二级圆柱齿轮减速器(机械设计设计)

1、二级圆柱齿轮减速器计算说明书学院：专业：班级：.2.设计数据及要求3确定各轴功率、转矩及电机型号31 .工作机有效功率42 .查各零件传动效率值43 .电动机输出功率44 .工作机转速55 .选择电动机56 .理论总传动比57 .传动比分配58 .各轴转速59 .各轴输入功率：610 .电机输出转矩：611 .各轴的转矩612 .误差7.7.齿轮传动设计与校核计算7.二、低速级1.7.五、初算轴径1.8六、校核轴的强度和轴承寿命：1.9一、中间轴1.9二、输入轴2.4三、输出轴2.8七、滚动轴承的校核计算32八、平键联接的选用和计算37九、选择联轴器4.0十、润滑方式4.0十一、设计总结4.1

2、十二、参考文献4.2设计数据及要求1 .设计题目设计一链板式输送机传动装置，两班制工作，连续单向运转，轻微振动，使用年限年，单件生产，输送带允许误差为±%5。2 .原始数据链条曳引力F=5200N链条速度v=0.3m/s链条节距t=125mm链轮齿数Z=63 .方案图1-电动机2,4-联轴器3-减速器5-链板6-开式齿轮隹动链板式输送机传动装置二、确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率PWFv52000.31.56Kw2查各零件传动效率值联轴器弹性i0.99,轴承20.99,齿轮30.97链轮40.96故：253340.9920.9950.9730.960.81663.电动机

3、输由功率Pd1.56 1.91Kw 0.81664.工作机转速链轮转速60 1000vZt60 1000 0.3 24r / min125 6电动机转速的可选范围:nw i 24(24 120) 5762880r/min5 .选择电动机选电动机型号为Y112M-6,同步转速940r/min,满载转速1000r/min,额定功率2.2Kw电动机外形尺寸中心(WjH外形尺寸Li(b2/2b1)h底脚安装尺寸AB底脚螺栓直径K轴伸尺寸DXE建联接局部尺寸FXCD132475(135/2210)315216X1401238X8010X86 .理论总传动比94039.17247传动比分配取开式齿轮传动比

4、im 3,又八1.4in%izini总故h4.28,in3.058各轴转速n:id940r/minnrnL-940219.63r/minh4.28nnnm i219.633.0572.01r/minnm72.0124r/ miniiii9各轴输入功率:RPd 1 1.91 0.99 0.97 1.83KwPn P 2 3 1.83 0.99 0.97 1.76KwPw R 2 3 1.76 0.99 0.97 1.69KwPw Pm 1 1.69 0.97 1.52KwP连 Pm 1 1.52 0.99 1.51Kw10 .电机输生转矩：Td 9.55 106 Pd 9.55 103 191

5、19.40N m nd94011 .各轴的转矩Ti Td 1 19.40 0.99 0.97 18.63N m1 2 3 ii 18.63 0.99 0.97 4.2876.60N mT m Tu 23 i n76.60 0.99 0.97 3.05 224.32N mTw Tm1 224.32 0.99 222.08N mT链Tzv222.080.970.99213.26Nm12.误差带式传动装置的运动和动力参数轴名功率P/Kw转矩T/N.m转速n/r/min传动比i效率W%电机轴1.9119.40940199I轴1.8318.639404.2896n轴1.7676.60219.633.05

6、96m轴1.69224.3272.01W轴1.52222.0872.01398链轮轴1.51213.2624三、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，外表淬火，齿面硬度为4055HRC,齿轮均为硬齿面。选用8级精度。四、齿轮传动设计与校核计算4.1高速级齿轮传动的设计计算1 .齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用40Cr渗碳淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限H lim1200MPa ,弯曲疲劳强度极限FE720MPa高速级大齿轮选用45钢正火，

