二级展开式圆柱齿轮传动减速器设计说明书Ⅱ资料

1、目录5一.工作条件5二.原始数据5三.设计内容5四.设计任务5五.设计进度666. 电动机类型和结构的选择7. 电动机容量的选择7. 电动机转速的选择7. 电动机型号的选择7 8. 总传动比8. 合理分配各级传动比8三. 传动装置的运动和动力参数计算8 9. 高速啮合齿轮的设计9. 低速啮合齿轮的设计14三. 滚筒速度校核1919. 初步确定轴的最小直径19. 轴的设计与校核2030. 高速轴上轴承（ 6208）校核30. 中间轴上轴承（ 6207）校核31. 输出轴上轴承（ 6210）校核3234一. 键的选择34二. 键的校核3435一. 高速轴与电动机之间的联轴器35二. 输出轴与电动机

2、之间的联轴器3536. 通气孔36. 油面指示器36. 起吊装置36.油塞36.36. 轴承盖3737一. 齿轮润滑372. 滚动轴承润滑37. 密封方法的选择3737383机械设计课程设计任务书题目：设计用于带式运输机传动系统的齿轮（蜗轮）减速器一工作条件连续单向旋转、 载荷平稳、 室内工作、 有粉尘 (运输带与滚筒摩擦阻力影响已在 F 中考虑 )。二原始数据运输带工作拉力 F（ N）：2500卷筒的直径 D（ mm）：400运输带速度 V （ m/s）：1.1运输带速度允许误差5%使用年限（年） ：10工作制度（班 /日）：1生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级齿轮及蜗轮；动力来源：电

3、力、三相交流380/220 伏。三设计内容电动机的选择与运动参数计算；齿轮传动设计计算；轴的设计；滚动轴承的选择与校核；键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制；设计计算说明书的编写。四设计任务减速器总装配图一张；齿轮、轴、箱体零件图各一张；设计说明书一份。4五设计进度1、 第一阶段：传动方案的选择、传动件参数计算及校核、绘制装配草图2、 第二阶段：制装配图；3、 第三阶段：绘制零件图。传动方案的拟定及说明一个好的传动方案， 除了首先满足机器的功能要求外， 还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行

4、比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。根据工作条件和原始数据可选方案二， 即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。示意图如下：1电动机； 2联轴器； 3齿轮减速器；4联轴器； 5鼓轮；6带式运输机实际设计中对此方案略微做改动， 即：把齿轮放在靠近电动机端和滚筒端。（其他们的优缺点见小结所述）5电动机的选择( 以下公式引用自1P 78)一.电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载

5、荷平稳、单向旋转，无特殊要求。所以选用常用的封闭式 Y 系列三相异步交流的电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低等优点。二.电动机容量的选择1. 工作机所需功率 Pwpw = 2.75kw知 F=2500 NV=1.1m/s所以 pwFV2500 1.1 kw 2.75kw100010002.电动机的输出功率pdpdpw /= 0.895=联轴承3齿2联 0.990.993 0.97 20.99 0.895pdkwpdpw /kw3.确定电动机额定功率PedPed =4kw因为 Ped 应等于或稍大于pd 。故选择 Ped =4kw 的电动机。三.电动机转速的选择工作机滚筒的转

6、速Nw60*1000* V /D =60*1000*1.1/ （ 3.14*400 ） =52.55r/min因为两极传动的总传动比最好不要超过20，故电动机的同步转小于等于 NW *20=1051r/min, 同时总传动比应越接近20 越好。故选同步转速为1000r/min 的电动机。6四.电动机型号的确定根据上面步骤的计算，查表选出电动机型号为Y132M1-6, 其额定功率为 4kW ，满载转速960r/min 。基本符合题目所需的要求。（ 1P196 表 20-1 ）电动机型号：Y132M1-6传动装置的运动和动力参数(以下公式引用自1P810)一.总传动比由电动机的满载转速nm 和工作

7、机主动轴转速nW 可确定传动装置应有的总传动比为：i总 nm / nW其中nm =960r/minnW 52.55r/mini总 18.27故： i 总 18.27二.合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以选i1 1.3i 总 。i1 =4.873由=18.27 ，得i2 =3.749i总i1 =4.873，i2 =3.749三.传动装置的运动和动力参数计算1. 各轴转速n1 =960r/min高速轴： n = Nm =960r/minn2 =197.0r/min1中间轴： n2 = n1 / i1 =960/4.873=197.00r/minn3 =52.55r/min7输出轴： n

