展开式二级圆柱齿轮减速器

1、一、传动方案的拟定 第六组：设计带式运输机传动装置 1工作条件：折旧期8年，4年一次大修；工作为两 班制，每班8小时；载荷变化不大；环境灰尘较大。2.原始数据：输送带工作拉力F=4500N;输送带速度V=1.8m/s；卷筒直径D=400mm二、电动机选择1、电动机类型选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用 丫系列三 相异步电动机。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：设！、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、滚筒、带传动的 效率，由表 2-2 查得0.99， 2=0.97， 3 = 098,4 = 0.96，5 = 0.95，则传动装置的总效

2、率为- 2 4 11 234 5=0.99 0.972 0.984 0.96 0.95 = 0.784(2)工作机需要的有效功率：Fw Vw1000 总心、4500 1.81000 0.784kW = 10.332kW3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速:n滚筒=60 1000v D60 1000 1.8400兀=85.987r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比F=4500NV=1.8m/sD=400mm = 0.784= 10.332kW心、n 滚筒=85.987r / min电动机型号Y160M-4总=8.490h =3.322i2 = 2.556i2山=730r /

3、mi nn2 = 219.747r / minn3 = 85.973r / mi nR =9.815kWP2 = 9.331kWP3 =8.870kW =128.402“ m T2 = 405.517N m T3 =985.292N mPc = 12.1kWdd1 = 150mmdd2 = 315mmv = 11.467m/sh = 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2 = 840，则总传动比合理范围为ia =16 160，电动机转速的可选 范围为nd = ia n =(16 160) 85.987r / min=(1375.792 13757.92)r / min4、选择电动机型号综合考虑电

4、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，选定型号为丫160M-4的三相异步电动机，额定功率为11kW，满载转速nm = 1460r / min，同步转速1500r / min。该电动机的中心高160mm，轴外伸段轴径为42mm， 轴外伸段长度为110mm。三、计算总传动比及传动比分配n电动机1、总传动比：i总=n滚筒2、传动装置传动比分配85Z=16979根据表2-3，取带传动的传动比i3 = 2，则减速器的总传动比为 i =16.979/2 =8.490双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i厂 1.3i1.3 8.490 二 3.322低速级的传动比为i2 = i/h =8

5、.490/3.322 二 2.556四、传动装置的运动和动力参数的计算(1)各轴的转速计算：n nm /i3 = (1460/ 2)r/ min = 730r / minLd = 2000mma = 629.301mm十165(F0)min = 24°.943NFq = 1911.054Nz2 二 80Q =1.3T厂 128.402N mZe1二 189.8MPa2-H lim 1 二 600MPa-H lim 2 二 550MPaN 1.682 109N 5.063 108KHN1二 0.92KHN2二 0.95二 552MPan2 =山/h = (730/3.322)r / m

6、in = 219.747r/minn3 二 n2/i2 = (219.747/2.556)r/min = 85.973r/minJI二 522.5MPadt = 70.995mmv 二 2.714m/ s b = 70.995mm(2)各轴的输入功率计算:P1 = Pd 5 二(10.332 0.95)kW 二 9.815kWP2(9.81 0.9 0.98)k = 9.331kWP3 =巳口2口3 =(9.331x 0.97x 0.98)kW=8.870kW(3)各轴的输入转矩计算：95509.815T, - 9550R/m -N128.402N m9550 江 9.331T2 -9550

7、P2/ n2 -N m- 405.5 仃N m2219.747t nccn n -9550 汇 8.870 “cou ccc mT3 = 9550 P3 /' n3 =N m = 985.292 N m33385.973运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下： = 10.667hKv = 1.15KHg = Kfg = 1Ka = 1K hR = 1.460K = 1.679= 77.315mmm = 3.221mm坊 fE1 = 500MPa坊 FE2 = 380MPaK fn1 = 0.85K fn 2 = 0.88屛 1 = 303.571MPabF 】2 =238.857