7、外表淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限H lim1140MPa ,弯曲疲劳强度极限 FE700MPa。取小齿齿数 乙二19那么Z2=iXZ1=4.28X19=81.32取Z2=82。齿轮精度按GB/T10095-1998,选择8级，齿根喷丸强化。2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计32KtTu1ZhZe2d1t.（）.dUH确定各参数的值：试选Kt=1.6查刑械设计？表10-6选取区域系数ZH=2.5由图10-26查得10.7120.84那么0.710.841.55由公式10-13计算应力值环数N1=60nlj=60X940X1X2X8X300X101.02X109N2

8、1.02 1094.282.37 108查图10-19得：KHN0.9,Khn20.95齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,平安系数S=1,应用公式10-12得:K HN 1 H lim 1S0.9 120011080 MPaK HN 2 H lim 2S0.95 114011083 MPa许用接触应力h(hi h2)(1080 1083)1081.5MPa由表 10-6 得：Ze =189.8MPa由表10-7得：d =13设计计算小齿轮的分度圆直径d 1td1t3 2KtT1u 1(ZhZe)22 1.6 1 8.63 1 03 4.09 1(189.8 2.54.09 ( 1081.51

9、 1.55)228.31mm计算圆周速度3.1428.31 940 0.40m/s60 1000计算齿宽b和模数mnt60 1000计算齿宽bb= dd1t =48.39mm计算摸数mn初选螺旋角二14d1t cosmnt 二一7Z148.39 cos14 , “ 1.86mm19计算齿宽与高之比齿高h=2.25mnt=2.25X1.86=4.176mmbh.EG11.96计算纵向重合度=0.318d1tan0.318119tan141.506计算载荷系数K使用系数KA=1根据v0.91m/s,8级精度，查刖械设计？图10-8得动载系数KV=1.08,查表10-4得KH=1.45查图10-13

10、得：KF=1.38查表10-3得：KH=KF=1.4故KKaKvKhKh11.081.41.452.19按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d1t3 K 48.39Kt2.1950.36mm计算模数mnmnd cos乙50.36 cos14 2.06mm194.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn3 2KT1Y cos2KYsdZ21 af确定公式内各计算数值D 小齿轮传递的转矩T118.63N mD 计算当量齿zv1Z13cos19coS3 1420.80Zv2_z2cos368cos31485.39D初选齿宽系数按对称布置，由表查得 初选螺旋角初定螺旋角14KKaKvKfKf

11、11.08 1.4 1.382.09D 查取齿形系数YF 和应力校正系数YS查?rn械设计 裱10-5得:齿形系数 YF 1 = 2.85 YS 1=2.24应力校正系数 YF 1 = 1.54 YS 2 = 1.77©重合度系数Y根据1.506,从图 10-28查得 Y =0.88计算大小齿轮的Yf Fsf查图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.9Kfn 2=0.95S=1.25f 1 = Kfn 1 ff 1SF 2 = KFN 2 ff 2S0.9 720518.4MPa1.250.95 700 532MPa1.25Yf1Fs1f12.85 1.54518.40.0085

12、Yf2Fs2f2比拟结果2.24 1.77518.40.0076小齿轮的数值大，所以对小齿轮进展计算。设计计算计算模数 32 2.09 1 8.63 1 03 0.88 cos2 14 0.0085 彳”m n mm 1.72mmn .1 192 1.55比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m n =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=40.36mm来计算应有的齿数.于是由：50.36 cos14Z1mn19.58 取 z1=19那么 z2 =3.55 X 1

13、9=67.45 取整为 68几何尺寸计算计算中心距。（乙 z2）mna2cos将中心距圆整为 100mm。按圆整后的中心距修正螺旋角(19 82) 22 cos1498.33mm(12)mn(1968)2arccos-arccos-144'12'22100因值改变不多，故参数，k,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1_zmn_40mmcosz2mnd2160mmcos计算齿轮宽度bdd1139.18mm39.18mm圆整的B240Bi454.2低速级齿轮传动的设计计算1 .齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1齿

