a2x181计算大、小齿轮的分度圆直径=*=28x2.5=72.006 讪cos0 cos 13.1552)3) = 28 心-。叫- 113x2-5 -290.113” cos/7 cosl31554)计算齿轮宽度b = 1x72.006 = 12.006 mm圆整后取b

25、二72mm小齿轮B. = 80mm ,大齿轮B4 = 75nm 。4.齿轮结构设计名称结构尺寸经验计算公 式计算值穀空直径d由轴设计而定d=d轴50mm轮毂直径30= 1.6d80mm轮毂宽度L厶= (1.21.5)d75mm （取为与齿宽乞相等）腹板最大直径qDo da _(10 14)nn268mm板孔分布圆直径_ Do + D3D 2174mm板孔直径d2D2 q(0.25 0.35比巧卜65.8) mm腹板厚度CC =(0.2 0.3)318mm低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法而模数mn2.5mm法而压力角20*螺旋角P13918乞=113a = 181.646/77/7Z

26、0 = 13。918d、= 72.006?？， d2 = 290.113”By = 80/wnB4 = 75 mm齿数Z328113传动比i24.036分度圆直径72.006mm290.113mm齿顶圆直径da3 =d3 +2hdg+2h77.006mm295.113mm a齿根圆直径df3 =_2hdf4 = d4 -2hf65.756mm283.863mm中心距o_mn(z3+z4)u2cos/7181mm齿宽80mm75 mm四、设计轴的尺寸并校核。(-)轴材料选择和最小直径估算1.高速轴：dlmin A)i126x( 72022.533mm,1) 联轴器传递的名 义转矩 T-9550

27、P-9550x 5-5 - 72.95AT.rnn720计算转矩 TC = KT = 1.5x72.95 = 109.43 N.m2) 则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩7； =1250 N.m ,许用转速n = 4750 r/nin ,联轴器孔直径d= (30、32、35、38、40、42、45、48)满足电机直径d 电机=42 mm。3) 确定轴的最小直径。根据d轴=(0.8-1.2) d电机，所以dImin =33.6nin。取dlmin = 35nm3 3 874= 120x J =27.976mm。 V 305.73该处轴有一键槽，贝J：d2min = (1 + 0.07)x27.

28、976 = 29.934nin ,另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取d2min=40mn o3.低速轴：d3min A3= 112x J76.43 = 25.675mm 考虑该处有一联轴器和大斜齿圆柱齿轮，有两个键槽，贝9： d3min = (1 + 05)x25.675mm = 29.526nm ,取整：gmin = 35mm。(-)轴的结构设计A.高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1) 各轴段直径的确定dH ；最小直径,安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段,山2：根据大带轮的轴向左位要求以及密封圈标准，取45mm3. 轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确怎轴径50

29、mm4. 轴环段取60mm5. 轴承处根据轴承取50mm6. 小锥齿轮处取40mm2) 轴各段长度1. 由选择的联轴器取60mm2. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确泄40mm3. 由圆锥滚子轴承确定20mm4. 由装配关系、箱体结构确左110mm5. 由圆锥滚子轴承确立20mm6. 由套筒及小锥齿轮确定63mmB.中间轴直径长度确定1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向 力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 Jmin=40mm,轴承产品LI录中初步选取0基本游隙组，标准精度 级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为：445 mm, D=85 mm,

30、 T=20. 75mm, B=19mm, C=16mm，所以取其直径 45mm。2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80mm,直径为 77. 006mm,所以长 80mm 直径 77. 006mm。3）轴的轴环段直径60mm,长10mm。1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向 力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据Jmin=40mm,轴承产品LI录中初步选取0基本游隙组，标准精度 级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为：445 mm, D=85 mm, T=20. 75mm, B=19mm, C=16mm，所以取其直径 45mm。2）因为安装大斜齿轮

31、，其齿宽为75mm,所以长75mm直 径 50mm。3）轴的轴环段直径60mm,长10mm,4）过渡轴直径50mm长度58mm5）轴承端直径45mm,长度42mm6）箱盖密封轴直径40,长度35mm7）选择联轴器的直接35mm,长度60mm五、轴的校核（中间轴）（-）轴的力学模型建立车由A彩CRavFr2MvRahMhFa2Fr374 JN. mm（二）计算轴上的作用力 大锥齿轮2：圆周力F _f _2T _2._2x5.462x1（/ 十心少，2l， dml d|（l 0.5J 99x（1-0.5x0.333） 径向力Ft2 = Fa】=FdtancrcosJj = 1323 .86 x t

32、an205cos23.199 =189.81N轴向力Fa2 = FrI = FjjtanacosJj = 1323 .86 x tan20cos23.199。= 442.88斜小圆齿3：圆周力 F - 27i - 2x 1.2103xl05 N_336166Nd72.006径向力 Fr. - tandZ 一 3361 .66 x tan2 N 一 1256 52N COS0COS13.1550轴向力 耳 3 = Fntan/7 = 3361.66xtanl3.155AT = 785.69/V（三）计算支反力1. 计算垂直而支反力如图由绕支点A的力矩和=0贝ij：Fr3 x62 - Fx2 x（