8、MPaK =1.783YFa1 = 2.65YFa2 二 2.22Ysa1 =1.58Ysa2=1.77 务计= 0.01379： *2丫2 0.01645"F 2项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r / min）1460730219.74785.973功率（Kw）7.59.8159.3308.870转矩（N m）/128.402405.517985.292传动比23.3222.556五、传动零件的设计计算1、V带传动的设计（1）确定计算功率由1表8-7查得，当工作于题中所给条件时，工作系数 Ka =1.1，则Pc = Ka Po =（1.1"1）kW = 12.1kW（

9、2）选择V带型号根据PC=12.1kW，由图8-11初步选用B型带。（3）选取带轮基准直径dd由1表8-6和表8-8选取小带轮基准直径 dd1 = 150mm，则大带轮基准直径dd2 = i3（1 °dd1 = （2X 0.98" 150）mm = 294mm（式中E为带的滑动率，通常取1%2%）,查表8-8 后取 dd2 = 315mm（4）验算带速v江ddEmH 汉 150 "460,.,v -m/s 11.467m/s60X00060 "000在5 30m/s范围内，V带能够充分发挥。(5)确定中心距a和带的基准长度Ldm = 2.5mm在0.7(

10、dd1 dd2)辽 a0 乞 2(dd1 dd2)范围内，即:325.5辽a0乞930范围内初定中心距a0二620mm,所以带长"2a0-2(如皿U：兀(315 150)2=2 620(150 315)mm24 汇 620=1981.398mm查表8-2选取B型带的基准长度Ld = 2000mm。得实际中心距ap LL归(620 200°一 1981.398)mmz2 =103d = 77.5mm d2 二 257.5mm a = 167.5mm= 82.5mmB2 二 77.5mmz2 二 62g =1.3T厂 405.473N miZe = 189.8MPa2629.3

11、01mmamin = a- 0.015Ld 二 599.301mm am* 二 a 0.03Ld 二 689.301mm(6)验算小带轮上的包角:-1二 Hlim1 二 600MPa-H lim 2 二 550MPa57 3= 180_(315T叩亦皿 °120°N厂 5.063 108所以，包角合适。(7)确定v带的根数zN2 = 1.981 108K hn 1 = 0.9857 3：1 =180 - 血 - ddJ -a因为 dd1 = 150mm，n0 =1460r/min，带速v = 14.753m/s，传动比 i =2,查表8-4a和表8-4b，用插值法得单根v带

12、所能传K HN 2二 0.95二 588MPa二 522.5MPa递的功率P0二3.234kW ,功率增量AP0二0.463kW ,查表8-5得包角修正系数K：. =0.96，带长修正系数Kl = 0.98，则由公式得:dt = 106.515mmPca_WPr侃+护。)©©_ 12.1 (3.234+ 0.463)域 0.96汉 0.98= 3.479故选4根带。(8) 确定带的初拉力F0单根普通V带张紧后的初拉力为.、厂cc (2.5 - KJ Ra2(F°)min =500 _+qvgzv(2.5 0.96)X2.1 丄- “wL=|500 汉 + 0.18

13、如1.4672 iN10.96汇 4X1.467= 240.943N(9) 计算带轮所受压力Fqa .利用公式Fq =2zF,si门弓el165° kl得Fq = (2 汉 4 汉 240.943 汉 sin -) N= 1911.054N2.高速级齿轮传动的设计计算(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 运输机为一般工作，速度不咼，故选用 8级精度 (GB 10095-88)。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损 并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合 金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别

14、为240HBS,280HBS二者材料硬度差为40HBS4) 选小齿轮的齿数z = 24，大齿轮的齿数为z2 = 3.322 汉 24 二 79.728，取 z =80。(2) 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即v = 1.226m/ s b = 106.515mmg = 4.438mmh = 9.986mm = 10.667hKv = 1.12KHg = kfg = 1Ka"Kh$ =1.471K Fp = 1.58K= 1.648d1 = 115.267mm m = 4.803mm FE1 = 500MPa &FE2 = 380MPaK fn1 = 0.88K fn

15、2 = 0.90 kF = 314.586MPakF 2 =244.286MPaK =1.770YFa1 = 2.65YFa2 二 2.272Ysa1 =1.58Ysa 1.734d1t - 2.323 KT1 u ! Ze、2 ( uY YFa1 sk = 0.0133096-F 1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.3YFa2Ysa2 =0.01756532）由以上计算得小齿轮的转矩9.55 106P1T1 =m = 4mmni95.5 109.815 N m=128.402N mz2 二 75730d 116mm3)选取齿宽系数门d二1d2 二 300mma = 208mm

