带式输送机的圆柱直齿轮二级减速器--课程设计成果说明书

1、.:1课程设计成果说明书题目 ：带式输送机的圆柱直齿轮二级减速器带式输送机的圆柱直齿轮二级减速器院系 ：机电工程系机电工程系学生姓名：专业 ：机械制造及其自动化机械制造及其自动化班级 ：指导教师：起止日期：2017201712.12-2018.1.312.12-2018.1.3科学技术学院教学科研部1.:2目录目录一设计任务书 .41.1设计题目 .41.2设计步骤 .4二传动装置总体设计方案.42.1传动方案 .42.2该方案的优缺点 .4三选择电动机 .53.1电动机类型的选择 .53.2确定传动装置的效率 .53.3选择电动机容量 .53.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 .6四 计

2、算传动装置运动学和动力学参数 .74.1电动机输出参数 .74.2高速轴的参数 .74.3中间轴的参数 .74.4低速轴的参数 .84.5工作机的参数 .8五 减速器高速级齿轮传动设计计算 .95.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .9(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为 =20。.95.2按齿面接触疲劳强度设计 .95.3确定传动尺寸 .125.4校核齿根弯曲疲劳强度 . 125.5计算齿轮传动其它几何尺寸 .14六 减速器低速级齿轮传动设计计算 .156.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.156.2按齿面接触疲劳强度设计 . 156.3确定传动尺寸 .186.4校核齿

3、根弯曲疲劳强度 . 186.5计算齿轮传动其它几何尺寸 .202.:3七 轴的设计.217.1 高速轴设计计算.217.2 中间轴设计计算.267.3 低速轴设计计算.32八 滚动轴承寿命校核.388.1 高速轴上的轴承校核.388.2 中间轴上的轴承校核.398.3 低速轴上的轴承校核.40九 键联接设计计算.419.1 高速轴与联轴器键连接校核.419.2 中间轴与低速级小齿轮键连接校核.419.3 中间轴与高速级大齿轮键连接校核.419.4 低速轴与低速级大齿轮键连接校核.419.5 低速轴与联轴器键连接校核.42十 联轴器的选择.4210.1 高速轴上联轴器.4210.2 低速轴上联轴

4、器.42十一 减速器的密封与润滑.4311.1 减速器的密封.43十二 减速器附件.4312.1 油面指示器.4312.2 六角螺塞.433.:4设计及说明结果一设计任务书一设计任务书1.11.1 设计题目设计题目展开式二级直齿圆柱减速器，拉力 F=3800N，速度 v=1.7m/s，直径 D=450mm，每天工作小时数：16 小时，工作年限（寿命）：10 年，每年工作天数：250 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。1.21.2 设计步骤设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.减速器内部传动设计计算

5、6.传动轴的设计7.滚动轴承校核8.键联接设计9.联轴器设计10.润滑密封设计二传动装置总体设计方案2.12.1 传动方案传动方案传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.22.2 该方案的优缺点该方案的优缺点展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。4.:5三选择电动机3.13.1 电动机类型的选择电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。3.23.2 确定传动装置的效率确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：1=0.99滚动轴承的效率：2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：3=0.9

6、8工作机的效率：w=0.973.33.3 选择电动机容量选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：设计及说明结果.:6设计及说明结果经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为： 8 40 。可选择的电动机转速范围为nd=ia nw=(8 40) 72.19=578-2888r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW ，满载转速为nm=970r/min ，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速满载转速(r/min)

7、(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸图 3-1电动机中心高外形尺寸地脚安装尺地脚螺栓孔轴伸尺寸键部位尺寸寸直径HLHDABKDEFG16060538525421014.54211012373.43.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw，可以计算出传动装置总传动比为：6.:7设计及说明结果（2）分配传动装置传动比高速级传动比则低速级的传动比减速器总

8、传动比四四 计算传动装置运动学和动力学参数计算传动装置运动学和动力学参数4.14.1 电动机输出参数电动机输出参数4.24.2 高速轴的参数高速轴的参数4.34.3 中间轴的参数中间轴的参数.:8设计及说明结果4.44.4 低速轴的参数低速轴的参数4.54.5 工作机的参数工作机的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min)功率 P/kW转矩 T/(Nmm)电机轴9707.3772560.31高速轴9707.371871.13中间轴227.77.08296943.35低速轴72.296.87907573.66工作机72.296.47854730.948.:9设计及说明结果五五