14、轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用40Cr渗碳淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限H lim 1200MPa ,弯曲疲劳强度极限FE 720MPa高速级大齿轮选用45钢正火，外表淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限H lim1140MPa ,弯曲疲劳强度极限 FE700MPa。取小齿齿数Z3=23那么Z4=iXZ3=2.54X23=58.42取24=59。齿轮精度按GB/T10095-1998,选择8级，齿根喷丸强化。2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d3t2KtT2u 1 /§(du确定各参数的值：ZhZe 2h试选Kt=1.6查?械设计？表10

15、-6选取区域系数ZH=2.5由图10-26查得10.7720.86那么0.770.861.63由公式10-13计算应力值环数N1=60n2j=60X219.63X1X(2X8*300X10)二6.33X109N26.3310982.071083.05查图10-19得:KhN30.9,Khn40.95齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,平安系数S=1,应用公式10-12得:KHN3Hlim1S0.9120011080MPaKHN4Hlim2S0.95114011083MPa许用接触应力(H3H4)H2(10801083)1081.5MPa2由表10-6得：ZE=189.8MPa由表10-7得：d

16、=13设计计算小齿轮的分度圆直径d3t3td3t2KtT2u1,ZhZe、2q21.676.601033.231189.82.5、23'()3(),duh11.633.231081.537.40mm计算圆周速度d3tO26010003.1437.40219.636010000.06m/s计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=dd3t=37.40mm计算摸数mn初选螺旋角mnt=d3tcosZ3计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25mm=2.25X2.43=5.47mmbh57.605.4710.53计算纵向重合度=1437.40cos142.43mm23=0.318ditan0.31812

17、3tan141.824计算载荷系数K使用系数KA=1根据v0.35m/s,8级精度，查刖械设计？图10-8得动载系数KV=1.02,查表10-4得KH=1.454查图10-13得：KF=.42查表10-3得：KH=Kf=1.42.08故KKaKvKhKh11.021.41.454按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径K2.08d3d3t3.342.80362.86mm,Kt1.6计算模数mnd3 cos mnZ34.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式62.86 COS14272.65mmmn32KT2Y2Cos2(YFYS)dZ 3 a l F/确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩T276

18、.60Nm计算当量齿27cos31425.18Z3Zv33cosZv4z63874.44coscos14 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得d=1 初选螺旋角初定螺旋角14 载荷系数K2.03KKaKvKfKf11.021.41.42 查取齿形系数Yf和应力校正系数YS查?rn械设计裱10-5得：齿形系数Yf3=2.60YS3=2.24应力校正系数Yf4=1.59YS4=1.77 重合度系数y根据1.824,从图10-28查得Y=0.88计算大小齿轮的Yf Fsf查图10-18得弯曲疲劳寿命系数：KFN 3=0.9KFN 4=0.95S=1.25f3=Kfn3FF3SF4=KFN4FF4S0.

19、9720518.4MPa1.250.95700532MPa1.25YF3FS3f32.601.59518.40.008Yf,Fs4f4比拟结果2.241.77518.40.0076小齿轮的数值大，所以对小齿轮进展计算。设计计算mn计算模数322.27mmmm2.0976.60100.88cos140.0085212321.63比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.86mm来计算应有的齿数.于是由：62.86 cos

20、1420.33取 z1=20ml那么 z2 =2.92X 20=58.4 取整为 59几何尺寸计算计算中心距。（乙 Z2）mna2cos将中心距圆整为 122mm。按圆整后的中心距修正螺旋角(23 59) 32 cos14118.06mmarccos一加，四产 59) 322 12213 45'27"因值改变不多，故参数，k ,Zh等不必修正计算大.小齿轮的分度圆直径d3 -z3mn- 66.53mm cosd4 z4mL 199.6mm cos计算齿轮宽度b dd3 1 61.77mm 61.77mm圆整的B4 65B3 704.3齿轮校核一高速轴校核齿面接触疲劳强度r r