16、4)材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2B 121mm5)小齿轮的接触疲劳强度极B2 二 116mm二 H lim 1=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Ao = 117=550MPa。6）计算应力循环次数dmin = 27.821mmN1=60n1jLh二 60 730 1 (2 8 300 8) = 1.682109N21.682 109 = 5.063 1083.3227）查图10-19得，接触疲劳寿命系数Khn1 - 0.92， KHN2 - 0.958）计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1，得:KhnC H lim1 = (0.92 600) MPa 二 552MPa

17、SKnhY-Hlim2 = (0.95 550)=522.5MPa计算:1）带入1- H】中较小的值，求得小齿轮分度圆直径d1t_2 = 32mml_2 二 90mmd2七二 35mm12_3 二 50mmd3* 二 40mml3“ = 18mmd4_5 二 50mml4_5 二 140.5mmd5_6 二 57mml5_6 二 12mm的最小值为2.323厝弓诒）2de_7 二 50mm16_7 = 80mm3二 2.32；1.3汉 1.28402如05 4.322 门89.8 彳3.322 <522.5)mmd7=40mm=70.995mm2)圆周速度:17_8 = 42mmFt =

18、 3321.529N60 100070.995 730 m/s = 2.714m/s60 1000Fr208.938N3）计算齿宽:F = 1911.054NF1V = 431.734Nb =门 dd1t 二(1 70.995)mm 二 70.995mm4）计算齿宽和齿高之比b :hF2v 二 777.204NM 盯 38.860 N m模数：卄徑=讐血=2.958Mav 二 38.856 N m齿高：h =2.25mt = (2.25 2.958)mm = 6.656mmF伯二 1186.260N:n”67F2H 二 2135.269N5）计算载荷系数：根据v = 2.714m/s ,8级精

19、度，查图4-8得动载系 数K 1.15对于直齿轮Kh二KF：. =1，查表10-2得使用系数Ka = 1查表10-4，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，心：T .460MaH = 106.763NMaH = 106.763NF1F = 245.707NF2F 二 2156.761N2F二 34.399N maF=22.114N maF=22.114N m由 一 =10.667，KHp = 1.460可查得 KFp = 1.55 h故载荷系数K = KaKvKh：.Kh1= 1x1.15x1x1.460 = 1.6793|l K6）按实际载荷系数校正分度圆直径：d d彳一3：1.679 -（

20、70.995 V）mm- 77.315mm 1.37）计算模数：d177.315ccm -mm 3.221mm4 24（3）按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为m fKT12 （¥*）确定公式内的各计算数值1）查1图10-20C,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 = 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限° fe2 = 380MPa2）查1图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 = 0.85, Kfn2 = 0.883）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数s = 1.4,得r Kfn1°fe1 0.85500一厂ccc 厂trF 1 = fn1 fe 1 =

21、MPa = 303.571MPa1S1.4r 1 KFN»FE2 0.88汇 380 屛fn2 fe2 一MPa 238.857MPa5 1.44）计算载荷系数K.K =心心心小屮=1F.15H.55 = 1.7835）查表10-5得齿形系数.查表得 YFa1 =2.65, YFa2 =2.226）查表10-5得应力校正系数.查表得 YSa1 =1.58, Ysa2 =1.777）计算大、小齿轮的Yf 并加以比较口 FMa = 135.673N mM' =135.728N m aMe = 131.720N m= 32mm>d = 28.001mmF1 =1508.088

22、NFr2 = 4429.07NLh =10.521 年Ao = 112dmin = 39.072mm= 45mmh_2 = 46mmd2< = 50 mm= 118mmd3j = 57 mml3_4 = 8mmd4=50mml4_5 = 75mmd5-6 = 45mmj = 45.5mmFt2 = 3146.647NFt3 = 6991.672NYFa1YSa1 =S厂YFa2YSa2f 2设计计算265 叽 0.013792303.5712 22 疋 1 77=0.016450238.8572 1.783 1.28402 1 050.016450mm1 242=2.356mm对比计算结

