悬挂式输送机装置设计

1、悬挂式输送机装置设计目录1 .确定传动方案42 .电动机的选择：53、传动装置总传动比计算及各级传动比的分配64、传动装置运动和动力参数62.1 计算各轴转速：65、传动链的设计计算85.1选择链轮的齿数乙Z286.低速级圆柱齿轮设计计算96.2齿面接触疲劳强度设计计算1.16.4.齿轮的其他基本几何参数137高速级圆柱齿轮设计计算137.2齿面接触疲劳强度设计计算157.4齿轮的其他基本几何参数178轴的计算与校核1311设计总图34小结36参考目录36设计任务书1 .传动装置总图2 .设计条件机器功用通用生产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂在输送链上;工作情况单向连续运输，轻度振动。

2、运动要求输送链速度误差不超过5%使用寿命8年，每年350天，每天16小时检修周期一年小修，三年大修生产批量中批生产生产厂型中、大型通用机械厂3 .原始数据主动星轮圆周力F=3.5KN,主动星轮速度V=0.9m/s,主动星轮齿数Z=7,主动星轮节距P=80mm4 .设计任务1）设计内容（一）电动机选型，（二）链传动设计，（三）减速器设计，（四）联轴器选型设计（五）其它2）设计工作量（一）传动系统安装图1张，（二）减速器装配图一张（三）零件图2张，（四）设计计算说明书一份5 .设计要求减速器设计成同轴式二级减速器项目内容及计算说明：计算结果：1确定传动方案1 .没有特殊要求，选用卧式减速器V=0.

3、9m/sZ=7P=80mmn0=96.43r/min2 .选用圆柱齿轮类型3 .根据工作机构速度和所选电动机的转速，初步计算出传动装置的总传动比。n0:工作机的转速z为主动星轮齿数p为主动星轮节距V为主动星轮速度n0=601000V/ZP=96.43r/min准备选用1500r/min的Y系列电动机；因此初步总传动比i=1500/96.43=15.56查表.选定二级同轴式圆柱齿轮减速器4 .为加工方便选用水平剖分式.5 .轴承选型高速级用深沟球轴承，其余用圆锥滚子轴承6 选用联轴器电动机与输入轴之间选用弹性套柱销联轴器减速器输出轴与工作机之间选用弹性柱销联轴器传动方案如下图所示：2.电动机的选

4、择:1) 主动星轮圆周力F=3.5KN,速度V=0.9m/s62) 传动装置总效率：选取深沟球滚动轴承效率：“1=0.99圆锥滚子轴承效率：2=098圆柱齿轮传动效率(8级)：“3"。97弹性套柱销联轴器效率：刈4=0.992弹性柱销联轴器效率：5V0.992滚子链传动效率：6=0.96总效率:=32,一一一123456=0.990.9830.9720.9920.9920.96=0.8283)电动机所需功率P0:F=3.5KN1 =0.992 =0.983 =0.974 =0.9925 =0.9926 =0.96=0.828P0=3.8KwPm=4.56Kwn=1440r/min”1

5、4.93i1=2.55i2=2.55i3=2.3n:=1440r/minnn=565.13r/minnm=221.78r/minP=3.74KwPn=3.55KwPm=3.38Kw琢=3.15<wP连=3.35<wT=24772.NmmI=60004.51-mmTm=145344.和-mmP0=FV/(1000)=3.8Kw4) 确定电动机额定功率Pm：Pm=1.2P05)根据凡值选择电动机型号：查表得Y132S-4型，额定功率5.5kw,满载转速n为1440r/min,机座中心高132mm。3、传动装置总传动比计算及各级传动比的分配1 .传动装置的总传动比计算：i总=n/n

6、76;n为电动机满载转速n。为工作机的转速2 .分配传动比.i1"2”3=，总试分配传动比：i3=2.3i1i?=.i总/i3第一级齿轮传动：i1=2.55第二级齿轮传动：i2=2.55第三级滚子链传动：i3=2.34、传动装置运动和动力参数4.1计算各轴转速:从减速器的高速轴开始，各轴命名为I轴，II轴，田轴n：=n=1440r/minnz1440nn=565.13r/min11 2.55nn565.13nm=221.78r/min12 2.554.2 各轴功率计算：R=P0"1力4=3.8x0.99x0.992=3.74KwPn=R力2h3=3.74X0.98m0.97