33、62 + 74）+ FHV x 189 =0厂189.81x136-1256.52x62 杠岀189同理：工Mpy =0.贝ij fav= -791.10工Z = 0,计算无误。2. 计算水平面支反力与上步骤相似，计算得：.w=2630.13N , Fbh = 2055 .39（四）绘扭矩和弯矩图1.垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩M e 左=_ Fav x62=-791.10 x 62 N.inm = -49048.20N .mn%,右-耳yx62-陷x 49048.20 785.69 x 72006/V.mm-77335.40jV.mmD处弯矩F d44? RRX1Q? 54M刖左=-Ffi

34、v x 53+仝豆= -275.61x53+= 28028.73yV.mm2 2右=尸射 x 53 = 275.61 x53 = 14607 .53A.nm2. 绘水平而弯矩图，如图所示Mh.C 处弯矩： Mcll = Fah x62 = 26303 x 62 = 163068 .06D 处弯矩： Mlyll = Flll x53 = 2055 .39 x 53 = 108934 .84N.mm3. 合成弯矩图如图C处最大弯矩值：Mcmax = V163068.062 + 77335.402 = 180477.02N.mmD处最大弯矩值：M 加輕=Jl 08934.842+2802&73? =

35、 11248293N.mm4. 转矩图TT = T2 = 121030 A.nm5. 弯扭合成强度校核进行校核时，根据选左轴的材料45钢调质处理。轴的许用应力E = 60MPalAyfl . y2应用第三强度理论b = 一一 /180477.022 +1210302门. dr ,1?i= J= 33.29mm巾2、阮 +尹 _*32VH2482.932 +121粛 - 丫 穴(7_ Y3.14x60龙jV3.14x60=30.39mm远大于计算尺寸。故强度足够。（五）安全系数法疲劳强度校核1. 判断危险截而对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方而分析，因C 处是齿轮轴，故C处不是危险截

36、面。D截面是危险截而。需对D截 而进行校核。2. 轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，6 = 640MPd,cr -1 = 275MPd, r-i = l 55MPa取叭=0.50b = 05 x 0.2 = 0.13. D截而上的应力因D截而有一键槽bxh = 14mmx9mm, t = 5.5mm。所引: 抗弯截面系数=10740.83nm3汕 _bt(d_t)，= 34x50 _ 14x55x(50-55)2 五 2d32250抗扭截而系数= 23006.46n)m3d3 bt(d-t)2 _34x5014x5.5x(50-5.5)2IT 2d 16250弯曲应力幅叮器咖七47M

37、Pa,弯曲平均应力bm =0：扭转切应力幅匚=t22W-1210302 x 23006 .46MPa = 263MPa,c 33 29 mmd 30.39mm平均切应力rm= ra = 263MPa .4. 影响系数D截而受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈 配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。用插值法求 岀：咗= 3.16,5取= 0.8-= 0.8x3.16 = 2.53，轴按磨削加工，求出表而质量56k 11故得综合影响系数：=e-,=3j6+-,=3-25k iiK =二 + -1 = 2.53 + -1 = 2.62r0.925. 疲劳强度校核轴在D截

38、而的安全系数为：2753.25x10.47+0.2x0=&08S异r8.08x21.667= 7.57C；，Js/+278.082 +21.6672_取许用安全系数5 = 2.0,有S“ S,故C截面强度足够。校核高速轴及输出轴校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后,两轴强度足够。I.输入轴滚动轴承汁算初步选择滚动轴承，单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为， dxDxT = 50/7777? x 90/77/77 x 2 X.SrnmFa = 362N 99 = 1.5tanSFn 1701.30Fn 2397.57F口 = 523.58N, Fn = 1569.67N1701.302

39、Y 2x0.4xcotll5r35H5F2x04xcotll5135Fax = Fd, + Fa = 446.59 + 338 = 784.597VF2 = Fd2 = 40279N则Pri = 0.4Fri + 0.4cotaFi=0.4 x 1701.3 + 0.4 x cot 11 5135 Hx 784.59 = 2174.98/VPr 2 = Fr： = 2397.5710A6 =X5580060x310 U397.57/T = L94X1OA6，?1A6，?故合格。2. 中间轴和输出轴轴滚动轴承汁算初步选择滚动轴承，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209,英尺寸为 dxDxT =

40、45mm x 85mm x 20.78”Fa = 651 5N,a = 1.5 tan a = 1.5 tan 1257f10n = 0.345载荷水平面H垂直面v支反力F用m=957NFnv、= 25NFw： = 16697VFnvi = 11067V=竺丄=277.487V2Y 2x0.4xcotl257,10H2Y=575.637V2002.202x0.4xcotl257,10HFm = Frfi + & = 277.48 + 651.5 = 928.987VF2 = Fd2 = 57563NF“ 928.98并一 965.13=0.963 e575.637 2002.20=0.287 VfPri = 0.4Fri + 0.4 cot aFa= 0.4x965.13+0.4 x cotl 25710 x 928.98 = 2001.672VPr = Fr： = 2002.20则10八6八10A6 ( 55800、10L,-一xA -14.10xl0A6/z10A6/60n Pr)60x77.6 12002.20丿 3故合格七、键联接的选择及校核计算1. 输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为 bxhxl = Omnix8mmx55mm,接触长度I =55-5 = 50mm,