23、果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径(即模数和齿数的 成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.34，并接近圆整为 标准值m = 2.5,按接触强度算得的分度圆直径g = 77.315mm。F r2Fr3F1V=1145.286N二 2544.744N二 12.059NF2VM aVm = 0.181N m=1387.399NMavn二-142.457N mF1H = 4001 .043NF2h 二 6137.276NMaH 420.11 NMaHn =-555.13N

24、算出小齿轮齿数d177.315Z1 =：m取Z =31,则大齿轮齿数z2= 31 3.322 = 102.982，MaH 420.11 N取z2= 103MaHn 二 573.12NMe 二 622.626N m这样设计出的齿轮传动 度,又满足齿根弯曲疲劳强度 费.,即满足了齿面接触疲劳强,并做到结构紧凑，避免浪1)(4)几何尺寸计算 分度圆直径：Me 二 485.481N md = mz1 d2 = mz2 中心距：二(2.531)mm 二 77.5mm=(2.5 103)mm = 257.5mm>d = 43.992mmFr厂 4001.061N167.5mmFr厂 6292.141

25、N+d2a 二23)齿轮宽度:b= :：J dd二(1 77.5)mm = 77.5mmLh 二 14.492年Ao =110取 B2 二 77.5mm, EB = 82.5mm3.低速级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度 （GB 10095-88）。3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损 并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合 金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别 为240HBS,280HBS二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮的齿数= 24

26、，大齿轮的齿数为dminKaz2 二 2.556 24 = 61.344，取 z 62。（2）按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即KTu 匚 1；Ze：23d1t - 2.32du确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.32）由以上计算得小齿轮的转矩9550P2 955 9.33T22N m = 405.473N m219.7473）查表及其图选取齿宽系数 门d = 114）材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa25）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二 H Iim2 = 550MPa。6）计算应力循环次数叫=6On2j

27、Lh =60 219.747 1 （2 8 300 8）= 5.063 108N25.063 1082.556= 1.981 1087）查图10-19得,接触疲劳寿命系数KHN厂0.98，Tca 二d1 /"_2d2 Jl 2_3 d3_4 怯/ d45l 4_5d5_656d6_767d787-8FtFr 二F1V :F2V=52.530mm= 1.31280.880N m=60mm二 107mm=65mm=50mm=70mm=24mm=80 mm=96.5mm=90 mm=8mm=80mm=112mm=70mm=52mm6568.613N2390.780N= 761.395N=

28、1629.385NKhn2 二 0.958)计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1，得:邛柑,98 600）服=岭-H 2K NH 2 H lim 20.95 550 MPa = 522.5MPa（2）计算:1）带入J H 1中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dZ23<W3二 2.321.3汉4.05517汇105 3.556 门89.8)22.556 (522.5丿mm=106.515mm2)圆周速度：兀 d1t n2v 二60 1000兀汉 106.515 汉 219.747,m/s60 1000=1.226m/s3)计算齿宽：b=dd1t =(1 106.515)mm

29、= 106.515mm4)计算齿宽和齿高之比b :hd1t 106.515模数：mmm = 4.438mmZ124齿高：h =2.25mt = (2.25 4.438)mm = 9.986mm106.5129.986二 10.6675）计算载荷系数：根据v = 1.226m/s ,8级精度，查图4-8得动载系M av = 81.469 N mM av = 81.469N mF1H = 2091.915NF2H = 4476.698NMaH =223.835N mMaH =223.835N mMa = 238.200N mM' = 238.200N maMe = 637.360N m d

30、1-2 = 60mm>d = 47.360mmFr1 = 2226.170NFr2 =4764.003NLh =70.051年数 Kv =1.12对于直齿轮Kh = Kfg=1查表10-2得使用系数Ka =1查表10-4，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，K h 0 = 1.471由 ¥ = 10.667, KH0 = 1.471 可查得 KFp=1.58 故载荷系数K = KAKVKHotKH5=1 x 1.12汉仆 1.471= 1.6486）按头际载何系数校正分度圆直径：- d1t 1Kt*1 648=（106.515汉 J）mm二 115.267mm 1.37）计算