7、=3.55KwPm=R力2%=3.55x0.98x0.97=3.38Kw嗑=Pw箱2力5箱6=3.38父0.992M0.96父0.98=3.15KwP连=P皿箱5=3.38*0.992=3.35KwR连为输出轴联轴器上星轮的功率K主动星轮的功率4.3 计算各轴输入转矩：P1=9550乂上=24772.3N=mRTn=9550父=60004.5NmmnnPeT=9550父=145344.6N0mnrn4.将工件计算数据列成表Z1=17Z2=39l108Ka=1.3轴号链速n输出功率输出扭矩传动比效率电机轴1440r/min3.8kw25225Nmm10.98I14403.7424772r/min

8、KwNmm2.550.95Kz=0.887Km=1Kl=1.03p0=4.76Kwn1=221.78r/minp=25.4mma=595mmv=1.6m/s符合估计F=2097.86NKq=1.2Q=2517.44Nn565.13r/min3.55Kw60005Nmm2.550.95m221.78r/min3.38Kw145345Nmm2.30.93主动星轮96.43r/min3.15Kw311982Nmm5、传动链的设计计算5.1选择链轮的齿数Z1Z2小链轮的齿数乙，估取链速为0.6-8m/s,查表，取Zl=17大链轮的齿数Z222=1/1=2.3父17=39.1圆整为392)确定链节数为L

9、p初取中心距a0=40p则链节数为Lp=2ao/p+(Z+Z2)/2+p/a0MI(Z1Z2)/2nf=108.0159l1083)确定链节距P载荷系数KA小链轮齿数系数”多排链系数Km链长系数KL由公式p。Kap链/(KZKmKL)=4.76Kw根据小链轮转速n1=221.78r/min,p0=4.76KwHBS1=260HBS所以，选择16A单排链HBS2=210HBS4)确定中心距aa=p/4(Lp(Zi+Z2)/2)J(Lp-(Zi+Z2)/2)2-8tZ2-Zi)/2nfrv/2Chlim1=700N/mmLL，2仃hlim2=550N/mm=595.44mm=595m5）验算链速9

10、N1=1.52109v=Z1nlp/60父1000=1.6m/sN2=6m1086）计算压轴力QZni=1链条工作拉F=1000p/v=1000父3.35/1.6=2097.86NZn2=1.03压轴力系数KQ=1.2SHmin_1压车忱Q=KqF=1.2父2097.86=2517.44N仃H1=700N/mm2oH2=566.5N/mM6.低速级圆柱齿轮设计计算E=566.5N/mnf条件：Pn=3.55Kw,nn=565.13r/min,i=2.55单向运动，轻度冲击，工作时长8年，每年350天，每378N/mnfflimi=2仃Flim2N94N/mm天16小时YN1=YN2=16.1选

11、择齿轮的材料，确定许用应力：小齿轮选用40CKM质大齿轮选用45正火Y三SFmin=1.4.2二F1=270N/mm2二F2=210N/mm2n组公差8级d=1.2Z1=27Z2=69u=2.6合适！%=6000NmmKA=1.25Kv=1.2K=1.1K：=1.1K=1.815Ze=1898Nmm2Zh=2.5许用接触应力5由式Lh=”mZnSHmin接触疲劳极限;川im接触寿命系数Zn应力循环次数N由式：N1=60nljLh=60565.131（835016）N2=N1/u=1.521C9/2.55则：查表得乙1,Zn2（不允许有点蚀）接触强度最小安全系数SHmin贝（J：二h1=7001

