展开式二级斜齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目:展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化专业20130719班设计者：唐艺鹏学号：2013071913指导教师：李立全2016年1月3.日（哈尔滨工程大学机电工程学院）目录1 .设计任务书及其传动方案的拟定22 .传动方案的拟订及说明43 .齿轮设计计算74 .轴的设计计算与校核155 .轴、轴承、键的校核226 .联轴器的选择357 .减速器附件选择及箱体的设计368 .润滑与密封399 .设计心得与体会40十.参考资料41H一.致谢42、设计任务书及其传动方案的拟定（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程

2、的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目：设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，如图所示：联轴器设计基础数据如下:1、已知数据工作情况载荷平稳输送带牵引力F/N3200运输带速度V(m/s)0.6滚筒直径D/(mm)3002、工作条件带式输送机用于锅炉房送煤；三班制工作；每班工作8小时，常温下连续、单向运转，载荷平稳；输送带滚轮效率为0.97。3、使用期限及

3、检修间隔使用期限为12年；检修间隔为3年。4、生产批量及生产条件小批量生产(5台)，无铸钢设备。5、要求完成工作量1 .减速器装配图一张(A0)。2 .设计说明书一份。3 .零件图一张。4 .草图一张。(三)设计内容：1 .电动机的选择与运动参数设计计算；2 .斜齿轮传动设计计算；3 .轴的设计；4 .装配草图的绘制5 .键和联轴器的选择与校核；6 .滚动轴承的选择；7 .装配图、零件图的绘制；8 .设计计算说明书的编写。(四)设计进度：1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算。2、第二阶段：轴与轴系零件的设计。3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制。4、第四阶段：装配图、零件图的绘

4、制及计算说明书的编写。、传动方案的拟订及说明计算项目及内容一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震,（二）选择电动机选择电动机的类型按工作条件和要求选用自扇冷式结构，电压为选择电动机型号1）工作机有效功率为:经常满载，空载启动，单向运动。Y系列三相笼型异步电动机，全封闭380V。?3200X0.6PW=1.92KW100010002）传动装置总效率电动机到工作传输带间的总效率为：=/2?44?用2?中叮、也、为、他分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒传动的效率。取4=0.99,也=0.98,%=0.97,3=0.96则：隼=0.8173）所需电动机功

5、率电动机所需的工作功率为:_Pw192一-Pd=Pw=2:9KW=2.35KW0.8174）确定电动机额定功率所以应选额定功率大于2.35kW的电机。计算电动机转速可选范围并选择电动机型号二级圆柱齿轮减速器传动比？?=840。工作机卷筒轴的转速为:60X1000?60X1000X0.6“c,.?=3.14X300=38.2r/min电动机转速的可选范围为:一、一-_.?=?=(840)X38.2=(305.61528)r/min主要结果Pw=1.92KWR=2.35KW?=38.2r/mln5选用同步转速为1000r/min的电动机。由电机产品目录或有关手册选电动机型号为：Y132S-6电动机

6、的技术数据和外形，安装尺寸由表14-5、表146查出Y132S2-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。1）外形、安装尺寸尺寸D=38mm,中心图度H=132mm,轴伸长E=80mm。2）技术数据电动机型号：Y132S-6i1=5.93i2=4.24型号额定功率转速r/min电流/A效率/%功率因数额定转矩质量/kgY132S2-639607.23830.762.063（三）计算传动装置总传动比和各级传动比传动装置的总传动比?>?960CL?=女=7=25.13?1?36.2分配各级传动比因为是展开式一级齿轮传动，故i1=1.11.5i2,现取1.4,则两级齿轮减速器高速级的传动比为

