机械设计课程设计计算说明书(二级展开式圆柱齿轮减速器)

目录设计任务书电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算传动件设计与计算高速轴的设计与计算中间轴的设计与计算低速轴的设计与计算键的选择以及校核轴承的校核十、 润滑方式及密封方式的选择十一、设计总结十二、参考资料计算项目及过程计算结果

、设计任务书设计带式运输机传动装置（简图如下）1——电动机2——联轴器3——二级圆柱齿轮减速器4——联轴器原始数据:数据编号4数据编号4钢绳拉力F/kN15钢绳速度v/（m/min）10卷筒直径D/mm380FN=15KNv=10m/minD=380mm.工作条件：间歇工作，每班工作不超过15%每次工彳不超过10min,满载启动，工作中有中等震动，两班制工作，钢绳速度允许误差土 5,设计寿命10年。.加工条件：生产20台，中等规模机械厂，可加工7-8级齿轮。.设计工作量：（1）减速器的装配图人一张（2）零件图入二张。（3）设计说明书1份（打印）。电动机的选择

.传动装置总体设计方案本组设计数据:第四数据：钢绳拉力F/N15M103钢绳速度(m/min)10卷筒直径D/mm380。.外传动机构为联轴器传动。.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。.电动机选择电力，三相交流电，电压380/220V;所选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。(1)电动机容量的选择n1-每对开式齿轮传动效率：0.957—每对轴承传动效率：0.99%—每对斜齿圆柱齿轮的传动效率：0.98”4—每个联轴器的传动效率：0.99,一卷筒的传动效率：0.96“总：电机至工作机之间的传动装置的总效率“总=7”25Mn32M\2”w=0.95M0.995M0.982父0.992父0.96=0.834卷筒所需输入功率Pw：=2.6kw总=0.834fFv1510=2.6kw总=0.834Pw= = 1000w10000.9660电动机的实际输出功率Pd:P额=P额=3kw8.38r/minnm=1420r/min□d=Pw=2.6=2.99kw”总0.834额定功率嗑=(1~1.3)Pd=(1~1.3产2.99=2.99~3.89kw取Pa=3kw2.确定电机转速：由公式Vw=n.D得输送带卷筒的转速 Vw=皿则601000 601000601000v

nw= 二D_60100010-3.1438060=8.38r.min查资料［1］表2-1推荐的传动比合理范围二级展开式圆柱齿轮传动比在(8〜40)之间,开式齿轮传动比(3〜5),故总传动比的范围为(24〜200)。电动机转速可选的范围为：n电=i总nw=(24〜200)父8.38=(201.12〜1676)r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500(3)电动机的型号确定根据同步车$速查表，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、和开式齿轮、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩取大转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.2Y132S-639602.02.0确定电动机型号为Y100L2-4,其满载转速nm=1420r/min三、计算传动装置的运动和动力参数.计算总传动比有电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可确定传动装置应有的传动比总传动比：i-nm=1420=169.45

心nw8.38.合理分配各级传动比一直圆柱齿轮传动比范围为3~5,所以开式齿轮传动比i开=5

分配传动比：取i开=5,则i减=!£=16竺5=33.89

i开51高=J(1.3〜1.5)i减1高=J(1.3〜1.5)i减取i高=6.7 贝打低='=3389=5.1i高 6.7注：i开为开式齿轮的传动比，i减为减速器的传动比,传动比3.各轴转速，输出功率，出入转矩，转速计算 。①电动机转速 n0=1420r/mini总=169.45i高=6.7i高为高速级传动比，i低为低速级i低=5.1高转速In1=n0=1420r/min中间轴H血=n1J420=211.94r/mini高6.7低;速轴田 n3=n2=211.94=41.48r/mini低 5.1卷筒轴IV n4=nw=8.38r/min②电动机额定功率上面已求得Pgj-3kw高转速I P1 =pd42 3 =2.990.99 0.99 0.98 = 2.87kw中间轴H p2 322 =2.870.982 0.99=2.73kw以此类推低速轴m p3 =2.52kw卷筒轴IV p4 =2.42kw③电动机转轴95503T0一 -20.18Nm14209550p195502.87局转速IT1-- 19.30Nmn11420以此类推中间轴H9550p295502.73T2 2= =123Nmn2211.94低速轴m,9550P3T3一95502.52- -580.2Nmn341.48n1=1420r/minn2=211.94r/minn3=41.48r/minn4=8.38r/minp1=2.87kwp2=2.73p3=2.52kwp4=2.42kwT1=19.30N|_|m卷筒轴IV9550p4T4二山95502.428.3=2784.5Nm项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速(r/min9441.488.38功率（kW）32.872.732.522.42转矩(N•m)20.1819.3123.580.22784.5T2=123N1mT3=580.2N1mT4=2784.5N_m四、传动件设计计算I斜齿圆柱齿轮计算A.高速级斜齿圆柱齿轮的计算.选择材料热处理方式和公差等级小齿轮选用40Cr,调质热处理，齿面硬度达到250HBs大齿轮选用45钢，调质热处理，齿面硬度达到220HBS因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为:3.2；2[-3.2；2[-H])KTi(i1)