12、/1二H2=5501.03/1许用弯曲应力CTF,由式瓦】=2皿父MYXSFmin弯曲疲劳极限;rm弯曲强度寿命系数Yn弯曲强度尺寸系数Yx（设计模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数SFmin则二F1=37811/1.4=270N/mm2二F2=29411/1.4=210N/mm210d1之51.18mmm=2d1=54mm6.2齿面接触疲劳强度设计计算v=1.88m/s确定齿轮精度等级，按=(0.0130.022)%；%估计与估取接近，符合齿宽中点分度圆上的圆周速度vm=1.88m/s。查表取：a=96mm小轮大端分度圆或由式：d”3吵U(套/2计算：%UOhb2=65mm内范系数d拉四轮

13、相对轴承为非对称布置：小轮齿数Z1在推荐值2040中选：大轮齿数Z2Z2=iMZ1=2.55父27=68.8(取b1=74mm整)齿数比uu=Z2/Z1=2.5556传动比误差Au/u如加在±5%范围内，小轮转矩Tn载荷系数KK=KaKVKPKa使用系数Ka查表得：动载荷系数KV查得：齿向载荷分布系数Kb齿间载荷分布系数仆由推荐值1.01.2令2.57Xa2=2.25K=KaKvKp(=1.25父1.2父1.仔1.1YSa1=1.6Ka2=1.74材料弹性系数Ze查表得：节点区域系数ZH(3=0,x1=x2=0)查表得：电=1.7211故：&的值为：Y=0.69z.2<

14、rF1=77.33N/mm2仃F2=83.82N/mm齿根弯曲强度足够d2=138mmda1=58mmda2=142mmdf1=49mmdf2=133mmHBS1=260HBSHBS2=210HBS.2x1.81560005189.80.87x2.52(2.56+1)di号()2-Y1.2566.52.56齿轮模数mm=d1/Z1=51.18/27=1.89圆整：小轮分度圆直径d1=mz1=2父27=54mm圆周速度v=nd1nl/60000=nx54x565.13/60000=1.59m/s:标准中心距aa=m(乙+z2)/2=2x(27+69)/2=96mmb:b=%1=1.2m54=64

15、.8mm圆整65大内儿:b2=b=65mm小四儿：b(=b+9=74mm6.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式=2KYFaYsa丫名£0>bdm一，一Y.齿形系数YFa查表得：小轮YFa1大轮YFa2应力修正系数Y3a查表得：小轮YSa1大轮Ysa2重合度,60f=1/2冗4(tan£a1-tana)+z2(tan«a2-tan«)12重合度系数6由式Y=0.250.75/；-=0.250.75/1.72=0.6921.81560005745422.571.600.69=77.33N/mm2”二f1,F221.81560005655422.251.7

16、40.69=83.82N/mm2二二F26.4.齿轮的其他基本几何参数大轮分度圆直径d2齿顶圆直径da齿根圆直径dfd2=mz2da1=d12hada2=d22hadf1=d1-2hfdf2=d2-2hf7高速级圆柱齿轮设计计算条件：P=3.74Kw,n:=1440r/min,i=2.55单向运动，轻度冲击，工作时长8年，每年350天，每天16小时7.1.选择齿轮的材料，确定许用应力2二Hiimi=700N/mm20Hlim2=550N/mm9N1=3.87109N2=1.52109Zni=1ZN2=1SHmin=1二h1=700N/mm2二H2=550N/mm2二h=550N/mm2二Fli

17、m1=378N/mm二Flim2=294N/mnfYN1=YN2=1Y匕SFmin=1.4二F1-270N/mm2二F2-210N/mm213n组公差8级d=1.2Z1=27Z2=69u=2.6合适！T=24772.N-mmKA=1.25Kv-1.2K：=1.1KK-=1.1K=1.815ZE=1898,NmMZh=2.5d1.38.87mmd1=54mmm=2小齿轮选用40CriM质大齿轮选用45正火许用接触应力5由式Lh】=2HmMZNSHmin接触疲劳极限二川im接触寿命系数ZN应力循环次数N由式：N1=60nljLh=6014401（835016）N2=N1/u=1.52109则：查表