8、3 = NW = n2 / i2 =197.00/3.749=52.55r/min各轴输入功率计算p1 = pd联 =3.07*0.99=3.039kwp2 = p1轴承齿 =3.039*0.99*0.97=2.919kwp3 = p2轴承齿 =2.919*0.99*0.97=2.803kw各轴的输入转矩电动机转矩T=9550 pd / n1 =9550*3.07/960N.m=30.540 N.mT1=9550 p1 / n1=9550*3.039/960 N.m =30.232 N.mT2 =9550 p2 / n2 =9550*2.919/197.00 N.m =141.505 N.mT

9、3 =9550 p3 / n3 =9550*2.803/52.55 N.m =509.394 N.m附：各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机高速轴中间轴输出轴鼓 轮轴IIIIII转速960960197.0052.5552.55（ r/min ）功率（ kW ）43.0392.9192.8032.75转矩30.54030.232141.505509.394510.499（ N m）传动比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801p1=3.039kwp2 =2.919kwp3 =2.803kwT=30.540 N.mT1=30.232 N.mT2 =141.5

10、05N.mT3 =509.394N.m传动件的设计计算一.高速啮合齿轮的设计（以下公式引用自2 第十章）1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7 级精度1） 按方案（ 2）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高， 故精度等级选用7 级精度8（GB10095-88 ）；Z1 203） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS ，大齿轮材料为Z29745 钢（调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS。Z1 20，大齿轮齿数 144） 试选小齿轮齿数Z2 97；5） 选取螺旋角。初选螺旋角 142 按齿面接触强度设计

11、按式（ 10 21）试算，即3 2KtT12u 1 ZH ZEd1tu dH1） 确定公式内的各计算数值1） 试选 Kt 1.6（ 2）计算小齿轮传递的转矩T1 =30.232N.m（ 3）由图 10 30 选取区域系数ZH 2.433（ 4）由表 10 7 选取齿宽系数d 1（ 5）由图 10 26 查得 0.75， 0.875，12则 0.75 0.875 1.6251 26） 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8 Mpa1/2（ 7）由图10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim1H lim2 550MPa；（

12、 8）由式 10 13 计算应力循环次数N1 60 n1 j Lh 60 9601（ 8 300 10）1.382 109 hN2 N1 / i1 1.382 109 /4.873=2.837 108 h9） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.95； KHN 2 1.07Kt 1.6T1 =30.232N.mZH 2.433d 11.625ZE 189.8 Mpa1/29（ 10） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S 1，由式（ 10 12）得H1KHN1*H lim10.95 600MPa 570MPaSH2 KHN2*H lim2 1.07 550MPa 5

13、88.5MPaSH(H1H 2 )/2 (570+588.5)=579.25MPa2） 计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径d,1t3 2Kt T12u 1 ZH ZEd1t ud H33221.630.2321014.8732.433189.8=11.6254.873mm=35.73mm579.25（ 2）计算圆周速度 d1t n235.73960=1.8m/sv=100060100060（ 3）计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t =1 35.73mm=35.73mm。mnt = d1t cos= 35.73cos14=1.73z120h=2.25 mnt =2.25 1.73mm=3.8

14、9mmb/h=35.73/3.89=9.19（ 4）计算纵向重合度H =579.25MPad1t 35.73mmmnt =1.730.318d z1 tan1.5860.318 1 20 tan141.586=5） 计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 K A=1根据 v=1.8m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数KV =1.07；10由表 10 4 查的 KH的计算公式和直齿轮的相同。故K H =1.12+0.18(1+0.6 12)112+0.23 10 3 35.73=1.586由表 10 13 查得KF=1.33由表 103 查得 K H= KF=1.4。故载荷系数K= K

15、A KV KH KHK=2.13=1 1.07 1.42 1.4=2.13（ 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 1010a）得d1 39.31mm33d1d1t K / Kt=35.732.13/1.6 mm=39.31mm（ 7）计算模数 mnmn =1.91mmmnd1 cos39.31 cos14=20mm=1.91mmz13 按齿根弯曲强度设计由式 (10 17)312Y Ymn2KTY cos2Fa Sad z1F1） 确定计算参数K=1.99（ 1）计算载荷系数K= KA KV KFKF=1 1.071.33 1.4=1.992）根 据 纵 向 重 合 度 = 0.