4di①齿轮传递转矩为T1=19.3M103Nmm②由《机械设计基础》（522）可以查出载荷系数，因工作中有中等冲击，故载荷系数k=1.5③由《机械设计基础》（p123）表7-8查得Q=1④由《机械设计基础》（P123）表7-7查得材料弹性系数 z名=189.8⑤初选压力角P=15°⑥齿数比i高=6.7⑦初选齿数Z〔=25,WJZ2=i1Mzi=6.7父25=167.5取Z2=168Z1=25Z2=168⑧由《机械设计基础》（p119）Z1=25Z2=168⑨许用接触盈利可用以下公式计算

ZN"-'Hlim［二］H二 二HN=60142012502815%10=5.1108MAiMAi15.1108=7.631076.7由图7-24查得寿命系数zN1=1zN2=1由表7-5去安全系数SH=1.01Zn1；-Hlim1［二Zn1；-Hlim1［二H1］：Sh1680 640Mpa1［；:H1］=640Mpa15501 =550Mpa［-H2］=550Mpad1t15501 =550Mpa［-H2］=550Mpad1t=3(3.2Ze)KT2KT(i1)

7d=3(33.2189.8)21.519.310(6.71)""6406.7=32.16mmZn2"-'Hlim1［二H2］：Sh取2h21=632.07Mpa出算小齿轮的分度圆直径d〔t得⑩确定模数d1cosd1cos:32.16c0S1*1.24mm25m=2mm中心距mn(Z1Z2) 2(25168)2COS1 2cos15o=198.87mm取整,a=200mm则螺旋角-rcosmn(Z1Zm=2mm中心距mn(Z1Z2) 2(25168)2COS1 2cos15o=198.87mm取整,a=200mm则螺旋角-rcosmn(Z1Z2)=arcos2(25168)=15.2。B=15.22a2200d1mnZ1

cos:225 o=52mm (d1之32.16mm,合理)cos15.2d2mnZ2cos:2168346.4mmcos15.20齿宽b=d1=152=52mmb1=b2(5~10)mm取b1=60mmbi=60mmb2=52mm3.齿根许用疲劳强度条件为1.6KT1cos-

bm：21YfYs由《机械制造基础》（p106）表7-2取m=2mm2.确定几何尺寸

①K1,T1,mn和Z同前②齿宽b=b2=52mm③由《机械设计基础》(P124)表7-9查得：YF1=2.65Yf2=2.1YYF1=2.65Yf2=2.1YS1=1.59Ys2=1.8应力修正系数为YS1=1.59YS2=1.8④由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限二Fiim1=220Mpa二Fim2=180Mpa⑤需用弯曲应力 [%]=K'limSF⑥由图7-26查得寿命系数YN1=YN2=1⑦由表7-5可以查出安全系数Sf=1.35[仃F1]=162.96Mpa[仃F2]=133.33MpaTOC\o"1-5"\h\z[仃F1]=162.96Mpa[仃F2]=133.33Mpa[、-F1] 162.96MpaSf1.35YN2；「Flim2 1180[]=N2Flm2 133.33MpaSf 1.351.6KTcos- 1.51.619.3103cos15.2O；「F1 2 2 2.651.59=32Mpa二[二F1]bm2乙 522225YF2YS2；、2-；F1 =31Mpa”二F2]4.YfiYsi4.计算齿轮的几何尺寸分度圆直径d1=1ml-Z1= 2—oM25=52mmcos- cos15.2d1=52mmd2=^77筌2=——2~;父d1=52mmd2=346.4mmd2=346.4mm* *da1=56mmda=350.4mma2df=47mmf1dda1=56mmda=350.4mma2df=47mmf1df=341.4mmf2齿顶高 ha=mn=2mm齿顶圆直径da1^d12ha=5222=56mmda2=d22ha=346.422350.4mm

