带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器详解

1、机械设计课程设计（机械设计基础）设计题目带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器_机电工程学院院（系）过程装备与控制工程专业班级装控07-1学号06设计人陈明濠指导教师周瑞强老师完成日期2009年12月21日设计工作量：设计说明书1份减速器装配图1张减速器零件图2张茂名学院机械设计课程设计任务书目录一、设计任务书3二、传动方案的拟定4三、电动机的选择四、计算总传动比及配合的传动比5五、传动装置的运动和动力参数计算6六、传动零件的设计计算71、高速级齿轮传动的设计计算72、低速级齿轮传动的设计计算9七、轴的设计计算131、轴的材料选择和最小直径估算132、轴的结构设计143、轴的校核17八、滚动轴

2、承的选择及校核231、中间轴的滚动轴承232、高速轴的滚动轴承243、低速轴的滚动轴承25九、键连接的选择及核计算26十、减速器机体结构尺寸27十一、联轴器的选择29十二、润滑方式的确定29十三、其它有关数据30十四、参考资料目录30十五、课程设计总结30（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器;4一带式运输机;5一鼓轮；6联轴器2、工作情况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据输送带拉力F(N):1800;滚筒直径D(mm:340;运输带速度V(m/s):2.35;带速允许偏差()

3、:±5;使用年限(年)：8;工作制度(班/日)：单班制。4、设计内容1 .电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制；7.设计计算说明书的编写。5. 设计任务1. 减速器总装配图一张；2.齿轮、轴零件图各一张；3.设计说明书一份6. 设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。三)电动机选择1 .电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用

4、常用的封闭式丫(IP44)系列的电动机。2 .电动机容量的选择1)工作机所需功率PwPw=Fv/1000=1800X2.35/(1000X0,96)=4.41KW2 )电动机的输出功率Pd=Pw/4一.kW“口=”1箱4箱;由42R其中：?一带传动效率：0.96“2-每对滚子轴承的传动效率：0.98“3-8级精度圆柱齿轮的传动效率：0.97"4一弹性联轴器白传动效率：0.99、一卷筒的传动效率：0.96则总的效率：“口="1箱4用2'1箱5=0,98父0,984父0,972父0,992父0.96=0.80Pd=Pw/q：=4.41/0.80=5.5125kW从表22

5、-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。3 .电动机转速的选择卷筒轴转速为n=60X1000v/(兀D)=60X1000X2.35/(3.14乂340)=132.07r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为ia'=840。故电动机转速的可选范围为：nd=ia'xn=(8-40)义132.07=1056.565282.8r/min可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器

6、，就得到三种传动比方案，如下表：nmia,其中总传动比为：nw。式中nm-电动机满载转速,r/min；nw-工作机转速，r/min.股推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4Xi2;i=i2xi2x1.4.两种不同的传动比方案:方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速转速总传动比高速i1低速i2221Y132S-45.51500144010.903.912.792Y132S1-25.53000292022.113.975.564 .电动机型号的确定由表221查出电动机型号为Y132S-

7、4,其额定功率为5.5kW,满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。（四）计算总传动比及配各级的传动比1 .计算总传动比由电动机的满载转速nmf口工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i>&=nm/nw=1440/132.07=10.902 .传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑.（浸油深度）i减减速器传动比i低减速器内低速级传i总"i«=i高*i低=nm/nwi高一一减速器内高速级传动比动比nm电动机满载转速nw工作机转速i高=1.4*i低，i低xi高=i总由上表可得：i高=口=3.91;i

8、低口2=2.79。速度偏差为0.2%<5%,所以可行。（五）运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速：I轴n1=nm/1=1440r/minII轴n2=n1/i高=1440/3.91=368.29/minIII轴n3=n2/i彳氐=368.29/2.97=132.00r/min滚筒n4=n3=132.00r/min2）各轴输入功率：电动机轴：Pd=5.5kwI轴:PI=PdX4=5.5义0.99=5.445kwII轴：PII=PIX2>xr3=5.445X0.98X0.97=5.176kwIII轴:pIII=PII义2>xr3=5.176X0.98X0.97=4.92kw滚筒