7、：i尸J1.4i£=<1.4x25.13=5.93则低速级齿轮传动比为：iy25.13，i2上一4.24i15.93传动装置中个轴的输入转矩计算?各轴的转速n（r/min）:减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，nI=nm=96。/minnt960nII=161.9r/mini15.936nn161.9幡c,.n川=38.2r/mini24.24?各轴的输入功率按电动机额定功率已计算各轴输入功率，即P=已口=2.35父0.99=2.33<W；P)j=P?2=2.33m0.98m0.97=2.2kW；PM=po23=2.21父0.98x0.97=2.10k叫

8、卷筒机P卷=p?%2=2.10X0.98X0.99=2.04?各轴的输入转矩T(N?m)和输出转矩T'(kW)_P62.35一Td=9550x10=9550x=23377.6Nmmnm960T=TJi二23377.6x0.99=23143.8N/mmTn-TiWii=23143.8M0.98父0.97m5.93=130463.1N/mmT»i=Tnn2n3in=130463.1x0.98m0.97x4.24=525837.3N/mm卷筒机T卷m21=2.10m0.98x0.99=510167.3N/mm汇总如卜表：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒轴转速（r/mi

9、n）960960161.938.238.2功率（kW）2.352.332.212.102.04转矩（N?mm）23377.623143.8130463.1525837.3510167.3传动比15.934.24计算项目及内容（一）高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3）材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为4855HRC;选择大齿轮材料为45钢（正火，表面淬火），硬度为4050HRC。主要结果4）初选小齿轮齿数Z3=20；大齿轮齿数？=?=20X4.24=84.8,选Z4=85.

10、5）初选螺旋角0=14°.按弯曲疲劳强度计算Z3=20Z4=85?>-7?_?41）初选各参数值<1>初选载荷系数Kt=1.4,<2>由表7-5,由于齿轮相对于轴承为非对称布置，且齿轮为硬齿面齿轮，故齿宽系数？?=0.5.1<3>由表7-6得，弹性影响系数ZE=189.8MPa<4>端面重合度？?=1.88-3.2三十三?cos?2111.88-3.2一+一？cos142085=1.688?<5>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，？?=710?=710?<6>应力循环次数N=60'njLn（n为齿轮转

11、速，单位r/min；j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数，取1;Ln为齿轮的工作寿命，单位h）小齿轮:？=60X161.9X3X365X249=2.55X108人齿轮:？=60X38.2X3X365X24=6.02X107贝U?3=0.9,贝I?%=0.92<7>取安全系数Sf=1.25?蜀3=?-?3=511.2MPa?a=?4=522.56MPa<8>齿形系数Yf及应力校正系数Ys的选取计算当量齿数：zv3=3n=3=21.89cosPcos14°z一一85.9305zv4-3及一3彳/小一93.05cospcos14°由表7-4可得：Yf3=2.7

12、56,Ys3=1.569;Yf4=2.194,Ys4=1.783<9>螺旋角系数Yb的选取?=0.318?tan?0.318义0.5X20xtan14°二0.79丫6由图7-14选为0.91r?<10>试算?？?一一一0.008?.?=0.007?”?.nf.，.代入较大值?r?=0.008?2）确定传动尺寸32X1.4X130463.1X?o>:0.5X202X1.688算得？?1.93考虑到接触疲劳强度，选？?=3<1>确定大小齿轮分度圆直径?3X20?-8一.-61.8mmcos?cos14?3-0.9?4-0.92YF3-2.756Y

13、s3-1.569Yf4-2.194Ys4-1.783?-310f?簿3X85“cc?=；=262.8mmcos?cos14<2>确定大小齿轮齿宽b=?？=0.5X61.8=30.9?取小四轮凶竟b3=39mm人四轮凶范b4=34mm<3>载荷系数的选取由表7-2选使用系数Ka=1齿轮圆周速度V='?二=望吃8:161=0.52m/s60X100060X1000由图7-7选动我系数Kv=1.1由表7-3选择齿间载荷分配系数？?=1.4由图7-8选择齿向载荷分配系数？?=1.06.故动载系数K=KaKv?=1.63<4>模数、螺旋角的修正一一3?31.6