齿根圆直径df1=d1-2hf=52-22.5=47mmdf2=d2-2hf=346.4-22.5=341.4mmB.低速级斜齿圆柱齿轮的计算.选择材料，热处理方式和公差等级大齿轮选用45钢，正火处理，齿面坚硬度为240HBS小齿轮选用45钢，调制处理，齿面坚硬度为220HBs选用8级精度.初步计算传动的主要尺寸。因为是软齿面闭式传动，故按齿数面接触疲劳强度计算。其设计公式为5（产；产（计“:[二h]di小齿轮传递转矩为T3=123.01Ml03N|_mm由机械设计基础（电2）可以查出载荷系数，因工作中有中等级冲击，故载荷系数k=1.5由机械设计基础（电3）表7-7查得中d=1由机械设计基础（电3）表7-7查得材料弹性系数ZE=189.8⑤初选压力角为1=15°⑥齿数比i低=5.1初选齿数Z3=22则Z4=5、3=5.1父22=112.2取Z4=112Z1=22Z2=112⑧由机械设计基础（P,19）Z1=22Z2=112N=60njLn=60211.9412502815%10=7.63107N3 7.63107 7N41.510N4i低 5.1由表7-24查得寿命系数Zn3=1 Zn4=1由表7-5取安全系数Sh=1.0则小齿轮许用接触应力为

2.ZN3；「Hlim 1580N3Him 580MpaSh 1ZN42.ZN3；「Hlim 1580N3Him 580MpaSh 1ZN4二Hlim1 540[1H4] 540MpaSh 1初算小齿轮的分度圆直径得, ,3.2Ze、2KT(i1)，@2189.821.5123.01103(5.11)dt.3( E)2 3( )2 62.4mm；[入]di 580 5.1d3cos： 62.4cos15o⑩确止模数mn=— = =2.74Z1 22由机械设计基础(耳06)表7-2取m=3mm确定几何尺寸中心距a=m(Z3乙)=3(22112)=207mm2cos: 2cos15o则螺旋角「arcosmn(Z3Z4)=arcos3(22112)=152a 2207d3mnZ3cos:322

cos15o二68mmd4mnZ4cos:3112

cos15o=346mm[二H3]=580Mpa[二H4]=540Mpam=3mm齿宽b4=dd3=168=68mmb3=74mmbb3=74mmb4-68mm3.齿根疲劳弯曲强度条件为 ％1.6KT2cos0丫「看bmnZ3①KT,mn同前②齿宽b=b4=68mm③由机械设计基础(电4)表7-9查得齿形系数Yf3=2.75,Yf4=2.1应力修正系数Ys3=1.58,Ys4=1.8④由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲Fiim3=180Mpa,\iim4=160Mpa

⑤许用弯曲应力[二尸厂丫/.Sf⑥由图7-25查得寿命系数Yn3=Yn2=1由表7-5可以查出安全系数Sf=1.35故:「二F3]二「二F4]=YN30Flim3

SfYn4二Flim4SF11801.3511601.35=133.3Mpa=118.5Mpa「二F3]二「二F4]=YN30Flim3

SfYn4二Flim4SF11801.3511601.35=133.3Mpa=118.5Mpa[仃F3]=133.33Mpa[aF4]=118.5Mpa1.6KTcos1.51.6123.01103cosl5o、-F3二bm2Z36832222.751.58=92.03Mpa“；—]二F4=[二F3]*=92.03 2」「8YF3YS32.751.58=74.5Mpa"；』]4.计算齿轮的几何尺寸分度圆d3=68mmd4=346mm齿顶高*

