机械设计课程设计之二级圆柱齿轮减速器

1、题目二级斜齿轮减速器设计学院工学院专业名称机械设计制造及其自动化班级机械11-4学号111014410姓名高尚指导教师司慧-1-机械设计课程-设计说明书一、设计题目-2-一、原始数据-2-二、工作条件-2-三、设计内容-2-四、方案设计-2-二、计算和说明-3-一、电动机的选择-3-三、V带的设计-3-四、高速级齿轮的传动.-3-五、低速级齿轮的传动.-3-六、轴系结构的设计以及键和轴承的设计与校核-3-七、键的选择与校核.-3-八、滚动轴承的选择与校核.-3-九、润滑和密封说明.-3-十、减速器箱体的设计.-3-十一、减速器箱体的附件说明.-3-三、心得体会-3-四、参考文献-3-10-题号

2、运输机工作轴转矩T/(Nm)运输带工作速度v/(m/s)卷筒直径D/mm使用年限18001.2360一、设计题目题目设计带式运输机传动装置、原始数据二、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。三、设计内容设计绘制减速器装配图1张；设计绘制主要零件工作图2-3张;编写设计计算说明书1份。四、方案设计二级齿轮传动采用二级齿轮传动，既能得到较高的效率，也能得到很大的传动比，使结果更加紧凑。该工作机有轻微振动，而V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，故该方案合理。机械设计课程-设计说明书结果、计算和说明计算与说明、电

3、动机的选择1.1确定工作功率已知：运输机工作轴转矩T=1800N-m运输带工作速度v=1.2m/s卷筒直径D=360mmD2T所以，T=F*，F=一,P=Fv2w2X1800N-m12z127=x1.2m/s=12kw0.36m12确定总效率耳总传送带（V带）效率耳=0.951滚动球轴承传动效率（一对）n=0.992闭式齿轮（七级精度）传动效率n=0.983弹性柱销联轴器效率n=0.994传动滚筒效率n=0.965n=nnn弼n=0.858总123451.3电动机的输出功率PdPP=w=13.986kw取P=15kwdned总1.4确定电机选择电动机为Y160M2-2型额定功率P=15kwP=

4、12kwwn=0.858总ed-3-机械设计课程-设计说明书-10-额定转速n=2930r/minm电机效率88.2%二、传动装置总传动比、传动比的分配以及各轴动力参数的确定1确定总传动比i总滚筒轴工作转速n=63.69r/minw兀D总传动比i=46总nw2各级传动比的分配初定V带传动比i=3减速器传动比ii=总=15.323i1分配一级齿轮传动比i二、:'（1.31.4）ii=4.632 削23分配二级齿轮传动比i=3.3133各轴动力参数的确定3.1电机轴一P=P=13.986kw0dn=n=2930r/min0mPT=9550f=45586N-m0n03.2高速轴二P=Pxn=

5、13.287kw101i=46总1 =4.632i=3.313P=13.986kw0n=2930r/min0T=45586N-m0P1=心kwn=0二976.67r/min1i1PT二9550r二129951N-m1 n13.3中间轴三P二Pnn二12.891kw2 123nn二t二210.94r/min2i2PT二9550二587685w2 n23.4低速轴四P二Pnn二12.594kw3 223nn二63.73r/min3i3PT二9550二1887279N-m3n3n=976.67r/min1T1=129951N-mP二12.891kw2n=210.94r/min2T=587685w2P

6、=12.594kw3n=63.73r/min3T二1887279N-m3三、V带的设计1、确定计算功率查表得工作情况系数K=1.1AP=16.5kwcaP二PK二16.5kwcaedA2、选择V带型号根据计算功率和小带轮转速，查图得选B型V带。3确定带轮的基本直径d并验算带速vd3.1初选小带轮的基准直径dd=125mmd1查表取d=125mm>dd1dmin且牛<H(电机中心高H二160mm，符合要求)3.2验算带速v兀dnV=rf-0-60x1000=19.177m/s3.3计算大带轮的基准直径dd2d=ixd=375mm(取d=400mm)d2d1d23.4传动比ii=3.2