14、3?2.07X2.17?1.4仍取？?3»、口L（Z3+Z4）S（20+85）x3c中心距：a=162.3mm2cosP2Mcos14°圆整为a162mm则043.97°因P值改义/、多，故参数）、Kp不用更改。计算大小齿轮分度圆直径：“?3X20c?61.8mm3cos?cos13.97CC?3X85-?=8l=262.8mmcos?cos13.97校核齿根接触疲劳强度?+1?-?7&?1）许用接触应力的计算1<1>弹性影响系数ZE=189.8MPa2由图7-19选ZN31Zn日.07（允许局部点蚀）a162mmB13.97?61.8?262

15、.8?11由图7-12查得节点区域系数Zh=2.43<2>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，？务?=950?多?*=950?<3>安全系数Sh=1?3=?£?=950MPa乎?署?=988MPa?4?u=4.242）齿根接触疲劳强度计算1.63X2X130463.14.24+1?3=189.8X2.43XX.石34X61.8X61.8X1.6884.24=714MPa<950MPa1.63X2X130463.14.24+1?=189.8X2.43XX34X262.8X61.8X1.6884.24=346Pa<988MPa故齿根接触疲劳强度满足。结构设

16、计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式.0高速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大凶轻材料40Cr451齿数2085直径/mm61.8262.8螺旋角/°13.97齿范/mm3934模数3计算项目及内容主要结果（二）低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3）材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为4855HRC;选择大齿轮材料为45钢（正火，表面淬火），硬度为4050HRC。4）初选小齿轮齿数Zi=19；办轮齿数？2=?

17、=19X5.93=112.67,选Z2=1135）初选螺旋角B=15°.按弯曲疲劳强度计算?>?_?独?？?W2）初选各参数值<1>初选载荷系数Kt=1.4,<2>由表7-5,由于齿轮相对于轴承为非对称布置，且齿轮为硬齿面齿轮，故齿宽系数？?=0.5.1<3>由表7-6得，弹性影响系数ZE=189.8MPa攵<4>端面重合度？?=1.88-3.2+5?cos?1?2-11-。1.88-3.2+?cos1519113=1.683<5>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，？%?=710?%?万710?<6>应力循环

18、次数N=60jLn（n为齿轮转速，单位r/min；j为齿轮转，圈，同，齿面啮合次数，取1;Ln为齿轮的工作寿命，单位h）小齿轮:？=60X960X3X365X24=1.51X1010人齿轮:？=60X960X3X365X24=2.55X109则？?1=0.82,贝（j?fe=0.85<7>取安全系数Sf=1.25=?7衿=466MPaL-11?Zi=19Z2=113?品=0.82?为=0.8512?13?蜀2=?：?随加=483MPa2?<8>齿形系数Yf及应力校正系数Ys的选取计算当量齿数：乙1921v1cos3Pcos315口Z2113125zv233125cosP

19、cos15°由表7-4可得：Yfi=2.76,Ysi=1.56;Yf2=2.16,Ys2=1.81<9>螺旋角系数Yb的选取?=0.318?2?tan?0.318X0.5X19xtan15°二1.28丫6由图7-14选为0.809r?夕？必<10>试算?见一?%?=0.00924?”？?？?=0.00809?代入较大值?丝0.00924?2)确定传动尺寸32X1.4X23143.8X?0?>八广彳“彳c.X0.009240.5X192X1.683算得？4?1.21考虑到接触疲劳强度，选？?=2<1>确定大小齿轮分度圆直径?2X19c