9、 减速器高速级齿轮传动设计计算减速器高速级齿轮传动设计计算5.15.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。(2)参考表 10-6 选用 7 级精度。(3)选小齿轮齿数 z1=27，则大齿轮齿数 z2=z1i=274.26=115。5.25.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计(1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值试选 KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:由表 10-7 选取齿宽系数d=1由图 10-20 查得区域系数 ZH=2.49由表 10-5 查得材料的

10、弹性影响系数 ZE=189.8MPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。.:10设计及说明结果计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（10-15）计算应力循环次数：由图 10-23 查取接触疲劳系数取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2)试算小齿轮分度圆直径(2)调整小齿轮分度圆直径10.:11设计及说明结果1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽 b2)计算实际载荷系数 KH由表 10-2 查得使用系数 KA=1根据 v=2.449m/s、7 级精度，由图 10-

11、8 查得动载系数 Kv=1.047齿轮的圆周力。查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KH=1.2由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 KH=1.419由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)确定模数.:12设计及说明结果5.35.3 确定传动尺寸确定传动尺寸(1)计算中心距(2)计算小、大齿轮的分度圆直径(3)计算齿宽取 B1=60mmB2=55mm5.45.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、m 和 d1 同前齿宽 b=b2=55齿形系数 YFa 和应力修正系

12、数 YSa：由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数试选 KFt=1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y.:13设计及说明结果2)圆周速度3)宽高比 b/h根据 v=2.74m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.052得齿间载荷分配系数 KF=1得 KH=1.422，结合 b/h=60/4.5=13.333 查图 10-13，得 KF=1.079。则载荷系数为小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为弯曲疲劳系数弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式（10-14）得齿根弯曲疲劳强度校核.:14设计及说明结果齿根弯曲疲劳强度满足要求.4)齿

13、轮的圆周速度选用 7 级精度是合适的5.55.5 计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径3)计算小、大齿轮的齿根圆直径.:15设计及说明结果六六 减速器低速级齿轮传动设计计算减速器低速级齿轮传动设计计算6.16.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。(2)参考表 10-6 选用 7 级精度。(3)材料选择由表 10-1 选择小齿轮 40Cr（调质），齿面硬度 241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度 217255HBS(4)选

14、小齿轮齿数 z1=28，则大齿轮齿数 z2=z1i=283.15=89。6.26.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计(1)试算小齿轮分度圆直径1)确定公式中的各参数值试选 KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:齿宽系数d=1区域系数 ZH=2.49材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa。接触疲劳强度用重合度系数 Z。.:16设计及说明结果计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为计算应力循环次数：查取接触疲劳系数取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2)试算小齿轮分度圆直径16.:

15、17设计及说明结果(2)调整小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽 b2)计算实际载荷系数 KH齿间载荷分配系数 KH=1由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)确定模数17.:18设计及说明结果6.36.3 确定传动尺寸确定传动尺寸(1)计算中心距(2)计算小、大齿轮的分度圆直径(3)计算齿宽取 B1=90mmB2=85mm6.46.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、m 和 d1 同前齿宽 b=b2=85齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa：由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数试选 KF

16、t=1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y.:19设计及说明结果2)圆周速度3)宽高比 b/h根据 v=1m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.019查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF=1由表 10-4 用插值法查得 KH=1.428，结合 b/h=90/6.75=13.333，得 KF=1.08。则载荷系数为小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为取弯曲疲劳系数取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，齿根弯曲疲劳强度校核.:20设计及说明结果齿根弯曲疲劳强度满足要求。4)齿轮的圆周速度选用 7 级精度是合适的6.56.5 计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿轮传

17、动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径20.:21设计及说明结果七七 轴的设计轴的设计7.17.1 高速轴设计计算高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=970r/min；功率 P=7.3kW；轴所传递的转矩 T=71871.13Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 40Cr（调质），齿面硬度 241286HBS，许用弯曲应力为=70MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 A0=112。查表可知标准轴孔直径为 24mm 故取 dmin=24(4)确定轴的直径和长度图 7-1高速

18、轴示意图1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴直径 d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取 KA = 1.3，则:.:22设计及说明结果按照联轴器转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB T4323-2002 或设计手册，选用 LX3 型联轴器。半联轴器的孔径为 24mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 52mm。选用普通平键，A 型键，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，键长 L=40mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球