7、dd13.5从动轮转速n1ni=915.63r/minv=19.177m/sd=400mmd2i=3.2n1=91563皿4确定中心距和带长Ld4.1根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合公式0.7(d+d)<a<2(d+d)d1d20d1d2a=700mm0即367.5mm<a<1050mm取a=700mm004.2计算相应的带长Ld0L=2a+(d+d)+rft上沁2252mmd002d1d24a0L=2300mmd查图取带的基准长度L=2300mmd4.3计算中心距a及其变动范围a=724mmL-L+ddo=724mm2中心距调整范围a=a一0.015L

8、=689.5mmminda=a+0.03L=793mmmaxd中心距变化范围689.5mm793mm5验算小带轮包角a1573°aq180°-(d-d)=158°>120°a1=158°1d2d1a6确定V带根数z6.1查表，利用线性插值法求n=2930r/min,d=125mm时的额定功0d1率P0值。P=3.10kw0P=3.10kw06.2根据n=2930r/min，i=3和B型带，查表得0AP=0.90kwAP=0.90kwK=0.95aK=1.01L6.3由表查得包角系数K=0.95a带长修正系数K=1.01L6.4计算V带根数

9、ZP=(P+AP)KK=3.838kwr00aLPz=ca=4.299r取4根7计算单根V带初拉力F0B型带的单位长度质量q=0.170kg/mF=500斗产+qv2=238naF二238N08计算轴压力FpF二1896NpF=2zFsin1=1869Npo2确定带轮的结构尺寸选用B型普通V带4根，带基准长度2300m小带轮基准直径d二125mm采用实心式结构d1大带轮基准直径d=400mm采用孔板式结构d2中心距控制在a二689.5mm793mm单根带初拉力F二238N0四、高速级齿轮的传动选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用直齿圆柱齿轮1.2带式运输机为工作机，速度不高，故选用7级

10、精度（GB10095-88）1.3材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS1.4选小齿轮齿数Z二30，大齿轮齿数Z二139，122. 按齿面接触疲劳强度计算设计由设计计算公式d>It.2KTi+1ZZZZ、心-(-H汁羊)2申iQdH2.1确定公式内的各计算数值2.1.1试选载荷系数K=1.2Ht2.1.2计算小齿轮传递的转矩T二129951N-m12.1.3查表取齿宽系数Q二0.8d2.1.4由图得区域系数Z二2.45H2.1.5查表取材料的弹性影响系数Z二189.8MPa2E2.1.6计算接触疲劳强度重合度系数Zg12端

11、面重合度g二1.88-3.2(+)-cosP二1.708azz12纵向重合度L-0.318*ztanB二2.028pd1P=0.643ga重合度系数Z=,，4-3ga（1-gp）+2.1.7计算接触疲劳许用应力b丿H查图，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b二560MPaHlim1大齿轮的接触疲劳强度极限b二480MPaHlim2取接触疲劳寿命系数K二0.90,K二0.95HN1HN2取失效概率为1%，安全系数S=1b=HN1，bHIim1=403.2MPaH1Sb=-hn2hlim2=364.8MPaH2S取b，b中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力H1H2即b=b=364.8MPa

12、HH22.1.8螺旋角系数Z=Jcos0二0.9892.2试算小齿轮分度圆直径,'2KTi+1ZZZZd>3Hrf-(he-0)2=87.33mmit3申iQ耳dH2.2.1调整小齿轮分度圆直径2.2.2计算圆周速度v兀dnv=11-60xlOOO=4.461m/s2.2.3计算齿宽bb=9-d=69.86mmd1t2.2.5计算实际载荷系数K口H使用系数K=1.25，动载系数K=1.14，Av齿轮的圆周力F=2T/d=2976N，KF/b=53.25N/mm<100N/mmt111tAt1得齿间载荷分配系数K=1.2Ha得齿向载荷分布系数J=1.290即实际载荷系数K=K