20、cc?-”一,_-39.3mm1 cos?cos15?2X113-c,?”d(.-234mm2 cos?cos15<2>确定大小齿轮齿宽b?？0.5X39.319.65?取小凶轮凶竟b129mm大齿轻血做b224mm<3>载荷系数的选取YF12.76Ys11.56Yf22.16Ys21.81?214由表7-2选使用系数Ka=1?，39.3960四轮周周速度V60X100060X10001.97m/s由图7-7选动我系数Kv=1.13由表7-3选择齿间载荷分配系数？?=1.4由图7-8选择齿向载荷分配系数？?=1.06.故动载系数K=KaKv?=1.68<4>

21、模数、螺旋角的修正3万3168?=?再？=1.21x7T=1.29仍取？?=2,、口匚(Zi+Z2)0(19+113)父2“c中心距：a=136.7mm2cosP2Mcos15s圆整为a=137mm则045.5°因P值改义/、多，故参数)、Kp不用更改。计算大小齿轮分度圆直径：?2X19-八，?=39.4mm1cos?cos15.5cc?2X113cc,L?=”一跷=234.5mmcos?cos15.5校核齿根接触疲劳强度?+1?=?而?-?-&?1)许用接触应力的计算1<1>弹性影响系数ZE=189.8MPa2由图7-12查得节点区域系数Zh=2.42由图7-1

22、9选ZNi=0.8Zn2=0.87(允许局部点蚀)<2>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，？?=950?=950?<3>安全系数Sh=1=?y=760MPaL一1?a=137mmB=5.5°?=39.4?=234.5?15=827MPau=5.932）齿根接触疲劳强度计算1.68X2X23143.85.93+1?1=189.8X2.42义x24X39.4X39.4X1.6835.93=555.2MPa0760MPa1.68X2X23143.85.93+1?2=189.8X2.43Xx24X39.4X234.5X1.6835.93=227.6MPa0827MPa故

23、齿根接触疲劳强度满足。结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。高速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大凶轻材料40Cr45齿数19113直径/mm39.4234.5螺旋角/°15.5齿范/mm2924模数2四.轴的设计计算与校核计算项目及内容主要结果（一）高速轴结构设计1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T(Nmm)9602.3323143.8162)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr钢，调质处理，根据表9-2,取C=10弓于是得：33dmin-Cn=106t960=14

24、-2mm轴上有两个键槽，则dmin=1.1dmint=15.6mm3)轴的结构设计注：本设计中定位轴肩直径为d=?+(0.07?0.1?)轴环的宽度l=1.4h(h为轴肩得而高度)，以下只写明计算结果。a拟订轴上零件的装配方案，如图选才?LX2型联轴器?X60?501?X52?-2003高速轴零件装配方案图b根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度一各段直径的确定：I-厂该段连接半联轴器选择联轴器：计算转矩？衿KT=1.5X23.4=35.1(N?m)又电机输出轴直径D=38mm,选才¥LX2型联轴器?”?5014-2003,?3052?故选择高速轴外伸端直径选为20mm由半联轴器长

25、度L=52mm为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为50mm.17n-m：考虑到联轴器的轴向定位可靠，此处有一定位轴环,所以该段直径选为24mm田-IV:该段轴要安装轴承端盖，即该段直径定为22mm轴段I-nn-mm-ivIV-VV-VIVI-vuVU-VfflIV-V:该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为25mm初选深沟球轴承6203,基本尺寸dXDXB=25X52X15在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。考虑到齿轮与箱壁的距离为10.5mm轴承与箱壁的距离为9mm此段长度选为32.5mmV -VI:这一段有

26、一定位轴肩，直径选为30mmV I-VU:这一段为齿轮轴轴段。轴段与齿轮齿顶圆同高。V H-Vffl:该段轴要安装轴承以及挡油环，同IV-Vo二各段长度的确定：I-n：由半联轴器长度L=52mm为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为50mm.n-m：轴环宽度根据规定L=1.4h（h为轴肩高度），轴环长度为3mm.IV-V:考虑到齿轮与箱壁的距离为10.5mm轴承与箱壁的距离为9mm此段长度选为32.5mmVI-VH:由齿轮的齿宽为29mm此段长度为29mmVH-Vffl:该段轴要安装轴承以及挡油环，综合轴承齿轮与箱壁的距离，该段长度选为34.5mm18直径202422253043.32