18、得乙1,Zn2（不允许有点蚀）接触强度最小安全系数SHmin则：二hi=7001/1二h2=5501/1许用弯曲应力殍,由式瓦】=9乂MY*SFmin弯曲疲劳极限C-im弯曲强度寿命系数Yn弯曲强度尺寸系数Yx（设计模数m小于5mm）14弯曲强度最小安全系数SFmin则二F1=37811/1.4=270N/mm2cF2-29411/1.4=210N/mm2v=4.06m/s与估取接近，符合a=96mm7.2齿面接触疲劳强度设计计算b2=65mmb1=74mm确定齿轮精度等级，按V1=(0.0130.022)n1,%J古计齿宽中点分度圆上的圆周速度vm=3.56m/s。查表取：小轮大端分度圆d1

19、由式：d1=3处匚uJZEZhZ)2计算：dU二h(p齿宽系数d按齿轮相对轴承为非对称布置：小轮齿数Z1在推荐值2040中选：大轮齿数Z材料弹性系数ZE查表得：节点区域系数Zh(B=0，x1=x2=0)Z2=iMZ1=2.55父27=68.8(取整)齿数比uu=Zz/Zi=2.5556传动比误差M/uAu/u在±5%范围内，小轮转矩7载荷系数KK=KAKVK-K:使用系数Ka查表得：动载荷系数KV查得：齿向载荷分布系数K：齿间载荷分布系数仁由推荐值。1.2%=2.57Xa2=2.25&=1.6YSa2=1.74、=1.72Y；=0.692；=F1=31.92N/mm2K=Ka

20、KVK：K.=1.251.21.11.115查表得:故：&的值为:d1-321.81524772.3,189.80.872.5.22.561()-2.561.2550d1取54mm齿轮模数mm=d1/Z1=54/27=2圆周速度=二2”/60000=:541440/60000=4.06m/s标准中心距aa=m(4z2)/2=2(2769)/2=96mm齿宽b:b-dd1大齿宽:b小齿宽：=1.2m54=64.8mm圆整652=b=65mmD=b9=74mm7.3齿根弯曲疲劳强度校核计算由式C-f齿形系数2KT1bd1mYFa查表得:小轮大轮应力修正系数YSaYFa1Yfa2小轮大轮查表

21、得:YSa1YSa2cF2=34.6N/mm2齿根弯曲强度足够d2=138mmda1=58mmda2=142mmdf1-49mmdf2=133mmT=24772.N-mmFt1=917.49NFr1=333.9Ndimin=16.3mm16重合度%二二1/2=zitan：a1-tan：工厂z2tan：a2-tan：l重合度系数Y由式Y0.25+0.75/4=0.25+0.75/1.72=0.69sa二F121.81524772.3745422.571.600.69=31.92N/mm2二F121.81524772.3655422.251.740.69=34.6N/mm2，二F27.4齿轮的其他

22、基本几何参数大轮分度圆直径d2齿顶圆直径dad2=mz2da1=d12hada2=d22ha齿根圆直径dfdf1=d1-2hfdf2=d2-2hf八.轴的结构设计及强度计算：（一）输入轴的结构设计和强度计算：1.计算作用在齿轮上的力：圆周力：224772.3Ft1=21/d1=917.49N54径向力：d11id2l2=20mm二50mm=30mm二50mm17d3=35mmB=10mm=16mmf=8mml3=34mmd4=54mml4=74mmd5=47mml5=24mmd6=35mml6=10mmFr1=Ft1tan;=917.49tan200-333.9N2.初步估算轴的直径：选取45

23、号钢作为轴的材料，调质处理根据公式d=A计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115贝1：dimin=1.031153；3741440=16.3mm7.4轴的结构设计：1)确定轴的结构方案：右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，左轴承从左端装入，靠挡油盘定位。齿轮做成齿轮轴。半联轴器靠轴肩定位，左轴承采用轴承端盖，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。半联轴器采用平键得到周向固定，采用深沟球滚动轴承和弹性套柱销联轴器。如下图：L1=80mmL2=66mmL3=62mmRhu=444.4NRhI2=473.08N2)确定各轴段直径和长度段，根据dmin圆整(GB/T4323-1984),