9、:pIV=pIIIX律X沼=4.92X0.98X0.99=4.774kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98,分别为:I轴p二R.2=5.4450.98=5.337KwII轴p口=口刀2=5.176x0.98=5.072kWIII轴n=nm=4.92x0.98=4.82kwp-pn2'滚筒轴pv=pv.2=4.7740.98=4.68kw3)各轴扭矩电动机轴：Td=9550XPd/nm=9550X5.5/1440=36.48(Nm)I轴：TI=9550XPI/n1=9550X5.445/1440=36.11(Nm)II轴：TII=9550xPII/n2=9550X5.176/36

10、8.29=134.22(Nm)III轴：TIII=9550XpIII/n3=9550X4.92/132.00=355.95(Nm)滚筒：t滚=9550Xp滚/n4=9550X4.774/132.00=345.39(Nm)(六)传动零件的设计计算）、高速级齿轮的设计计算设计参数：P1=5.337KwT1=36.11Nm；N1=1440r/minN2=368.29r/min；i1=3.91;1、选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，仃=1130MPa,仃ff=690MPa;大齿轮参数也一样。（书H/im1FE本表11-1)根据书本表11-5得：取SFmin=1.25,

11、Shmin=1.0；根据书本表11-4得：ZH=2.5,ZE=189.8;2、确定许用应力:二二二FE1690fJ气二F=552MPaF1F2SF1.25hJ=23m1=1130/1=1130MPa;HIH2SH3小齿轮的工作转矩：pi5.337ti=9550=9550=35.39Nmni14404根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3,齿宽系数a=0.8选取Ze=188,ZH=2.5;初选螺旋角：6=15°螺旋度系数：z=.cos-=15=0.983选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数乙=iZ1=3.91x19=93.84,取乙=94。实际传动比

12、为i=74/19=3.9167,所以,取齿数乙=24;Z2=94o齿数系数242663Zv2coS1594cos315=104.3查书本图11-8得:查书本图11-9得:YFa1=2.68,YFa2=2.22,YSa1=1.60,Ysa2=1.79.因,YFab0.007768YFa2Ysa2=0.0071989F1F1故要对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数：Mn2KT1Yf"3-1，dZ1M1Cos2:3235.9310000.8242-2,0.007768Cos15.13mma二（乙Z2）mn=91.6mm取a=92mm.确定螺旋角:a=arcCOs（Z1乙）缶/=15.85取mn

13、=1.5mm中心距：齿轮分度圆直径：di=mnZi/cos-1.519/cos18.670mm=30mm0d2=mnz2/cos：=1.5101/cos18.67mm=159.92mm小齿轮齿顶圆：da1=&+2汽=d+2h；m=37.42+2乂1.5=40.42mm_*大齿轮齿顶圆：da2=d22ha=d22ham=146.57+2X1.5=149.57mm小齿轮齿根圆：df1=a-2hf=d12(ha+c*)m=37.42-3x1.25=34.92mm大齿轮齿根圆：df2=d2-2hf=d2-2(ha+c)m=146.57-3x1.25=114.17mm齿轮宽度：b=ldd=0.8

14、X30.64=24mm,取b二30mmb=25mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度：人=ZeZh：2KT厂1=189.8*2.5-.cos15.85*Z*1.3*3向1*1。4:bdyU.30*47.422491=68.163Mpa<1130Mpa故女全。4、齿轮的圆周速度二dn6010003.14301420601000=2.23m/s对照书本表11-2,所以选8级制造精度合理的；结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。二）、低速级齿轮的设计计算1、选择材料及许用应力因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢,10齿面硬度为45,二H/im1=1

15、130MPa,二FE=690MPa;大齿轮选用参数一样。根据书本表11-5得：取SFmin=1.25,Shmin=1.0；根据书本表11-4得：ZH=2.5,ZE=189.8;许用应力：二F1=二F2=皿=-690=552MPaF1F2SF1.25二hJ=二hJJHm1=1130/1=1130MPaH1H2Sh2、按齿轮弯曲强度计算由上计算得：P=4.82kW,n=132.00r/min,i=2.79齿轮按八级精度制造。取载荷系数K=1.3（书本表11-3）,齿宽系数*d=0.8（书本表11-6）小齿轮的转距：3.0470.11,一5=4.1410Nmm_6P36T=9.5510=9.5510