19、轴承。参照工作要求并根据 d23 = 29 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故 d34 = d78 = 35 mm。由手册上查得 6207 型轴承的定位轴肩高度 h = 3.5 mm，因此，取 d45 = d67 = 42 mm。3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l56 = 60 mm，d56 = 58 mm。4)轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离 K=27，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则

20、5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm，低速级小齿轮宽度 b3=90mm，则轴段1234567直径24293542584235长度526529110.560829(5)轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力（d1 为高速级小齿轮的分度圆直径）高速级小齿轮所受的径向力.:23设计及说明结果第一段轴中点到轴承压力中心距离 l1=99.5mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=161mm，齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=58.5mm在水平面内轴承 A处水平支承力：轴承 B

21、 处水平支承力：在垂直面内轴承 A处垂直支承力：轴承 B 处垂直支承力：轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：绘制水平面弯矩图截面 A 在水平面上弯矩：截面 B 在水平面上弯矩：.:24设计及说明结果截面 C 在水平面上的弯矩：截面 D 在水平面上的弯矩：在垂直平面上：截面 A 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：截面 C 在垂直面上的弯矩：截面 D 在垂直面上弯矩：合成弯矩，有：截面 A 处合成弯矩：截面 B 处合成弯矩：截面 C 处合成弯矩：截面 D 处合成弯矩：.:25设计及说明结果转矩和扭矩图截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 处当量弯矩：图 7-

22、2高速轴受力及弯矩图25.:26设计及说明结果截面 D 处当量弯矩：(6)校核轴的强度因 C 弯矩大，且作用有转矩，故 C 为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.27.2 中间轴设计计算中间轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=227.7r/min；功率 P=7.08kW；轴所传递的转矩 T=296943.35Nmm.:27设计及说明结果(2)轴的材料

23、选择并确定许用弯曲应力由表选用 45（调质），齿面硬度 217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径 dmin=40mm(4)确定轴的直径和长度图 7-3中间轴示意图1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径 d12 和 d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dmin = 36.16 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6208，其尺寸为 dDB = 408018mm，故 d12 =d56 =

24、 40 mm。2)取安装大齿轮处的轴段的直径 d45 = 46 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度 b2 = 55 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45 = 53 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h = (23)R，由轴径 d45 = 46 mm 查表，取 h = 5 mm，则轴环处的直径 d34 = 56 mm。轴环宽度b1.4h，取 l34 = 15 mm。.:28设计及说明结果3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为 b3= 90

25、 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l23 = 88 mm，d23=46mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为 b2 =55mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取 l45=53mm，d45=46mm。5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离 3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 ，取 = 10 mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径4046564640长度4088155342.5(5

26、)轴的受力分析高速级大齿轮所受的圆周力（d2 为高速级大齿轮的分度圆直径）高速级大齿轮所受的径向力低速级小齿轮所受的圆周力（d3 为低速级小齿轮的分度圆直径）低速级小齿轮所受的径向力轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离 l1=75mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 l2=87.5mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=60mm轴承 A 在水平面内支反力.:29设计及说明结果轴承 B 在水平面内支反力轴承 A 在垂直面内支反力轴承 B 在垂直面内支反力轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：计算水平面弯矩截面 A 和截面 B 在水平面内弯矩截面 C 右侧在水平面内弯矩

27、截面 C 左侧在水平面内弯矩.:30设计及说明结果截面 D 右侧在水平面内弯矩截面 D 左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面 A 在垂直面内弯矩截面 C 在垂直面内弯矩截面 D 在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面 A和截面 B 处合成弯矩截面 C 右侧合成弯矩截面 C 左侧合成弯矩截面 D 右侧合成弯矩.:31设计及说明结果转矩计算当量弯矩截面 A 和截面 B 处当量弯矩截面 C 右侧当量弯矩截面 C 左侧当量弯矩截面 D 右侧当量弯矩截面 D 左侧当量弯矩图 7-4中间轴受力及弯矩图.:32设计及说明结果(6)校核轴的强度因 D 弯矩大，且作用有转矩，故 D 为危险剖面其抗弯截面系数

28、为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得 45(调质 ) 处理，抗拉强度极限 B=650MPa ，则轴的许用弯曲应力 -1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.37.3 低速轴设计计算低速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=72.29r/min；功率 P=6.87kW；轴所传递的转矩 T=907573.66Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45（调质），齿面硬度 217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小