ha=hamln=13=3mmd3=68mmd4=346mmda=74mma3d=352mma4df=60.5mmf3d%=338.5mm4全齿高h=hahf=33.75=6.75mm齿顶圆直径da3=d32ha=686=74mm齿根圆直径da4=d齿根圆直径da4=d42ha=3466=352mmdf3=d3-2hf=68-23.75=60.5mmdf4=d4-2hf=335.71-23.75=338.5中心距a=207mm中心距a=207mmZ5Z5-20Z6=100.选定齿轮类型精度等级，材料及齿数。①按传动设计的方案选用直齿圆柱齿轮传动②卷扬机一般工作机，速度不高可以选用8级精度③材料选择大齿轮用45钢硬度240HBS,小齿轮材料为40Cr,并经调质处理及表面淬火选择齿数Z5=20大齿轮选择Z6=Z5黑5=100④小齿轮。川而5=640Mpa大齿轮仃川而6=550Mpa.由资料计算应力循环次数N5=60n3pLh=6041.482508215%10=1.49107N6=N5=2.98106

3.计算弯曲疲劳许用应力由图7-24可查出接触疲劳强度寿命系数Zn=1由7-5表可查出接触疲劳安全系数为13.计算弯曲疲劳许用应力由图7-24可查出接触疲劳强度寿命系数Zn=1由7-5表可查出接触疲劳安全系数为1即SH=1Zni；「Hiimi 1640[ctH5]= = =640MpaSh 1Zn20Hlm1 1550[入61a H= =550MpaSh 1由图7-25可查出试验齿轮的齿根弯曲强度aFlim.二Flm5=250Mpa二口叫=190Mpa齿轮的齿根弯曲疲劳许用应力计算公式为 HF]MYN'limsf由表7-25可查出弯曲疲劳寿命系数Yn=1由7-5查弯曲疲劳强度安全系数SF=1.31230[二F5]= =176.92Mpa1.31190[二F6] -146.15Mpa1.3取载荷系数k=1.5查得齿形系数级应力校正系数Yf5=2.81工6=2.81 Ys5=1.56%6=1.804.计算大小齿轮的YYS并比较[%]Yf5Ys5_2.811.56[二F5]一176.92=0.0248YF6YS6[、6]2.811.80146.15=0.0346[二H5]=640Mpa[-,H6]=550Mpa[仃F5]=176.92Mpa[仃F6]=146.15Mpam=5.5mmYfYs<YfYs故大齿轮大[:5][:6]m=5.5mm.由于两轴承对称布置，故齿宽系数中d=1由表7-7可查出Ze=189.8

2KT3Yf5Y5 '2x1.5x580.18x103x2.81x1.56m>31-7--i之: 2 走5.5mm；dZ5LFI\ 0.420162.5.几何尺寸计算d5=Z5m=205.5=110mmd6=Z6m=1005.5=550mmda5=mZ52=5.5202=121mmd5=110mmd6=550mmda=121mma5dd5=110mmd6=550mmda=121mma5da6=561mmdf5 =96.3mmdf=f6536.4mmdf5=mZ5-2.5=5.520-2.5=96.3mm720600二360mmd%=mZ6720600二360mm斜齿圆柱齿轮上作用计算.高速轴齿轮传动的作用力①已知条件高速轴传递的转矩T1=19.3M103Nmm转速n〔=1420r/minFt1=742.3NFr=270.2NrFt1=742.3NFr=270.2Nr1Fa=198.9Na1Fn1=818.6N小齿轮分度圆直齿直径d1=52mm②齿轮1的作用力3圆周力为Ft1=2T1=219.310=742.3Nd1 52径向力为Fr1=Ft1坦号=270.2Ncos-轴向力为Fa〔三Ft1tanB=742.3tan15.2o=198.9Na1 t1法向力为Fn1二一% — 742a——O=818.6Ncosjcos-cos20cos15.2③齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。.低速轴齿轮传动的作用①已知条件中间轴传递的转矩丁2=123.01乂10%mm转速n2=211.94r/min低速Ft3-3618NFr3-1363NFa3=970NFt3-3618NFr3-1363NFa3=970NFn3-3986N低速级的小齿轮为右旋大齿轮左旋。小齿轮的分度圆直径 d3=68mm