13、KKK=2.573HAVHaH02.2.6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得1khd=d3=86.744mm1叭KHt2.2.7确定相应的模数mndcos0=2.8283、按齿根弯曲强度计算试算齿轮模数mnt：2KTYYcos20Y-Y>3,Ft1g0-(FaSa)巾9z2Qd1F3.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.3Ft计算螺旋角系数Y=1-g丄=0.797PP120。计算重合度系数YgP=arctan(tanPcosa)=11.267。btg=g/cos2P=1.776avabY=0.25+0.75/g=0.672gav计算FalaQF由当量齿数z=z/cos2P=

14、31.80,z=z/cos2P=147.36v11v22查图得齿形系数Y=2.52,Y=2.18Fa1Fa2由图得应力修正系数Y=1.63，Y=1.82Sa1Sa23.1.1查图得弯曲疲劳强度极限小齿轮b=460MPaFlim1大齿轮b=320MPaFlim23.1.2由图查得弯曲疲劳寿命系数小齿轮K=0.82FN1大齿轮K=0.85FN23.1.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式计算Kbb十=269.43MPa1SKbb=FN2Flim2=194.28MP。F2SYY3.1.7齿轮的Tf并加以比较bFFa1Sal=0.01520F1YYFa2Sa2=0.0204bF2

15、（大齿轮数值较大）Yy故取十册二0.0204bF3.2试算齿轮模数2KTYYC0S2卩.（）=1.70FaSabF3.3调整齿轮模数3.3.1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd=m/cosB=52.00mm1nt兀dn=2.666m/si一60x1000齿宽bb=9d=41.6mmd1齿高h及宽高比b/hh=（2h*+c*）m=3.83mm，b/h=10.86annt3.3.2计算实际载荷系数kF由图查得动载系数K=1.05V由F=2T/d=4.99x103Nt111KF/b=149.51>100N/mmAt1查表的齿间载荷分配系数K=1.2Fa查表得齿向载荷分布系数K°

16、=1.523H0查图得齿向载荷分布系数K°=1.52F0则载荷系数K=KKKK=2.394FAVFaF03.3.3按实际载荷系数算得的齿轮模数Kcccm=m3.f=2.08mmnnt3K1Ft由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法n面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=2mm，为了同时满n足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度得出的分度圆直径d=91.70mm来计算小1齿轮的齿数，即z=dcos0/m=44.85，取z=45，则z=iz=168。”214、几何尺寸的计算4.1中心距a=与册=258.65mm4.2中心距修正螺旋角(z+z)m0=arc

17、cos12n=13.33。2a4.3计算小齿轮和大齿轮的分度圆直径d=1n=92.49mm1cos0d=427.52mm2cos04.4计算齿轮宽度b=9d=73.99mmd1取b=74mm，b=80mm21中心距修正螺旋角0二11.478。,d=53.06mm，id=246.94mm2b=42.25mm取b=49mm，b=72mm12五、低速级齿轮的传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用直齿圆柱齿轮1.2带式运输机为工作机，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）1.3材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS

18、1.4选小齿轮齿数Z二20，大齿轮齿数Z二67342.按齿面接触疲劳强度计算设计由设计计算公式、2KTi+1ZZZZd>3H-(13申IQ'dH2.1确定公式内的各计算数值2.1.1试选载荷系数K=1.2Ht2.1.2计算小齿轮传递的转矩T=587.685kw22.1.3查表取齿宽系数Q二0.8d2.1.4由图得区域系数Z二2.45H2.1.5查表取材料的弹性影响系数Z二189.8MPa2E2.1.6计算接触疲劳强度重合度系数Zg12端面重合度g二1.88-3.2(+)-cosP二1.64azz12纵向重合度L-0.318*ztanB二2.028pd1重合度系数Zg=：'