16、318 z tan =0.318 1 20 1tan14。Y 0.88=1.586，从图 10 28 查得螺旋角影响系数Y 0.88（ 3）计算当量齿数ZV 1= Z1 /cos3 =20/cos 3。14=21.8911ZV 2 = Z2 /cos3 =97/cos 3。14=103.99（ 4）查取齿型系数由表 10 5查得 YFa1 =2.724 ； YFa2 =2.175（ 5）查取应力校正系数由表 10 5 查得 Y =1.569； Y =1.793sa1sa2（6）计算F 由图（ 10-20C ）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MpaFE 2 =380Mpa7）由图（ 1

17、0-18 ）查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.88KFN 2 =0.91（ 8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-12）得：F 1KFN1FE1=0.88 500=SMpa =314.29Mpa1.4F 2KFN 2FE 20.91 380=S=Mpa =247MPa1.4（ 9）计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以比较FYFa1YSa1 =2.7241.569=0.01360F1314.29YFa 2YSa2 =2.1751.793=0.01579F2247大齿轮的数值大2） 设计计算m3 2 1.99 30.232103 0.88 cos2 14 0.0

18、1579n12021.625=1.34YFa1 =2.724YFa2 =2.175Ysa1=1.569Ysa2 =1.793大齿轮的YFa 2YSa2F2=0.01579mn1.3412对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿mn =1.5根 弯 曲 疲 劳 强 度 计 算 的 法 面 模 数 mn ， 取 mn =1.5 ， 则Z =271Z135.73 cos14Z2 =131=23.112取 Z =27，则 Z2= Z i1 =27 4.873=131114 几何尺寸计算1)计算中心距z1 z2 mn(27 131)1.5a=122.13mma=122mm2cos2

19、cos14a 圆整后取 122mm按圆整后的中心距修正螺旋角 =13.76=arcosz1 z2 mn(27131) 1.52a=2=13.76122由于 值改变不大，故参数 、K 、 ZH 等不大，不用修正3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=41.695mmd1Z1mn271.5=41.695mmd2 =202.306mmcos cos13.76Z2 mn=1311.5=202.306mmd2 cos cos13.76B1 =42mm4)计算齿轮宽度d1B2b d=141.695 mm=41.695mm=47mm=圆整后取B1 =42mm ， B2 =47mm5 结构设计以大齿轮为例。 因齿

20、轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构略。二.低速啮合齿轮的设计（以下引用公式均为2 第十章）131 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数Z1 251） .试选小齿轮齿数Z1 25，大齿轮齿数 Z2 94；Z294其他参数和上对齿轮一样2 按齿面接触强度设计按式（ 10 21）试算，即32KtTu 1ZZ2HEd21tud HT =141.505N.m1） 确定公式内的各计算数值21） 计算小齿轮传递的转矩 T2 =141.505N.m（ 2）由图 1026查 得 0.778 ， 0.884 ， 则 =1.66212 0.7780.884 1.66212

21、（ 3）由式 10 13 计算应力循环次数N 60 n j L h 60197.00 1（ 8 300 10）112.837 108 hN2 N1/ i1 2.837 108 /3.749=7.566107（ 4）由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数KHN1 1.07；KHN 2 1.16。（ 5）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数 S 1，由式（ 1012）得H 1KHN1*H lim1 1.07 600MPa 642MPaSH 2KHN2*H lim2 1.16 550Mpa 638MPa H =640MPaSH( H1H 2 )/2 (642+638)Mpa=640MPa其他

22、数据和上对齿轮的数据一样2） 计算14（ 1）试算小齿轮分度圆直径d1t32KtT1u 1 ZH ZE2d1t uHd31.6141.50510313.7492.43322189.811.662mm3.749640=56.43mm（ 2）计算圆周速度 d1t n256.43 197.00v=1000=60=0.58m/s601000（ 3）计算齿宽 b 及模数 mntd1t=156.74mm=56.43mmb= dmnt = d1t cos=56.43cos14。 =2.19z125h=2.25 mnt =2.25 2.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（ 4）计算