16、n3初选螺旋角：6=15选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数Z2=iZ1=2.79x24=66.96,取乙=67实际传动比为i=67/24=2.79,齿数系数24ZV1=26.63ZV2cos31567T3COS315=74.34查书本图11-8彳4,齿形系数：YFa1=2.66,YFa2=2.26,查书本图11-9彳4,齿形系数：YSa1=1.61,YSa2=1.75因因11YFa2Ysa2二F2七二0.007758>YFa2Ysa2二F22.261.75=0.0071648552故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数:mn=32KTYFa1YFa1cos”：,dZ12二fi_5_22*

17、1.3*3.49*10*0.007758*cos150.8*242=2.42mm取mn=2.5mm中心距：a=(Z1+Z2)mn/2cosP=(24+67)*25/2*cos15=117.763取a=120mm确定螺旋角:=arccos(Z1Z2)mn=arccos(2467)*2.5=18.75°2a2*120齿轮分度圆直径:d1=mnZ1/cos-=25*24/cos18.57°=63.30mmd2=mnZ2/cos-=25*67/cos18.57°=176.6mm小齿轮齿顶圆：da1=d1+2%=d1+2h；m=63.30+2乂2.5=68.30mmrrJ人

18、人！J-r-1一t*大齿轮齿顶圆：da2=d2+2ha=d2+2ham=176.70+2X3=181.70mmr/.ariur*小齿轮齿根圆：df1=&-2hf=d1-2(ha+c)m=63.30-5乂1.25=57.05mm大齿轮齿根圆：df2=d2-2hf=d2-2(h；+c*)m=176.70-5x1.25=170.45mm齿轮宽度：b=4dd1=0Cx63.3=50.64mm,取b=60mmb2=55mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度：12Oh=ZeZhPJ2-J=189.8*2.5Jcos18.57©*J2*1.3*3.61二12_:bdvU.30

19、*47.422J491=68.163Mpa<1130Mpa故安全。4、齿轮的圆周速度力向3.14*63.30*132.00V=0.44m/s60*100060*1000对照书本表11-2,所以选8级制造精度合理的；结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。三）得出画图尺寸数据表格:高速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm名称计算公式结果/mm模数mn1.5模数mn2.5压力角«n20°压力角«n20°螺旋角P15.85°螺旋角P18.57°齿数zZ22494齿数鸟42467传动比123.91传动比i32

20、.79分度圆直d1d237.42146.57分度圆直径之463.30176.613径0齿顶圆直径da1=d1+2h*mnaiianda2=d2+2h*mnaan40.42149.57齿顶圆直径%=+2h*m/=L+2h：m68.30181.70齿根圆直径df1=d12(hj+(iiiadf2=dz_2(ha*+c*)力处92m147.07齿根圆直径dfs=4-2(hJ+C*df4=d4-2(h：+C57.50170.4加5中心距mn(Z1+Z2)a一住2cosP92中心距_mn(Z3+Z4)22cosB120B=b+5民=b3025B=b+5B4=b6055（七）轴的设计计算一）轴的材料选择和

21、最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：dmin=A03Pmm初算轴径时，若最小直径周段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5豚7%两个键槽时，d增大10豚15%4值由书本表14-2确定高速轴Aoi=110;中间轴A02=115;低速轴A03=110高速轴d'min=A013A=110*3/也454=23.62,因高速轴最小直径处要n1.1460安装大带轮，设有一个键槽，则:14dmin=dmin(1+7%)=23.62*(1+0.07)=25.3mm,取整数dmin=30mm中间轴：d2mhi=A

22、023：匹=115*3113=42.65因中间轴最小直径处要安n2:269.37装滚动轴承，则取为标准值：d=45低速轴：d3min=A033=110*：|生=63mm因高速轴最小直径处.1n369.6要安装连轴器，设有一个键槽，则：d3min=d3min(1+7%)=63*(1+0.07)=67.4mm取为联轴器LT6d3min=70mm二)轴的结构设计1、中间轴结构设计中间轴轴系的结构如下图：图2中间轴(1)各轴段直径确定d21:最小直径，滚动轴承处轴段，D=45o根据表6-6得：角接触轴承选取7209AC,尺寸为dxDXB=45X85X19mmd22:高速级大齿轮轴段，d24=55mmd