19、空3J(1-gJ+gp=0.654a2.1.7计算接触疲劳许用应力宙H查图，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b二560MPaHliml大齿轮的接触疲劳强度极限b二480MPaHlim2取接触疲劳寿命系数K二0.90,K二0.95HN1HN2取失效概率为1%，安全系数S=1b=HN1HIim1=403.2MPaH1Sb=-hn2hiim2=364.8MPaH2S取b，b中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力H1H2即b=b=364.8MPaHH22.1.8螺旋角系数Z=Jcos0=0.9892.2试算小齿轮分度圆直径J2KTi+1ZZZZd>3Hrf-(h0)2=115.67mm1

20、3申ib甲dH2.2.1调整小齿轮分度圆直径2.2.2计算圆周速度vv=11=1.278m/s60x10002.2.3计算齿宽bb=p-d=92.54mmd1t2.2.5计算实际载荷系数K口H使用系数K=1.25，动载系数K=1.14，AV齿轮的圆周力F=2T/d=10.09x103N，KAFt1/b=136.3N/mmt111t得齿间载荷分配系数K=1.2Ha得齿向载荷分布系数K°=1.296H0即实际载荷系数K=KKKK=2.216HAVHaHP2.2.6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d=d3=141.911mm1吐K1Ht2.2.7确定相应的模数mndcosP=7.0

21、94、按齿根弯曲强度计算试算齿轮模数：2KTYYcos2PY-Ymnt>家Ft1gp-(FaSa)勺申z2Q1d1F3.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.3Ft计算螺旋角系数Y=1-g丄=0.797PP120。计算重合度系数YgP=arctan(tanPcosa)=11.267°btg=g/cos2P=1.776avabY=0.25+0.75/g=0.672gav计算Jala9F由当量齿数z=z/cos2P=21.20，z=z/cos2P=71.03v11v22查图得齿形系数Y=2.76，Y=2.24Fa1Fa2由图得应力修正系数Y=1.63，Y=1.82Sa1Sa2

22、3.1.1查图得弯曲疲劳强度极限小齿轮b二460MPaFlim1大齿轮b二320MPaFlim23.1.2由图查得弯曲疲劳寿命系数小齿轮K二0.82FN1大齿轮K二0.85FN23.1.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式计算Kbb=FN1Flim1=269.43MPaf1SKbbL2Flim2=194.28MPaF2SYY3.1.7齿轮的-Ff并加以比较bF1;F二0.0167Fa2Sa2=0.0210bF2(大齿轮数值较大)YY故取二0.0210bF3.2试算齿轮模数：2KTYYcos2卩Y-YmntFaSabFF-1-(FaSa)=3.723.3调整齿轮模数3.3.

23、1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd=m/cosB=75.86mm1ntv=住=0.838m/s60xlOOO齿宽bb=9d=60.69mmd1齿高h及宽高比b/hh=(2h*+c*)m=8.37mmanntb/h=7.253.3.2计算实际载荷系数KF由图查得动载系数K=1.05V由F=2T/d=15.39x103Ntl11KF/b=316.89N/mm>100N/mmAt1查表的齿间载荷分配系数K=1.2Fa查表得齿向载荷分布系数K°=1.523H0查图得齿向载荷分布系数K°=1.52F0则载荷系数K=KKKK=2.394FAVFaFP3.3.3按实际载荷系

24、数算得的齿轮模数mn=4.56mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法n面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=4mm，为了同时满n足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度得出的分度圆直径d=85.88mm来计算小1齿轮的齿数，即z=dcosP/m=28，取z=30,则z=iz=97。11n1214、几何尺寸的计算4.1中心距(z+z)ma=12n2cosB=194.76mm4.2中心距修正螺旋角(z+z)m1233OB=arccosi2n=12.33°2a4.3计算小齿轮和大齿轮的分度圆直径d=92.12mm1cosB7md=r=297.87mm2c