31、模数：d1115.267m = =mm = 4.803mmz124（3）按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为mz 2KT2 （丫：心）忖 d/ fcF确定公式内的各计算数值1）查1图10-20c,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 = 380MPa2）查1图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =088, Kfn2 =°.9°3）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,得r 1 K FNI FE10.88 汉 500fli-'io f 1 =MPa =314.586MPaS1.4r K fn 2 fe

32、2 0.90 疋 380 一 厂o&f b =MPa =244.286MPaS1.44）计算载荷系数K.K =KAKVKFofKF0=1汉 1.12汉1汉 1.58 = 1.7705）查表10-却得齿形系数YFa1 =2.65, YFa2= 2.2726）查表10-51得应力校正系数.YSa1 = 1 .58, YSa2 = 1 .734Y Y7） 计算大、小齿轮的寺并加以比较.k fYFa1YSa12.61.58 cc“"ccFa1 Sa= 0.0133096鸣314.586丫Fa2YSa22.272 ".734 ° c“c-Fa2 Sa= 0.0175

33、653Gf244.286大齿轮的数值大.（1）设计计算32X1.770 江 4.05517 汇105 乂 °mJ2x 0.0175653mm仆 242=3.524mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模 数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿 数的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数3.524，并接近 圆整为标准值m = 4,按接触强度算得的分度圆直径= 115.267mm,算出小齿轮齿数d1115.267z1 -28.817m4取耳29，则大齿轮齿数7229 2.5

34、56 74.124，取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳 强度,又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪 费.(4)几何尺寸计算1) 分度圆直径：dmz1 d2 二 mz22) 中心距：二(4 29)mm 二 116mm=(4 75)mm = 300mmd + d2123) 齿轮宽度：116 300 mm = 208mm2b 二ddi=(1 116)mm = 116mm取 B2 = 116mm, B 121mm4.高速轴的设计1) 材料：选用45号钢调质处理。查表15-3选取Aq = 1172) A.各轴段直径的确定：根据公式3 万39 815dms 二 Aq . 1 =1177

35、30 m 27.821mm此轴的最小直径显然是安装带轮处轴的最小直径，为 了使所选的轴的直径和带轮的孔径相适应，故需同时确定 带轮的孔径。B. 带轮的孔径的确定因为 dmin = 27.821mm，取 d =32mm。C. 轴的结构设计1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端要求 制出一轴肩，此段应和密封毛毡的尺寸同时确定，查表15-8，选用 JB ZQ46°6-1997中 d = 35mm 的毛毡圈，故取2 - 3轴d2书二35mm。带轮和轴配合的毂孔长度L, = 90mm，故取 h_2 二 90mm。B.初步选择滚动轴承。 因为选

36、用的齿轮是直齿轮，故轴承承受的是纯的径向力,固选用深沟球轴承。又根据d2 ； = 35mm，选6208号轴承。其尺寸为 d x D 汇 B = 40mm 80mm 18mm故d3/ = d7=40mm, l3 =18mm。右侧轴承的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d，故 取h=5mm，则轴环处的直径d4=50mm。C.取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6_7 = 50mm。此轴段 的长度应略小于齿轮的宽度，取2 -80mm，齿轮的左 端米用轴肩定位，轴肩咼度h >0.07d，故取h = 3.5mm， 则轴环处的直径d5=57mm。轴环宽度b 1.4h，取 15=12mm。D.

37、轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器和轴承端盖 的机构设计而定）。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖外端面和带轮的距离为l - 30mm。故取匚=50mm。E. 右端滚动轴承和齿轮的右端米用套筒定位，此轴段长应 大于轴承宽度，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位 置时，应和箱体的内壁，有一段距离s，取s = 8mm，取齿 轮和箱体的内壁的距离为a = 16mm，则= s + a + B= 42 mm。F. 中间轴的总长为292.5mm （由中间轴各轴段的长度相加所得），故45 = 292.5 56 b l7-8=（292.5 -18 -12 - 80 - 42）mm=140