23、23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23=65mmd24：低速级小齿轮轴段d22=55mmd25：滚动轴承处轴段，d25=d21=45mm(2)各轴段长度的确定L21：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=55mm151.22:由高速级大齿轮毂孔宽度B2=45mrfj1定，L24=43mmL23：轴环宽度，.23=10mmL24：由低速级小齿轮的毂孔宽度B1=60mm.22=57mmL25:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L25=40mm(3)细部结构设计由课程设计表16-28可查的：高速大齿轮处取A键：bXH-L=16mmX10mm-50mm(轴深t=6.0mm,毂深t1=4.3

24、;半径r=0.250.40mm);低速小齿轮处取A键：bxH-L=16mmx10mm-50mm(轴深t=6.0mm,毂深t1=4.3;半径r=0.250.40mm);齿轮轮毂与轴的配合选为,55Js9/N9;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为45m6参考课程设计表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径若a=(0.071)d,a>R取R2,倒角为C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：高速轴16(1)各轴段的直径的确定du：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，dii=dimin=30mm九：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度h=(0.070di

25、1,)以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，di2=33mmdi3：角接触轴承处轴段，di3=40mm,角接触轴承选取72058AC,其尺寸为dxDXB=40mm80mmexi8mmdi4:过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s,角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以di4=50mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理；di5:滚动轴承处轴段，di5=di3=40mm(2)各轴段长度的确定lii：由连轴器的轴孔宽度Li=84(根据表i9-5),确定LngOmm112 ：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等

26、确定，li2=55mm113 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，li3=50mm114 :由装配关系、箱体结构等确定，li4=60mm115 ：由高速级小齿轮宽度Bi=65mm确定，h=65mm116 ：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定l16=50mm(3)细部结构联轴器处键取C型：bxh-L=i0mm8mm-100mm(t=7.5,r=0.40.6)在处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为帖40m6参考课程设计查表i4-27、i4-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.07i)d,a>c,取R2,倒角为C2。i73、低速轴的结构

27、设计低速轴轴系的结构如下图:图4低速轴(1)各轴段直径的确定d3i:动轴承处轴段，d3i=80mm。角接触轴承选取7211AC,其尺寸为dxDXB=80mm140mm26mmd32:低速级大齿轮轴段，d32=85mmd33:轴环，根据齿轮的轴向地位要求，d33=90mmd34：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=85mmd35：角接触轴承处轴段，d35=d31=80mmd36：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，d36=75mmd37：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37=70mm(2)各轴段长度的确定131：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，l

28、31=56mmI32：由低速大齿轮的毂孔宽度B4=105,确定132=100mm18的:轴环宽度，l33=10mmI34：由装配关系、箱体结构等确定，l34=70mmI35：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，135=60mmI36:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，136=80mmI37：由连轴器的轴孔宽度Li=84mm，确定L37=82m(3)细部结构设计低速大齿轮处取A键：bxh-L=18mm义11mm-45mm(t=7.0mm,r=0.250.40mm);联轴器处键取C型：bxh-L=12mmx8mm-70mm(t=5.0,r=0.2560.40)齿轮轮毂与轴的配合选为460H7/

29、n6；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合.参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70>d>50取C2。三)轴的校核1)高速轴的校核L1=40mm,L2=55mm,L3=46mm,L4=58mm,L5=30mm,L6=50mmL1=57mmL2=111mmL3=78mm2T1作用在齿轮上的圆周力为：Ft=2X36.11X1000/37.42=1930Nd1径向力为Fr=Fttg=1930X0.364=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N求垂直面的支反力：”F1v=r=(111X702.46)/(57+111)=464.13N1112F2V=Fr-F1v=702.

30、46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mav=F2V12=238.3X111/1000=26.45N.mMav=F1Vli=464.13X57/1000=26.45N.m求水平面的支承力：由5W(11+12)=日2得19FihFt=111X1930/(57+111)=1275.2NF2H=Ft-F1H=1930-1275.2=654.82N求并绘制水平面弯矩图：MaH=F1hl1=1275.2X57/1000=72.69N.mMaH=F2Hl2=654.82X111/1000=72.69N.m求F在支点产生的反力：Ll3FF1F=78X1800/(111+57)=853