25、osB4.4计算齿轮宽度b=9d=73.70mmd1取b=74mm，b=80mm21中心距修正螺旋角B=12.035。，d=81.80mm，d=282.2mm12b=6544mm取b=72mm，b=66mm12六、轴系结构的设计以及键和轴承的设计与校核(1)轴的材料选择和最小直径估算：p初选轴的材料为45钢，调质处理。d=A3:。有课本表15-3确定:min0中n高速轴A=126，中间轴A=120，低速轴A=112。010203高速轴:Id'=A'-1=30.08mm，1min01ynV1因高速轴最小直径处安装大带轮,设有一个键槽，则：d=d'(1+7%)=32.18m

26、m，取标准值d=40mmo1min1min1minP中间轴：d=A3T=47.27mm，因中间轴最小直径处安装滚动轴承,2min023n2取为标准值d=56mm。2min低速轴：d'=A=65.24mm，考虑联轴器，则：3min03vn中3d=d'(1+7%)=69.80mm，取为联轴器的孔径，d=86mm。3min3min3min(2)轴的结构设计：1) 高速轴的结构设计： 各轴段直径的确定：d:最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d=d=40mm11 111mind:滚动轴承处轴段，d=45mm。深沟球轴承选取620912 12d:过渡轴段，根据安装装配关系，d=50mm13

27、14d:轴环，根据齿轮轴向定位要求，d=56mm14 14d15：高速及小齿轮段，对=50mmd、滚动轴承处轴段，d=d=45mm161613齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，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。 各轴段长度的确定：L:由大带轮L=(1.52)d=6080mm，取L=80mm。111111L:由箱体结构、轴承端盖、滚动轴承、挡油盘、装配关系等确定,12L=115mm。12L:由及装配关系等确定，L=102mm。13 13L:由装配关系、箱体结构等确定，L=6mm。14 14L:由高速级小齿轮宽度b=49mm确定，L=75mm。15 115L

28、:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L=54mm。16 16图1高速轴§C）三CJL111.12L15LK2）中间轴的结构设计： 各轴段直径的确定：d:最小直径，滚动轴承处轴段，d=d=56mm，深沟球轴承选取21 212min6211。d:低速级小齿轮轴段，d=60mm。22 22d:轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23二7加加。23 23d:高速级大齿轮轴段，d=60mm。24 24d:滚动轴承处轴段，d二d二56mm。25 2521 各轴段长度的确定：L:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L=58mm。2121L:由低速级小齿轮的毂孔宽度b=72mm确定，L=107mm。2

29、2322L:轴环宽度，L11mm。23 23L:由高速级大齿轮的毂孔宽度b二72mm确定，L=70mm。24 224L:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L二59mm。25 25图2中间轴3）低速轴的结构设计:各轴段直径的确定:d:滚动轴承处轴段，d=90mm。滚动轴承选取621831 31d:低速级大齿轮轴段，d二96mm。32 32d:轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d二114mm。33 33d:过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d二96mm。34 34d:滚动轴承处轴段，d二d二90mm。35 3531d: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36采用毡圈密封)，安装联

30、轴器的外伸轴段，d二d二86mm。363min各轴段长度的确定：L:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定，L=71mmo31 31L:由低速级大齿轮的毂孔宽b=66mm确定，L=101mmo32 432L:轴环宽度，L13mmo33 33L:由装配关系、箱体结构等确定，L二40mmo34 34L:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L二140mmo35 35L:由箱体结构、轴承端盖、装配关系，联轴器的毂孔宽确定等确定,36L二80mmo36图3低速轴(3)轴的校核45优质碳素结构钢，经调质处理，查得材料的力学性能数据为:b=650MPa，宙=98MPa，c=59MPab0b-1b1）校核高速轴 齿

31、轮上的作用力齿轮一的作用力2T圆周力F二1二2810Nt1d1（与力作用点圆周速度方向相反）径向力F二Ftana二1023Nr1t1n（其方向指向轮一的转动中心）F法向力为F二二2990Nn1COSan 轴承上的支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的6209轴承，可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为a=14mm支点跨距L=305mm齿轮作用点C到左支点A的距离为，L=85mm1齿轮作用点C到右支点B的距离为，L二200mm2FalJft1匸斗/ra>a图4（a）受力简图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据