27、5长度5034632.5432934.5配合联轴器无轴承盖轴承、挡油环无齿轮轴轴承、挡油环高速轴各段参数汇总表（二）中间轴结构设计1）中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T(Nmm)161.92.21130463.12）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表9-2,取C=11Z于是得：3P3：2.21dmin=C.1=112=26.8mm1 .n161.9由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为：dmin=26.81.1=29.5mm3）轴的结构设计b根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-H&VH-Vffl:用于安装轴承，查表1

28、1-2,选取6406型向心球轴承，基本尺寸为基本尺寸dXDXB=35X90X1923,则这两段轴直径为30mm长度为23mmn-m：用于安装挡油环，固定齿轮的轴向位置。故这一段直径为39mm综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长度为22.5mmm-IV:这一段与齿轮配合，直径为42mm长度比齿轮齿宽24mm短2mm故这一段长度为22mmIV -V:定位轴环。直径选为49mm长度为5mmV -VI:与齿轮配合，直径为42mm长度比齿轮齿宽39mnfi3mm这一段长度为36mmVI-W:用于安装挡油环，固定齿轮的轴向位置。故这一段直径为39mm综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长

29、度为22mm中速轴各段参数汇总表轴段I-nn-mm-ivIV-VV-VIVI-VUVU-Vffl直径30394249423930长度2322.5225362223配合轴承挡油环齿轮无齿轮挡油环轴承（三）低速轴结构设计1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T(Nmm)38.22.10525837.32）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表9-2,取C=11Q于是得：20由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为:dmin=41.81.1=45.98mm3)轴的结构设计a拟订轴上零件的装配方案，如图b根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-

30、厂该段连接半联轴器选择联轴器：计算转矩？?=KT=1.5X525.8=788.7(N?m)查表12-4得，选才?GY7/GYS7JJ1型联轴器累.二:?7?5843-2003,?55X219?故选择低速轴外伸端直径选为48mm由半联轴器长度L=173mm为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为170mm.R-田：该段轴与轴承端盖配合，且左端定位轴肩起到周定联轴器的作用。该段直径定为55mm长度为40mm田-IV:该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为65mm初选深沟球轴承6213,基本尺寸dXDXB=65X120X23,故直径选为65mm长度为48m

31、mIV-V:该轴段不与其他零件配合，左端定位轴肩起到固21止挡油环位置的作用。该轴段的直径为72mm长度为21mmV-VI:这一段为轴环，直径选为82mm长度为7mm右端起到固定齿轮轴向位置的作用。VI-VH:这一段与齿轮配合，直径为72mm长度比齿轮齿范34mms2mm故这一段长度为32mmVD-皿：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为65mm初选深沟球轴承6213,基本尺寸dXDXB=65X120X23,故直径选为65mm在轴承后面加一挡油划、起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的跑离，这一段长度为46.

32、5mm低速轴各段参数汇总表轴段I-nn-mm-ivIV-VV-VIVI-VUVU-Vffl直径48556572827265长度17040482173246.5配合联轴器轴承盖轴承、挡油环无无齿轮轴轴承、挡油环22五.轴、轴承、键的校核计算项目及内容主要结果（一）高速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析2rFt1=594.8NditanFr=Ft-224.13Ncos-F=FtanP=1594Nat2）V面上受力分析?&=0:-第x?+?£x?-?+?=0?P?=0:-?x?7?x?+?+?=0?=174.4?=49.73?=395.7?=199.1得：?=174.4?=49.