38、.5mm3）轴上零件的周向定位齿轮、带轮和轴的周向定位都采用平键联接。按dy =32mm，由表6-1查得平键的截面h = 10mm汇 8mm， l = 70mm同理，对于 d6_7 = 70mm， M h = 20mm 12mml - 70mm。同时为了保证齿轮和轴配合得有良好的对中 性，故选择齿轮轮毂和轴的配合选 H7n6。滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸 公差为m6。4)确定轴的的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.6咒45。，各轴肩处的 圆角半径见上图(2)校验该轴和轴承 作用在齿轮上的圆周力为：2T 2 汉 128 402 汉 1031-2128.402

39、10 N_ 3321.529Nt d177.315径向力为=Fttana = (3321.529汉 tan20°)N = 1208.938N作用在轴1带轮上的外力F = Fq =1911.054N求垂直面的支反力：l2 3Fr50X208.938F1V = 2-r=N= 431.734N1V hi,90+50F2V =Fr -F1V =(1208.938-431.734)N =777.204N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mav 二 F2V “23= (777.204汉 50X0°)N m= 38.860N mMav 二 F1V h = (431.734汉 90X0&quo

40、t;)N m= 38.856N m求水平面的支承力：由 F1H (l1_2 + l 2_3)= Ft 13得M-2 S-350=江 3321.529N90 + 50= 1186.260NF2H - R - F1h=(3321.529 T186.260)N= 2135.269N求水平弯矩，并绘制水平弯矩图：MaH = Fih hr= (1186.260x90x10)N m= 106.763N m1MaH 二 F2h= (2135.2650X0)N m= 106.763N m求F在支点产生的反力：l18环 一i F-如911.054N 245.707Nhr +12,90 + 50F2f 十仆 +F

41、 = (245.707+ 1911.054)N = 2156.761N求并绘制F力产生的弯矩图M2F 二 F= (1911.O54X8XOV)N m = 34.399N m1MaF = Fif h_2=(245.707x90X0；)N m=22.114N mF在a处产生的弯矩：MaF = Fif h_2=(245.707 汇 90X0) N m = 22.114N m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，将 M aF和Jm 7 + M aH直接相加。Ma =MaF + JmI +Mh=(22.114 + 也8.8602 +106.7032)N m= 135.673N mM； =MaF +JMa：+M

42、aH=(22.114 + 也8.8562 +106.7632)N m= 135.728N m求危险截面当量弯矩：从图可见，m - m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折 合系数r =0.6）M厂.M：n （汀2）2二 131.4272（0.6 128.402）N m计算危险截面= 131.720N m处轴的直径：因为所选材料为45号调质钢，匚B= 650MPa，mb 丄 60MPa，则131720 103mm = 28.001mm0.1 60由于d-2 =32mm>d二28.001mm，所以该轴是安全的。3轴承寿命校核轴承寿命可由式Lh''进行校核，由于轴承主h 60n P

43、fP要承受径向载荷的作用，所以 P = Fr，查表13-4的 ft =1,查表 13-6得 fP =1.2，查表 12-52得10C =60.5kN，取名=3按取不利考虑，则有：Fr1 = JFiVV + FiH + F仆= (J431.7342 +1186.2602 + 245.707) N= 1508.088NFr2 = JF2? * F2H + F2F= (j777.2042 +2135.2692 +2156.761)N=4429.07N则：'厂60n(P/=1°( GO.5""0)y = 10.521 年60* 730 4429.069"

44、.2所以该轴承符合要求4. 键的校核：根据 d1 - 32mm，% - 128.402n m，确定 v 带轮 选铸铁HT200,由表6-1手册查得平键的截面h = 10mm汉 8mm， 1 = 70mm4T4 x 128 403 況 103校核： = 4T1 = 4128.40310 MPa = 28.661MPahld18 汇 70 汉 32查表 6-2的 b P = 50MPa 60MPa，兰 b P 所以，符合设计要求。5. 中间轴的设计1) 材料：选用45号钢调质处理。查表15-3选取Ao =1122) 各轴段直径的确定：根据公式3 PT3 9.330dmin 一 Ao一 112 X