32、中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的受力分析简图见图4（a）FL水平面上的支反力F二=2044NRAHL+L12FLF=好丄二766NRBH12BXI/垂直面上的支反力-Fd+FLF=一吐2口=204NRBVL+L12r<FqIdFr1、FrtivFrbhB图4(c)垂直面的受力图画弯矩图剖面C处弯矩：水平面上弯矩M=FL=122.64N-mClRAH1d垂直面上弯矩M（右）=FL+Fi=236.84N-mC2RBV2al2dM（左）=FL-Fi=233.60NmC2RAV1al2合成弯矩M（右）=；=365.67N-mCFC

33、lC2（右）M（左）=j=263.01N-mCClC2（左）I;IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIII;51441图4（d）合成弯矩图和转矩图 画转矩图（如图4d）T1二129951N-m 计算当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，a=Q/Q，则a=59/98=0.602-1b0b剖面C处当量弯矩M'（右）=M2+（aT）2二77970N-mcC右1M（左）=；M2+（aT）2二77492N-mcc左1 判断危险剖面并验算强度I、剖面C（右）处当量弯矩最大Q=Mc'（右）<Q=59MPae0.1d3-1bII、剖面直径最小处可能为危险剖面，危险剖面当量弯矩M&#

34、39;二aT二77970N-m1M'o=<a=59MPae0.1d3-1b2）校核中间轴 齿轮2上的作用力圆周力F=F=2810N12t1径向力F=F=1023Nr2r1轴向力F=F=2990Na2a1 齿轮3上的作用力2T圆周力F=2=12759Nt3d3（与力作用点圆周速度方向相反）径向力F=Ftana=4644Nr313n（其方向指向轮一的转动中心）法向力为F=二二13578Nn3COSan 轴承上的支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距，取L=290m大齿轮作用点C到左支点A的距离为，取L=100mm1两齿轮间L=105mm2低速级小齿轮作用点D到右支点B的

35、距离为L3=85mmII、受力分析/Fr2LC*Fd2F3Ft3=5581N图5（a）受力简图水平面上的支反力FRAHFRBHF(L+L)+FL4252N2+t2_1=4252NAB0LFi3JL+L+L123FrahFrbhB垂直面上的支反力FRAV与-F2(L2+L3)=444NFF(L+L)-(FL+Fr312r21,d)二492N23RBV图5(c)垂直面的受力和弯矩图画弯矩图垂直面上弯矩ddM(左)二一FL+F3+F2二83.7N-mC2RAV1a32a22M(右)二F(L+L)+F幺+F匕)-FL=26.2N-mC2RBV23a32a22r32剖面D处弯矩：水平面上弯矩M=FL=2

36、83N-mD1RBH3垂直面上弯矩ddM(右)=FL+F3+F2=35.56N-mD2RBV3a32a22ddM(左)=F(L+L)+FL-F3-F2=146.11N-mD2RAV12r22a32a22合成弯矩M（左）='：M2+M2二215.5N-mC“C1C2（左）M（右）:'M2+M2二192.7N-mCC1C2（右）M（左）二275.9N-mDD1D2（左）M（右）二.M2+M2二307.9N-mDD1D2（右）DII丨丨丨丨丨丨I丨丨逍749I图5(d)合成弯矩图和转矩图一D 画转矩图(如图5d)T1二129951N-m 计算当量弯矩剖面D处当量弯矩M=：M2+仏T)

37、2二304.6N-mDD右2 判断危险剖面并验算强度I、剖面D(右)处当量弯矩最大=54.4<59MPaII、剖面直径最小处可能为危险剖面，由线性关系剖面直径最小轴段M二5.92MPa当量弯矩M'二;M2+(aT)2max*max2bxb二59MPae-1b3) 校核低速轴齿轮4上的作用力圆周力F=F=12759N1413径向力F二F二4644Nr4r3轴向力F=F=13578Na4a3轴承上的支反力I、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距，取L二293mm齿轮作用点C到左支点A的距离为，取L=183mm齿轮作用点C到右支点B的距离为，取L2二110mmII、受力分析图6(