33、73?3）H面上受力分析?=?X-=395.7?十?2?=?3X”=199.1?+?4）弯矩计算?此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图M合=Mh2M/2Mca-M2;T2根据轴的弯扭合成条件，取?=0.585）受力分析及其弯矩图?=0.5823Tlmra上崎L<nrrrnTT72以*出rmnTnierrrTnTrtr3“尸22a"加76,9M用?=22.4?根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为齿轮中心面。6）按弯扭合成强度校核M2(T)2干b根据表9-4,查得40Cr钢:?1?=270MPa?=130MPa?1?=75MPa?=800Mpa?=0.583?2?d&l

34、t;0.1?1?则齿轮处的轴径:22.4X1000=14.4?043.3?0.1X7524故轴径满足强度要求。7)轴承寿命的校核:;22"RrA=205.2NFrB=159.4NFa=157.4NRa=、RahRav=205.2NFrB=片2Rbv2=159.4NFa=157.4Na轴承A:6205轴承B:6205此处只需对轴承A进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为：G=140KN；静载荷为：Gr=7.88KN此处等=0.02故取e=0.203.由于FaJ59”Fr432.4-0.37e取X=0.56,Y=2.2H=(XFr+YFa)=0.56m4324+2.2m1594

35、=59282NC'=6.8KNc、c360?clcc360x3X24x365x960,C=P吟=0.592k=6.8KN<Cr故轴承寿命符合要求。8)键校核同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，具优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=20mre轴段长为50mmz及半联轴器的长度L=52mm选取键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm256648（2）键的强度校核键传递的转矩丁=23143.8N?mm,轴的直径d=20mm键的工作长度l=L-b=48-6=42mm键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5x6=3mm2

36、T103223.14103kld=34220二18.4MPa；:cP=110MPa0P=18.4MPa则该键的强度符合要求。（二）低速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析Ft=%=4KNtd1tan二nFr=R1=1.5KNcos-F=Ftan：=1KNat2)V面上受力分析?=0:-?X?+?X?-?+?=0?=0:-?&X?7?X?+?+?=02得：？?=1.93?=-0.43?3)H面受力分析?=?X=2.48?+?=?Xoo“=1.52?+?4)弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图?=1.93?=-0.43?M合=的2加Mca=V,M2+TT2根据轴的弯扭合

37、成条件，取?=0.582627_、M2(：T)W根据表9-4,查得27%45钢：?1?=200MPa?=95MPa?1?=55MPa?=600Mpa?=0.58在B截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为:32d=31163.6mm二7233212872-8272,M2+QT2343.1,MFa31163.611MFa二二-ib?=343.1?故轴径满足强度要求。7）轴承寿命的校核Ra=1.58KNFrC,22RhRv-3.14KNFa=1KNa轴承A:6213轴承C:6213此处只需对轴承C进行强度校核。RA=1.58KNFrC=3.14KNFa=1KNa根据轴承型号取轴承基本额定

38、动载荷为:G=572KN；静载荷为：C0r=40.0KN此处?=0.025?故取e=0.195.由于Fa=3.114=0.32e取X=0.56,Y=2.06P=(XFrYF)=0.563.142.061=3.82KNa_360?C'=P西=3.82360x3x24x365x38.2/一八.八=14.97KN<Cr106xi28故轴承寿命符合要求。8)键校核同齿轮相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，具优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=72m画轮毂长为32mnft,选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm12831.5

39、(2)键的强度校核键传递的转矩T=525837.3N?mm,轴的直径d=72mm键的工作长度l=L-b=31-8=23mm键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5x8=4mm_3_3二p=107.3MPa2T1CT252581C3；p1073MPaOP=11CMPa1.5kld423721.5则该键的强度符合要求。同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，具优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=55mnffi轴段长为170mmz及半联轴器的长度L=173mm选取键尺寸为:键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm29149150(2)键的强度校