24、并由工和R选RU=161.75N18择联轴器型号为TL纵轴器(GB/T4323-1984),比毂孔长度52.短“作为取k度，d1=20mm,11=50mm%2=172.19N段，为使半联轴器7E位，轴肩高度h_c+(2g3)mm,孔倒角c取3mm(GB6403.4-86),d2=d1+2h且符合标准密封内径(JB/2Q4606-86)。取端盖宽度20mm,端盖外端MH=29330.Ngmm面与半联轴器右端面30mm,则l2=30+20=50mm,d2=20+10=30mm段，为便于装拆轴承内圈，d3Ad2且符合标准轴承内径，查GB/T276-1994,暂选滚动轴承型号为61907,MV=106

25、75.队gmmM=31212.N新md3=35mm,范度B=10mm,轴承润滑方式选择：.一_一4.一5.d3Mn=35父1440=5.04父10mmj/min<1父10mm竽/min选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙取16mm,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离f=8mm,则T=14863.38mml3=B+f+=10+8+16=34mm段：d4即为小齿轮的分度圆直径,d4=54mml4=74mm段，d5=54-23.5=47mm查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则应将轴环分为两个轴段，轴段长度l5=16+8=24mm段，该轴段直径d6=d3=35mm,长度等于滚动轴

26、承宽度，即l6=B=10mm3)确定轴承及齿轮作用力位置如图：L2=BC=66mm,L3=CD=62mm,L1=AB=80mmMca=34571.0Nmca194)绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求轴承反力H水平向cFtiX62917.49X62R1Hli=444.4N66+6266+62if7.49'66"?./66+62128V垂直面R_Fri62.333.94X62Kn161.75N66+621283=333.9"66=172.回66+62128(2)求齿宽中点出的弯矩H水平向Mh=66Rhi1=66444.4=29330.N新mV垂直面Mv=66R11=66M

27、161.75=10675.N知m合成弯矩mM=Jm；+M；=J29330.42+10675.525)按弯扭合成强度校核轴的强度扭矩TT=aT=0.6父24772.314863.3限新m当量弯矩McaMca='m2+T2=31212.82+14863.382=34571.07N酊ca满足要求！Ft3=2106.44NmF3=766.68N20弯矩图和扭矩图：ABCD1rtiRHil(RHr2Frl-RVH_<rrlTrTMH*工WlTrnMHrrTTrnTTfMVMV3min=29.35mmMcq7.5校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质处理，查表得=64CN/mR,材料的许用应力

28、即Qj=60N/mm轴的计算应力为：caMca34571.070.1d43=6.3N/mm2；"b（二）输出轴的结构设计和强度计算1.计算作用在齿轮上的力：d1=30mml1=58mmd2=40mml2=50mm21d3=45mmT=25mm=16mmf=8mm、13 =53mmd4=48mm14 =62mmd5=57mm15 =24mmd6=45mm16 =25mmL1=102mmL2=59mmL3=55mmRhb1=1090.18N圆周力：2145344.6Ft3-2Tm/d-2106.44N138径向力：F,3=Ft3tan：=2106.44tan20°=766.68

29、N2.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式d=A计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115则：dmmin=1.03黑11543.3%7a=29.35mmt/221.78轴的结构设计D确定轴的结构方案:左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位，齿轮和右轴承从右端装入，齿轮左侧端面，靠轴肩定位，齿轮和右轴承之间用定位套筒，使右轴承左端面得以定位。半联轴器靠轴肩定位，右轴承采用轴承端盖，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用平键得到周向固定，采用圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器如下图。%皿2F016.26N2)确定各轴段直径和长度段，根据dmin圆整(GB

30、/T5014-1985),并由T1和R选22择联轴器型号为HL纵轴器(GB/T5014-1985),比毂孔长度62.短mm作为段k度，d1=30mm,11=58mm段，为使半联轴器7E位，轴肩高度h_c+(2g3)mm,孔倒角c取3mm(GB6403.4-86),d2=d1+2h且符合标准密封内径(JB/2Q4606-86)。取端盖宽度20mm,端盖外端面与半联轴器右端面30mm,则l2=30+20=50mm,d2=30+10=40mm段，为便于装拆轴承内圈，d3Ad2且符合标准轴承内径，查GB/T297-1994,暂选滚动轴承型号为32209,d3=45mm,范度T=10mm,轴承润滑方式选