29、直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取 A0=112。.:33设计及说明结果由于最小轴段直径截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 7%查表可知标准轴孔直径为 55mm 故取 dmin=55(4)确定轴的直径和长度图 7-5低速轴示意图1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1，为了使所选的轴直径 d1 与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca = KAT，取 KA = 1.3，则:按照联轴器转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB T4323-2002 或设计手册，选用 LX4 型联轴器。半联轴器的孔径为 42mm，半联轴器与轴配合的

30、毂孔长度为112mm。选用普通平键，A 型，bh = 1610mm(GB T 1096-2003)，键长 L=100mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23 = 60 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6213，其尺寸为 dDB = 6512023mm，故 d34 = d78 = 65 mm。轴承挡油环定位，由手册上查得 6213 型轴承的定位轴肩高度 h = 4.5 mm，因此，取d45 = 74 mm.:34设计及说明结果3)取安装齿轮处的轴段的直径 d67 = 74 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为 b4 = 85

31、 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l67 = 83 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h = (23)R，由轴径 d67 = 74 mm，故取 h = 7.5 mm，则轴环处的直径 d56 = 89 mm，取 l56=10mm。4)轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离 K=27，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体

32、内壁一段距离，取= 10 mm，则轴段1234567直径55606574897465长度1125945.562.5108347.5(5)轴的受力分析低速级大齿轮所受的圆周力低速级大齿轮所受的径向力齿轮中点到轴承压力中心距离 l1=78.5mm，轴承压力中心到齿轮中点距离 l2=149mm，第一段中点到轴承压力中心距离 l3=126.5mm轴承 A 和轴承 B 在水平面上的支反力 RAH 和 RBH.:35设计及说明结果轴承 A 和轴承 B 在垂直面上的支反力 RAV 和 RBV轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：计算弯矩在水平面上，轴截面 A 处所受弯矩：在水平面上，轴截面 B

33、 处所受弯矩：在水平面上，齿轮 4 所在轴截面 C 处所受弯矩：在水平面上，轴截面 D 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面 A 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面 B 处所受弯矩：.:36设计及说明结果在垂直面上，齿轮 4 所在轴截面 C 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面 D 处所受弯矩：截面 A 处合成弯矩弯矩：截面 B 处合成弯矩：合成弯矩，齿轮 4 所在截面 C 处合成弯矩为截面 D 处合成弯矩：转矩为：截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：.:37设计及说明结果截面 C 处当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：37.:38设计及说明结果(6)校核轴的强度因 C 弯矩大，且作用有转矩，故 C 为危

34、险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得 45(调质 ) 处理，抗拉强度极限 B=650MPa ，则轴的许用弯曲应力 -1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。八八 滚动轴承寿命校核滚动轴承寿命校核8.18.1 高速轴上的轴承校核高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620735721725.5.:39设计及说明结果根据前面的计算，选用 6207 深沟球轴承，内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度 B=17m

35、m由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷 Cr=25.5kN，额定静载荷 C0r=15.2kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=40000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.28.2 中间轴上的轴承校核中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620840801829.5根据前面的计算，选用 6208 深沟球轴承，内径 d=40mm，外径 D=80mm，宽度 B=18mm

36、由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷 Cr=29.5kN，额定静载荷 C0r=18kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=40000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：.:40设计及说明结果查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1由此可知该轴承的工作寿命足够。8.38.3 低速轴上的轴承校核低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6213651202357.2根据前面的计算，选用 6213 深沟球轴承，内径 d=65mm，外径 D=120mm，宽度 B=23mm由于不存在轴向载荷轴承基

37、本额定动载荷 Cr=57.2kN，额定静载荷 C0r=40kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=40000h。查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1.:41设计及说明结果查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。九九 键联接设计计算键联接设计计算9.19.1 高速轴与联轴器键连接校核高速轴与联轴器键连接校核9.29.2 中间轴与低速级小齿轮键连接校核中间轴与低速级小齿轮键连接校核9.39.3 中间轴与高速级大齿轮键连接校核中间轴与高速级大齿轮键连接校核9.49.4 低速轴与低速级大齿轮键连接校核低速轴与低速级大齿轮键连接校核.:42设计及说明结果9.59.5 低速轴与联轴器键连接校核低速