21、 r r2KT： U 1由参考文献1 P135公式8.7h ZeZhZ Z:bd1 u式中各参数:1齿数比uii3.55。2由参考文献1P136表8.5查得弹f系数ZE189.8jMPa。3由参考文献1P136图8.14查得节点区域系数ZH2.38。4由参考文献1P136图8.15查得重合度系数Z0.85由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数Z0.975由参考文献1P145公式8.26HZNHlm计算许用接触应力Sh式中：Hlim接触疲劳极限，由参考文献1P146图8.28口分别查得H1ml1100MPa,Hlm21100MPa；ZN寿命系数，由参考文献1P147图8.29查得1;SH平

22、安系数，由参考文献1 P147 表 8.7 查得 Sh1.0。故H11.0 11001.01100MPa H2ZeZhZ Z2KTi u 1:bd1u189.8 2.38 0.8 0.97692.87Ma< hi满足齿面接触疲劳强度。2 1.74 40.51 3.55 120 4023.55二、低速级校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7式中各参数：ZeZhZ Z2KTn u 1,bd3 uZN11齿数比uin2.54。2由参考文献1P136表8.5查得弹T系数ZE189.8jMPa。3由参考文献1P136图8.14查得节点区域系数ZH2.44。4由参考文献1P136图8.

23、15查得重合度系数Z0.8155由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数Z0.9845由参考文献1P145公式8.26HZNHlm计算许用接触应力Sh式中：Hlim接触疲劳极限，由参考文献1P146图8.28口分别查得H1ml1100MPa,Hlm21100MPa；ZN寿命系数，由参考文献1P147图8.29查得Z N31, ZN41；SH平安系数,由参考文献1P147表8.7查得Sh1.0。一1.01100_故H3-1100MpaH4ZeZhZZ2K0u1189.82.440.8150.98421.7077138.102.541:350.795722.54648.85Ma<hi满足

24、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：diC3P 1063及联轴器对轴径的要求，最后取d 25mm。中间轴的最小直径：dnP1.83C3 1063 25.82mm。考虑到键对轴强度的nn219.63削弱及轴承寿命的要求，最后取dn 35mm输出轴的最小直径：dmC3Pm-106： 72.01 34.78mm。考虑到键对轴强度的削 nm弱及联轴器对轴径的要求，最后取dm 35mm。1.9117.15mm。考虑到键对轴强度的削弱940式中：C由许用扭转应力确定白系数，由参考文献1P193表10.2,取C106六、校核轴及键的强度和轴承寿命:一、中间轴

25、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Ft2d22 76.60 103160957.5Nr2Ft2tan t2957.5tan20cos17 45 10534.49NFa2Fr2tan534.49tan174510171.12N式中：Ft2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;rz2.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2 TFt34151.51Nd3Fr3Ft3tant34151.51tan201254.91Ncos132921Fa3F3tan21254.91tan132921301.03Na

26、3I32式中：Ft3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Mh2Fa2d171.1216014553.756Nmm22d366.53Mh3Fa3301.0310680.093Nmm224 .轴向外部轴向力合力为：FAFa3Fa2301.03171.12129.91Naa5 .计算轴承支反力R1v竖直方向，轴承1Ft3 73.3 Ft233.3116.62507.09NR2v轴承2Ft3 43.3 Ft283.3116.62244.21NFa3 73.3 Fa2 33.3 Mh3 Mh2R1H八八水平方向，轴承11

27、16.6设方向相反。76.04N,与所轴承R2H2Fa2 83.3 Fa3 43.3 Mh3 Mh2116.6205.95N,与所设方向相反。轴承1的总支撑反力:R1, R1H2R1V276.042 2507.0922508.24N轴承2的总支撑反力:?2222一-.R2HR2V 205.952244.212253.46N6.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MvaRV 43.3 2507.09 43.3 109556.997N mm水平方向M HaR1H 43.3 76.04 43.3 3292.532N mmb-b剖面右侧，竖直方向MVbR2V 33.3 2244.21 33.3 7