40、核键传递的转矩丁=525837.3N?mm,轴的直径d=55mm键的工作长度l=L-b=150-14=136mm键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5x9=4.5mm2T105kld252581。4.513655=312MPac=11（MPa则该键的强度符合要求。二p=31.2MPa（三）中间轴及其轴承、键的校核中间轴上有大齿轮2以及小齿轮31）齿轮受力分析齿轮2：l2T2一F_2=1115.07Ntd2Fr2=F2tan"n=420.2Nr2t2cos1嚏=F2tanP=2988N齿轮3:丘3=3-=4.22KNd3tan二Fr3=F3-n-=1.58KNIcos:嚓=F3t

41、an-=1.05KN2）V面上受力分析?2=0：?和X-+?2?X?-?322+?3X?+(?)-?+?+?=0?？?=0:?2x-?32?X?-?3X+?3X(?+?)+?+?+?=0得：？?=0,86?=1.14?3)H面受力分析?%=0：?X?+?X(?+?)+?+?+?=0?=0：-?X?-?X(?+?)-?+?+?=0)行：?=-2.34?=-3?弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图M合=Jm+M/2Mca=，M2+QT2根据轴的弯扭合成条件，取?=0.584)受力分析及具弯矩图?=0.86?=I.1304?31A曲，LCD73.57.0N'm?=0.58

42、DB38、lMerrTTTTTTT'Tzc32根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为C、D截面。5）按弯扭合成强度校核_M2（：T）2?>?=150.2?根据表9-4,查得45钢：?i?=200MPa?=95MPa?i?=55MPa?=600Mpa?=0.58在D截面处：-3一一2二42310542-532-42由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为:a,nd3bt（dt2W32d=5643.8mm190.25643.810-MFa=33.7M:二9故轴径满足强度要求在C截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为:A,nd3btfcl-t24X4238x4x（42-42

43、W二32d3242=6114.7mm150.26114.7103Mfa=24.6MFa<a-1bRa=2.49KNFrB=3.21KNFa=0.751KN故轴径满足强度要求6）轴承寿命的校核22Ra=RahRav=2.49KN22Frb=RhRv=3.21KNFa=Fa3-Fa2=0.751KN轴承A:640633轴承B:6406此处只需对轴承B进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为：G=475KN；静载荷为：Gr=245KN止匕处静0.031故取e=0.262.Fa0.751由于a0.234:二eFr3.21取X=0.56,Y=1.96p=(XFYF)=0.563211.96

44、Q751=3.27<NiaG=47.5KN360?360X3X24X365X161.9-c一八，八C'=P=3.276=20.7KN<Cr106?106X1故轴承寿命符合要求。7)键校核同齿轮3相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，具优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=42m画轮毂长为36mm选取双键C'=20.7KN尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm10828(2)键的强度校核键传递的转矩丁=130463.1N?mm,轴的直径d=42mm键的工作长度l=L-b=28-10=18mm_2T103一1.5kl

45、d_2130.4103418421.5=57.5MPa二二p=110MPa键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5x8=4mm则该键的强度符合要求。34二p=57.5MPa2T1d1.5<ld同齿轮2相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，具优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=42m画轮毂长为22mnft,选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm8720(2)键的强度校核键传递的转矩丁=130463.1N?mm,轴的直径d=42mm键的工作长度l=L-b=10-8=12mm键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5x7=3

46、.5mm2130416=986MPa7=11MPa3.512421.5则该键的强度符合要求。二p=98.6MPa35六.联轴器的选择计算项目及内容主要结果1.输入轴联轴器的选择根据轴的直径d=20mm选取LX2型联轴器，其主要参数如下表：型号许用转矩Tp/(Nm)许用转速np/(r/min)轴孔直径d/mm轴孔长度l/mmD/mmLX2560630020521202.输出轴联轴器的选择根据轴的直径d=55mm选取GY7GYS混联轴器，其主要参数如卜表：型号许用转矩Tp/(Nm)许用转速np/(r/min)轴孔直径d/mm轴孔长度l/mmD/mmGY7GYS7160048005517316036七.减速器附件选