23、纵向重合度= 0.318dz1 tan= 0.318 125tan14 =1.9825） 计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 K A=1根 据 v=0.58m/s,7 级 精 度 ， 由 图 10 8 查 得 动 载 系 数KV =1.035 ；由表 10 4 查的 K H的计算公式和直齿轮的相同。故KH =1.12+0.18(1+0.6 12) 12+0.23 103 56.74=1.42由图 1013 查得 KF=1.33由表 103 查得 KH= KF=1.4。故载荷系数K= KA KV KHKHd1t =56.43mmmnt =2.19=1.982K=2.0615=1 1.035 1

24、.4 1.42=2.06（ 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10 10a）得d33 2.06 /1.6 mm=61.39mm= d1t K / Kt = 56.431（ 7）计算模数 mnd1cos61.39 cos14mn=mm=2.38mmz1253 按齿根弯曲强度设计由式 (10 17)32KT2Y cos2YFaYSamn 2 zd1 F1） 确定计算参数（ 1）计算载荷系数K=K A KV K F KF =1 1.035 1.4 1.35=1.96（ 2）根据纵向重合度=0.318 dz1 tan 0.3181 25tan14=1.982，=从图 10 28 查得螺旋

25、角影响系数Y 0.88（ 3）计算当量齿数。ZV 1 = Z1/cos 3 =25/cos 3 14 =27.37。ZV 2 = Z2 /cos3 =94/cos 3 14 =102.90（ 4）查取齿型系数由表 10 5 查得 YFa1 =2.564； YFa 2 =2.178（ 5）查取应力校正系数由表 10 5 查得 Ysa1 =1.637 ； Ysa2 =1.7926） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.91KFN 2 =0.937） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.91d1 =61.39mmmn =2.38mmK=1.96Y 0.88YF

26、a1 =2.564YFa2 =2.178Ysa1 =1.637Ysa2 =1.79216KFN 2 =0.93（ 8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-12）得：=K FN1FE10.91 500F 1S=1.4Mpa =325Mpa=KFN20.93 380F 2SFE2 =1.4Mpa =252.43MPa（ 9）计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以比较FYFa1YSa1 =2.564 1.637=0.01291F 1325YFa2YSa2 =2.1781.792=0.01546F 2252.43大齿轮的数值大。2） 设计计算321.96 141.505103

27、0.88 cos2 140.01546mn 121.66225=1.90mm对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn ，取 mn =2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1 =61.39mm 应有的齿数。于是由Z1 =d1 cos61.39cos14=29.28mn2取 Z=32 ，则 Z2= Zi1 =32 3.749=12011几何尺寸计算1） 计算中心距大齿轮的YFa 2YSa2F2=0.01546mn 1.90mmmn =2Z1 =32Z2 =120a=157mm17z1 z2 mn(32

28、 120)2a=156.65mm2cos2cos14 =14.50a 圆整后取 157mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcosz1 z2mn (32120) 22a=2=14.50157由于 值改变不大，故参数、 K 、 ZH 等不用修正。d =66.105mm13） 计算大、小齿轮的分度圆直径d2=247.895mmZ1mn322d1cos= cos14.50=66.105mmB1 =75mmZ2 mn1202d2cos= cos14.50=247.895mmB2 =70mm4） 计算齿轮宽度b=dd1= 1 66.105 mm=66.105mm圆整后取 B1 =75mm ， B2

29、 =70mm.结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构见零件图实际速度v三.滚筒速度校核1.105m / m速度误差滚筒实际速度0.5%96027323.14400符合要求v1311206010001.105m/ m速度误差1.1051.1100%0.5%5%1.1故齿轮设计符合要求轴的设计计算一.初步确定轴的最小直径183P选轴的材料为45 钢，先由式 d A0初步确定轴的最小直径N(其中 A0 取 103126)拟定高速轴齿轮为左旋，中间轴齿轮为右旋，则输出轴齿轮为左旋。（ 2P132 式（ 15 3）3P33.039高速轴：

30、 d A0N= 126mm=18.50m9603P 1203 2.919中间轴： d A0N=29.47mm1973P32.803输出轴： d A0N= 110=41.41mm52.55二.轴的设计与校核1.作用在齿轮上的力Ft 12T230.232N=1450.15N=3d41.695 10Fr 1 = Ft1tann=1450.15tan 20N=543.41Ncoscos13.76Fa1 = Ft1 tan=1450.05tan13.76 =355.09N ；同理Ft 3=4109.76NFr 3 =1545.04NFa3 =1062.86N则 Ft 2 = Ft 3 + Ft1 =41