31、.7Nl1l2F2FuF1FF=853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：M2FFl3=1800X78/1000=140.4N.mMaF=F1Fl1=853.7X57/1000=48.6N.mF在a处产生的弯矩：MaF=F1Fl1=853.7X57/1000=48.6N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把MaF与Jm：+M；h直接相加。22-22Ma=MaF,MavMaH=48.6+.26.4573.69=126.0N.mMa=MaF,Ma：MaH=48.6+.26.45272.692=126N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：(取折合系数d=0.6)Me=

32、Ma+(cT2=(1262+(0.6M36.11f=127.85N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得仃B=650MPa,许用弯曲应力b'b】二60MPa,则：Med一0.1Lb】3127.85,0.160-2.77mm因为d5>d4=55mm>d,所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh=-(-CfL)、进行校承受径向载荷核，由于轴承主要60nPfP的作用，所以P=坪，查课本279页表16-8,9,10取ft=1,fp=1.2,取名=3按最不利考虑，则有：20Fr1ujF；F1HF1f=463.1321275.22+8

33、53.7=2210.4NFr2=.F22F22HF2F=23.832654.822+2635.7=3291N则3个1父15.8父101.2x2210.4，=5.5年5年4）、弯矩及轴的受力分析图如下:2）中间轴的校核：L1=52.5mmL2=50mmL3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：21Ft2=2T2=2X134.22X1000/146.57=1831.48Nd22T3Ft3=2X355.95X1000/63.3=1246.45Nd3径向力：Fr2=Ft2tgf=1831.48X0.364=666.66NFr3=Ft3tgF=1246.45X0.364=453.71N求垂直面的支反

34、力：F1v_-Fr3l3'Fr2l2l3l1l2l3=-453.7150.5+666.66(50+50.5)/(185)=285.3NF2v=Fr3F1v-Fr2=453.71+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：Mavm二F1Vli=285.3X52.5/1000=14.98N.mMavn=F1V(11l2)-Fr2l2=285.3X(52.5+50)/1000-666.66X50/1000=-4.09N.m求水平面的支承力：E3I3Ft2(I2I3)1246.4550.51831.48(5050.5)K1F1H=1619N11l2l352.55050.5F2H二Ft

35、2Ft3-F1H=1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：MaHmF1H11=1619X52.5/1000=85N.mMaHn-F2H(1112)-Ft312=-1458.9X(52.5+50)/1000-1246.45X50/1000=-211.86N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：Mam=M；vmMaHm=14.982852=86.3N.mMan=M；vnM；Hn=,(-4.09)2(-211.86)2=211.90N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面当量弯矩为：(取折合系数2=0.6)Me=v'M；m+(CT2=V；86.32+(

36、0.6父143.22f=121.79N.mMe=.M：nfT2=86.320.6143.222=3976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得。B=650MPa,许用弯曲应力b=b】二60MPa,贝U：22=25.74mmd3；Me33976一：0.11jbI-0.160因为d1=30mm>d,所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：3）低速轴的校核：Li=58mml_2=106mml_3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力：l2T3Ft=-3=2X355.95X1000/63.3=1124

37、6.4Nd3径向力：Fr=Fttgf=11246.4X0.36=4093.4N求垂直面的支反力：2312、&=106X418.75/(58+106)=272.3mml1l2F2v=Fr-F1V=4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：Mav=F2vl2=3821.1X106/1000=405.3N.mMav=F1Vli=15.80N.m求水平面的支承力。匚12FtRh2-=106X11246.4/(58+106)=7269N1112F2H=Ft-F1H=11246.4-7269.=3977.4N计算、绘制水平面弯矩图。MaH=F1h1=7269X58/1000=421.

38、6N.m_'_MaH=F2H12=3977.4106/1000=421.6N.m求F在支点产生的反力13F1800147.5F1F=1618.9n111258106F2F=F1f-F=1618.9+1800=3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图：M2F=F13=1800X147.5/1000=265.5N.mMmF=F1F11=1618.9x58/1000=93.9N.mF在a处产生的弯矩：MmF=F1F11=1618.958/1000=93.9N.m求合成弯矩图：Mam=MmF,MavM2H=93.9+.405.32421.62=1378.7N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当