31、择：.一.一5.d3Mn4=45父221.78=9980.3mm手/min<1父10mm亨/min选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙取16mm,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离f=8mm,则l3=T+f+4=25+8+16+4=53mm段：d4=d3+(1g3)mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮毂孔长(取等于齿宽b2)短1g4mml4=65-3=62mm段，取四轮右琳aE位轴肩图度h=4.5mm,则轴划、直径d5=48+2黑4.5=57mm查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则应将轴环分为两个轴段，轴段长度l5=16+8=24mm段，该轴段直径d6=d3=45mm

32、,长度等于滚动轴承宽度，即l6=T=25mm3)确定轴承及齿轮作用力位置如图：L2=BC=59mm,L3=CD=55mm,L1=AB=102mm"=396.79N%2=369.89NMh=59959.NgmmMv=21823.4NimmM=63807.SN3TlmT=87206.76mmMca=108057.17酊mca234)绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求轴承反力H水平向cFt3M592106.44X59RH皿1=1090.18N59+5559+55cFt3M552106.4455坨“”RH皿2=1016.26N59+55114V垂直面cF359766.68X59R/m1=396

33、.79N59+5559+55Fr355766.68x55R/ni2=369.89N59+5559+55(2)求齿宽中点出的弯矩H水平向Mh=55Rhm=55M1090.1859959.WamV垂直面Mv=55R皿1=55M396.7%21823.4Nmm合成弯矩mM=JmH+M；=，59959.92+21823.4526)按弯扭合成强度校核轴的强度扭矩TT="T=0.6父145344.687206.7以期m当量弯矩McaMca=Jm2+T2=,63807.932+87206.7存ca=108057.7N新m弯矩图和扭矩图：满足要求！Ft2=917.49NFr2=333.94Ndnmi

34、n=21.86mm24F13RHOLLFrMGfllfll血mMVMV-ririnnJnnnrrHtm-Me口8.1.校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质处理，查表得；：.-b=64CN/mnf,材料的许用应力即jb=60N/mM,轴的计算应力为:crcacaMca_112838.74-3W0.1d3112838.740.14832=10.2N/mm2：二二/8.2中间轴的结构设计：1 .计算作用在齿轮上的力：转矩：Tn=60004.5Nmm大齿轮上受到的力与小齿轮上的力互为相反力，则：轴向力：Ft2=Ft1=917.49N径向力：F2=FM=333.94N2 .初步估算轴的直径：选取45号钢

35、作为轴的材料，调质处理根据公式d=A1"计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115则：dnmin=1.03M115255/565127=21.86mm3 .轴的结构设计：确定轴的结构方案:d1=25mml1=47mmd2=35mml2=62mmd3=41mml3=88mmd4=54mml4=74mmd5=d1=25mml5=l1=43mmRH3-1292.13NRH2=103.18NRV3=643.95N25R2=456.67NMH1=8048.0NgmmMH2=-10595WwmMV1=35620.2NmmMv2=52803.NgmmM=36518.1NgmmM

36、2=118383.N孙mT=36002.NgmmMca1=51281.27N§mmcaiMca2=123737.双酊mcaN该轴(中间轴)右端齿轮轴，大圆柱齿轮从左端装入,然后分别自两端装入挡油板和轴承。方案如下图(2)确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，预选轴承为圆锥滚子轴承30205(GB/T297-1994),其内圈直径d=25mm,宽度B=15mm。挡油板宽度为28mm,所以，确定轴段直径为d1=25mm,长度为47mm。轴段：为安装齿轮部分部分，长度为l2=62mm。轴段的直径为d2=35mm。轴段：为轴肩，阻挡齿轮与轴的相对运动，且分开同根轴上的两个齿轮。轴段：为另

37、一个齿轮的安装部位。轴段：为支撑轴颈，结构尺寸与轴段完全相同。268.3绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求轴承反力H水平向口K”140+78)Ft2M78zRH3=1=-1292.13N78+140+82Ft2M(140+82)Ft3M82Rh2=103.18N78+140+82V垂直面Fr37140+78)+Fr2父78RV3-r-=643.95N78+140+82Fr24140+82)+Fr382Rv2=二456.67N78+140+822)求齿宽中点处的弯矩H水平向MH1=78RH2=8048.04N§mmMH2=82凡3=一105954.616mmV垂直面Mv1=78R2=35