28、4732.193N mm水平方向MHbR21H33.3205.9533.36858.135Nmma-a剖面右侧合成弯矩为MaMVa2(MH3MHa)2109556.9972(10680.0933292.532)2109805.79Nmmb-b剖面左侧合成弯矩为MbMVb2(MHbMH2)274732.1932(6858.1353292.532)275127.38Nmm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d2=38mm,轴毂长度为10mm,连接键由参考文献2P135表11.28选才bbh=10X8,t=5mm,l2=25mm。齿轮3轴径为d3=40mm,连接键由P135表11

29、.28选择bh=l2X8,t=5mm,l3=32mm,毂槽深度t1=3.3mmo由(d3d3)/2(10.25)m2/cos2t1(70.95740)/21.253/cos1329213.38.32mm2.5m2/cos 2 2.5 3/cos13 29 21771mm &32mm,故齿轮3可与轴别离。又a-a剖面右侧齿轮3处危险，故:抗弯剖面模量W/mm3抗扭剖面模量WT / mm30.14)30.2&)3bt(d3 t)22d2bta t)22d0.1 40312 5 (40 5)22 406373.753 12 5 (40 5)2 0.2 403 ()2 4012773.

30、75109805.79b弯曲应力6373.7517.23MPa17.23MPa,115418.77T扭剪应力WT12773.759.31MPa4.66MPa8计算平安系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限B=650MPa弯曲疲劳极限1=300MPa扭转疲劳极限1=155MPa由表10.1注查得材料等效系数:0.2,0.1轴磨削加工时的外表质量系数由参考文献1P207附图10.1查得0.92绝对尺寸系数由附图 10.1查得:0.82,0.78键槽应力集中系数由附表10.4查得:K1.825, K 1.625插值法3001.8250.92 0.8217.23 0.

31、2 01557.1971.62514.0670.92 0.784.66 0.1 4.66cSS7.19714.067人,S6.4_2_2-_2一2SS,7.19714.067查P202表10.5得许用平安系数S=1.51.8,显然S>S,故危险截面是平安的9.校核键连接的强度4 76600 104.3MPa 38 8 (25 10)d2h(l2 b)P3齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为 45 -然键连接的强度足够！10计算轴承寿命4T2d3h(l3 b)W,由参考文献4 1154187774.343MP40 8 (321查得p12)120150MPa 显齿轮2处键连接的

32、挤压应力P2轴承1的内部轴向力为:轴承2的内部轴向力为:故轴承1的轴向力F 1Si 1003.3N轴承2的轴向力F 2S1Fa 1003.3 129.9 1133.2N由参考文献2P138表12.2查7207c轴承得轴承根本额定动负荷Cr=23.5KN,根本额定静负荷C0=17.5KN21在=129,河S2-轴承轴向力分析图§0.4R10.42508.241003.3NS20.4R20.42253.64901.456NJ 吃 0.0573由 C。17500C。1133.20.06517500由参考文献1P220表11.12可查得:e1e20.43F1又R1V1003.32508.24

33、0.4e,R2V1133.22253.640.503e取X11,Y0；X20.44,丫21.3RR12508.24N,F2X2R2Y2F20.442253.241.31133.22464.6NfT1.0,载取Pp1根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9,11.10得温度系数荷系数fP1.0,寿命系数3。由P218公式11.1c得轴承1的寿命106fTCLh60n2fPP1061.02350060212.391.02508.24360868h5 24000h工作年限为5年2班，故轴承预期寿命Lh82300LhLh,故轴承寿命满足要求、输入轴1 .计算齿轮上的作用力由作用力与反作

34、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Fa1171.3,径向力Fr1534.49N,圆周力Ft11398.58N2 .平移轴向力所产生的弯矩为M1HFa1dL171.12403413.844Nmm223 .计算轴承支撑反力竖直方向,轴承R1v1Ft1331161398.5833397.87N116轴承R2vFt183水平方向,轴承R1H1161398.58831000.71N116Fr133MH1534.49333413.844116116126.62N轴承2R2HFr1R1H534.49126.62411.87N417.53NR1轴承1的总支撑反力:1