39、量弯矩为：(取折合系数2=0.6)Me=.M；m订2=.1378.720.6355.952=1395.1N.m计算危险截面处轴的直径：#因为材料选择45调质，查课本第166页表11-1得仃b=650MPa,许用弯曲应力卜为】=60MPa,则：d-3?尸骨=15.2mm,0.1匕0.160因为d=42mm>d,所以该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图如下:24（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据d25=d2i=30mm,角接触球轴承选取7206AC,根据表17-5得：尺寸为25dXD

40、XB=30X62X16mmCr=22kNo（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2齿轮2产生的轴向力2T2FA1Ft2tan-2=-tan15.85=2246.360.284=638.04Nd2齿轮2的产生轴向力FA2=Ft3tanP3=3778.3N外部轴向力Fa=FaiFa2=4416.3NFs1=0.68Fr1=0.68M817.6=556N（方向见图示）Fs2=0.68Fr2=0.684093.4=2783.5N（方向见图示）因为FsiFa>Fs2所以轴承1为松端Fa1=Fs1=556N所以轴承2为压紧端Fa2=Fs1+Fa=4972.

41、3N2、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68a1=0.68=eFa2a2=0.960.68Fr2查表得Xi=0.41,Yi=0.87;X2=0.41,丫2=0.87,故当量动载荷为:耳二XFr1YFa1=0.41938.80.87556=868.64NB=X2Fr2YFa2=0.417312.20.874972.3=7323.9N263、验算轴承寿命因P2P,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）X300（天）X8（小时）=19200匕106/fO、.106/22103、3Lh=（）名=父（）h:55236.1h>60n2fpP260368.291.12134.5

42、619200h其中，温度系数ft=1（轴承工作温度小于120°）,fp=1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7205AC,根据表17-5得：尺寸为dxDXB=25X52x16mmCr=15.8kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2外部轴向力Fa=Fttan-621.3NFs1=0.68F.1=403.58N（方向见图示）Fs2=0.68Fr2=1002.78N（方向见图示）因为Fs1Fa>Fs2所以轴承1

43、为松端Fa1=Fs1=403.58N所以轴承2为压紧端Fa2=Fs2+Fa=1624.08N5、计算轴承1、2的当量载荷27查表得e=0.68Fa1上二1.0250.68F.1Fa2上=0.850.68F2查表得Xi=0.41,Yi=0.87;X2=0.41,丫2=0.87,故当量动载荷为:P1=X1Fr1Y1Fa1=594.5NP2=X2Fr2Y1Fa2-2017.6N6、验算轴承寿命因P1>P2,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）X300（天）X8（小时）=19200匕,106/ft。、.10615.810.3、3Lh=（）*=M（）3h=163239h1920

44、0h60n2fpF26014401.1594.5其中，温度系数ft=1（轴承工作温度小于120°）,fp=1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC,根据表17-5得：尺寸为dXDXB=55X100x21mmCr=50.5kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa228外部轴向力Fa=FttanB：=3778.3NFs1=0.68Fr1=-963.7N（方向见图示）Fs2=0.68Fr2=2630.852N（方向见

45、图示）因为Fs2-Fa>Fs1所以轴承1为松端Fa1=Fs2+Fa=2814.6Nas所以轴承2为压紧端Fa2=Fs2=2630.85N7、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68呈=0.68=eFr2Fa1上=3.46>0.68；Fr1查表得X1=0.41，Y=0.87；X2=1,丫2=。，故当量动载荷为:nP28、验算轴承寿命因PlAP2,故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）x300（天）X（小时）=19200hol360n2ftCr106fpP260368.2950510.3,50.5I0）3h=27124h>1.11173.09=X1Fr1Y1Fa

46、1=1173.09N=X2Fr2YFa2=4093.4N19200h其中，温度系数ft=1（轴承工作温度小于120°）,fp=1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：b29义H-L=12mmX8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3;半径r=0.250.40mm）;标记：键12X36GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；低速级小齿轮处取2键：bxH-L=12mmx8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3;半彳至r=0.250.40mm）;标记：

47、键12X40GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）;由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度k=0.5h=0.5X8=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力op=100Mpa（45钢调质）<tp-2X114.71X1000Mpa=51.21Mpa<Qp,键联接强度足够。4.02840二）高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：bXh-L=12mmx8mm-70mm（t=5.0,r=0.2560.40）标记：键12x70GB/T1096-1979圆头普通平键（C型）;低速齿轮处的键为6键：bxh-L=18mmx11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）;标记：键18X63GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）;传