38、620.2NmmMv2=82R3=52803.W湎m合成弯矩MM1=，M；1+M%m2=JmH2+m；22HH2V2扭矩TT=aF=0660004.536002.Nsmm当量弯矩McaMca1KM：+T212VTMca2rM2+T弯矩图和扭矩图满足要求！R=472.92NR2=503.44N满足设备中修的要求，寿命足够！27R=1335.22NR4=1882.78NS=417.26NS2=588.37NA=A=588.37Nx1=0.4,y1=1.68.4校核轴的强度：2查表得见=64CN/mm，材料的许用应力即二=60N/mM,轴的计算应力为：Pi=1770.57N%ai="ca1

39、="ca13=11.96N/mm2<60N/mm2W0.1d2二ca1kMea2=Mca2=34.43N/mm2：60N/mm2W0.1d：满足要求p2=2259.34N1 .输入轴轴承型号61907的寿命校核计算：1) .支反力：R”喏1R21f444.42161.752R2=4苗2苗2=473.082172.1922) .轴承寿命：按公式p=fpR,求得p,查表取fP=1.2,ft=1,已知轴承的额定动载荷C=9500N28106ftC3'=60nl(fPP?106(19500)3=5515516014401.2472.92满足设备中修的要求，寿命足够!106ftC

40、310619500312(t)3()3=45720160nfPP26014401.2503.44满足设备中修的要求，寿命足够!2.中间轴轴承型号30205的寿命校核计算:1).支反力：R3=.同2*=1254.72456.672R4=、*R23=.1769.232643.9522).轴承寿命：按公式P"fp'R,求得P,查表取fp=1.2,ft=1,已知轴承的额定动载荷C=32200N,e=0.37,y=1.6轴承派生轴向力G=R3/2y=1335.22/21.6=417.26NS二R4/2y=1882.78/21.6=588.37N因S2S1,A1=A2=S2=588.37

41、N计算轴承所受当量载荷因A/R3=588.37/1335.22=0.44e,查表得x1=0.4,y1=1.6故P1=fP(x1R3+%A)=1.2父(0.4父1335.22+1.6父588.37)-1770.57NRm1Rm21160.14N1081.48N29因a/R4=588.37/1882.78=0.31<e,查表得x2=1,y2=0故P2=fp(X2R+丫2/)=1.2乂(1乂1882.78+0乂588.37)=2259.34N计算轴承寿命因为P2比Pl大，故应按P2算106,ftC、3106322003Lh3=()=()60nP260M565.132259.34=85373h满

42、足设备中修的要求，寿命足够！3.输出轴轴承型号32209的寿命校核计算：1) .支反力：Rm1=JrHwi+R；W1=J1090.182+396.792Rm2=5党皿2+就皿2=,1016.262+369.8922) .轴承寿命：按公式P'fp'R,求得P,查表取fP=1.2,ft=1,已知轴承的额止动载何C=80800N,口=150634,e=0.4,y=1.5轴承派生轴向力S=R/2y=1160.14/2父1.5=386.71N&=R/2y=1081.48/2父1.5=360.49N因Si>82,A=A2=S1=386.71N计算轴承所受当量载荷因A/Rm1=

43、386.71/1160.14=0.33<e,查表得x1=1,y1=0满足设备中修的要求，寿命足够！满足强度要求满足强度要求满足强度要求30故p1=fp(x1%i+711)=1.2x(1x1160.14+0x386.71)=1392.17N因A/%2=386.71/1081=0.36<e,查表得x2=1,y2=0故p2=fp(x2R+y2A2)=1.2乂(1父1081.48+0父386.71)=1297.78N计算轴承寿命因为R比大p2,故应按R算1106,ftC、3106/1父80800、3L()()60nP60M221.781392.17=14692092h满足设备中修的要求，寿命足够！9、平键的强度校核：2T<r.=2