②圆周力Ft3=2T2上123叱03=3618NTOC\o"1-5"\h\zd3 68o径向力为Frs=Ft3tan[=3618tan20o=1363Ncos: cos15轴向力为Fa3=Ft3tan'=3618tan15o=970NFt3 3618法向力为Fn3t3一=oo=3986Ncos：cos1cos20cos15③齿轮4的作用从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。五、高速轴的设计与计算.材料的选择因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，45钢调质处理。硬度240HBs,查表13-1得C值在107~118范围内，查表13-3得4=650Mpa再由表13-2查得许用应力L」]=60Mpa.按扭转强度估算轴径电动机为Y100L-4联轴器为HL2根据表电动机为Y100L-4联轴器为HL2又表13-2查得d>c3JP=(107~118)3J-2-87=(13.5~15)mm，n ,1420考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将直径加大 3%~5瞅为(14.2~15.8)mm。一 0009 .因为选用的电动机Y1001-4的输出轴D=28 mm,所以选用的联轴器为-0.004HL2,轴的最小直径为d=30mm.设计轴的结构。d1d1=30mmd2=d5=35mmd3=38mmd4=56mm要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向用过盈配合固定。②确定各轴段的直径轴段1是最小直径，为d=30mm,考虑到对安装在轴段1上的联轴器定位，则轴段2要有轴肩，同时能够顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承

L1=60mmL2=69mmL3=76mmL1=60mmL2=69mmL3=76mmL4=60mmL5=30mm直径d3=38mm,d4=56mm为了便于拆卸，取d5=d2=35mm.计算各轴段的长度第一段要安装联轴器，考虑到联轴器的连接与固定，使L1略小于L联轴器，查表得L联轴器=62mm；rLi=60mm第二段为外伸段，一部分在减速器内，一部分在外，所以它的长度须由多段相加L2=11emBb挡油环=2010101712=69mmFt1=742.3NFFt1=742.3NFr1=270.2NFa1=200Ne为轴承端盖厚度e=1.2d螺钉=1.2父8=9.6mm,取e=10mmm讷轴承端盖的止口端面至轴承座孔边缘的距离B为轴承宽度以此类推，计算出各轴段的长度 得L3=76mm L4=60mm L5=30mm.轴的校核21Ft1=1=742.3Nd1Fr1=270.2NFa1=200NQ(L1L2L3)-Fr113-Fa1d12970.17(175122417)-382.3417-203848

122417=1288.40N利用公式计算得：R2H=Q-R1H-Fr=972.17-1288.41-382.3--698NR1vFt1 R1vFt1 L3L2 L3=1030.4147122417-286.56NR2V=Ft1—F1n=1030.41-286.56-743.85NR1=J'R2H•R2=$1288.402285.562=1319.88NR2—&H-R2V-（二698）2—1743.852=1020.08NM'aH=R2HL3=-698417=-291066Nd1 16aH二M'aH一FaH二M'aH一Fa12 2MbH=—972.17175=—170129.75NMav=-F1VL2=-286.56122=-34960NMa二.JM2HM；v-34456.9234960.322=490172NM'a="M'aH-M'2v=7328062+349602=417942Mb=,M；hM；v=<6951717.A02=6951718N对轴进行校核的：Ma二1=a3=11.45<60Mpa0.1d3Ma1a13=117.175<600Mpa0.1d3