38、a)受力简图Fr47L2卫水平面上的支反力FLF=5889NRAH12FF=匚=9610NRbH12个讯B垂直面上的支反力FRAVFL-Fd4-丄2a±=405NFRBV二4030.8N画弯矩图剖面C处弯矩:水平面上弯矩MC1rah1L=1088N-m个F4Frov0lu%l刑v垂直面上弯矩M（z）=FL+Fd4=682N-mC2RAV1a42dM（右y）=FL-F_4=-105.2N-mC2RBV2a42合成弯矩M（左）=；M2+M2=1280N-mC'C1C2（左）M（右）=；'M2+M2=206N-mCC1C2（右）BB图6(d)合成弯矩图和转矩图 画转矩图(如

39、图6d)T3二1887279Nm 计算当量弯矩剖面C处最大合成弯矩计算当量弯矩M'=；M2+(«T)2二367.5N-mC左3 判断危险剖面并验算强度I、剖面C(左)处当量弯矩最大b=蓉=52.45<59MPaeWII、剖面直径最小处可能为危险剖面，危险剖面当量弯矩b二32.4MPa<Q二59MPae-1b七、(1) 选择A型普通键b=100120MPa(2) 各轴上的键的设计与校核1) 高速轴上键的设计与校核由d=40mm，选bxhxL二10x4x46规格键键的工作长度心L-b二34mm接触高度K二0.5h二2mm2Tx103=51.03MPa<okid1

40、1所以键的联接强度足够1)中间轴上键的设计与校核由d=60mm，选bxhxL二10x8x50规格键22由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短键即可键的工作长度l=L-b=40mm接触高度K=0.5h=4mm2Tx103二52.69MPa<okid22所以键的联接强度足够1)低速轴上键的设计与校核由d=96mm,L二101mm选bXhXL=16X10X70规格键3232由d二86mm,L二80mm选bXhXL=12X8X70规格键3636第一个键的工作长度l=L-b=54mm接触高度K1=0.5h=5mm2Tx103o二t二4723MPa<o1 kid1 132第二个键

41、的工作长度l=L-b=58mm接触高度K1=0.5h=4mm2Tx103o二74.21MPa<o2 kid2 237所以键的联接强度足够八、滚动轴承的选择与校核(1) 滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承，根据高速轴选用6209,中间轴选6211轴承，由低速轴尺寸选用6218轴承(2) 滚动轴承的校核1)高速轴的轴承计算已知n二976.67r/min,两轴承径向反力：F二1023N根据表13-5,X=11 r1根据表13-6,fp=1.01.2，有轻微冲击，则取fp=1.1。当量动载荷P=f（XF+YF）=pra计算轴承6209C的寿命：额定寿命T=2x8x300x5h

42、=24000h查表得C=31500N106（CL=丄-C=2.46x105h>24000h故可以选用h60nIP丿2）中间轴的轴承计算已知n=210.94r/min,两轴承径向反力：F二1023N，F=4644N；2 r2r3P=f（XF+YF）=1524Npra计算轴承6211的寿命106（c¥L=89989h>24000hh60nIP丿故可以选用3）中间轴的轴承计算已知n=63.73r/min,两轴承径向反力：F=4644N3r4P=f（XF+YF）=1675Npra计算轴承6218的寿命查表得C=71500N106（c¥L=1.344x106h>24000hh60nIP丿故可以选用九、润滑和密封说明1、润滑说明因为滚动轴承速度较低，所以轴承采用稠密度较小的润滑脂,填入量为轴承空隙的1/2.齿轮侵入有的深度为一个齿高。5、密封说明防止外界灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂漏失，轴承的密封装置用“挡油盘”在运转过程中，所有连接面