31、09.76+1450.15=5559.91NFr 2 = Fr 3 - Fr 1=1545.04-543.41=1001.63NFa 2 = Fa3 - Fa1 =1062.86-355.09=707.77N滚动轴承的选择由以上的计算可以看出：三根轴的轴向力都非常小，故选用成本最低的深沟球轴承。Ft1 =1450.15NFr 1 =543.41NFa1 =355.09NFt3 =4109.76NFr 3 =545.04NFa3 =1062.86NFt 2 =5559.91NFr 2 =1001.63NFa 2 =707.77N19高速轴的结构设计与校核确定轴上零件的装配方案如下图所示abcde

32、f根据轴向定位的要求确定轴的各段直径由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm；轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 3mm，所以该段直径选为 38；c.该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，则轴承选用 6208 型，即该段直径定为40mm；该段轴要插齿轮；轴肩固定轴承，直径为 48mm；该段轴要安装轴承，直径定为40mm。各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：该段由联轴器孔长决定为 60mm；该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为 62mm；该两段轴安装轴承和挡油盘， 轴承宽 18

33、mm，并且轴承要离箱体内壁 10mm,封油盘要突出内壁 2 mm,故该段长度定为 30mm；该段加工齿轮，齿轮宽为 47mm，定为 47mm；该段有低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁的距离决定，取80mm；该段同 c 段，同为 30mm。所以高速轴的总长为309mm 。轴的校核因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点如下：高速轴的总长为 309mm轴承作用点齿轮中点20按弯扭合成应力校核轴的强度水平弯矩 M HM= Fa1*d1/2= 7.402N.mFv1 =314.71NFr 1 =543.41NFv 2Fa1 =355.909N M故其弯矩

34、图为：竖直弯矩 M V21弯矩图为：扭矩图为：22其中 F =314.71Nv1Fv2 =944.9NFty1 = Ft1 *122.5/188=944.9NFty 2 = Ft1 *65.5/188=505.2N则从上可知危险点在受力点，即齿轮中心M H =35.42N.mMV =61.89N.mT=30.232N.m40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 1355MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以0.6 。W=d 3 = (41.695 2.25 1.5)3 10 9= 5.46310 6 m3(MV2MH2) ( T3)2ppW13.47MPa(61.89235.422 )(0

35、.6 30.232)215.46310 613.47MPa 1高速轴选择高速轴校核安全。合格中间轴的结构设计与校核确定轴上零件的装配方案如下图所示：abcde根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a.a 和 e 段轴用于安装封油盘和轴承6207，取直径为 35mm。b.b 段安装大齿轮，直径定为38mmIV-V 段分隔两齿轮，直径为 45mm。V-VI 段安装大齿轮，直径为 38mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a 段轴承宽度为 17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为 10mm, 且 b 段的大齿轮离内壁为16mm，故 a 段长度为 17+10+16=43mm2 。23b 段为大齿轮的宽度

36、 42mm。c.c 段用于隔开两个齿轮，长度取为10mmd.d 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度75mm。e 段为轴承宽度为 17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为 10mm，且 d 段的小齿轮离内壁为7mm，故 e 段长度为 17+10+7=34mm 。中间轴总长为204mm.轴的校核因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下：55.568.563中间轴总长为204mmFt1Ft 3133.44198.8073.5937.6754.7419.61141.505FV1( Ft 1 131.5Ft363)/18

37、7=（ 1450.15*131.5+4109.76*63 ） /187=2404.33NFV 2( Ft1 55.5Ft 3124)/187=（ 1450.15*55.5+4109.76*124 ） /187=3155.58NFH 1( Fr 3 63M 2M1)/197=（ 1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2） /197N=132.74N24FH 2Fr 3 Fr1 Fv1 (1545.04 543.41 132.74) N 868.89 NFr1 = Fr1 =543.41NFr 3 = Fr 3 =1062.86N5.校核轴的疲劳强度有上