六、中间轴的设计与计算.已知条件：中间轴传递的功率p2=2.73kw转速n3=211.94r/min齿轮分度圆直径d2=346.4mmd3=68mm齿宽3=52mmb3=74mm.选择轴的材料因传递的功率不打，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表7-4选用的材料45钢调质处理 硬度220HBS,查表得j=650Mpa再查表13-2得许用弯曲应力k/-60Mpa3.初算轴径查表13-1得d许用弯曲应力k/-60Mpa3.初算轴径查表13-1得d在107~118范围内则dm.之C，^=(107~118户2.73\211.94=24.61~27.14mmd1=35mmd2=d4=38mmd3=42mmd5=35mm.结构设计(1)轴的结构构想图。1⑵设计轴的各段轴径与确定轴承该段轴上安装轴承，其审计应与轴承的选择同步，考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，轴段1,5上安装轴承，其直径即应便于轴承安装，又应符合轴承安装,L1=42mmL2L1=42mmL2=50mmL3=10mmL4=72mmL5=45mm寿命要求，则改变直径系列，取6207进行设计计算，由表13-4得轴承内径d=35m外径D=72mn®度B=17mm®位轴肩直径d3=42mm外径定位直径Da=65mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7故dmin=35mm,即d1=35mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，所以轴径也一样则 d5=35mm轴段2上安装齿轮3,轴段4上安装齿轮。为方便齿轮的安装，d2和d4分别略大于d1和d5,可初定d2=d4=38mm其高度为(0.07~0.1)d2=(3.29~4.7)mm,取h=4mm故d3=42mm(3)确定各段轴长轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短，故取L4=72mm,L2=50mm轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为轴段3的长度为L3=10mm轴段1及轴段5的长度。轴承内端面距离箱体内壁的距离取△=12mm中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。贝脖由段1的长度为 L1=B+A+&+3=17+12+10+3=42mmFt3轴段5的程度为L5=B:二：i22=1712142=45mm轴上力作用点的距离，轴承反作用力的距离点，距离轴承外圈大断面的距离Fr3Fa3Fn33618N1363N970N3986Nas=15.7mmTOC\o"1-5"\h\zb, 6911=L1---a3-3=42——15.7-3=57.82 2b2b3 694612=L3 2 3=10 67.2mm2 2b2 6913人：-2-a32=45：—15.7-2=61.8mm2 2(4)轴的校核画轴的受力分析见图（图2）计算支撑反力圆周力Ft3=2T2=2I2I3282.88 76.291030.4161.8-3702.71(67.261.8)-203.84 2 691.61——2- 57.867.261.8=-2511.685NI2I3282.88 76.291030.4161.8-3702.71(67.261.8)-203.84 2 691.61——2- 57.867.261.8=-2511.685NFR2=Fr2-FR1-Fr3=382.31-(-2511.685)-1370.98=1523.015N在垂直平面上径向力为F径向力为Frs二Ft3tan-cos-=3618M鬻=1363N轴向力为Fa3=Ft3tan'■二3618tan15o=970Na313法向力为Fn3=—F^—=——誓一o=3986Ncoscos-cos20cos15在水平面上Ft2lFt2l3-Ft3(12 l3)-Fa2-Fd3d3

2R1FR1vFt3(12 13)弱211 12 133702.71(67.261.8)1030.4167.257.867.261.8二2929.6NFR2VfFt2-FR1v=3702.711030.41一2927.6=1805.52N轴承的总支撑反力为FR1:Ff2H.FR2V=；2511.68522927.62:3857.38NFR2-JfJh FR2v，41523.01521805.522-2362.1N③画弯矩图MaH=Fr1Hli=2511.68557.8--145175NmmTOC\o"1-5"\h\zd3 76.29M'aH=MaHFa33=145175691.61—— =-118793.54NmmaH aH a3 _ _2 2M'bH=FR2Hl3=1523.01561.8=94122.327NmmMbHMav=M' Fa2d2=94122.327-203.84282.88MbHMavbH a22 2二FR1Vli=2927.657.8=169215.25NmmMbv=Fr2nl3=1805.5261.8-111581.136NmmMa=JM2HM；v=41451751692152—222956NmmM'a=\M'2HM'2v=.118793.5421692152=206750.14NmmMb=MbHMbv=、65291.9742111581.136=129280.28NmmM'b=M'；hM'2v-94122.3272111581.1362=145977.26Nmma-a截面仃xbMMW-0.1d3a-a截面仃xbMMW-0.1d322295630.176=27.838Mpa二xbM'

0.1d33145977.26

0.1763=33.25Mpa二二b由表2-6查得45钢调制处理抗拉强度极限仃b=650Mpa表8-32查得轴的许用弯曲应力[二」b]=60Mpa

中时受力分析七、低速轴的设计与计算.材料的选择 选用45钢正火处理仃b=600Mpa 硬度210HBs仃q=55Mpa.按扭转强度估算轴径根据表13-1查得c=107~118又由表12-2查得d占c3=(107~118)d-^^_=(42.8~47.2)mm\n ■41.48考虑到轴的最小直径处要安装联轴器会有键槽存在， 故将估算直径加大3%-5%U取(45~50)mm,取d=50mm,选用的联轴器为HL4.设计轴的结构并绘制草图①确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的