35、082.15NR1H2R1V2126.622397.8724.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MV1Rv83397.88333017.4Nmm水平方向MH1R1H83126.628310509.46Nmm222_2_V1MH133017.410509.4634649.46Nmma-a剖面右侧，竖直方向MV2MV133017.4NmmMH2MH1M1H10509.463413.847095.616NmmM2Mv22MH22.33017.427095.616233771.2Nmm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:抗弯剖面模量抗扭剖面模量b弯

36、曲应力3W / mmWT / mm33 d1103d134649.646352.12一 一339- 6352.121039 93399- 12704.2455.45MPa5.45MPa,26590.78T扭剪应力Wt12704.242.28MPa2.2821.14MPa6 .计算平安系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限B=650MPa弯曲疲劳极限1=300MPa扭转疲劳极限1=155MPa由表10.1注查得材料等效系数:0.2,0.1轴磨削加工时的外表质量系数由参考文献1P207附图10.1查得0.92绝对尺寸系数由附图 10.1查得:0.84,0.8由参考

37、文献1P201公式10.5,10.6得,平安系数30042.545.450.200.920.840.920.8,S2S242.54215593.21.140.11.1442.5493.239.393.22查P202表10.5得许用平安系数S=1.51.8,显然S>S,故危险截面是平安的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bh=8X7,t=4mm,l=40mm。轴径为d=25mm联轴器处键连接的挤压应力4Tldh(l b)4 40.5125 7 (40 8)20.68MPa由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得p120T50Mpa,显然键连接的强

38、度足够！8 .计算轴承寿命由参考文献2P138表12.2查7206c轴承得轴承根本额定动负荷Cr=17.8KN,根本额定静负荷C0=12.8KN-一右每轴承轴向力分析图轴承1的内部轴向力为：S10.4R10.4417.53167.01N轴承2的内部轴向力为：S20.4R20.41082.15432.86N由于S1Fa1167.01171.1338.11NS2故轴承1的轴向力F1S2Fa1432.86171.1261.76N,轴承2的轴向力F2S2432.86N由JCo338.11128000.02,匕 C043286 0.034由参考文献1P220表11.12可查得:12800e10.38,$

39、0.40又261.76417.530.63 e1R2V432.861082.150.4e2取X10.44,丫1.47;X21,Y20故P2R21082.15N,P1X1RY1F10.44417.531.47261.76568.5N取PP2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a1.0,载荷系数fP 1.0,寿命系数3。由P218公式11.1c得轴承2的寿命Lh106 忏 C60nl fP P1061.0 1780060 720 1.0 1082.1577263h工作年限为5年2班，故轴承预期寿命 Lh8 2 300 5 24000hLhLh,故轴承寿命满

40、足要求。三、输由轴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Fa4301.03N,径向力Fr41254.91N,圆周力Ft43352.72N2.平移轴向力所产生的弯矩为M 4HFa4d4 301.03 199.6 32969.26N mm 223.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承咻 常 型评3 2109.9N轴承2 R2vFt4F1V 3352.72 2109.9 1242.82N水平方向，轴承 1 R1HFr4 73 Mh41161254.91 73 32969.261161073.65N ,轴承2R2HFr4R4H1254

41、.911073.65181.26N,轴承1的总支撑反力：R1v'R1H2R1V2$2109.921073.6522367.36N轴承2的总支撑反力：R2v'R2H2R2V2V1242.822181.2621255.97N4 .计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MV1水平方向MhiR1V432109.94390725.7NmmRh431073.654346166.95Nmm其合成弯矩为M1,MV12MH1290725.7246166.952101796.56Nmma-a剖面右侧，竖直方向Mv2Mvi90725.7Nmm水平方向MH2R2H73181.267313231.98