38、面的分析和弯扭图可知：危险点为两个齿轮的中点40cr 的强度极限为p 355MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以0.6W=d 3d 3bt (dt )2322d3.14383104(384) 2) 10934.776 1063(238mm32(MV 2MH2) ( T3)2p1W(133.44273.592 )(0.6141.505) 243.54MPap 4.77610 6p222)(T3)245.26MPa(M VM H p p2W(198.80254.742 )(0.6141.505) 245.26MPap 中间轴选用4.77610 6安全故中间轴选用安全。输出轴机构设计轴的结构设计

39、见零件图求轴上的载荷因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下：25其中 Frx1 = 1221.91 NFrx 2 = 323.13NFty1 =1405.97 NFty2 = 2703.79 N精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯扭图可以看出，齿轮中点处弯距矩最大，但应力集中非常小，故不是危险面，而在齿轮的右侧，虽弯矩不大，但应力较集中，所以判断为危险截面。截面左侧抗弯截面系数W0.1d30.1 523 10 9 m31.40608 10 5 m3抗扭截面系数Wt0.2d30.252310 9 m32.81

40、216 10 5 m3界面右侧的弯矩M 为：M H323.133010009.70m3M V2703.79 30100081.11m3故 MM H2M V29.70281.112 N.m81.69N.mM81.69 N .m截面上的扭矩 T3 为T3 =509.394N.m截面上的弯曲应力M81.696.54MPabbW1.4060810 56.54MPa截面上的扭转切应力T3509.394TT18.11MPa18.11MPaWT2.8121610 526过盈配合处的k /k/k /值，由插入法求得，并取0.8，于是得kk3.062.453.060.8（ 2P40 附表 3-8）轴采用磨削加工

41、，表面质量系数为0.92（ 2P40 附图 3-4）故得综合系数为Kk113.06113.150.92Kk 112.45112.540.92（ 2P25 式（ 3-12 ）和 P26 式（ 3-12a）碳钢特性系数的确定0.10.2，取0.1，0.050.1 ，取0.05于是，计算安全系数Sca 值，得S12750 13.35Kam3.15 6.540.1S11556.85Kam2.4518.110.0518.1122ScaS S13.356.856.091.5SS2S213.3526.852（ 2P365366 式 15-6 15-8）故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数W0.1d 30.15

42、0310 9 m31.2510 5 m3抗扭截面系数W0.2d30.250310 9 m32.510 5 m3k3.06k2.453.152.5413.356.85Sca6.0927界面右侧的弯矩M 为M H323.1330 1000 9.70m3M V2703.7930 1000 81.11m3故 MM H2M V29.70281.112 N.m81.69N.m截面上的扭矩 T3 为T3 =509.394N.m截面上的弯曲应力M m177.0014.2MPabW1.2510 5截面上的扭转切应力为TT3509.39420.2MPaWT2.510 5由于轴选用45 钢，调质处理，所以有B640

43、MPa ，1275MPa ， 1155MPa 。2P355 表 15-1）截面上由于轴肩而形成的理论集中系数综合系数的计算及由 r1.60.032 ，D521.04 ，经插值后可查得d50d502.016 ，1.928（ 2P38 附表 3-2 经直线插入）轴的材料的敏感系数为q0.79，q0.82（ 2P37 附图 3-1）故有效应力集中系数为k1q (1)10.79(2.0161)1.80k1q (1)10.82(1.9281)1.76查得尺寸系数为0.73 ，扭转尺寸系数为0.84，2P39 附图 3-2）（ 2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为0.92 ，（ 2P40

44、 附图 3-4）M81.69 N .mb14.2 MPaT20.2MPa2.0161.9281.801.7628轴表面未经强化处理，即q1，则综合系数值为Kk111.80112.550.730.92Kk11 1.76112.180.840.92（ 2P25 式（ 3-12）和P26 式（ 3-12a）碳钢特性系数的确定0.10.2，取0.1，0.050.1，取0.05于是，计算安全系数Sca 值，得S12757.592.55 14.2 0.1 0KamS11558.48Kam1.7620.20.0520.222ScaS S7.598.485.661.5 SS27.592S28.482故可知其安