装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。②确定各轴段直径轴段1外伸直径最小di=50mm考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2为过渡段，d2=54mm。轴段3、5的直径d3=58mm,d5=58mm同理，d4=68mm同理，d4=68mmd6=d2=54d1=50mmd2=54mmd3=58mmd4=68mmd5=58mmd6-d254mmL1=112mm（略小于L联轴器）L2=77mmL3=55mm4.轴的校核已知条件低速轴的转矩T3=580.18Nm转速n3=41.48r/min螺旋角P=15°L1=112mmL2=77mmL3=55mmL4=6mmL5=66mmL6=34mm圆周力Ft44.轴的校核已知条件低速轴的转矩T3=580.18Nm转速n3=41.48r/min螺旋角P=15°L1=112mmL2=77mmL3=55mmL4=6mmL5=66mmL6=34mm圆周力Ft42T3d42X580.18X10=3354N 其方向与作用点圆周速度方向相346Ft4-3354NFr4=1221NFa4=900NFn3=3659Nn径向力Fr4tan20o=3354xS5=1221n轴向力Fa4二Ft4tanB=3354tan15o=900N法向力Fn3Ft33354cos20ocos:cos20ocos15o-3695N八、键的选择及校核1.高速轴键的选取与校核八、键的选择及校核1.高速轴键的选取与校核轴与联轴器的连接，选用一个普通平键，根据轴上的尺寸查资料［1］表10-1初选定为b。8M7 L=50mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料［3］表6-2查得许用挤压应力［op］=100U120MPa,取平均值,p］=110MPa,轴上用于连接联轴器的键的工键A850GB/T1096-1979作长度为l=L--=50-'=46mm键与轮毂键槽的接触高度2 2k=0.5h=0.5父7=3.5mm,d1=30mm由公式％p=8MPa<凡］2T12^19.3^103kld1-由公式％p=8MPa<凡］故此键满足工作要求键标记为：键A8M50GB/T1096-1979.中间轴键的选取与校核TOC\o"1-5"\h\z轴上用于高速大齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸与查资料 ［1］方10-1初选定为bh108L=45mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料［3］表6-2查得许用挤压应力L］=100U120MPa,取平均值,p］=110MPa。键的工作长度为b 10=L一=45- =40mm2 22工kld12123.0110344038=40.5MPa；0P键A10632工kld12123.0110344038=40.5MPa；0P键A1063GB/T1096-1979故此键满足工作要求键标记为：键A1045GB/T1096-1979轴上与低速轴齿轮查资料［1］表10-1初选定为bMh10M8 采用普通平键。L=63mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料［3］表6-2查得许用挤压应力]=100]120MPa,取平均值©P]=110MPa键的工作长度为l=L-b=63-1°=57mm2 2键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x8=4mm,d1=38mm2Ti 2123.01103由公式c-= 28.4MPa二Pkld1 45738 -P故此键满足工作要求键标记为：键A1063GB/T1096-1979键A14100键A14100GB/T1096-1979轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸查资料 ［1］表10-1初觉定为bh1610L-46mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料［3］表6-2查得许用挤压应力回］=100山20MPa,取最大值国］=120MPa。键的工作长度为TOC\o"1-5"\h\zb 16=L一=46- =38mm2 2键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5父9=4.5mm,d〔=58mm2T3 2580.18103由公式:\= 3 114MPa::Pkld1 4.53958 -P故此键满足工作要求键标记为：键A1646GB/T1096-1979轴上用与联轴器连接的键，查资料［1］表10-1初选定为b^h14M9采用普通平键L=100mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料［3］表6-2

查得许用挤压应力[<ip]=100LJl20MPa,取平均值二p=110MPa键的工作长度为l=L—b=100—14=93mm2 2键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x8=4mm,d1=50mm由公式％=2T由公式％=2T1p kld12580.1810349350=13.23MPa<匹］故此键满足工作要求键标记为：键A14100GB/T1096-1979九、轴承的校核.中间轴①计算轴承轴向力由表11-9查轴承6207得Cr=19.8KN C0r=13.5KN由表9-10查得6207轴承内部轴向力计算公式：Fs=0.4FrFS1=0.4FR1=0.42512=1005NFs2-0.4FR2=0.41523-609N外部轴向力Fa=970N则：Fs2Fa=609970=1579N则两轴轴向力分别为 Fa1 =Fs1 =1005N Fa2 =Fs1 -Fa =1005-970=35NRi>R>,Fa1>Fa1故只需校核轴I②计算轴承的当量动载荷 F1=^0°5-=0.07查表11-9得e=0.43C13500因F±=1005=0.4<e因止匕*=1y=0因为有中等震动，所以fp=1.2R1 2512