45、和mm 39.072mm n2% 219.747第1轴段和第5轴段要装配轴承，查表212-5，选6209号轴承其尺寸为 d D 汇 B = 45mm 85mm 19mm故 d = d5p =45mm。h/ =19+8 + 16 + (121 118)mm = 46mml5=19 + 8 + 16 +(77.5-75)mm = 45.5mm第2轴段安装低速级小齿轮，且d23>d1，取d2 ： = 50mm, 12=118mm第4轴段安装咼速级大齿轮，且d4-5>d5-6,取d4# = 50mm, l4_s = 75mm第3轴段为轴肩，定位两个齿轮。=0.07d = 0.07 汇 50

46、mm = 3.5mm，取 d3/ = 57mml x 1.4h| = 1.4 汶 3.5mm = 4.9mm，取 13二=8mm3)校验该轴和轴承：L, = 105mm, L2 = 104.5mm, L3 =83mm作用在齿轮上的圆周力为：2T22 汉 405.517 汉103Ft2 = =N = 3146.647Nd2257.52T22405.517 x103Ft3N =6991.672Nd3116径向力为Fr2=Ft2tan。= (3146.647汉 tan20°)N = 1145.286N Fr3 =Ft3tana = (6991.672 汉 tan20°)N = 2

47、544.744N 求垂直面的支反力：匚一 Fr3L3 + F( L?十 L3)1VJ + L2 + L3-2544.744 汉 83+ 1145.286% (104.5 + 83) N105 + 104.5 + 83= 12.059NF2V - 尸心-F1V _ Fr2=(2544.744 T2.059 T145.286) N= 1387.399N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：MaVm 二 F1V L1= (12.509 105 10：)N m= 0.181N mMavn 二 F1V (L1 L2)- Fr2L2珂12.059 (105 104.5)-1387.399 104.5 10

48、6;N m二-142.457N m求水平面的支承力：由 F1H (h_2 Dj) = 得F1H二 Ft3L3 Ft2(L2 L3)L1 * L2 + L36991.672 833146.647(104.583) klN105104.5 83F2H= 4001.043N=Ft2 Ft3 - F1h= (3146.6476991.672 -4001.043)N= 6137 .276N求水平弯矩，并绘制水平弯矩图：MaHm = F1H L1= (4001.043 105 10")N m= 420.110N mMaHn = _F2h L1 L2Ft3L2十6137.276 (105 104.

49、5)6991.672 104.5 10N-555.130N m考虑最不利的情况，将m aF和,m av m aH直接相加M am = . M avm M aHm=、0.1812 420.1102)N m= 420.110N mMan 二，.Mavn M aHn二 J42.4572555.1302)N m= 573.117N m求危险截面当量弯矩：从图可见，m - m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折 合系数：=0.6)MeM：(订2)2=.573.1172 (0.6 405.517)N m= 622.626N mMeMam (E)2ITi2二 420.1102(0.6 405.517)N m=

50、485.481N mMed _3 0.1 上0.160485-481 10 mm = 43.252mm计算危险截面处轴的直径: 因为所选材料为45号调质钢，匚B= 650MPa，北 60MPa，则 n - n截面处：Me3 622.626 10333mm = 43.992mm”0.19亠Y 0.V60m-m截面处由于 = d5（ =50mm>d 二 43.992mm，所以该轴是 安全的。4）轴承寿命校核106 Cf轴承寿命可由式Lh（t）；进行校核，由于轴承主h 60n PfP要承受径向载荷的作用，所以 P二Fr，查表113-4的 ft =1，查表113-6 得 fp =1.2，查表21

51、2-5 得C =60.5kN，取；=103按最不利考虑，则有：F1 二 F1VF1H二、12.05924001.0432N = 4001.061N片2 二、F2?F2：二浙387.39926137.2762 N = 6292.141N二106（ 60.5 1 10314.492年60 219.747 6292.141 1.2所以该轴承符合要求5）键的校核：高速级大齿轮和低速级小齿轮的安装轴径为d =50mm，由表6-1l查得平键的截面：b 汉 h = 16mm汉10mm,又，高速级大齿轮的宽度为B 77.5mm，选1 = 63mm 的键，低速级小齿轮的宽度为，选l=100mm的键。 校核：4T24 汇 405.517X032 -