45、全。滚动轴承的计算(以下公式引用自1P144 表 15 3). 高速轴上轴承（ 6208）校核1 求两轴承受到的径向载荷FF 2F 2314.712944.92995.93Nr 轴1rx1ty1FF 2F 2228.72505.22554.6Nr 轴2rx 2ty22 求两轴承受到的轴向载荷2.552.187.598.48Sca5.6629F a 轴Fa轴2Fa1355.09177.5N2213 求两轴承受到的当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为f p1.2 。Fa轴1Fa轴2177.50.01120.014由于Cor15.8 103Cor(1)对轴承一Fa轴1177.5e0.19 ，Fr轴

46、10.18995.9故当量载荷PAf pF轴11.2995.93N1195.12Nr(2)对轴承二Fa轴2 177.50.32e0.22 ，由于，Fr轴 2554.6所以 Y 1.99 ，。故当量载荷为PBf p (0.56F轴YF轴)r22a1.2 （0.56 544.61.99177.5）789.8N4 轴承寿命的校核Lh1106( Cr )106（ 22.8 103）60n1PA609601195.12=1.21105 h24000hLh2106(Cr )106（22.8 103）60n1PB60960789.84.18 105h24000h二. 中间轴上轴承（ 6207）校核1 求两轴

47、承受到的径向载荷PA1195.12 NPB789.8NLh1=1.21105hLh24.18 105 h30Fr轴1Frx22Fty22134.142 2404.3322408.07NFF 2F 2867.492 3155.5823272.65Nr轴2rx1ty12 求两轴承受到的轴向载荷FFFa 2707.77 N 353.9Na轴1a轴2223 求两轴承受到的当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为f p1.2 。Fa轴1Fa轴2353.90.02620.028CorCor13.5103(1)对轴承一Fa轴1353.90.147e 0.22 ， 故 当 量 载 荷因 为Fr轴12408.07

48、PAf pFr轴11.22408.07N2889.68N(2)对轴承二由于，Fa轴2 353.90.108e 0.22 ，Fr轴 23272.65所以当量载荷为PBf p Fr轴 21.2 3272.65 3927.18N4 轴承寿命的校核Lh1106( Cr )106（19.8 103）60n2PA60197.00 2408.07=4.710424000Lh2106(Cr )106(19.8103)60n2PA60 197.00 3272.6518736h轴承二可用 187367.8年 ，合格300.输出轴上轴承（ 6210）校核PA2889.68 NPB3927.18 NLh1=4.710

49、4Lh218736h31求两轴承受到的径向载荷Fr 轴1Frx21Fty211221.9121405.9721862.74NFr轴2Frx2 2Fty22323.1322703.7922723.03N求两轴承受到的轴向载荷F a 轴1Fa31062.86N 531.4NF a 轴222求两轴承受到的当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为f p 1.2Fa轴2531.40.02680.028Cor19.8 103对轴承一Fa轴1 531.4由于0.285 e 0.22 ，Fr 轴1 1862.76所以 Y1.99 。故当量载荷为PAf p (0.56Fr 轴1YFa轴1)1.2 （0.56 18

50、62.74 1.99531.4）2100.6N对轴承二Fa轴2531.40.22 ，因为0.195 eFr轴22723.03故当量载荷PBf pFr 轴2 1.2 2723.03N3267.64N轴承寿命的校核Lh1106( Cr )106（ 27.0 103）60n3PA6052.55 2100.6=6.7310524000PA =2100.6 NPB3267.64NLh1=6.7310532Lh2106(Cr )106(27.0 103)Lh260n3PA60 52.553267.641.79 105 h24000h1.79 105 h键连接的选择及校核计算一.键的选择选圆头普通平键，材料

51、为钢。所选的结果见下表：键宽 b键高代h键长号L高速10 8轴15010 8工作工作长度高度直径lk转矩d(mm（ mm（ mmT)）（ N m）3240430.232中23638264141.505间10 8轴35638464141.50516 10输45652405509.394出14 9轴58045664.5510.499二.键的校核2T103p 可得：由式pkld（2P103 式（ 6 1）键 1：p12T103230.2321035.9Mpakld4 4032键 2：2T1032141.505103p2kld4 263871.6Mpap15.9Mpap271.6Mpap340.5Mpa33键 3：p32T1032141.50510340.5Mpakld44638键 4：2T1032509.394103p4kld5405298.0Mpa2T1032510.499103键 5：p5kld4.5 664576.4Mpa由于键采用静联接，冲击轻微，所以