42、Nmm其合成弯矩为M2Mv22MH22.90725.7213231.98291685.54Nmm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d4=44mm,连接键由参考文献2P135表11.28选才ibh=12X8,t=5mm,l2=28mm。由参考文献1P205附表10.1知:抗弯剖面模量W/mm30.1(d4)37481.3515999.75bt&D201443125(445)22d4.244抗扭剖面模量22WT/mm30.2(d4)3bt(d4t)0.244?125(445)2d4244弯曲应力bMi W101796.567481.3513.61MPa13.61

43、MPa,T3358002.37扭男应力T321.81MPaWt15999.7521.81210.9MPa6 .计算平安系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限B=650MPa弯曲疲劳极限1=300MPa扭转疲劳极限1=155MPa由表10.1注查得材料等效系数:0.2,0.1轴磨削加工时的外表质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得 0.92绝对尺寸系数由附图 10.1查得:0.82,0.78键槽应力集中系数由附表10.4 查得：K 3.6, K3.2插值法由参考文献1P201公式10.5, 10.6得，平安系数300326.49S2 S210.

44、9 0.2 00.92 0.821553.23.120.92 0.7810.9 0.1 10.96.49 3.122.8,6.4923.122查P202表10.5得许用平安系数S=1.51.8,显然S>S,故危险截面是平安的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 b h=10X8, t=5mm, l =70mm。轴径为 d =35mm联轴器处键连接的挤压应力4T3Pdh(l b)4 358002.37 83.08MPa 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4T3P -2dh(l b)4 358002.37 1

45、23.92MPa 2 44 8 (28 12)由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得P120150MPa,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轴承得轴承根本额定动负荷Cr=26.8KN,根本额定静负荷C0=20.5KNA=301.03轴承触向力分析图轴承1的内部轴向力为：Si0.4R10.42367.36946.94N轴承2的内部轴向力为：S20.4R20.41255.97502.36N由于S2Fa4502.36301.03803.39NS轴承1的轴向力F1S946.94N故轴承2的轴向力F2S1Fa4946.94301.03645.91N由J

46、C0946.94F 20.046,220500C。64591 0.0314由参考文献1P220表11.12可查得:205003 0.43©0.40F 1 又R1V946.94 八， 0.42367.36645.910.512 e21255.97B X1 1,Y1 0;X20.44,Y21.4R1 2367.86N, P2X2R2Y2F 2 0.44 1255.97 1.4 645.911456.9N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 fT1.0 ,载荷系数fp 1.0,寿命系数3。由P218公式11.1c得轴承2的寿命Lh

47、106 fT C10660n3 fP P 60 65.6831.0 268005, 3.3 10 h1.0 2367.86工作年限为5年2班，故轴承预期寿命Lh 8 2 300 5 24000hLhLh,故轴承寿命满足要求七、滚动轴承的校核计算（一）高速轴的滚动轴承校核计算:选用的轴承型号为代号为33007由资料1表9-16查出C=63200NC0=46800N由工作条件知轴承的预期寿命为Lh=2X8X300X5=34000h,由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为Faei826N，Ftei3021N,Fei1140N1.求作用在轴承上的载荷：1）径向负荷：将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和

48、水平面两个力系，如图5-1所示:那么，由力的分析可知轴的设计计算时已算出：图5-1Fr1V451.70N,Fr2V688.3NFr1H1197N,Fr2H1824N1处轴承，Fr1JFr1V2Fr1H2J451.7。2119721279.39N2处轴承，Fr2Jf2v2Fr2H2J688.32182421949.55N2）轴向载荷:对于33007型轴承，按资料1表13-7,轴承派生轴向力FdFr/(2Y),查手册知33007型轴承Y=2,e=0.31那么轴承的派生轴向力1279.39FdiFri/(2Y)319.85N41949.55Fd2Fr2/(2Y)487.39N4那么轴承的轴向力轴承2压紧，轴承1放松Fa1Fd1319.85NFa2Fae1Fd1826319.851145.85Naidia2aeidi3）计算当量动载荷:求比值Fr1319.851279.390.25 e 0.31Fa2Fr21145.851949.550.59 e 0.31那